混合建模在車內(nèi)中頻噪聲預(yù)測(cè)分析中的應(yīng)用

劉建偉 米路

（長(zhǎng)城汽車股份有限公司保定技術(shù)研發(fā)分公司，保定 071003）

主題詞：統(tǒng)計(jì)能量分析 中頻噪聲 激勵(lì)載荷 混合模型

1 前言

車內(nèi)噪聲水平不僅是衡量乘坐舒適性的重要參考標(biāo)準(zhǔn)，也逐漸成為眾多汽車企業(yè)提高產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力的一個(gè)重要方向。聲學(xué)包是控制車內(nèi)噪聲的重要途徑之一，不僅能夠改善車內(nèi)的聲學(xué)特性、降低車內(nèi)噪聲，還能夠?qū)噧?nèi)聲品質(zhì)進(jìn)行調(diào)節(jié)。根據(jù)不同的頻率分布情況，車內(nèi)噪聲可以用不同的方法來分析處理，在傳遞路徑上主要包括結(jié)構(gòu)路徑和空氣路徑，通常，在高頻段（1.0 kHz以上），噪聲通過空氣路徑傳遞，在中頻段（0.1～1.0 kHz），空氣路徑和結(jié)構(gòu)路徑均傳遞噪聲，且頻率越低，結(jié)構(gòu)路徑占比越大。

目前，絕大多數(shù)汽車企業(yè)都采用SEA法來完成聲學(xué)包的開發(fā)，SEA法可以采用性能模型來有效控制高頻空氣路徑的噪聲傳遞，但在中頻段，由于各系統(tǒng)模態(tài)密度較低，且存在通過全局模態(tài)傳遞的間接耦合損耗，這些問題是SEA法無法考慮的，因此其無法對(duì)以結(jié)構(gòu)路徑為主要傳遞路徑的噪聲進(jìn)行有效控制。

本文從中頻噪聲的傳遞特性出發(fā)，將有限元（Finite Element，F(xiàn)E）法與SEA法相結(jié)合，建立FE模型子系統(tǒng)和SEA模型子系統(tǒng)之間的能量傳遞關(guān)系，從而生成FE-SEA 混合模型。在混合模型車身關(guān)鍵連接點(diǎn)位置加載實(shí)際工況下的激勵(lì)力載荷得到結(jié)構(gòu)路徑的噪聲貢獻(xiàn)量，激勵(lì)力載荷應(yīng)包含幅值和相位，在SEA模型車身外表面加載實(shí)際工況下的激勵(lì)聲載荷得到空氣路徑的噪聲貢獻(xiàn)量，再將結(jié)構(gòu)路徑與空氣路徑的噪聲能量疊加進(jìn)行實(shí)際工況下的中頻段噪聲水平預(yù)測(cè)。

2 SEA理論基礎(chǔ)

將其改寫后可用于表征聲壓信號(hào)與系統(tǒng)能量之間的關(guān)系：

由2 個(gè)相互耦合的子系統(tǒng)組成的系統(tǒng)如圖1 所示，其中，、分別為系統(tǒng)1、系統(tǒng)2內(nèi)部消耗的功率。耦合系統(tǒng)的功率流方程組為：

圖1 由2個(gè)子系統(tǒng)組成的耦合系統(tǒng)

式中，為子系統(tǒng)的固有頻率；、分別為系統(tǒng)1、系統(tǒng)2的內(nèi)部損耗因子；、分別為系統(tǒng)1對(duì)系統(tǒng)2、系統(tǒng)2對(duì)系統(tǒng)1的耦合損耗因子；、分別為系統(tǒng)1、系統(tǒng)2的能量；、分別為外界對(duì)系統(tǒng)1、系統(tǒng)2做的功。

式（2）可推廣到由個(gè)子系統(tǒng)組成的系統(tǒng)。由式（2）可知，給定系統(tǒng)的輸入功率和損耗因子即可求得系統(tǒng)的能量，并得到系統(tǒng)的聲壓。

