某電動商用汽車駕駛室NVH性能分析

潘慶龍 吳芷紅

摘要： 為研究車輛駕駛室噪聲、振動、聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）性能，采用有限元軟件建立某款電動商用車駕駛室和聲腔有限元模型并進行聲腔模態分析；以底盤左、右前減振器安裝點為激勵點，駕駛員右耳處為響應點進行噪聲傳遞函數（noise transfer function，NTF）分析，并與車輛標準聲壓級對比。結果表明：建立的聲腔模態振型分布均勻合理，聲腔模態各階固有頻率避開了車輛固有頻率100.8 Hz，防止共振發生；對比車輛標準聲壓級要求，該模型響應點聲壓級在65 dB以內，滿足NVH性能標準。

關鍵詞： 電動汽車；駕駛室；NVH；聲腔模態；NTF

中圖分類號：U461.4 文獻標志碼：A 文章編號：1673-6397（2024）01-0099-06

引用格式： ?潘慶龍，吳芷紅.某電動商用汽車駕駛室NVH性能分析［J］.內燃機與動力裝置，2024，41（1）：99-104.

PAN Qinglong，WU Zhihong. Analysis of NVH performance for an electric commercial vehicle cab［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（1）：99-104.

0 引言

隨著我國經濟水平的快速發展和汽車市場日益壯大，對汽車舒適性的要求越來越高，目前國內汽車的噪聲、振動與聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）相關研究起步較晚，汽車NVH性能相關的故障及投訴逐漸增多[1]。由于電動汽車動力裝置中增加了電機控制器、電動機等結構，在汽車行駛過程中，不同結構之間若產生共振，造成車輛NVH性能下降，使駕乘人員產生不適，影響車輛舒適性，嚴重時影響車輛安全。范習民等[2]提出了V型NVH設計流程，促進了NVH相應評價準則和標準的建立。韓志明[3]對聲固耦合模型進行模態計算與聲壓級頻率響應分析，確定整車最大聲壓級，并根據阻尼區域的振動特性提出優化設計方案，降低了峰值聲壓。時磊等[4]采用相對位移測量積分方法，通過采集加速度信號并處理后確定相對位移，該種方法效率高且成本低，在汽車NVH開發中得到廣泛應用。

本文中以某電動商用車駕駛室為研究對象，分別建立駕駛室和聲腔有限元模型，采用模態頻響分析法，分析不同激勵點下響應點的聲壓級變化，結合聲固耦合模型噪聲傳遞函數（noise transfer function，NTF）分析，將分析結果與標準聲壓級對比，為車輛NVH研究提供一種有效方法。

1 車身有限元模型建立

1.1 車身網格劃分

以某電動商用車駕駛室為研究對象，在CATIA軟件中建立目標模型，檢查、修改后，將建立的計算機輔助設計模型導入有限元仿真軟件ANSA，進行幾何檢查確認模型無誤后，抽取模型中面。由于車身結構復雜，零部件較多，可抽取多個中面，運用Mesh Generation的Batch命令進行批量劃分，提高網格劃分效率。車身零部件上出現各種細微的特征，比如空洞、突起，ANSA軟件自動判斷相關特征并做出幾何清理，再進行合理的尺寸劃分。

由于該模型為內飾車身模型，將駕駛艙內的轉向系統與制動系統劃分為四面體單元，外板與內部框架以及頂蓋、側圍、后圍、前圍、車門、玻璃等車身外板網格尺寸為8 mm×8 mm，內部的小零件及加強筋網格尺寸為4 mm×4 mm，其余部件用三角形劃分。內飾車身模型殼共有926 674個單元，其中三角形單元占比為7%，體單元共有996 776個，節點數為1 208 474。駕駛室有限元模型如圖1所示。

1.2 網格質量檢查

網格質量對于模型分析結果非常重要，網格質量不合格影響計算效率，嚴重時造成模型無法計算[5]。該駕駛室模型要求雅可比數大于等于0.61，縱橫比小于等于5，翹曲度小于等于14，扭曲度小于等于40，四邊形最大角為135°、最小角為45°，三角形最大角為120°、最小角為20°，所建模型網格質量均符合要求。

1.3 材料屬性

模擬有限元仿真計算時，每個零部件對應的材料與屬性直接影響計算結果，在Hypermesh中建立MT1材料屬性卡，其類型為各向同性材料，各材料屬性及參數如表1所示。

1.4 板件連接

駕駛室有限元模型網格劃分與質量檢查完成后，從ANSA導出Nastran文件，并導入Hypermesh，進行板件連接。由于車身中零部件較多，通常采用螺栓、焊點、粘膠等方法連接，形成一個整體，使激勵傳遞到車身各個部位，保證計算結果的準確性[6-7]。

