動力總成隔聲罩對車外噪聲影響仿真分析

袁正萍 楊少剛 郝奕 陳釗 曹源

（東風商用車有限公司技術中心，武漢 430056）

主題詞：發(fā)動機 隔聲罩 車外噪聲 仿真

1 前言

汽車車外噪聲作為環(huán)境污染的主要噪聲源之一，是衡量汽車品質水平的重要指標。發(fā)動機動力總成噪聲是車外噪聲的主要來源，故在車外噪聲的控制中，動力總成隔聲罩的應用已經(jīng)非常普遍[1]。在隔聲罩的設計中，往往需要通過大量試驗來確定最優(yōu)方案，從而導致時間和成本的極大浪費。本文以某商用車為平臺，進行了動力總成隔聲罩的設計，基于Actran軟件建立了車外噪聲隔聲降噪仿真模型，通過仿真分析得出了最優(yōu)隔聲罩方案，為車外噪聲隔聲降噪方案的制定提供理論依據(jù)。

2 隔聲罩設計方案

隔聲罩一般由隔聲層和吸聲層組成，通過隔聲和吸聲的作用起到降噪的效果。發(fā)動機動力總成通過隔聲罩的遮蔽來降低其輻射的車外噪聲。根據(jù)隔聲罩的遮蔽范圍可將隔聲罩分為局部隔聲罩和全隔聲罩[2]。為了分析不同結構隔聲罩的降噪效果，設計了幾種隔聲罩結構方案：

a.發(fā)動機縱向隔聲罩；

b.發(fā)動機動力總成底部隔聲罩；

c.a+b；

d.c+發(fā)動機頂部隔聲罩；

e.d+變速器頂部隔聲罩；

f.發(fā)動機動力總成全包。

隔聲罩的隔聲層應具有足夠大的透射損失，可選擇隔聲性能較好的鋼板作為隔聲層，鋼板的隔聲性能如表1所列。隔聲罩的吸聲層應采用具有較好吸聲性能的吸聲材料及合理的厚度，吸聲材料的吸聲系數(shù)一般不應低于0.5。為此，分別選擇3種材料和兩種厚度的吸聲層進行降噪效果分析，3種材料分別為聚氨酯泡沫、三聚氰胺和鑄造泡沫；考慮發(fā)動機倉空間大小的限制，選擇10 mm厚和25 mm厚的吸聲層[3]。

表1 鋼板的隔聲特性

3 隔聲降噪仿真建模

3.1 外場聲學仿真方法

目前無限元方法和自適應完美匹配層（Automati?cally Perfectly Matched Layers，AML）方法廣泛應用于遠場輻射仿真中。無限元技術是一種基于半解析的方法，由于其插值階數(shù)是唯一的，一般在低頻且窄帶頻率范圍內仿真效率和精度較高；AML技術為自動匹配聲輻射邊界條件，隨著頻率變化可自動定義吸收層和吸收系數(shù)，適用于高頻且寬頻范圍內的仿真。本文以Actran軟件仿真平臺，低頻采用無限元仿真方法，高頻采用AML仿真方法，求解車外噪聲。

以某結構的聲輻射問題為例，模擬該問題需要將結構臨近的空氣域離散為網(wǎng)格模型，包含聲學有限元層3D網(wǎng)格和邊界層2d網(wǎng)格模型，并將兩者耦合在一起。其中聲學有限元域用于模擬近聲場，而在邊界層上定義無反射邊界條件用于模擬遠場聲輻射，如圖1所示。

圖1 外場仿真聲學模型

3.2 隔聲罩降噪聲學建模

3.2.1 整車及隔聲罩聲學建模

按照外場聲學仿真方法建立整車聲學模型，包括整車近場有限元層和邊界層（輻射層）。由于發(fā)動機噪聲和排氣噪聲是主要的噪聲源，這里對整車模型進行了簡化，只保留與排氣和發(fā)動機相關的車輛結構部分，以降低仿真計算的工作量。原車及加隔聲罩的整車聲學模型如圖2和圖3所示。在Actran軟件中，定義整車近場空氣域3D網(wǎng)格為空氣屬性，定義邊界層在低頻為無限元屬性，高頻為AML屬性。

圖2 原車聲學模型

圖3 加隔聲罩整車聲學模型

隔聲罩為兩層結構，鋼板作為基層板，其厚度僅為幾毫米，可以用有限元2D網(wǎng)格來建模；具有一定厚度的多孔吸聲材料需建立有限元3D網(wǎng)格，將2D單元和3D單元耦合在一起，如圖4所示。在Actran軟件中，定義鋼板的參數(shù)為彈性參數(shù)，包括楊氏模量、泊松比、密度；定義吸聲材料的參數(shù)除彈性參數(shù)外還包括幾何參數(shù)，如流阻、孔隙率、曲率、特征粘性長度和特征熱效長度等。另外，還需建立隔聲罩與周圍空氣域的耦合關系，實現(xiàn)結構網(wǎng)格上的數(shù)據(jù)與空氣網(wǎng)格上的數(shù)據(jù)進行映射，如圖4所示。

