摘要：为研究汽车的振动噪声特性，利用ANSYS软件采用板壳、梁和流体单元建立某车身结构及车内空腔的有限元模型，其中，将车身结构作为弹性体，乘员室内的空气作为流体. 通过对车身结构、车内空腔流体及车身与车内空腔流体的耦合结构进行模态分析，并对比计算结果，得到它们之间的相互关系，有利于整车振动和噪声特性的研究.
关键词：汽车车身；振动；噪声；模态分析；流固耦合系统；有限元；ANSYS
中图分类号：U467.4；O32；O35；TB115文献标志码：A
Modal analysis on fluid-structure coupling system of automotive body structure and cavity
CHEN Jianghong
(College of Automotive Eng., Tongji Univ., Shanghai 201804, China)
Abstract：To study the vibration and noise characteristics of automobile, the finite element model of an automotive body structure and cavity is established with shell, beam and fluid element by using ANSYS. In the model, the body structure is taken as elastic body and the air in passenger compartment is taken as fluid. The modal analysis is done for automotive body, fluid of cavity and their coupling structure. The results of three cases are compared and their relationship is obtained, which benefits the automobile vibration and noise research.
Key words：automotive body; vibration; noise; modal analysis; fluid-structure coupling system; finite element; ANSYS
0引言
现代汽车的振动噪声特性是衡量汽车质量的重要标志.汽车噪声不仅造成周围环境的污染，影响人们的生活和工作，而且车内噪声与振动、温度、湿度等诸多环境因素有关，是降低车辆舒适性的主要因素之一，因而世界各国都对车内噪声制定严格的控制标准，并将车内噪声的控制作为重要的研究方向.研究车内噪声特性，不仅要考虑整车结构，还需考虑车内流体的动力学特性，属于流固耦合问题.
关于该问题的研究，国外早在20世纪70年代初就已开始.最早是从理论上探讨板状结构物振动时所辐射的声功率，以及离板状结构一定距离、一定角度某点的声压预测理论及预测公式.[1]20世纪70年代初期，CRAGGS[2]等研究如何利用有限元法分析不规则空间声场和声学模态的二维、三维模型和方法.到了80年代，在轿车的车内噪声特性预测和虚拟设计方面做了大量的研究工作[3-4]，系统研究汽车车内室的声学模态有限元建模问题.90年代以来，随着计算机技术的飞速发展，各种在工作站上使用的软件系统被纷纷推出市场.在声学分析方面出现Nastran和ANSYS等软件.此外，比利时LMS公司开发的SYSNOISE软件[5,6]也是目前市场上最好的噪声分析软件之一.该软件结合有限元和边界元，不仅能分析车内噪声，也能分析车外噪声.目前国内有关车内噪声问题的研究也越来越受到各方面的重视，吉林大学利用ANSYS软件分析载重汽车驾驶室在路面激励和发动机激励下产生的噪声，同济大学靳晓雄等对车身结构和车内空腔声振特性建模及预测分析方法进行了系统研究，白胜永[7]等利用整车流固耦合模型对车内噪声进行预测分析和优化设计，刘懿[8]等介绍发动机振动激发的车内噪声预测方法.
对汽车进行噪声特性研究，首先必须对汽车车身和车内流体进行模态分析，它是一切动力学特性研究的基础，为此本文利用有限元法建立用于车内噪声研究的车身和车内流体的流固耦合系统模型，并对车身结构、车内空腔流体及车身和车内空腔流体的耦合结构进行模态分析，对计算结果进行分析对比，为整车振动噪声特性研究提供理论依据.
1流体—结构耦合的动力学方程
声压是指媒质受到声扰动后压强的改变量.以声压p为变量的声波方程为
求解该方程可以计算有吸声材料时的有限单元节点位移和声压.如果不考虑吸声材料，则流体阻尼矩阵为零矩阵；如果不考虑结构阻尼，则结构阻尼矩阵为零矩阵.式(5)为吸声材料和结构阻尼皆不考虑时的情况.
2流体—结构耦合有限元模型建立
现利用ANSYS有限元分析软件建立某车型车身结构及车内空腔的三维实体模型.由于车身外形一般是空间曲面，故通过空间曲线的组合来创建面，这样有利于以后的单元网格划分.由于本文关心的问题是轿车乘坐室内的振动和噪声特性，因此在创建车身外表面时，除考虑车身的前围板和后围板等因素外，还尽量较好地反映车内室的实际形状，这样就使乘坐室成为一个封闭的空腔，并采用三维声学单元建模.车身主要梁结构的横断面尺寸，通过ANSYS的自定义截面属性确定，这样能使梁的横断面惯性矩和质心位置等计算更为精确.
定义完实体模型属性后，对其进行有限单元的网格划分，建立结构—声学耦合系统的有限元模型，并赋予与室内声学单元耦合的车身板间阻抗值等.车身结构及车内声场三维有限元模型见图1和2.
