汽車車內(nèi)中高頻噪聲模擬仿真分析

徐中明，賴詩洋，郭 慶，賀巖松

(1.重慶大學 汽車工程學院, 重慶 400030; 2.重慶工程職業(yè)技術(shù)學院 機械工程學院， 重慶 402260)

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汽車車內(nèi)中高頻噪聲模擬仿真分析

徐中明1，賴詩洋2，郭 慶1，賀巖松1

(1.重慶大學 汽車工程學院, 重慶 400030; 2.重慶工程職業(yè)技術(shù)學院 機械工程學院， 重慶 402260)

建立了某國產(chǎn)乘用車的SEA模型，對乘用車駕駛室中高頻噪聲進行了仿真。將理論計算和試驗測量相結(jié)合得到了模型的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子等參數(shù)。進行了發(fā)動機空擋5 000 r/min試驗，測得發(fā)動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵；完成了駕駛室頭部聲腔噪聲仿真計算和試驗驗證，檢驗了SEA模型的可靠性。利用此模型，針對底盤噪聲輸入進行了車內(nèi)中高頻噪聲仿真分析，得到了駕駛室頭部聲腔的噪聲響應(yīng)特性曲線。

駕駛室噪聲；仿真；統(tǒng)計能量分析模型；底盤噪聲

汽車的聲學舒適性逐漸成為各大汽車公司研究的重點[1-5]。統(tǒng)計能量分析方法(statistical energy analysis,SEA)是一種適用于寬頻率范圍的噪聲研究方法，它從統(tǒng)計的角度分析了密集模態(tài)平均的能量傳遞水平。文獻[6]研究了SEA模型中地板、車門等子系統(tǒng)的聲傳遞損失，并將預測結(jié)果和實車試驗結(jié)果進行對比，驗證了SEA模型的可靠性。文獻[7]建立了整車SEA模型，對道路噪聲和車內(nèi)噪聲傳遞路徑進行了預測，并通過插入損失測量方法對噪聲的傳遞路徑進行了修正。文獻[8]對內(nèi)飾材料的隔聲量進行了計算和分析，指出了SEA方法的優(yōu)越性。文獻[9]利用統(tǒng)計能量分析方法建立了虛擬的車輛子系統(tǒng)網(wǎng)絡(luò)模型，并對車輛系統(tǒng)進行了聲振特性分析。文獻[10]建立了整車SEA模型和車外噪聲分析模型，利用半無限流體方法對車外噪聲進行了預測和評價。

汽車的底盤噪聲主要包括傳動系噪聲、輪胎噪聲和制動噪聲。研究表明：當車速超過80 km/h時，輪胎噪聲成為汽車行駛噪聲的主要成分[11-13]；制動噪聲頻域范圍非常寬，可以從幾十赫茲至上萬赫茲，且高頻制動噪聲通?？梢赃_到110 dB，成為汽車噪聲主要污染源之一[14-15]。另外，汽車的排氣噪聲和底部氣流噪聲主要也是通過底盤傳入到車內(nèi)。因此，對汽車底盤中高頻噪聲進行研究非常有價值。本文以某國產(chǎn)乘用車為研究對象，建立了乘用車SEA模型，通過試驗和計算相結(jié)合的方法獲得各子系統(tǒng)的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子參數(shù)，之后利用發(fā)動機空擋5 000 r/min試驗檢驗了模型的可靠性，并針對乘用車底盤噪聲預測了駕駛室聲腔的噪聲響應(yīng)特性。

1 汽車車內(nèi)SEA模型建立

統(tǒng)計能量分析中的子系統(tǒng)必須是可以貯存能量的系統(tǒng)，而具有相似共振模態(tài)的系統(tǒng)才可貯存能量。它們具有相似的動力學特性，滿足模態(tài)相似準則(即相同的阻尼、相同的模態(tài)能量和相同的耦合損耗因子等)[16-24]。一個子系統(tǒng)(相似模態(tài)群)在分析帶寬內(nèi)的模態(tài)數(shù)是由子系統(tǒng)的模態(tài)密度確定的。因此，子系統(tǒng)模態(tài)密度足夠高是建立統(tǒng)計能量分析模型的一個重要原則。

根據(jù)乘用車的CATIA模型，建立乘用車SEA車身模型和聲腔模型，如圖1所示。車身模型主要子系統(tǒng)及其結(jié)構(gòu)性質(zhì)如表1所示。然后采用法國ESI公司的VA One軟件建立某國產(chǎn)乘用車的SEA模型，主要分為幾個步驟：① 對模型進行SEA子系統(tǒng)劃分；② 通過CATIA模型獲取節(jié)點信息，并根據(jù)節(jié)點信息建立SEA子系統(tǒng)；③ 對子系統(tǒng)進行連接，保證能量在子系統(tǒng)之間可有效傳遞；④ 定義隔聲吸聲材料。

