轎車(chē)駕駛艙噪聲的測(cè)試與分析

陳麗麗，楊 碩，劉 江，宣海楓，王 威，李劍敏

（浙江理工大學(xué)浙江省機(jī)電產(chǎn)品可靠性技術(shù)研究重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州310018）

轎車(chē)駕駛艙噪聲的測(cè)試與分析

陳麗麗，楊 碩，劉 江，宣海楓，王 威，李劍敏

（浙江理工大學(xué)浙江省機(jī)電產(chǎn)品可靠性技術(shù)研究重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州310018）

為研究某大眾汽車(chē)內(nèi)部中高頻噪聲，通過(guò)對(duì)汽車(chē)行駛時(shí)車(chē)身振動(dòng)加速度的測(cè)試，選取具有代表性的車(chē)身部件建立了整車(chē)SEA模型，計(jì)算了模型的基本參數(shù)和激勵(lì)輸入。對(duì)統(tǒng)計(jì)能量分析法得出的數(shù)值仿真與試驗(yàn)結(jié)果轉(zhuǎn)換成系統(tǒng)相關(guān)響應(yīng)，對(duì)得到的相同物理量進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了SEA模型的準(zhǔn)確性；獲取聲腔噪聲仿真數(shù)據(jù)，觀察噪聲在各頻段內(nèi)的變化，并對(duì)駕駛座聲腔的功率流分析，得到了對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的子系統(tǒng)，進(jìn)一步分析找到汽車(chē)室內(nèi)隔聲作用較弱部位，可為設(shè)計(jì)低噪汽車(chē)提供有效依據(jù)。

統(tǒng)計(jì)能量分析；車(chē)內(nèi)噪聲；模態(tài)密度；振動(dòng)測(cè)試；仿真分析

0　引 言

近年來(lái)，汽車(chē)工業(yè)作為我國(guó)的支柱產(chǎn)業(yè)而在各地蓬勃發(fā)展，但汽車(chē)的質(zhì)量和檔次相對(duì)發(fā)達(dá)國(guó)家都還比較落后。強(qiáng)烈的噪聲會(huì)刺激駕乘人員的神經(jīng)，使他們產(chǎn)生不舒適感，影響他們的心情，甚至可能導(dǎo)致交通事故的發(fā)生。因此，對(duì)汽車(chē)內(nèi)部噪聲的處理已成為汽車(chē)行業(yè)主要任務(wù)之一。NVH是噪聲（noise）、振動(dòng)（vibration）與聲振粗糙度（harshness）三個(gè)英文單詞的縮寫(xiě)，描述駕乘人員最直接和最表面的感受，綜合衡量汽車(chē)制造的質(zhì)量問(wèn)題。汽車(chē)的NVH問(wèn)題是世界汽車(chē)業(yè)各大整車(chē)制造企業(yè)和零部件企業(yè)關(guān)注的問(wèn)題之一。有統(tǒng)計(jì)資料顯示，約有1/3的故障問(wèn)題與汽車(chē)的NVH問(wèn)題有關(guān)系，而各大公司有近20%的研發(fā)費(fèi)用消耗在解決車(chē)輛的NVH問(wèn)題上［1］。

對(duì)不同頻率的汽車(chē)振動(dòng)噪聲問(wèn)題有不同分析方法。在低頻段，噪聲主要由發(fā)動(dòng)機(jī)和路面引起，多采用有限元法進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，用邊界元法進(jìn)行噪聲分析。在高頻段，噪聲問(wèn)題主要表現(xiàn)為與密封及材料聲學(xué)特征相關(guān)的空氣噪聲問(wèn)題。由于氣動(dòng)噪聲頻率較高，有限元在高頻振動(dòng)分析中計(jì)算工作量太大而無(wú)法勝任，因此結(jié)構(gòu)的高頻氣動(dòng)噪聲主要由統(tǒng)計(jì)能量法（SEA）進(jìn)行。而在中頻段，主要通過(guò)使用混合模型解決相關(guān)NVH問(wèn)題。