采用ACM中的單元模塊Shell Gap模擬焊點連接，焊點組成結構為一個六面體實體單元，周圍采用柔性連接單元RBE3，將上、下2層板件連接起來；采用剛性連接單元RBE2與CBEAM配合，模擬螺栓連接，賦予CBEAM單元直徑屬性，模擬螺栓直徑；粘膠是一種強度較高的粘合劑，在車身上屬受力組件，可傳遞激勵，采用AREA單元模塊中的adhesives類型模擬粘膠，建立正六面體與柔性連接單元RBE3的組合。板件之間不同連接方式如圖2所示。

2 聲腔模態計算分析

由空氣組成的封閉結構體內存在模態振型與模態頻率，封閉空氣形成的模態稱為聲腔模態[8]。將車身框架內部看作充滿空氣的封閉空間進行聲腔模態分析。

2.1 聲腔有限元模型

在建立聲腔有限元模型的過程中，忽略駕駛室內的轉向制動系統、柱梁及與內板接觸的小部件，僅保留車體框架，以保證聲腔網格的準確性。

座椅是聲腔模態分析中的重要組件。研究表明，座椅的泡沫材質內會摻雜空氣，形成與外部空氣腔體不同的特殊腔體，當該腔體與空氣耦合時，降低聲腔模態頻率[9]，座椅模型如圖3所示。

采用Hypermesh的Nastran模塊建立聲腔網格[10-11]。在建立聲腔網格之前，對外部相鄰零件間的空洞進行填補，確保外部相鄰零件的密封性；使用Acoustic Cavity Mesh功能創建聲腔網格外表面，劃分尺寸為60 mm×60 mm，并導入座椅模型，使用3D頁面中的tetramesh命令將座椅外表面及聲腔內表面的二維網格轉化為四面體實體網格，形成座椅與聲腔一體的四面體網格模型，再進行聲腔模型分析。聲腔有限元模型如圖4所示。圖4模型中包含272 453個四面體實體單元，47 758個節點。

2.2 材料屬性

聲腔模型為流體模型，設置為MAT10流體材料，座椅的密度為11.9 kg/m3，空氣密度為1.19 kg/m3，二者聲速均為345 m/s；二者屬性為PSOLID，將聲腔網格設置成PFLUID，結合Assign面板將創建的材料屬性附加給相應的聲腔網格單元所在圖層。

2.3 聲腔模態計算

將劃分好網格的聲腔模型建立EIGRL格式的載荷集卡片，提取前20階模態頻率，并在loadsteps載荷步面板上設置為normol modes模態分析，采用FLUID流體分析后，導出為BDF格式，并導入OptiStruct求解器進行計算分析，前6階（由于第1階固有頻率為0，本文從第2階模態開始算作1階聲腔模態）聲腔模態振型云圖如圖5所示，前6階聲腔模態

固有頻率及振型如表2所示。

由圖5及表2可知：1階聲腔模態固有頻率為105.7 Hz，模態振型呈階段式橫向分布，中間位置聲壓級最小，由中間到兩側車門處聲壓級逐漸增大；2階聲腔模態固有頻率為108.0 Hz，模態振型呈縱向變化，中間位置聲壓級最小，由中間位置到前圍、后圍板處聲壓級依次增大；3階聲腔模態固有頻率為158.0 Hz，模態振型呈橫縱交錯分布，聲壓級為對角線分布，最大聲壓級位于后圍板左上方、右上方和左右前照燈處；4階聲腔模態固有頻率為161.5 Hz，模態振型呈垂向分布，最大聲壓級在后圍板與底盤的交界處，最小聲壓級在后圍板上方處，此處距離駕駛員及乘客更近，利于提高乘客的舒適性；5階聲腔模態固有頻率為191.8 Hz， 聲壓級在x、y、z 3個 方向均有一定的分布規律，模態振型為復合型，最大聲壓級為頂蓋后部與后圍板正上方交界處；6階聲腔模態固有頻率為195.2 Hz，聲壓級沿橫向與垂向2個方向變化，模態振型為復合型，最大聲壓級位于座椅后方，后圍板左下及右下位置處。聲腔模態各階固有頻率避開了汽車固有頻率100.8 Hz，有效防止共振發生。

3 車身噪聲傳遞函數分析

3.1 內飾車身有限元模型

車輛的各種振動與噪聲都會通過車身傳入到駕駛室內，影響汽車NVH性能[12]。車身某處受到激勵時，在車廂內駕乘人員某響應點處（如駕駛員、乘客的耳朵處）產生噪聲聲壓級（以A計權），通過NTF分析衡量車身結構振動噪聲程度[13-14]。由于NTF與輸入激勵形式無關，與車身結構特性有關，開發初期對新車型進行基于聲固耦合的NTF分析，可盡早發現設計缺陷并改正，同時為車內噪聲預測與控制提供數據支持，降低車內振動噪聲。將內飾車身底盤處的左、右前減振器安裝點設置為激勵點，在激勵點位置施加單位動載荷，選駕駛員右耳處為NTF響應點，該聲腔模型激勵點和NTF響應點位置如圖6所示。