3 FE-SEA混合建模流程

常見的中、高頻噪聲，從傳遞路徑上主要包括0.1～1.0 kHz的結(jié)構(gòu)聲傳播和0.1～8.0 kHz的空氣聲傳播,其中，結(jié)構(gòu)聲主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)、排氣、底盤等系統(tǒng)振動(dòng)引起的車內(nèi)噪聲，空氣聲主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲、進(jìn)排氣噪聲、輪胎輻射噪聲、風(fēng)噪等透過車身隔、吸聲材料引起的車內(nèi)噪聲。

FE-SEA混合建模方法主要解決中頻段（0.1～1.0 kHz）噪聲預(yù)測(cè)分析問題。如圖2所示為FE-SEA混合建模流程。建立白車身FE 模型（需包含前副車架和前風(fēng)窗玻璃），將其和開閉件FE模型導(dǎo)入VA-One軟件，建立整車SEA 模型，導(dǎo)入在半消聲室測(cè)得的車體表面聲載荷數(shù)據(jù)，計(jì)算得到車內(nèi)頭部噪聲的仿真值，將其與測(cè)試值進(jìn)行對(duì)比，并進(jìn)行模型調(diào)整，使得>1.0～8.0 kHz頻段1/3倍頻程中心點(diǎn)頭部噪聲仿真值與測(cè)試值誤差在±3 dB 以內(nèi)。計(jì)算白車身FE 模型的模態(tài)（0～1.5 kHz），將白車身FE 模型導(dǎo)入VA-One 軟件生成FE 子系統(tǒng)，將模態(tài)結(jié)果導(dǎo)入VA-One軟件與FE子系統(tǒng)匹配，用模態(tài)來表征能量在FE 子系統(tǒng)之間的傳遞關(guān)系。將FE 子系統(tǒng)與SEA 模型中的車內(nèi)聲腔建立混合連接關(guān)系，生成FE-SEA混合模型，在混合模型中的FE 子系統(tǒng)車身關(guān)鍵連接點(diǎn)處加載測(cè)試得到的激勵(lì)力載荷的幅值和相位，計(jì)算得到中頻段0.1～1.0 kHz通過結(jié)構(gòu)路徑傳遞的車內(nèi)頭部噪聲，將中頻段結(jié)構(gòu)路徑傳遞與空氣路徑傳遞的車內(nèi)頭部噪聲能量疊加并進(jìn)行單位轉(zhuǎn)換，與測(cè)試值進(jìn)行對(duì)比，通過調(diào)試FE子系統(tǒng)的阻尼使得中頻段疊加后的車內(nèi)頭部噪聲仿真值與測(cè)試值誤差在±3 dB以內(nèi)，調(diào)試完成后的FE-SEA模型即可用于預(yù)測(cè)通過結(jié)構(gòu)路徑傳遞的中頻段噪聲。

圖2 FE-SEA混合建模方法

4 模型創(chuàng)建

4.1 有限元模型創(chuàng)建與模態(tài)求解

按照如下建模規(guī)范搭建某車型白車身有限元模型：

a.單元質(zhì)量：殼單元平均大小為10 mm，長(zhǎng)度范圍為5～13 mm，體單元平均大小為5 mm，長(zhǎng)度范圍為3～8 mm，單元翹曲度≤10°，雅可比≥0.7，四邊形內(nèi)角范圍為45°～135°，三角形內(nèi)角范圍為30°～120°，單元之間需縫合且無重復(fù)單元。

b.模型參數(shù)及準(zhǔn)確性：零件數(shù)量與數(shù)模對(duì)應(yīng)，材料參數(shù)與實(shí)際相符。

c.模型規(guī)模：白車身帶黑漆件、防撞梁。

d.螺接要求：在其周長(zhǎng)上布置6個(gè)或更多節(jié)點(diǎn)，在其周長(zhǎng)外側(cè)增加至少1 層墊圈，直徑小于5 mm 的螺栓孔可不處理。