圖1 乘用車SEA車身模型和聲腔模型

2 汽車車內(nèi)SEA模型參數(shù)計算

2.1 模態(tài)密度

子系統(tǒng)的模態(tài)密度是描述子系統(tǒng)貯存能量能力大小的一個物理量，表示子系統(tǒng)在單位頻段內(nèi)的模態(tài)數(shù)。模態(tài)密度越高，則統(tǒng)計能量分析模型的預測精度就越高。本文主要采用計算法得到各子系統(tǒng)的模態(tài)密度。

對于二維平板，其振動系統(tǒng)模態(tài)密度的計算公式為

(1)

式中：Ap為平板面積；R為平板截面的回轉(zhuǎn)半徑；Cl為縱向波速，計算式為

(2)

其中：E為材料的彈性模量；ρ為材料的密度；μ為材料的泊松比。

由式(1)(2)可以看出，二維平板的模態(tài)密度與頻率無關(guān)，為固定值。帶入乘用車CATIA模型測得的參數(shù)，可計算SEA 模型平板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)模態(tài)密度，如表2所示。

表1 乘用車SEA模型子系統(tǒng)劃分及其結(jié)構(gòu)屬性

表2 平板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)模態(tài)密度

對于曲面板，由于簡化程度相對較小，且本文中模型曲面板所處位置并未在能量主要傳遞路徑上，對計算結(jié)果影響較小，因而在定義好曲面板的材料屬性和厚度之后，可通過VA One內(nèi)置計算引擎求出曲面板的模態(tài)密度。部分曲面板模態(tài)密度如圖2所示。

圖2 部分曲面板模態(tài)密度

聲腔的模態(tài)密度可表示為

(3)

考慮到棱邊和表面積影響的修正項，式(3)變?yōu)?/p>

(4)

其中：ω為圓頻率；V為聲腔體積；c為聲速；A為聲腔表面積；l棱邊長度。

駕駛室聲腔的模態(tài)密度如圖3所示。

圖3 駕駛室頭部聲腔模態(tài)密度

2.2 內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子

結(jié)構(gòu)的內(nèi)損耗因子由3部分獨立的阻尼損耗因子構(gòu)成：

ηi=ηs+ηr+ηb

(5)

其中：ηs為子系統(tǒng)本身材料內(nèi)摩擦構(gòu)成的結(jié)構(gòu)損耗因子；ηr為子系統(tǒng)因振動向環(huán)境進行聲輻射的阻尼構(gòu)成的損耗因子；ηb為子系統(tǒng)邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子[6]。

結(jié)構(gòu)損耗因子可以通過查材料手冊得到，為固定值。聲輻射損耗因子計算公式為

(6)

式中：ρ0表示空氣密度；c表示聲速；σsa表示結(jié)構(gòu)的輻射比；ω表示1/3倍頻程中心頻率；ρs表示結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度。

受寬帶隨機激勵的有限板件的輻射比可以通過以下公式近似計算：

(7)

研究表明：在利用汽車SEA模型計算車內(nèi)噪聲時，邊界損耗因子數(shù)值較小，可以忽略不計，結(jié)構(gòu)件的內(nèi)損耗因子主要由結(jié)構(gòu)損耗因子和聲輻射損耗因子組成[10，25]。帶入所需的乘用車結(jié)構(gòu)件參數(shù)，計算得到結(jié)構(gòu)的內(nèi)損耗因子如圖4所示。

圖4 左前門內(nèi)損耗因子

聲腔的內(nèi)損耗因子采用60 dB衰減的試驗方法測量，即測量車內(nèi)聲音衰減60 dB所需的時間(混響時間為T60)，并將測量數(shù)據(jù)代入式(8)可計算出聲腔的內(nèi)損耗因子[26]。

(8)

聲腔的內(nèi)損耗因子如圖5所示。

耦合損耗因子均通過計算獲得。結(jié)構(gòu)與聲腔之間的耦合損耗因子可表示為

(9)

式中：ρa為聲場的體積質(zhì)量密度；Ca為聲速；ρs為結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度；σsa為結(jié)構(gòu)的輻射比。左前門玻璃與駕駛室頭部聲腔間的耦合損耗因子如圖6所示。

圖5 聲腔內(nèi)損耗因子

圖6 左前門玻璃與駕駛室頭部聲腔間的耦合損耗因子

3 SEA模型驗證

以空擋發(fā)動機轉(zhuǎn)速5 000 r/min時的懸置振動和機艙聲輻射作為激勵，計算駕駛室頭部聲腔噪聲水平，與試驗結(jié)果對比，驗證乘用車SEA模型的可靠性。

