車身側圍空腔阻隔結構隔聲性能的建模與驗證

牛勝福，張立軍，孟德建，何 臻，曹 誠，徐雪瑩，陳 陽

(1. 同濟大學汽車學院，上海 201804； 2. 上海大眾汽車有限公司，上海 201805； 3.上海華特汽車配件有限公司，上海 201822)

2016139

車身側圍空腔阻隔結構隔聲性能的建模與驗證

牛勝福1,2，張立軍1，孟德建1，何 臻1，曹 誠2，徐雪瑩2，陳 陽3

(1. 同濟大學汽車學院，上海 201804； 2. 上海大眾汽車有限公司，上海 201805； 3.上海華特汽車配件有限公司，上海 201822)

采用有限元-統計能量分析混合建模方法，建立車身側圍空腔阻隔結構隔聲性能預測模型，其中，阻隔結構塑料支撐板用有限元方法建模，密封膨脹膠使用統計能量分析與多孔介質聲學理論(畢奧理論)相結合的方法建模，阻隔結構前后的聲腔采用統計能量分析方法建模。同時在混響-消聲室中進行阻隔結構隔聲性能測試。模型預測性能與試驗測得結果的對比表明，模型預測與試驗結果在200～8 000Hz頻率范圍基本一致，說明所建模型能有效預測阻隔結構隔聲性能。

車身側圍；阻隔結構；隔聲性能；建模；試驗

前言

車身側圍空腔阻隔結構對于阻止空氣聲在側圍中的傳播，降低車內噪聲具有重要作用[1-6]，因而受到整車廠和供應商的廣泛關注。針對阻隔結構的降噪性能，前期研究者在材料級[7-11]、部件級[5,12-13]和整車級[13-15]都開展過研究，但研究絕大部分都是基于樣件或者原型車的試驗分析，雖然有利于評價阻隔結構和配置方案的總體性能，但是無法在設計階段指導部件設計和系統匹配。因此，如何在樣件制作或原型車試制之前進行阻隔件的計算機輔助設計和系統匹配成為核心關鍵技術。

前期曾有研究者提出通過分析各個側圍空腔對空氣聲傳遞貢獻量指導阻隔結構的布置[15]，或使用統計能量分析來預測阻隔結構的降噪效果[4,16]。但在上述研究中，未說明阻隔結構的建模方法，無法指導實際工程開發。實際上，若能建立阻隔結構聲學性能預測模型，針對不同的阻隔結構設計和布置方案的效果進行預測和評估，可大大縮短研發周期和成本，具有良好的工程價值。

在此背景下，本文中將基于全頻段聲學分析軟件VA One對車身空腔阻隔結構的聲學性能進行建模、仿真和試驗驗證。需要說明的是，本文中的建模對象是目前應用非常廣泛的裝配式阻隔結構，具有質量輕、成本低和密封性能好的特點[2,6]。

1 有限元-統計能量分析混合方法簡介

由于阻隔結構用于阻隔中高頻的空氣聲，所以本文中研究的頻率范圍屬于中高頻。而對于阻隔結構來說，由于它尺寸較小，對結構本身來說屬于中低頻問題，可采用有限元方法；而高頻問題則宜采用統計能量分析方法，故本文中將使用有限元-統計能量分析(簡稱FE-SEA)混合方法來進行建模和求解。

關于FE-SEA混合方法建模、求解方程已有詳細的介紹[16-19]，在這里只做簡要說明。

1.1 整體運動方程與局部運動方程

根據結構的模態頻率將結構中的模態分為整體模態和局部模態，相對應的結構響應稱為整體響應和局部響應。整體響應部分利用有限元方法求解，局部響應利用統計能量分析方法求解[19]。

系統激勵與運動的關系為

F=Dq

(1)

式中：F為激勵；q為系統振幅；D為系統動剛度矩陣。將其分解為整體模態和局部模態分量有：

(2)