e.焊接要求：對(duì)點(diǎn)焊的處理采用CWELD 單元模擬，焊核直徑取為6 mm。

f.涂膠要求：膠采用體單元處理，膠體單元與相連殼單元的連接關(guān)系為RBE2-體單元-RBE3。

g.模型倒角：如倒角半徑小于5 mm，則不表現(xiàn)，否則至少應(yīng)建立1個(gè)單元。

獲得的白車身有限元模型如圖3所示，并計(jì)算白車身有限元模型模態(tài)（0～1.5 kHz），結(jié)果文件為op2格式。

圖3 白車身有限元模型

4.2 SEA模型創(chuàng)建

4.2.1 整車外殼SEA板創(chuàng)建

根據(jù)白車身有限元模型和開閉件有限元模型生成整車外殼SEA板，如圖4所示，具體要求為：

圖4 整車外殼SEA模型

a.車身板件子系統(tǒng)類型包括平板結(jié)構(gòu)、單曲率板結(jié)構(gòu)、雙曲率板結(jié)構(gòu)，根據(jù)整車結(jié)構(gòu)合理選擇不同類型的板件子系統(tǒng)進(jìn)行建模，其中車窗玻璃子系統(tǒng)、車門外板子系統(tǒng)、翼子板子系統(tǒng)、輪罩子系統(tǒng)和頂棚子系統(tǒng)采用單曲率結(jié)構(gòu)，前圍板系統(tǒng)中輪包部分采用雙曲率結(jié)構(gòu)，單曲率板與雙曲率板曲率半徑設(shè)為10 m。

b.在所關(guān)注的頻率范圍段內(nèi)，子系統(tǒng)需滿足模態(tài)數(shù)量不少于5個(gè)。

c.鈑金件子系統(tǒng)之間通過節(jié)點(diǎn)連接進(jìn)行能量傳遞。

4.2.2 內(nèi)飾SEA模型創(chuàng)建及聲學(xué)材料定義

提取內(nèi)飾板及座椅等上表面結(jié)構(gòu)，搭建FE模型，根據(jù)FE 模型劃分SEA 子系統(tǒng)，內(nèi)飾板子系統(tǒng)與鈑金件子系統(tǒng)間通過節(jié)點(diǎn)連接。

根據(jù)聲學(xué)包方案在SEA模型中定義聲學(xué)材料，包括吸聲材料、隔聲材料、阻隔材料等。

4.2.3 聲腔創(chuàng)建及連接關(guān)系定義

聲腔分為車內(nèi)和車外2個(gè)部分，按照整車子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與車內(nèi)響應(yīng)考察部位對(duì)車體周圍區(qū)域及車內(nèi)空腔區(qū)域劃分聲腔子系統(tǒng)，如圖5、圖6所示。

圖5 車外聲腔

圖6 車內(nèi)聲腔

能量通過子系統(tǒng)之間的連接關(guān)系進(jìn)行傳遞，完成整車鈑金件子系統(tǒng)與聲腔子系統(tǒng)搭建后，采用自動(dòng)連接方式建立整車子系統(tǒng)間的連接關(guān)系，如圖7所示。

圖7 整車各子系統(tǒng)之間連接關(guān)系

4.3 混合模型創(chuàng)建

在完成FE 模型和SEA 模型的創(chuàng)建以及FE 模型模態(tài)計(jì)算后，需要在FE 結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與SEA 模型的車內(nèi)聲腔間建立連接關(guān)系，生成FE-SEA混合模型來表征中頻段結(jié)構(gòu)路徑的噪聲傳遞。FE子系統(tǒng)和SEA子系統(tǒng)通過混合連接相連，表示車身結(jié)構(gòu)通過FE 板向車內(nèi)聲腔輻射能量，并用輻射效率來描述車身板件向車內(nèi)聲腔輻射能量的能力：

式中，為結(jié)構(gòu)板件輻射到聲腔的功率；為結(jié)構(gòu)與聲腔的耦合面積；為結(jié)構(gòu)板件的振動(dòng)速度均方根值。

按照上述原理進(jìn)行FE-SEA 混合模型的建模，在VA-One軟件中導(dǎo)入白車身FE模型，生成FE子系統(tǒng)，復(fù)制SEA模型中的車內(nèi)聲腔與FE子系統(tǒng)中的大板件建立混合連接，主要包括：前風(fēng)窗玻璃、前圍板、頂棚、地板等，如圖8 所示。FE 子系統(tǒng)中的梁結(jié)構(gòu)等的輻射噪聲主要集中在低頻段，對(duì)于0.1 kHz以上的噪聲貢獻(xiàn)很小，故不建立梁結(jié)構(gòu)與聲腔的連接關(guān)系。完成FE-SEA 混合模型的創(chuàng)建后，需導(dǎo)入FE模型的模態(tài)結(jié)果。

