重型商用車內(nèi)高頻噪聲的預(yù)測(cè)與分析

唐榮江，童 浙 ，李申芳，黃 莉

（1.桂林電子科技大學(xué)，機(jī)電工程學(xué)院，廣西 桂林 541004；2.東風(fēng)柳州汽車有限公司，商用車技術(shù)中心，廣西 柳州 545005）

1 引言

車內(nèi)噪聲一直是受大眾關(guān)注的一個(gè)問(wèn)題。良好的車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境提高了乘車的舒適性，而惡劣的車內(nèi)噪聲環(huán)境將直接影響駕駛員的身心健康和工作狀態(tài)，所以改善車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境這一任務(wù)刻不容緩[1，2]。而國(guó)內(nèi)對(duì)商用車噪聲控制研究起步比較晚，盡管現(xiàn)在和國(guó)際先進(jìn)水平的差距在逐漸縮小，但仍存在較大差距。

有限元法（FEM）和邊界元法（BEM）在車內(nèi)低頻噪聲分析中已得到較多研究與應(yīng)用。但在高頻段，模態(tài)數(shù)密集，模態(tài)重疊度高，所以對(duì)于建立在各階模態(tài)清晰可辨基礎(chǔ)上計(jì)算的以上兩種方法不適用了[3-5]。統(tǒng)計(jì)能量分析法（SEA）是目前解決中高頻噪聲問(wèn)題的有效方法，在國(guó)內(nèi)各個(gè)行業(yè)的應(yīng)用都比較多。比如航空航天、船舶行業(yè)、汽車機(jī)車行業(yè)、在電子行業(yè)也有涉獵。它在產(chǎn)品的初期開發(fā)研究中能得到很好的應(yīng)用[5]。以商用車為對(duì)象研究其駕駛室內(nèi)噪聲，建立了商用車SEA模型，預(yù)測(cè)了駕駛員頭部噪聲并與試驗(yàn)結(jié)果做了對(duì)比分析，結(jié)果顯示，該模型能比較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)駕駛室內(nèi)的噪聲。在此模型基礎(chǔ)上，對(duì)其各子系統(tǒng)的能量傳遞特性進(jìn)行了研究，同時(shí)提出兩種優(yōu)化方案，均得到了較好的降噪效果。

2 SEA模型的建立

2.1 SEA基本理論

統(tǒng)計(jì)能量分析方法實(shí)質(zhì)上就是能量在子系統(tǒng)之間的流動(dòng)進(jìn)而整個(gè)大系統(tǒng)又重新達(dá)到一個(gè)平衡狀態(tài)的過(guò)程。在這能量流動(dòng)的過(guò)程中伴有子系統(tǒng)貯存的、傳遞的、自身?yè)p耗的能量[4]。根據(jù)這種能量平衡的關(guān)系，可以推導(dǎo)出具有N個(gè)子系統(tǒng)的統(tǒng)計(jì)能量分析模型的功率平衡方程：

式中：ω—分析帶寬內(nèi)的中心頻率；Pi—第i個(gè)子系統(tǒng)的輸入功率；ni—第i個(gè)子系統(tǒng)的模態(tài)密度；ηi—第i個(gè)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子；Ei—第i個(gè)子系統(tǒng)的能量；ηii—從子系統(tǒng)i到子系統(tǒng)j的耦合損耗因子。確定了方程組中的各個(gè)參數(shù)和輸入功率后，對(duì)方程組分頻段求解，便可獲得各個(gè)子系統(tǒng)在分析頻段內(nèi)的平均響應(yīng)能量。再根據(jù)需要轉(zhuǎn)換成振動(dòng)級(jí)、聲壓級(jí)等動(dòng)力學(xué)參數(shù)[6-7]。

2.2 建模過(guò)程

根據(jù)某重型商用車原車有限元數(shù)字模型將其簡(jiǎn)化成三維CAD模型，重新畫網(wǎng)格后建立簡(jiǎn)化的有限元模型，最后快速建立SEA模型。建模過(guò)程中對(duì)應(yīng)的模型，如圖1所示：