根據行業要求，不同車型對駕駛員右耳處聲壓級標準不同。本文中參考相關車型聲壓級，駕駛員右耳處的最大聲壓級為65 dB。

將1.1節中建立的駕駛室有限元模型與2.1節中建立的聲腔有限元模型同時導入Hypermesh，并進行關聯，得到聲固耦合模型，進行車輛NTF分析。在激勵點 x、y、z ?3個方向上，分別持續施加1 N的單位激振力；設置數據卡EIGRL加載模態頻率為0～500 Hz；設置數據卡TABLED1加載頻率為0～500 Hz，激振力幅值為1 N；設置FREQ數據卡輸出頻率為20～350 Hz，步長為1 Hz；設置SET數據卡定義響應點，搭建內飾車身有限元模型；在Hypermesh中選用OptiStruct求解器求解計算，使用HyperGraph模塊處理NTF曲線，并選擇pch文件查看計算結果。

3.2 NTF曲線分析

不同激勵點時，駕駛員右耳處的聲壓頻率響應曲線如7所示。

由圖7a）可知：在左前減振器激勵下，駕駛員右耳處 x 方向在211 Hz時出現最大聲壓級，為57.07 dB； y 方向在287 Hz出現最大聲壓級，為61.62 dB； z 方向在334 Hz出現最大聲壓級，為62.96 dB。由圖7b）可知：在右前減振器激勵下，駕駛員右耳處 x 方向在234 Hz出現最大聲壓級，為56.51 dB； y 方向在341 Hz出現最大聲壓級，為56.97 dB； z 方向在343 Hz出現最大聲壓級，為57.13 dB。

由NTF分析可知，該模型聲壓級在標準范圍以內，表明該車型結構設計滿足NVH性能要求。

4 結論

針對某電動商用車駕駛室進行聲腔模態分析與NTF分析，結論如下：1）聲腔模態振型云圖分布均勻且合理，各階模態固有頻率均避開了車輛零部件固有頻率，有效防止共振發生，達到NVH性能要求；2）對車身有限元模型進行NTF分析，左、右減震器激勵點對應的 x、y、z 方向上駕駛員右耳處的聲壓級均小于最大聲壓級為65 dB的標準，NVH性能達到目標要求。

參考文獻：

[1] ?薛亮，黃森.汽車 NVH 技術研究現狀與展望[J].汽車零部件， 2013（5）：78-81.

[2] ?范習民，陳劍，宋萍，等.基于系統工程原理的汽車NVH正向設計流程[J].農業裝備與車輛工程，2007（7）：3-5.

[3] ?韓志明.車內噪聲預測分析與阻尼結構拓撲優化[D].重慶：重慶大學，2012.

[4] ?時磊，殷金祥.積分法相對位移測量在汽車 NVH 性能開發中的應用[J].汽車實用技術，2022，47（1）：132-135.

[5] ?范彬.SUV內飾車身聲固耦合噪聲特性分析與優化[D].鎮江：江蘇大學，2018.

[6] ?張建濤.某商用車駕駛室疲勞性能開發及結構改進研究[D].長春：吉林大學，2020.

[7] ?張克鵬.基于HyperWorks的某軌道交通空調風機總成分析研究[J].智能制造，2020（6）：44-46.

[8] ?楊志偉，卓建明，葉松奎，等.某客車低頻轟鳴聲分析及控制[J].機電技術，2016（2）：98-101.

[9] ?滕增.挖掘機駕駛室結構噪聲分析與控制的研究[D].揚州：揚州大學，2017.

[10] ?毋青松.基于聲固耦合的純電動客車NTF分析與結構優化設計[D].濟南：山東交通學院，2022.

[11] ?龐劍.汽車噪聲與振動：理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006.

[12] ?陳實.發動機激勵引起的車內結構噪聲分析與控制[D].重慶：重慶交通大學，2017.

[13] ?周岐坤.某皮卡車身結構NVH性能仿真分析與控制[D].鎮江：江蘇大學，2016.

[14] ?惠飛.基于響應面法的車身壁板結構優化[C]//澳汰爾工程軟件（上海）有限公司.2018Altair結構仿真與優化技術暨OptiStruct用戶大會論文集.上海：澳汰爾工程軟件（上海）有限公司，2018.

Analysis of NVH performance for an electric commercial vehicle cab

PAN Qinglong， WU Zhihong*

School of Automotive Engineering，Shandong Jiaotong University， Jinan 250357， China

Abstract： In order to study the performance of noise， vibration， harshness （NVH） of an electric commercial vehicle， the finite element model of cab and acoustic cavity are established by using the finite element software， and the acoustic cavity modal analysis is carried out. Take the mounting point of the left and right front shock absorbers of the chassis as the excitation point， the noise transfer function （NTF） analysis is performed on the right ear of the driver and compared with the vehicle standard sound pressure level. The results show that the mode shape distribution of the cavity is uniform and reasonable， and the natural frequencies of the cavity mode avoid the natural frequency of 100.8 Hz of the vehicle to prevent resonance， the model response point sound pressure level is less than 65 dB， which meets the NVH performance standard.

Keywords： electric vehicle; cab; NVH; vocal cavity mode; NTF

（責任編輯：胡曉燕）