圖8 大板件與車內(nèi)聲腔之間的連接

5 聲載荷與激勵(lì)力載荷幅值和相位的獲取

5.1 聲載荷獲取

在半消聲室內(nèi)測(cè)量整車實(shí)際工況下車身外部聲場(chǎng)的聲壓作為SEA模型的輸入聲載荷，同時(shí)測(cè)量車內(nèi)乘員區(qū)域頭部、腰部、腿部聲場(chǎng)的聲壓值作為SEA 模型車內(nèi)響應(yīng)對(duì)標(biāo)值。

車身外部所需測(cè)試的區(qū)域如圖9所示，車體外部和車內(nèi)每個(gè)子系統(tǒng)布置3個(gè)麥克風(fēng)，取各麥克風(fēng)測(cè)量值的平均值作為測(cè)量結(jié)果，車體外部麥克風(fēng)與車體表面的距離約為100 mm，如圖10所示。

圖9 車體外部載荷測(cè)試區(qū)域

圖10 車體外部載荷測(cè)試方法

5.2 激勵(lì)力載荷幅值和相位的獲取

測(cè)量實(shí)際工況下車身關(guān)鍵連接點(diǎn)處激勵(lì)力載荷的幅值和相位。對(duì)于燃油車，關(guān)鍵連接點(diǎn)為發(fā)動(dòng)機(jī)左、右、后懸置，以及排氣吊鉤和前、后懸架塔；對(duì)于新能源車，關(guān)鍵連接點(diǎn)為電機(jī)-減速器左、右、后懸置和前、后懸架塔。目前常用的獲取方法有直接測(cè)量法、逆矩陣法和剛度法。

本文采用LMS 測(cè)試系統(tǒng)中的逆矩陣功能模塊獲取某款燃油車的關(guān)鍵連接點(diǎn)激勵(lì)力載荷的幅值和相位。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置如圖11 所示，為得到實(shí)際工況下懸置被動(dòng)側(cè)，即車身側(cè)激勵(lì)力的幅值和相位，以左懸置為例，在機(jī)艙左縱梁與左懸置被動(dòng)側(cè)連接點(diǎn)（簡(jiǎn)稱為“左源點(diǎn)”）附近布置若干個(gè)加速度傳感器，傳感器數(shù)量越多，求得的結(jié)果通常越準(zhǔn)確。

圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置示意

本文以2個(gè)傳感器P1、P2為例解釋測(cè)試原理。車輛靜止?fàn)顟B(tài)下，測(cè)左源點(diǎn)向到P1 點(diǎn)向的傳遞函數(shù)T、T、T、T、T、T、T、T、T，其中T為左源點(diǎn)向激勵(lì)到P1點(diǎn)向的傳遞函數(shù)，以此類推。同理，測(cè)左源點(diǎn)、、向到P2 點(diǎn)、、向的傳遞函數(shù)T、T、T、T、T、T、T、T、T。需要注意的是，傳遞函數(shù)需同時(shí)包含幅值和相位。P1、P2 位置保持不變，車輛實(shí)際工況下，測(cè)P1、P2 點(diǎn)、、向的加速度、、、、、，也應(yīng)包含幅值和相位。

傳遞函數(shù)和加速度的關(guān)系可以用矩陣表示：

式（4）可改寫為：

式（5）中，傳遞函數(shù)和加速度均由測(cè)試得到，則可求得實(shí)際工況下左源點(diǎn)、、向的力F、F、F。

力的頻率范圍為0.1～1.0 kHz，頻率間隔為1 Hz，圖12所示為在半消聲室兩驅(qū)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)上測(cè)得的勻速100 km/h 工況下發(fā)動(dòng)機(jī)3 個(gè)懸置與車身連接點(diǎn)處激勵(lì)力載荷的幅值和相位，為方便顯示，只列出200～300 Hz頻段的數(shù)據(jù)，間隔為5 Hz。