1985年，Richard將越野車(chē)建模簡(jiǎn)化成板、桿、梁和聲腔等理想的動(dòng)態(tài)子系統(tǒng)，通過(guò)對(duì)各個(gè)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)之間的功率流分析，找到主要影響車(chē)內(nèi)噪聲的激勵(lì)源［2］，為進(jìn)一步分析優(yōu)化聲腔噪聲提供基礎(chǔ)。1995年，姚德源等［3］出版了國(guó)內(nèi)關(guān)于SEA理論的第一本著作，詳細(xì)解釋了SEA的發(fā)展歷程與理論，為日后應(yīng)用SEA理論研究振動(dòng)噪聲鋪下基礎(chǔ)，但該書(shū)對(duì)Auto SEA軟件并沒(méi)有過(guò)多的介紹。日本本田汽車(chē)公司的Misaji等［4］運(yùn)用SEA法預(yù)測(cè)車(chē)內(nèi)噪聲，得到的最終結(jié)果的誤差不超過(guò)±3dB。同濟(jì)大學(xué)的靳曉雄、葉武平等［5-7］對(duì)國(guó)產(chǎn)汽車(chē)在A級(jí)路面以80km/h速度行駛狀況下的車(chē)內(nèi)噪聲展開(kāi)了研究，提出了進(jìn)行懸架隔振和增加阻尼層的降噪措施，在400～5000Hz頻率范圍內(nèi)SEA模型的計(jì)算結(jié)果與車(chē)內(nèi)聲壓水平實(shí)測(cè)值的誤差在3 dB以?xún)?nèi)，驗(yàn)證了SEA模型的噪聲預(yù)測(cè)功能，也因此找到了有效的優(yōu)化方式，在探索降噪措施的道路上尋求到一個(gè)正確的研究方向。

對(duì)于SEA理論的研究，大多數(shù)都以SEA仿真模型為對(duì)象，并沒(méi)有以真實(shí)試驗(yàn)進(jìn)行輔助分析。國(guó)家車(chē)輛重點(diǎn)研究基地同濟(jì)大學(xué)的葉武平研究團(tuán)隊(duì)在SEA分析及應(yīng)用的研究較為完整，不僅對(duì)SEA模型仿真模型進(jìn)行計(jì)算，還對(duì)燃油轎車(chē)做了噪聲試驗(yàn)，并在仿真計(jì)算結(jié)果中找到隔聲薄弱部位，有針對(duì)性地提出優(yōu)化方案［5-7］。

本文以一汽大眾某B級(jí)車(chē)型為研究對(duì)象車(chē)輛，建立該車(chē)的整車(chē)SEA模型，計(jì)算出模型的基本參數(shù)和激勵(lì)輸入數(shù)據(jù)，并對(duì)研究車(chē)輛的玻璃進(jìn)行振動(dòng)加速度的測(cè)試。本文在同濟(jì)大學(xué)的研究成果基礎(chǔ)上［5-7］，對(duì)實(shí)驗(yàn)做出改進(jìn)，以振動(dòng)加速度為衡量標(biāo)準(zhǔn)，驗(yàn)證SEA模型的準(zhǔn)確性。通過(guò)仿真與試驗(yàn)的振動(dòng)加速度對(duì)比，以驗(yàn)證SEA模型的準(zhǔn)確性；通過(guò)對(duì)駕駛座聲腔的功率流分析，獲得對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的子系統(tǒng)，并對(duì)這些子系統(tǒng)進(jìn)行正交試驗(yàn)優(yōu)化，以期得到最優(yōu)的組合方案。

1　轎車(chē)SEA模型

1.1SEA模型和參數(shù)計(jì)算

統(tǒng)計(jì)能量分析是一種預(yù)測(cè)子系統(tǒng)平均能量按頻帶分布規(guī)律的方法，是對(duì)子系統(tǒng)的功率流建立平衡方程，反映了子系統(tǒng)間的能量傳遞與守恒關(guān)系［8］。