圖1 建模過(guò)程圖Fig.1 Modeling Process Diagram

由上圖可以看出，主要是把SEA模型分成了以下幾個(gè)大塊：車門、擋風(fēng)玻璃、地板、后圍、頂棚、前圍、側(cè)圍。該SEA模型是由

10 8個(gè)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)、6個(gè)梁子系統(tǒng)和14個(gè)聲腔子系統(tǒng)組成的。

3 SEA模型參數(shù)的確定

3.1 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(gè)物理量[8]。簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度可以采用理論計(jì)算獲得，但是像車門等復(fù)雜結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度只能采用試驗(yàn)的方法來(lái)獲得。主要采用導(dǎo)納實(shí)部平均值法來(lái)試驗(yàn)獲得復(fù)雜系統(tǒng)的模態(tài)密度。此方法中，模態(tài)密度與結(jié)構(gòu)輸入導(dǎo)納實(shí)部的關(guān)系為：

式中：M—復(fù)雜結(jié)構(gòu)質(zhì)量，單位Kg；ω1、ω2—分析頻率段內(nèi)上下頻—多個(gè)輸入導(dǎo)納實(shí)部的空間位置平均。下面以車門為例進(jìn)行實(shí)驗(yàn)說(shuō)明。用彈性繩將車門自由懸掛，選中9個(gè)輸入點(diǎn)，布置加速度傳感器，通過(guò)力錘敲擊法，獲得導(dǎo)納實(shí)部的空間位置平均及相應(yīng)點(diǎn)能量平均。敲擊點(diǎn)位置，如圖2所示。車門的模態(tài)密度，如圖3所示。

圖2 車門敲擊點(diǎn)位置Fig.2 Door Knock Point Position

圖3 車門的模態(tài)密度Fig.3 The Modal Density of the Door

3.2 內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子

子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子是指系統(tǒng)在單位頻率內(nèi)、單位時(shí)間損耗的能量與平均儲(chǔ)存的能量之比。復(fù)雜結(jié)構(gòu)的子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子一般采用穩(wěn)態(tài)能量法測(cè)試獲得。此方法中，內(nèi)損耗因子與輸入能量的關(guān)系為：

式中：Pin—復(fù)雜結(jié)構(gòu)輸入功率；

ω—1/3倍頻程中心頻率；

E—子系統(tǒng)能量。

穩(wěn)態(tài)能量法試驗(yàn)測(cè)得的車門內(nèi)損耗因子，如圖4所示。

圖4 車門的內(nèi)損耗因子Fig.4 The Damped Loss Factor of the Door

聲腔內(nèi)損耗因子是采用測(cè)定聲腔混響時(shí)間（T60）的方法獲得，將測(cè)量數(shù)據(jù)帶入以下公式就能算出聲腔的內(nèi)損耗因子。

測(cè)試獲得的部分聲腔內(nèi)損耗因子，如圖5所示。耦合損耗因子是耦合系統(tǒng)在單位頻率內(nèi)單位時(shí)間損耗的能量與平均儲(chǔ)存的能量之比，它基本包括三種形式的耦合[9]。一般采用理論推導(dǎo)獲得，試驗(yàn)測(cè)量比較困難。

圖5 部分聲腔的內(nèi)損耗因子Fig.5 Damping Loss Factor of Some Cavity

4 SEA模型激勵(lì)的確定

系統(tǒng)的輸入功率即模型載荷，根據(jù)能量的來(lái)源，主要分成以下兩類激勵(lì)：振動(dòng)激勵(lì)和聲壓激勵(lì)。測(cè)量了勻速30km/h、50km/h、80km/h和怠速700r/min這四個(gè)工況的激勵(lì)。

4.1 振動(dòng)激勵(lì)

