车身乘坐室声振耦合的动态子结构修改方法

　　现代车身设计中,车内声学舒适性已成为重要的设计指标之一,也是用户所关心的整车性能指标之一。当前,世界各大汽车制造厂商均十分重视车内降噪技术的研究与应用,并将车内降噪视为提高其产品市场竞争能力的一种有效途径。

　　研究表明,车内噪声能量主要集中在低频,且低频噪声对车辆乘坐舒适性的不良影响尤为显著[1,2,3]。特别是20~100Hz的车内噪声,给人的主观感觉是一种所谓的“轰鸣声(Booming)”,能造成司乘人员的强烈不适感,例如鼓膜发胀、头昏、恶心、心理烦躁等。然而,对于该频带内的车内噪声控制问题,目前尚未能很好地解决。这主要是因为,在如此低的频带内,常规的吸声、隔声措施几乎无效,而有源消声由于低频扬声器尺寸的限制亦不能很好工作。另外,有源消声系统的成本太高而不适用于中、低档车型。为克服这些困难,一种可行的思路是通过适当修改车身结构参数而达到抑制车内噪声的目的。其核心是确定由结构修改所导致的车内噪声变化量与结构修改量之间的定量关系。对此,虽然可采用传统的灵敏度分析方法来处理,但这要涉及到十分复杂、繁琐的模态分析,并且还可能由于模态截断等而带来较为严重的误差[4]。因此,本文提出了一种以车内降噪为目的的车身结构动态修改的新方法,它将对车身壁结构的局部修改等效地视为在其上附加一子结构。这种方法无须进行模态分析、误差环节少、简便且可靠性强,因而更适于在工程实际中推广应用。

　　1　声振耦合有限元分析与传递函数矩阵

　　考虑如图1所示的车身乘坐室,Ω为其内部声空间中的任一区域,lA、lB分别为作用于乘坐室壁结构上区域A、B处的外部载荷。建立车身乘坐室声振耦合分析的对称有限元模型[5],其频域形式为:

式中的K、C、M分别为耦合系统的刚度、阻尼、质量矩阵。X为耦合系统的物理坐标,L为广义激励列向量,它们分别为:

其中,P、Ψ、W分别为车内声空间节点声压列向量、声位移势列向量、车身壁结构节点位移列向量,Ls为作用于壁结构上的外部载荷激励列向量,它总可以表示为:

式中,LA为载荷lA在区域A中结构节点上的等效激励列向量,LB为载荷lB在区域B中结构节点上的等效激励列向量。

　　将式(4)代入式(3),再代入式(1)求出X。若将X中的P和W视为集合,则可将它们分别写成如下形式:

其中,向量PΩ是由处于区域~Ω中的声空间节点上的声压值所构成的集合,PR是PΩ在P中的补集,向量XB是由处于区域~B中的壁结构节点上的位移值所构成的集合,XR是XB在W中的补集。

　　当LA≠0,LB=0时,可将对应的PΩ、XB分别记作PΩ,A、XB,A;而当LA=0,LB≠0时,则将对应的PΩ、XB分别记作PΩ,B、XB、B。将PΩ,A、XB,A、PΩ,B、XB,B分别表示成如下形式：