統(tǒng)計(jì)能量理論以振動(dòng)能量為基本參數(shù)，將復(fù)雜的結(jié)構(gòu)動(dòng)力系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)轉(zhuǎn)換成隨機(jī)變量，以振動(dòng)波與模態(tài)間的內(nèi)在聯(lián)系，對(duì)各子系統(tǒng)間功率流建立相關(guān)平衡方程。復(fù)雜系統(tǒng)的高階模態(tài)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的不確定性因素的影響，都可以在SEA理論中得到解決，因此SEA適用于解決高頻復(fù)雜系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。對(duì)于簡(jiǎn)單振動(dòng)子系統(tǒng)，其損耗功率Pd可表示為：

子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)間的平衡方程式為：

其中，［L］為含阻尼和耦合損耗因子的矩陣，［P］為輸入功率矩陣，［E］為子系統(tǒng)能量矩陣。

SEA模型參數(shù)主要有模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子和輸入功率。這些參數(shù)除少數(shù)規(guī)整幾何結(jié)構(gòu)可以得到理論解析解外，大多用經(jīng)驗(yàn)公式或模型試驗(yàn)求出。但對(duì)于平板、桿梁等結(jié)構(gòu)，可以求解出其主要特征參數(shù)［7］。

一維梁縱向振動(dòng)模態(tài)密度可以表示為：

平板的模態(tài)密度可以表示為：

其中：A為板面積，C1為縱向波速，R為截面回轉(zhuǎn)半徑。

聲腔的模態(tài)密度可以表示為：

其中：Ca為聲速，Vo、As、L1分別是聲腔的體積、表面積和棱長(zhǎng)。

在機(jī)械結(jié)構(gòu)中，內(nèi)損耗因子主要由結(jié)構(gòu)損耗因子、聲輻射損耗因子和邊界損耗因子三種彼此獨(dú)立的阻尼機(jī)理構(gòu)成，即：

聲輻射損耗因子計(jì)算公式為：

其中：ρo是流體密度，Ca是聲速，σ是機(jī)構(gòu)輻射比，ρs是表面積質(zhì)量密度。其中機(jī)構(gòu)輻射比的近似計(jì)算公式為：

其中：Pr為板周長(zhǎng)，Ap為輻射面積，fc是臨界頻率，λc是臨界波長(zhǎng)，β是平板邊界條件系數(shù)。

1.2本文SEA模型和參數(shù)設(shè)置

本文以一汽大眾某主流B級(jí)車(chē)型為研究對(duì)象進(jìn)行建模，主要關(guān)注汽車(chē)駕駛艙內(nèi)的噪聲?？紤]到汽車(chē)結(jié)構(gòu)主要由板殼和梁柱組成，汽車(chē)的板殼均非標(biāo)準(zhǔn)平板，但為計(jì)算方便，將汽車(chē)前擋風(fēng)玻璃、車(chē)門(mén)、車(chē)窗、頂板、后擋風(fēng)玻璃等板殼結(jié)構(gòu)都視為平板［9］，而A、B、C柱及各結(jié)構(gòu)的連接均看作是梁結(jié)構(gòu)，則本車(chē)簡(jiǎn)化成31個(gè)子系統(tǒng)。各子系統(tǒng)見(jiàn)表1。

表1　本文SEA模型中的子系統(tǒng)

在Auto SEA軟件中建立整車(chē)模型，如圖1所示。

圖1　添加激勵(lì)輸入的SEA模型

駕駛座聲腔周?chē)淖酉到y(tǒng)有：發(fā)動(dòng)機(jī)蓋、前保險(xiǎn)杠、左前輪罩、右前輪罩、前底板、前擋風(fēng)玻璃、左前車(chē)窗、右前車(chē)窗、左前車(chē)門(mén)、右前車(chē)門(mén)、前頂板、左A柱、右A柱、左B柱、右B柱。后座聲腔周?chē)淖酉到y(tǒng)有：后備箱蓋、后保險(xiǎn)杠、左后輪罩、右后輪罩、中底板、后底板、后擋風(fēng)玻璃、左后車(chē)窗、右后車(chē)窗、左后車(chē)門(mén)、右后車(chē)門(mén)、后頂板、左C柱、右C柱。汽車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)主要由汽車(chē)結(jié)構(gòu)鋼、玻璃（夾層玻璃、鋼化玻璃等）組成，其主要材料屬性與參數(shù)如表2所示。

