汽车前围板声传递特性分析#
贺岩松1,2，沈旺1，李耀光1，徐中明1,2*
基金项目：国家自然科学基金(50975296)；汽车噪声振动和安全国家重点实验室2010 年度开放基金
(NVHSKL-201012)
作者简介：贺岩松，（1968-），男，重庆大学教授，研究方向为车辆系统动力学及控制. E-mail:
hys38@cqu.edu.cn
（1. 重庆大学机械工程学院，重庆 400030；
5 2. 汽车噪声振动和安全国家重点实验室，重庆 400039）
摘要：通过设计的铝板/矩形腔耦合系统振动噪声实验，验证了运用耦合间接边界元法预估
声激励下弹性板耦合闭空间系统声振特性的可行性。在此基础上，建立了发动机舱声场-前
围板结构-乘坐舱声场三域耦合模型，以随机白噪声模拟发动机辐射噪声，仿真计算了低频
范围内前围板的声传递性能。随后，分析了不同的金属板材料对前围板声传递的影响以及对
10 前围板添加隔声材料后，其隔声性能的变化。计算结果表明，直接采用轻质材料替换钢将导
致前围板隔声性能的下降。在150Hz 以上，敷设隔声材料能提高前围板的隔声性能。
关键词：汽车；耦合间接边界元；前围板；声传递；轻质材料；隔声材料
中图分类号：TB533+.2
 弹性结构的声传递现象广泛存在于建筑声学、机械舱室（如飞机、高速机车、汽车乘坐
35 舱等）设计、水声工程等实际领域中。典型的实例就是空气噪声通过玻璃窗由室外向室内传
播。这种传播现象是以一种典型的流体-结构-流体耦合的问题。即空气中声波与弹性结构耦
合、弹性结构振动的传播以及结构振动与闭空间声场的耦合。因此，研究弹性结构/闭空间
耦合系统的隔声特性具有实际的工程意义。Dowell[1]等和Lyon[2]最早开展了薄板向矩形闭空
间的声传入的研究。Guy[3]在总结前人成果的基础上，将斜入射声波考虑成法向入射声波和
40 切向入射声波的组合，建立了稳态斜入射声波通过薄板向矩形空间声传递的模型。T.W.WU
等[4]建立了流体-结构-流体多域耦合模型，并运用多域边界元法分析弹性板结构的声传输特
性。Balachandran[5]等运用压电智能材料，对声激励下弹性边界的矩形闭空间内声场进行了
主动噪声控制。Geng[6]等将Balachandran 的工作扩展到具有两块弹性板的无规闭空间的情
 况。Moustaf[7]等在Balachandran[5]分析模型的基础上，建立了考虑平板和矩形闭空间内外声
45 场同时耦合的改进模型。邱小军[8]运用模态耦合的方法计算了低频扩散声场通过矩形薄板入
射到矩形闭空间的噪声衰减，并进行了实验验证，发现两者结果吻合。
近年来，BEM（边界元法）已成为分析结构声学性能普遍的工具，结合BEM 和FEM
（有限元法）可以求解出空间声压、速度和结构传递损失[9]。车内噪声是评价乘坐舒适性的
重要指标之一，前围板构成了屏蔽发动机辐射噪声传入乘坐舱内的第一道防线，其声传递性
50 能的好坏直接影响乘坐舱内噪声水平。因此，本文运用耦合间接边界元法，考虑前围板与发
动机舱、乘坐舱声腔的耦合作用，分析前围板的声传递特性。随着铝合金，镁合金等轻质材
料逐步代替传统的钢质车体材料，在汽车上得到广泛应用。因此，本文对比采用不同金属板
材料特性对前围板隔声性能的影响。最后，考虑到前围板薄壁结构本身的隔声量还不够，还
需要对前围板附加声学处理。本文考查了对基础板施加隔声材料前后，前围板隔声量的变化。
55 1 耦合间接边界元法
结构-声耦合分析是将结构系统的运动方程和声场辐射的积分方程通过耦合系数矩阵联
系在一起。对于有限元耦合间接边界元的模型，间接边界元的网格可以分为两部分，一部分
是与结构耦合的边界元网格s Ω ；另一部分是非耦合的边界元网格a.s Ω 。间接边界元的节点
可以分为两部分，一部分是位于s Ω 的μ1 n 个节点，另一部分是位于a.s Ω 上的μ 2 n 个节点，