3.1 模型輸入功率的確定

發(fā)動機工作時向外輻射噪聲并產(chǎn)生振動，輻射噪聲通過空氣進行傳播，并作用在發(fā)動機艙周圍壁板上，激發(fā)板壁振動輻射噪聲。振動通過動力總成懸置衰減后經(jīng)副車架傳遞到車身。在試驗過程中，將傳聲器安裝在發(fā)動機艙后方(靠近前圍板一側(cè))，測量發(fā)動機艙的輻射聲壓值，試驗結(jié)果如圖7所示。被測乘用車動力總成為3點懸置，將加速度傳感器布置在左前懸置和后懸置，測量結(jié)果如圖8所示。

3.2 SEA模型的試驗驗證

將試驗和計算得到的子系統(tǒng)模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、子系統(tǒng)間的耦合損耗因子以及發(fā)動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵加入到乘用車SEA模型中。發(fā)動機艙聲輻射采用輻射聲場(diffuse acoustic field)激勵方式，作用于前圍板。動力總成懸置振動激勵采用點激勵(point force)，作用于動力總成懸置支墊。利用模型對空擋發(fā)動機轉(zhuǎn)速5 000 r/min時駕駛室頭部聲腔噪聲水平進行仿真計算，并與試驗結(jié)果進行對比，如圖9所示。

圖7 發(fā)動機艙聲輻射激勵

圖8 動力總成懸置振動激勵

圖9 駕駛室頭部聲腔噪聲仿真與試驗結(jié)果對比

由圖9可見：由于模型中忽略了儀表盤、地毯等內(nèi)飾件，對中頻段噪聲影響較大，且SEA子系統(tǒng)中頻段模態(tài)密度比中高頻段小，故低于500 Hz頻率內(nèi)的誤差偏大，誤差最大值為4.3 dB；而中高頻段預測值與試驗值吻合良好，驗證了本文所建立的乘用車SEA模型對駕駛室中高頻噪聲的預測是可信的。

4 車內(nèi)噪聲仿真分析

通過對構(gòu)建的乘用車SEA模型底板分別施加90 dB和110 dB的白噪聲激勵，以輻射聲場的激勵形式作用于4個車輪位置，研究200～5 000 Hz頻段范圍內(nèi)駕駛室頭部聲腔的噪聲響應(yīng)特性，仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10 駕駛室頭部聲腔噪聲仿真結(jié)果

由圖10可見：乘用車在底盤噪聲輸入下，對200～400 Hz降噪幅度為20 dB左右；超過400 Hz時，由于吸聲材料在此頻段內(nèi)吸聲系數(shù)增大，且受到質(zhì)量定律的影響，降噪效果明顯加強；達到 2 000 Hz 時，由于吸聲材料吸聲系數(shù)不再增大，使得降噪效果趨于穩(wěn)定，降噪幅度為45 dB左右。

5 結(jié)論

1) 利用試驗獲得乘用車發(fā)動機空擋5 000 r/min 時的發(fā)動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵，對乘用車SEA模型車內(nèi)駕駛室頭部聲腔進行噪聲仿真和試驗驗證，結(jié)果表明：乘用車SEA模型能在中高頻段有效預測駕駛室噪聲。

2) 在車輪位置分別施加60 dB和90 dB的白噪聲激勵，研究乘用車底盤噪聲激勵下駕駛室頭部聲腔噪聲響應(yīng)特性，結(jié)果表明：200～400 Hz降噪效果平穩(wěn)，400 Hz以后逐漸增大，2000 Hz以上噪聲衰減量最大。

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(責任編輯 劉 舸)

Simulation and Analysis on Automotive Mid-High Frequency Noise

XU Zhong-ming1, LAI Shi-yang2, GUO Qing1, HE Yan-song1

(1.College of Automotive Engineering, Chongqing University, Chongqing 400030, China;2.College of Mechanical Engineering, Chongqing Vocational Institute of Engineering, Chongqing 402260, China)

An SEA model of a passenger car is established to predict the mid-high frequency noise in cab. The modal density, damping loss factor and coupling loss factor are obtained by combining the measure of calculation and test. Then acoustic radiation of engine cabin and vibration of power assembly mounting system are measured by engine neutral gear 5 000 r/min test. By the contrast simulation with experiment result of cab noise, SEA model is validated. Finally, mid-high frequency noise simulation with chassis noise input and sound pressure response analysis of cab are accomplished.

cab noise; simulation; SEA model; chassis noise

2017-02-19

國家自然科學基金資助項目(51275540)

徐中明(1963—)，男，教授，博士生導師，主要從事車 輛振動噪聲控制研究，E-mail:xuzm@cqu.edu.cn。

徐中明，賴詩洋，郭慶，等.汽車車內(nèi)中高頻噪聲模擬仿真分析[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(6):1-7.

format：XU Zhong-ming, LAI Shi-yang, GUO Qing,et al.Simulation and Analysis on Automotive Mid-High Frequency Noise[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(6):1-7.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.06.001

U463

A

1674-8425(2017)06-0001-07