表2　車(chē)身部件的材料參數(shù)與屬性

2　車(chē)外風(fēng)激勵(lì)測(cè)試

對(duì)該大眾車(chē)型汽車(chē)進(jìn)行試驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)所采用的數(shù)據(jù)采集部分由一臺(tái)聯(lián)想ThinkPad X201i筆記本和一套美國(guó)NI公司的多通道便攜型數(shù)據(jù)采集器Compact DAQ組成，Compact DAQ的主要組件包括一部8插槽的底座9178、4個(gè)IEPE加速度模塊9234、3個(gè)PCB352c33加速度計(jì)。采用NI公司的Signal Express軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)的實(shí)時(shí)記錄。另外，實(shí)驗(yàn)使用CEL-490聲級(jí)計(jì)對(duì)駕駛座噪聲進(jìn)行測(cè)試。實(shí)驗(yàn)設(shè)備所需的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)連接，如圖2所示。

圖2　數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成

現(xiàn)有研究表明，以較大速度行駛的汽車(chē)所產(chǎn)生的噪聲主要有傳動(dòng)系和發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲，輪胎-路面噪聲，還有風(fēng)激勵(lì)產(chǎn)生的噪聲。當(dāng)車(chē)速控制在50 km/ h以下時(shí)，車(chē)內(nèi)主要是發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系的噪聲［10-11］；當(dāng)行駛速度超過(guò)100 km/h時(shí)，風(fēng)激勵(lì)所產(chǎn)生的噪聲的影響變得越來(lái)越顯著，并上升為最主要的噪聲源。由于大多數(shù)高速道路上速度常為100 km/h，以及本文主要研究風(fēng)激勵(lì)產(chǎn)生的噪聲影響，因此將車(chē)速定在100 km/h。

實(shí)驗(yàn)在行駛車(chē)室內(nèi)進(jìn)行，被試車(chē)輛以100 km/h在高架橋上行駛，在前擋風(fēng)玻璃、頂板和側(cè)門(mén)車(chē)窗上布置3個(gè)加速度傳感器，使用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集時(shí)域加速度信號(hào)。檢查試驗(yàn)數(shù)據(jù)并將其處理，轉(zhuǎn)換成相應(yīng)的物理量（如加速度、聲壓），振動(dòng)加速度譜圖見(jiàn)圖3所示。

圖3　100 km/h勻速行駛工況下空氣壓力對(duì)車(chē)身部件的激勵(lì)

3　SEA仿真與分析

汽車(chē)行進(jìn)時(shí)，高速運(yùn)動(dòng)的車(chē)輛與空氣發(fā)生劇烈的相對(duì)運(yùn)動(dòng)和碰撞，這種碰撞對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)造成了激勵(lì)，以前擋風(fēng)玻璃受到的激勵(lì)最大。因此，在模型的前擋風(fēng)玻璃上施加面源激勵(lì)，激勵(lì)數(shù)據(jù)由CFD方法計(jì)算［10，12］，結(jié)果如表3所示。

表3　前擋風(fēng)玻璃的風(fēng)激勵(lì)

發(fā)動(dòng)機(jī)及懸架上的載荷輸入值如表4所示。將各外部激勵(lì)的功率輸入SEA程序中，對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，同時(shí)可得到各子系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)。將SEA仿真計(jì)算得到的振動(dòng)加速度與實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比如圖4所示。在低頻階段，仿真與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相差較大，但由于本文研究轎車(chē)室內(nèi)中高頻氣動(dòng)噪聲，因此可忽略SEA在低頻段的預(yù)測(cè)效果。如圖4所示，在中高頻段，符合良好，但仍然有一定的誤差。原因主要有本文的SEA仿真模型是對(duì)車(chē)身進(jìn)行了一定的簡(jiǎn)化，由此產(chǎn)生相應(yīng)的誤差；在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中實(shí)驗(yàn)車(chē)輛無(wú)法時(shí)刻保持100 km/h的勻速狀態(tài)，且地面不平?jīng)_擊、道路外界環(huán)境噪聲、汽車(chē)底盤(pán)懸掛的老化等因素，也在不同程度影響了試驗(yàn)結(jié)果的精確性。