式中：g為整體模態，l為局部模態。系統的整體運動方程和局部運動方程可以分別表示為

(3)

(4)

1.2 混合連接子系統間的互相關系

FE模型和SEA模型通過擴散場互易關系[19]互相聯系，互易關系表達式為

(5)

式中：E[·]為所有結構的均值；E為板件子系統的振動能量；n為模態密度；ω為分析的圓頻率；frev為邊界力與實際邊界力的差值；Ddir為直接動力剛度矩陣；Im{·}表示取虛部運算。

1.3 FE-SEA混合系統方程

混合系統的功率平衡方程為

(6)

再根據確定性系統響應求解式(7)可以求得子系統的響應：

(7)

式中Sqq為響應的子功率譜。

2 阻隔結構建模

本文中所分析的空腔阻隔結構如圖1所示，是具有完全自主知識產權的一款在多種車型上大量應用的阻隔結構。該阻隔結構由密封膨脹膠EVA和塑料支撐板PA66組成，塑料支撐板下方有一個用于在車身上固定的卡扣。

2.1 塑料支撐板建模

由于支撐板幾何尺寸較小，且彈性模量較大，在所分析的頻段內模態密度較低，板件的共振模態對板件的隔聲性能會產生顯著影響，也就是說支撐板隔聲量的剛度控制區仍然落在分析頻段內[22]。當系統模態密度較低時，有限元方法較統計能量分析方法具有更好的計算精度[23]，所以為支撐板建立了有限元模型。為了建模方便，將原有的支撐板CAD模型進行簡化，去掉卡扣等對隔聲性能影響很小的細部特征，得到如圖2所示的板件有限元模型。

單元類型為殼單元，單元尺寸5mm，以CQUAD4四邊形單元為主，局部輔以CTRIA3三角形單元，殼單元厚度為2mm。模型中殼單元數為473，節點數為502。為了體現支撐板下端卡扣對板件振動的約束，對有限元模型相應位置節點添加約束，如圖3所示。

支撐板材料為PA66塑料，材料屬性如表1所示。其中，結構損耗因子可通過查閱技術手冊獲得，也可通過穩態能量法[24]等試驗方法來獲得。

表1 PA66材料屬性

采用VA One中的COSMIC NASTRAN求解器求解，得到支撐板前10階振型，如表2所示，200～8 000Hz范圍內1/3倍頻程頻帶上模態數如圖4所示。當5 000Hz以上時，板件才具有較高的模態密度。

2.2 發泡密封膨脹膠建模

最近對焦距離24cm，防水防塵設計，全新Batis 40mm f/2 CF鏡頭是蔡司旗下的E卡口定焦鏡頭中的第五款產品。這支鏡頭采用了獨特的浮動鏡組設計，能夠保證所有光圈下的成像質量。Batis 40/2 還使用了蔡司獨有的T＊鍍膜，能夠有效減少炫光和鬼影的出現。

為了滿足涂裝前處理、電泳工藝要求，注塑到支撐板周圈的EVA膨脹膠在發泡前需要與鈑金壁保留4～6mm間隙[4]，這里取4mm，膨脹膠發泡后的厚度為25mm。發泡的膨脹膠是多孔泡沫材料，對入射在其表面上的聲能有吸收作用[22]，所以需要對其吸隔聲性能進行建模。在建模過程中忽略膨脹膠內外周邊界約束和支撐板振動對吸隔聲性能的影響。聲波在多孔泡沫材料的傳播用畢奧理論來描述。根據畢奧理論可以計算出泡沫材料的吸聲系數和插入損失。多孔泡沫材料的特性由彈性參數、聲學參數和毛孔參數3組參數來描述。發泡EVA膨脹膠的3組參數如表3～表5所示。EVA材料的密度和發泡率由供應商提供，孔隙率由發泡率推算，其余彈性參數借鑒了泡沫材料研究的成果[25-26]，多孔參數參考VA One官方教程參數設定，其數量級在常見范圍。