圖12 勻速100 km/h工況下3個(gè)懸置三向力幅值和相位

6 整車仿真與中頻噪聲分析

將在半消聲室測(cè)得的勻速100 km/h 工況聲載荷加載到SEA 模型中，如圖13 所示，為方便顯示，將車外聲腔隱藏。對(duì)模型進(jìn)行調(diào)校，使得車內(nèi)頭部響應(yīng)的仿真值在高頻段（>1.0～8.0 kHz）與試驗(yàn)值的誤差在±3 dB以內(nèi)，如圖14所示。

圖13 加載聲載荷的SEA模型

由圖14 可知，在高頻段（1.0 kHz 以上）SEA 模型得到的駕駛員頭部響應(yīng)仿真值與試驗(yàn)值一致性較好，但在中頻段（0.1～1.0 kHz），由于噪聲的結(jié)構(gòu)傳遞路徑占比較大，但SEA 方法只能考慮空氣路徑，無法體現(xiàn)結(jié)構(gòu)傳聲路徑，所以仿真值明顯小于試驗(yàn)值。

圖14 SEA模型左前頭部響應(yīng)仿真值與試驗(yàn)值

為了準(zhǔn)確分析中頻段結(jié)構(gòu)傳聲路徑，需在FE-SEA混合模型車身關(guān)鍵連接點(diǎn)加載激勵(lì)力載荷的幅值和相位，如圖15所示。

圖15 加載激勵(lì)力載荷幅值和相位的混合模型

在FE-SEA 混合模型上加載100 km/h 工況激勵(lì)力載荷的幅值和相位，得到中頻段結(jié)構(gòu)路徑貢獻(xiàn)的駕駛員頭部響應(yīng)仿真結(jié)果，如圖16所示。

圖16 FE-SEA模型駕駛員頭部響應(yīng)仿真與試驗(yàn)結(jié)果

由圖16 可知，中頻段車內(nèi)噪聲主要來源于結(jié)構(gòu)傳聲路徑，且頻率越低，結(jié)構(gòu)路徑占比越大。實(shí)際上，車內(nèi)噪聲是結(jié)構(gòu)路徑與空氣路徑共同作用的結(jié)果，將2種路徑的聲壓級(jí)轉(zhuǎn)換為能量并疊加后再轉(zhuǎn)換為聲壓級(jí)：

式中，為能量疊加后的聲壓級(jí)；、分別為結(jié)構(gòu)路徑和空氣路徑引起的車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)。

將中頻段結(jié)構(gòu)路徑噪聲與空氣路徑噪聲疊加后，與高頻段的空氣路徑噪聲一起組成全頻段車內(nèi)噪聲仿真值，并與試驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖17所示。由圖17可知，應(yīng)用FE-SEA 混合模型求取結(jié)構(gòu)路徑噪聲貢獻(xiàn)后，中頻段的仿真精度大幅提高。

圖17 勻速100 km/h全頻段駕駛員頭部響應(yīng)仿真與試驗(yàn)結(jié)果

7 結(jié)論

a.車內(nèi)噪聲通常情況下在高頻段（1.0 kHz 以上）空氣路徑占主要成分，在中頻段（0.1～1.0 kHz）空氣路徑和結(jié)構(gòu)路徑均占有一定的比例，且頻率越低，結(jié)構(gòu)路徑占比越大。

b.中頻噪聲預(yù)測(cè)分析必須與試驗(yàn)及SEA 模型相結(jié)合，聲載荷及激勵(lì)力載荷的獲取對(duì)中頻噪聲預(yù)測(cè)分析的準(zhǔn)確性至關(guān)重要。

c.通過建立FE-SEA 混合模型，完整地考慮中頻段結(jié)構(gòu)傳聲路徑，并與SEA 方法相結(jié)合，進(jìn)行全頻段車內(nèi)噪聲仿真預(yù)測(cè)，可大幅提高中頻段的仿真精度。