表4　100 km/h車(chē)速行駛發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)力源

根據(jù)各子系統(tǒng)能量平衡方程（2），求解方程可得到各子系統(tǒng)能量分布。

對(duì)駕駛座聲腔子系統(tǒng)，其子系統(tǒng)能量輸入如圖5所示。前保險(xiǎn)杠、發(fā)動(dòng)機(jī)蓋對(duì)聲腔低頻振動(dòng)的功率貢獻(xiàn)最大（主要原因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)功率較大，但激勵(lì)頻率較低），但在1000Hz以上的中高頻段內(nèi)側(cè)門(mén)車(chē)窗及前擋風(fēng)玻璃是駕駛座聲腔功率輸入的主要子系統(tǒng)。

圖5　車(chē)內(nèi)駕駛座聲腔輸入功率

在Auto SEA軟件中，對(duì)該車(chē)模型獲取車(chē)內(nèi)聲腔的噪聲結(jié)果曲線圖，如圖6所示。

圖6　駕駛座聲腔噪聲

從圖6中可以看出，在200～2000 Hz的中低頻階段，駕駛座聲腔的噪聲最高可達(dá)79.48 dB。在2000 Hz以上的高頻階段，駕駛艙聲腔在4000 Hz頻率時(shí)達(dá)到噪聲最大值，三分之一倍頻程下的噪聲數(shù)據(jù)如表5所示。根據(jù)圖5對(duì)聲腔的功率流分析，在噪聲值最大的頻率上可找出對(duì)聲腔聲貢獻(xiàn)作用最大的子系統(tǒng)，通過(guò)分析可以得到汽車(chē)結(jié)構(gòu)中隔聲能力較為薄弱的位置，為設(shè)計(jì)低噪聲空間提供依據(jù)?？赏ㄟ^(guò)增加阻尼層在車(chē)身壁板上，如添加塑料泡沫或硬質(zhì)橡膠等吸聲和隔聲材料在薄弱位置上，達(dá)到降噪效果。

表5　噪聲仿真頻譜數(shù)據(jù)

4　結(jié) 語(yǔ)

本文以統(tǒng)計(jì)能量法為分析方法，運(yùn)用仿真軟件Auto SEA對(duì)某大眾B級(jí)汽車(chē)建立整車(chē)SEA模型，確定了模型子系統(tǒng)輸入?yún)?shù)，通過(guò)對(duì)仿真和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性和有效性。經(jīng)過(guò)理論分析與結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證了統(tǒng)計(jì)能量分析作為一種數(shù)值計(jì)算的方法，能夠在虛擬的軟件平臺(tái)上模擬出汽車(chē)中高頻段的聲學(xué)特性，以解決車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題。

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Testing and Analysis of Noise in Car Cockpit

CHEN Li-li，YANG Shuo，LIU Jiang，XUAN Hai-feng，WANG Wei，LI Jian-min
（Zhejiang Province’s Key Laboratory of Reliability Technology for Mechanical and Electrical Products，Zhejiang Sci-Tech University，Hangzhou 310018，China）

In order to study medium-frequency and high-frequency noise in Volkswagen cars，representative car body parts are chosen to establish SEA model through car body vibration acceleration testing when cars operate，and to calculate basic parameters and excitation input of the model.Numerical simulation and numerical simulation gained by statistical energy analysis method are converted into relevant response of the system.The same physical quantity is compared.The accuracy of SEA model is verified. Vocal cavity noise simulation data are gained.The changes in each frequency band are observed.Besides，power flow of vocal cavity of driver’s seat is analyzed to gain the subsystem which contributes greatly to noise in the cars.Through further analysis，the weak sound insulation part is found out in cars.This paper provides effective basis for designing low-noise cars.

statistical energy analysis；noise in cars；modal density；vibration test；simulation analysis

U467

A

1673-3851（2015）06-0842-05

（責(zé)任編輯：康 鋒）

2014-12-09

陳麗麗（1990-），女，浙江溫州人，碩士研究生，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)及理論方面的研究。

李劍敏，E-mail：ljmzrz@163.com