60 这样双层势μ （间接边界元两侧的声压差）可以写为[10]：
( ) { } { } a 1 i1 2 i2 μ r N μ N μ μ μ = + ， a a r ∈ Ω （1）
式中： μ1 N 和μ 2 N 分别为与s Ω 和a.s Ω 相关的双层势形函数。
对于耦合的结构网格来说，除了结构上直接作用的力或力矩外，还需要作用由声压差即
双层势产生的载荷，这样在结构动力学方程中，就需要增加双层势载荷，即：
 式中： Se n 为耦合的结构网格单元数； S 70 N 为结构网格的形函数；{ne }为单元的法向方向。
间接边界元方程式为：
  求解耦合方程得出结构位移和声场中任意点的声压值。
2 弹性铝板/矩形腔耦合声振系统实验
85 实验采用自行设计加工的弹性板/矩形腔耦合系统，测试声激励下耦合系统声压响应传
递函数频率曲线。矩形腔由一固支铝板和五块刚性壁密封而成。刚性壁由厚度为12mm 钢化
玻璃组成，形成的矩形腔内壁尺寸为0.6mx0.5mx0.5m。铝板通过螺栓紧固于钢架上，钢架
壁与钢化玻璃的外壁通过强力胶进行密封贴合，模拟铝板的固支边界条件。铝板的尺寸为
0.7mx0.5m,厚度为1.1mm，密度为2700kg/m3,泊松比为0.33，结构阻尼损耗因子为0.01，弹
90 性模量为71GPa。为了防止声泄露，所有的缝隙用皮泥封严。
实验测试采用LMS 多通道分析仪发出带宽为0-1000Hz 的随机白噪声信号，输入至B&K
YE2706 型功率放大器，驱动扬声器产生声激励，扬声器距离平板中心高度为0.34m。弹性
板结构在声源激励下振动并向矩形腔内辐射声波，形成内部声场，采用两个B&K4189 传声
器分别测量矩形腔内外的声压信号。采样时间为10s,采样频率为20480Hz，两传声器空间位
95 置分别为（0.3m,0.225m,0.21m），（0.3m,0.225m,0.778m）。试验台架及其相应的弹性铝板
/矩形声腔耦合系统响应测试示意图分别如图1，2 所示。
 图1 耦合系统频响测试实验台架 图2 耦合系统频响测试示意图
Fig.1 The test bed of the coupling system Fig.2 Sketch map of the coupling system
frequency response experiment frequency response 100 experiment
采用有限元耦合间接边界元法进行仿真计算中，保证计算模型的几何和材料参数与实验
一致，建立弹性板的结构有限元模型和闭空间内声场的边界元模型。有限元和边界元模型均
采用四边形壳单元，单元长度为20mm。为了满足固支边界条件，弹性板边界处六个自由度
105 全约束。
利用有限元算法得到弹性铝板的模态特性，定义结构网格和声场网格的接触面为耦合
面。设置与实验环境相同空间位置的测点与点声源。点声源的性质为：自由场中距离该声源
1m 处，声压幅值为1Pa。
将声压响应传递函数频率曲线的仿真结果同实验结果对比，对比结果如图3 所示。结果
110 显示仿真计算与实验结果吻合较好，表明运用耦合声学间接边界元预估闭空间内声场的方法
是可行的。
图3 实验与仿真结果对比图
Fig.3 The contrast figure of the experiment and simulation results
115
3 声激励下前围板声传递特性分析
建立流体-结构-流体三域耦合的声振模型，采用随机白噪声模拟发动机辐射噪声，如图
4 示。定义传声损失为距离前围板等距离的位于发动机舱和乘员舱的两特定点的声压级差[9]：
功率放大器
B&K2706
LMS 多通道分析仪
Input Output
传声器1
传声器2
铝板
扬声器
传声器1
传声器2
 发乘
乘
(10)