振動(dòng)激勵(lì)主要有動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)和路面不平度振動(dòng)激勵(lì)。因?yàn)閯?dòng)力總成和路面不平引起的振動(dòng)激勵(lì)都是通過(guò)駕駛室懸置系統(tǒng)傳到駕駛室的，所以只需在試驗(yàn)中測(cè)量駕駛室懸置處的振動(dòng)信號(hào)即可獲得駕駛室所受到的全部振動(dòng)激勵(lì)。將加速度傳感器分別布置在左前懸置、左后懸置、右前懸置和右后懸置這4個(gè)懸置點(diǎn)，然后測(cè)量振動(dòng)加速度。其中加速度傳感器的布置，如圖7所示。

圖6 加速度傳感器的布置Fig.6 Acceleration Sensor Arrangement

4.2 聲壓激勵(lì)

聲壓激勵(lì)主要是動(dòng)力總成及駕駛室外表面的聲輻射激勵(lì)。其組成成分非常復(fù)雜，包含有燃燒噪聲、胎噪、進(jìn)氣噪聲、排氣噪聲、發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體輻射噪聲、空氣脈動(dòng)壓力噪聲等。分別在前擋風(fēng)玻璃、前圍、側(cè)圍、車窗、頂棚、輪胎上方、發(fā)動(dòng)機(jī)艙左側(cè)、中部、右側(cè)、后圍等處布置麥克風(fēng)，然后測(cè)量相應(yīng)部位的聲壓值。其中前圍、發(fā)動(dòng)機(jī)位置麥克風(fēng)布置，如圖9所示：

圖7 麥克風(fēng)布置圖Fig.7 Microphone Layout

5 SEA模型的仿真與分析

5.1 SEA模型的驗(yàn)證

定義了各個(gè)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的物理屬性后，把三大參數(shù)和激勵(lì)輸入到模型中進(jìn)行仿真。以勻速80km/h和原地定置工況轉(zhuǎn)速700r/min為例，計(jì)算駕駛員頭部聲腔噪聲水平。由圖（11）可見：兩個(gè)工況的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果大致吻合，絕對(duì)誤差小于2dB（A），整體相對(duì)誤差小于4%，驗(yàn)證了商用車SEA模型的可靠性。由圖還可以看出，80km/h勻速行駛時(shí)的聲壓級(jí)比怠速時(shí)高，因?yàn)樯逃密囋诟咚傩旭傔^(guò)程中，駕駛室表面與周圍的氣流有相互作用，進(jìn)而會(huì)影響駕駛室內(nèi)的聲學(xué)環(huán)境。

圖8 不同工況下實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果對(duì)比Fig.8 Comparison of Experimental Results and Simulation Results under Different Working Conditions

5.2 能量傳遞路徑分析

在SEA模型得到驗(yàn)證后，利用能量傳遞路徑來(lái)找出對(duì)駕駛員頭部聲腔噪聲貢獻(xiàn)最大的子系統(tǒng)，進(jìn)而有針對(duì)性地采取有效的降噪措施。駕駛員頭部聲腔主要能量輸入圖，如圖12所示。由圖可知，頭部聲腔最主要的來(lái)源為腿部聲腔，低頻時(shí)施加在風(fēng)擋玻璃處的聲壓也有貢獻(xiàn)。因此要確定駕駛員頭部聲腔能量的最終來(lái)源還需要再分析腿部聲腔的能量輸入。駕駛員腿部聲腔主要能量輸入圖，如圖13所示。從圖中可看出，在（200～500）Hz頻率范圍內(nèi)腿部聲腔的主要能量來(lái)源為地板的彎曲振動(dòng)。在（500～3150）Hz頻率范圍內(nèi)，地板的聲壓貢獻(xiàn)占主導(dǎo)地位。除了地板這一聲源外，左下臥鋪聲腔也對(duì)腿部聲腔的能量輸入有一定的貢獻(xiàn)。

圖9 駕駛員頭部聲腔主要能量輸入Fig.9 The Main Energy Input of the Driver's Head Sound Cavity

圖10 駕駛員腿部聲腔主要能量輸入Fig.10 The Main Energy Input of the Driver’s Leg Sound Cavity

綜合以上分析可知，駕駛員頭部聲腔的能量由其腿部地板附近的聲源直接傳播而來(lái)。因此想要有效地降低駕駛室內(nèi)噪聲值，應(yīng)該從提高地板隔聲性能、提高駕駛室下部密封性、降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲等方面來(lái)考慮。