3结构、流体及其耦合系统的模态分析
上面得到的有限元离散化方程的自由度很多，为了对其进行缩减，获得车身和车内流体耦合系统在模态坐标下的运动方程，需要对系统进行模态分析.
3.1车身结构的模态分析
由于本文讨论的车室内部噪声由车身结构振动引起，车身结构既是噪声信号的激励源，也是不平路面激励的响应系统，因此分析车身结构的模态可以更好地掌握振动传递和噪声产生的机理，为车内噪声分析等提供依据.用SUBSPACE求解器对车身结构模型进行模态分析，模态频率的结果见表1.
由模态分析结果可见：车身结构模型的自由度多、模态密集，且多以结构的局部变形为主.图3为车身结构模型的部分模态振型.一些局部模态(如发动机罩的变形等)对车室内噪声水平影响不大，分析时可以不考虑.
3.2车室空腔的模态分析
3.3耦合系统的模态分析
空腔声学模态通过边界条件与车身结构的振动相耦合.这种边界条件建立车室内声压变化和车身壁板振动之间的关系，可以通过FLUID30很好地实现这一耦合，因此空腔声学特性和车身结构动力学特性共同决定车室内的声压.试验表明：车身壁板的振动会改动声学模态的频率和移动节线的位置，并使车室内的噪声响应发生重大变化.
由于耦合系统由结构和空腔相互作用形成，因此其模态与结构和空腔两个系统的模态基本对应.耦合系统的模态振型由两部分组成：结构的变形和空腔流体中声压的分布.这些模态可能是由于结构的振动引起声压分布的变化，也可能是声压变化引起结构的振动而产生的，它们分别对应结构和空腔两个系统的模态.表3是频率不为0的前8阶耦合模态，它们均以结构变形为主.表中同时列出相对应的结构模态，图5是耦合系统模态与相应结构模态的结构变形情况.
3.4结果讨论
对比表中所列两种模态的频率可以看出，由于空气的作用，耦合系统的模态频率稍有变化，但变化基本不会超过1 Hz.大部分模态车身结构的变形部位变化不大，也有少量模态的结构变形相差较大，如图5(a)和(b)就出现交叉现象.
由于以结构变形为主的耦合系统模态非常密集，因此直到第47阶才出现第1个以空腔声压变化为主的耦合系统模态.它对应着空腔系统的第1阶声学模态76.359 Hz的亚谐共振.由于结构壁板的振动，耦合系统中空腔流体的振动模态也出现变化.与空腔系统声学模态相比，模态振型变得更加不规则，见图6.
流体与结构的相互作用不但能够改变原来系统存在的模态，还能激励另一个系统产生新的振动模式.图7和8为结构和流体模态分别激励出的流体和结构的振动模式.18.070 Hz的耦合系统模态是以车身结构变形为主的模态，对应着18.069 Hz的结构模态，其振动使空腔流体的声压发生变化，产生图7中的振动模式.同样，以流体声压变化的耦合系统模态中，结构也会由于流体的振动而产生变形，见图8.
4结论
采用有限元法对车身结构、车内空腔流体以及两者耦合系统模型进行模态分析，并对计算结果进行分析对比发现：
(1)车身结构模型的自由度多，模态密集，且多以结构的局部变形为主，一些局部模态对车室内噪声水平贡献不大，分析时可以忽略.
(2)轿车车室空腔的第1阶模态频率是0，相应的振型中车室内各点声压变化的幅值相同，相当于结构模态中的刚体模态.由于空腔系统中的模态振型出现横向、垂向及各向综合的变化模式，模型在各个方向上是不规则的.
(3)声固耦合系统的模态分别对应着结构和空腔系统的模态，耦合系统的模态包括结构变形和声压分布.由于两个系统之间的相互作用，耦合系统模态中一个系统将使另一个系统的振动形态产生较明显变化.
参考文献：
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[3]SUNG S H. Automotive applications of three-dimensional acoustic finite element methods[C]// SAE Paper 810397. USA:SAE International, 1981: 32-83.
[4]NEFSKE D J. Automotive interior noise predication using a coupled structure-acoustic finite element model[J]. International J Vehicle Design. 1985, 6 (1): 36-39.
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[6]MATHAI T K, CRONIN D L. Application of fuzzy sets to car body structure NVH design[C]// SAEPaper 951093. USA: SAE International, 1995: 1 948-1 956.
[7]白胜永. 轿车车内噪声动态分析及其优化设计研究[D]. 上海：同济大学, 2000.
[8]刘懿. 基于室内噪声控制的发动机悬置优化设计[D]. 上海：同济大学, 2000.
[9]凯墨尔 M M, 沃尔夫J A. 现代汽车结构分析[M]. 陈砺志, 译. 北京: 人民交通出版社, 1987.
(编辑廖粤新)
注：“本文中所涉及到的图表、注解、公式等内容请以PDF格式阅读原文。”