120
图4 前围板传递损失计算模型
Fig.4 firewall transmission loss calculation model
首先对前围板边界处节点施加6 个自由度的全约束，进行约束模态的计算。钢质前围板
125 板厚为1mm,密度为7800kg/m3,泊松比为0.3，弹性模量为2.1x1011Pa，结构阻尼损耗因子为
0.01。模态计算结果如表1。
表1 模态分析结果
Table1 The results of Modal Analysis
阶次 f/Hz 阶次 f/Hz 阶次 f/Hz
1 19.9 10 100.4 19 159.9
2 26.4 11 103.7 20 166.7
3 38.1 12 104.1 21 172.5
4 51.3 13 106.6 22 172.6
5 54.9 14 116.4 23 173.1
6 57.6 15 129.5 24 182.1
7 68.4 16 130.6 25 195.2
8 76.8 17 135.6 26 195.9
9 83.8 18 149.2 27 200.9
130
-40
-20
0
20
40
60
0 50 100 150 200
频率/Hz
传声损失/dB
图5 20Hz 时两舱内声压分布云图 图6 前围板的传声损失曲线
Fig.5 The sound pressure distribution Fig.6 The transmission loss of firewall
in two cabin in 20Hz
135
将前围板结构网格和乘坐舱、发动机舱声场声学网格定义为耦合面。再进行声-结构耦
合运算，得到被前围板分隔的两舱内声场分布，图5 为隔声低谷对应的频率20Hz 时两舱内
声压分布云图。选取声波入射侧和投射侧距离前围板200mm 的两测点，根据公式（11）求
得前围板的传声损失，如图6 所示。
140 对比表1 和图6 得出，低频范围内，前围板的传声损失主要取决于结构的模态频率。由
 于耦合作用，使得隔声低谷对应的频率稍有偏移。
3.1 金属材料特性对前围板结构隔声性能影响
为了考察不同金属板材料对前围板结构隔声性能的影响，本文对比分析了车身结构中常
用的低碳钢、合金铝、合金镁材料对前围板结构隔声性能影响。各材料参数如表2 所示。
145
表2 材料参数表
Table2 Material parameter table
E(GPa) ρ （t/m3） ν 质量(kg)
低碳钢 210 7.8 0.3 9.36
铝合金 70 2.7 0.33 3.24
镁合金 45 1.8 0.33 2.16
-60
-40
-20
0
20
40
60
80
0 50 100 150 200
频率/Hz
传声损失/dB
钢
铝
镁
150 图7 不同材料的前围板结构隔声性能曲线
Fig.7 The sound insulation performance curve of different material
不同材料的前围板结构隔声性能如图7 所示。根据隔声质量定律，由于镁、铝材料的密
度小于钢，若厚度保持不变，直接替换材料，将导致隔声性能的下降。这一点从图7 中得到
155 反映。同时，从图中得出铝和镁材料的结构传声损失在分析的频率范围内很接近。这是由于
镁的阻尼性能是钢和铝材料的3 倍[11]的缘故。
3.2 隔声材料对前围板隔声性能的影响
为了提高乘坐舱内的声学环境，通常在车身板件上添加一层或多层内饰材料。隔声材料
通常选用泡沫和纤维等材料，其原理是将空气中声波的振动转化为隔声材料的振动，通过隔
160 声材料的内摩擦将机械能转化为热能。根据汽车工程中常用隔声材料的参数[12]，如表3，本
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