6 優(yōu)化改進(jìn)

對(duì)商用車駕駛室內(nèi)的聲學(xué)性能進(jìn)行簡(jiǎn)單優(yōu)化。在響應(yīng)大、聲貢獻(xiàn)高的地板子系統(tǒng)上適當(dāng)增加阻尼或者改變阻尼結(jié)構(gòu)來(lái)達(dá)到車內(nèi)降噪的目的[10]。原始方案中，車內(nèi)地墊是由2.5mmPET材料加上20mm150kg/m3毛氈組成的。

6.1 增厚地板阻尼層

保持原方案中地墊組成結(jié)構(gòu)不變，PET材料的厚度也不變，將毛氈增厚5mm，即地墊組成變?yōu)?.5mmPET+25mm150kg/m3毛氈，改進(jìn)前后駕駛室聲壓級(jí)對(duì)比，如圖14所示。阻尼層增厚使聲壓級(jí)在高頻范圍內(nèi)下降2dB（A）左右。

圖11 處理前后聲壓級(jí)對(duì)比Fig.11 Comparison of Sound Pressure Levels before and after Treatment

6.2 改變地墊結(jié)構(gòu)

保持原方案中地墊的總厚度不變，PET材料不做改動(dòng)，將原方案中的單層毛氈處理成雙密度復(fù)合毛氈。即采用“重層+軟層”結(jié)構(gòu)，把密度較大的300kg/m3毛氈作為高密度重層材料來(lái)增強(qiáng)隔聲效果，而將密度較小的100kg/m3毛氈作為靠近地板的軟層材料來(lái)吸收地板傳遞過(guò)來(lái)的聲能。那么車內(nèi)地墊組成就變?yōu)?.5mmPET+15mm100kg/m3毛氈+5mm300kg/m3毛氈，改進(jìn)前后駕駛室聲壓級(jí)對(duì)比，如圖15所示。優(yōu)化了的地墊結(jié)構(gòu)使聲壓級(jí)在高頻范圍內(nèi)下降1.5dB（A）左右。

圖12 處理前后聲壓級(jí)對(duì)比Fig.12 Comparison of Sound Pressure Levels before and after Treatment

7 結(jié)論

（1）運(yùn)用統(tǒng)計(jì)能量法，依據(jù)劃分原則，把該商用車劃分為108個(gè)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)、6個(gè)梁子系統(tǒng)和14個(gè)聲腔子系統(tǒng)。從已知的商用車有限元數(shù)字模型一步步建立成最后的聲學(xué)預(yù)測(cè)模型。

（2）采用導(dǎo)納實(shí)部平均值法確定了子系統(tǒng)的模態(tài)密度，穩(wěn)態(tài)能量法得到結(jié)構(gòu)內(nèi)損耗因子，聲腔內(nèi)損耗因子由測(cè)定混響時(shí)間獲得。通過(guò)試驗(yàn)獲得了輸入到車身的振動(dòng)激勵(lì)和聲壓激勵(lì)。

（3）將勻速80km/h和原地定置工況轉(zhuǎn)速700r/min這兩個(gè)工況的仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明，200Hz以上中高頻段模型預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相吻合，最大誤差不超過(guò)2dB（A），說(shuō)明建立的SEA模型滿足對(duì)車內(nèi)中高頻噪聲分析預(yù)測(cè)要求。利用該模型，查看能量傳遞路徑，在（200～5000）Hz的頻率范圍內(nèi)，能量是經(jīng)過(guò)地板傳到駕駛員腿部聲腔子系統(tǒng)再進(jìn)一步傳至駕駛員頭部聲腔子系統(tǒng)的。所以從提高地板隔聲性能出發(fā)，提出增厚地墊和改變地墊結(jié)構(gòu)兩種優(yōu)化方法，仿真結(jié)果顯示，這兩種方法均能使聲壓級(jí)下降1.5dB（A）左右。