圖4 隔聲罩聲學模型

3.2.2 原車及隔聲降噪仿真建模

完成整車和隔聲罩聲學建模后，分別針對原車的聲學模型和加隔聲罩的整車聲學模型添加聲源激勵，主要為發(fā)動機和排氣噪聲源，以點聲源的方式來模擬發(fā)動機6個面及排氣的聲源，然后按照車外噪聲測點坐標定義計算場點，最后設置仿真頻率及步長，建立車外噪聲原車仿真模型和不同隔聲罩方案的車外噪聲隔聲降噪仿真模型，如圖5和圖6所示。

4 隔聲降噪仿真分析

首先分析不同結構隔聲罩對車外噪聲的影響，針對材料相同、厚度相同而不同結構的隔聲罩的降噪效果進行仿真分析，將仿真計算結果轉化為時域dB（A）值進行對比，并通過計算平均值來評估降噪效果，結果如圖7和表2所示。

圖5 車外噪聲原車仿真模型

圖6 不同隔聲罩方案的車外噪聲隔聲降噪仿真模型

圖7 不同結構隔聲罩方案仿真分析結果

由圖6和表2可知，方案b比方案a降噪效果稍好；組合方案c降噪效果為2.18 dB（A）；方案d相對方案c增加了發(fā)動機頂部隔聲罩，但降噪效果不明顯；方案e相對方案d增加了變速器頂部隔聲罩，但降噪效果卻降低了；采用方案f可以達到3.18 dB（A）的降噪效果，表明全封閉的隔聲罩降噪效果最好。由此可知，采用局部隔聲罩時，由于聲場的反射作用不一定起到降噪效果。

表2 不同結構隔聲罩方案的降噪效果

根據(jù)上述分析，考慮發(fā)動機通風散熱、防火安全以及干涉等問題，選擇結構方案c為最優(yōu)方案。

采用結構方案c，分別針對吸聲材料為聚氨酯泡沫、鑄造泡沫、玻璃纖維以及無吸聲材料的情況，分析不同吸聲材料對車外噪聲的影響，結果如圖8和表3所示。

圖8 不同吸聲材料仿真分析結果

表3 不同吸聲材料的降噪效果

由圖8和表3可知，去掉吸聲材料后，隔聲罩的降噪效果明顯降低，僅為0.06 dB（A），故吸聲材料對隔聲罩的降噪效果貢獻很大。在3種吸聲材料中，聚氨酯泡沫的降噪效果最好。基于結構方案c，采用聚氨酯泡沫材料，分別針對吸聲材料厚度為10 mm和25 mm的情況，分析不同厚度吸聲材料對車外噪聲的影響，結果如圖9和表4所示。由圖9和表4可看出，厚25 mm的吸聲材料比厚10 mm的吸聲材料降噪效果好。

由上述分析可知，采用結構方案c、吸聲材料為聚氨酯泡沫、厚度為25 mm的隔聲罩是最優(yōu)方案。

5 隔聲降噪試驗驗證

圖9 不同厚度吸聲材料仿真分析結果

表4 不同厚度吸聲材料的降噪效果

圖10 隔聲罩降噪仿真試驗

選擇最優(yōu)方案完成隔聲罩試制裝車（圖10），進行通過噪聲降噪實車驗證。按照新法規(guī)草案《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》對某重型商用車未加隔聲罩時的通過噪聲進行了測試，噪聲值為84.1 dB(A)。加裝最優(yōu)方案的隔聲罩后，通過噪聲測試結果如表5所示，其通過噪聲測量值為82.1 dB(A)，相對于未加隔聲罩時降低了1.9 dB(A)。試驗驗證表明，該隔聲罩降噪仿真方法能很好地預測隔聲罩的降噪效果，為實現(xiàn)車外噪聲隔聲降噪研究提供了有效的方法。

表5 隔聲降噪后通過噪聲測試結果

6 結束語

本文以某商用車為研究對象，完成了不同結構、組成和厚度的隔聲罩設計，分別建立了原車車外噪聲仿真模型和各設計方案的隔聲降噪仿真模型，實現(xiàn)了動力總成隔聲罩對車外噪聲的影響仿真分析，并得出最優(yōu)設計方案，為車外噪聲隔聲降噪方案的制定提供理論依據(jù)，有助于設計最高費效比的隔聲罩，同時也大大縮短了研發(fā)周期，降低了研發(fā)成本。