表2 支撐板件前10階陣型圖

表3 發泡EVA膨脹膠彈性參數

表4 發泡EVA膨脹膠聲學參數

表5 發泡EVA膨脹膠毛孔參數

VA One軟件中，多孔泡沫材料只能作為附加的聲學包裝設置在板、殼類子系統上而不能單獨作為子系統參與計算，所以必須為泡沫材料額外創建一個能夠承載它并與其輪廓相同的屬于SEA標準子系統的“基體”[27]。

這個附加的“基體”應當對多孔泡沫聲學性能影響盡量小，因此將這個“基體”建立成1mm的平板子系統，賦予它EVA膨脹膠的材料屬性，將它的傳聲屬性用質量定律來描述，即它的隔聲量僅取決于單位面積的質量(面密度)。由于該基體面密度很小，所以它的隔聲量非常小，對膨脹膠本身的聲學性能影響很小。忽略膨脹膠的圓角等對聲學性能影響微弱的幾何細節，在VA One中建立的“基體”平板子系統如圖5所示。

當創建了平板子系統“基體”后，即可通過VA One軟件的Noise Control Treatment模塊在該“基體”上添加EVA膨脹膠材料。不考慮膨脹膠內外側輪廓分別與支撐板件和鈑金件壁面粘接對其吸隔聲性能的影響。

2.3 定義阻隔結構各子系統間的連接

完成了支撐板件和膨脹膠的建模后，為了將兩部分連接在一起，能夠產生能量流動，需要定義各個子系統間的連接。由于統計能量分析理論中只定義了板與板之間的線連接、梁與板之間的線連接、板與聲腔之間的面連接、聲腔與聲腔之間的面連接可以進行理論分析的簡單連接[27]，所以將膨脹膠與支撐板之間的連接關系也簡化為線連接。定義了連接關系的阻隔結構模型如圖6所示。

2.4 空腔建模

創建了“聲腔”子系統后，還需要定義空腔與阻隔結構在接觸面上的連接關系，使聲能量能夠在空腔與阻隔結構之間傳遞。

3 混響-消聲室中的阻隔結構模型驗證

3.1 阻隔結構聲學性能試驗

為了獲得阻隔結構實際的聲學性能數據，在混響-消聲室中進行阻隔結構的測試。混響室尺寸為7.6m×6.4m×4.5m，各項參數符合GB/T 20247—2006《聲學混響室吸聲測量》的要求，半消聲室各項參數符合GB 50800—2012《消聲室和半消聲室技術規范》的要求。

采用復合板共振吸聲結構。測試方法按照SAE對阻隔材料聲學性能測試的標準J2846進行，其布置簡圖如圖7所示，混響室和消聲室側觀察到的連接通道分別如圖8和圖9所示。阻隔結構的聲學性能可以用傳遞損失、插入損失、降噪量來評價，本文中采用降噪量作為聲學性能的評價指標。按照圖7的說明，降噪量MNR(measured noise reduction)在本試驗中定義為

MNR=SPL測點1-SPL測點2

(8)

式中SPL測點1和SPL測點2分別為測點1和測點2的聲壓級。由于混響室達到穩定狀態聲壓且分布均勻，所以測點1的位置在混響室中是任意的。

混響室中設置聲源作為系統的激勵，聲源的布置和規格符合SAE混響-消聲室測試材料隔聲量試驗標準J1400，聲源能在200～8 000Hz的頻率范圍產生激勵。試驗中測點1和測點2的聲壓級如圖10所示。

3.2 阻隔結構模型的驗證

在VA One環境中再現混響-消聲室試驗，仿真計算阻隔結構的降噪量，并與試驗數據進行對比。VA One軟件中基于SEA建立的試驗環境見圖11。

混響室和消聲室用“聲腔”子系統來建模，其中定義混響室聲腔表面和連接通道聲腔表面的吸聲系數為1%，消聲室聲腔表面吸聲系數為100%，連接通道壁為1mm厚鋼板。為了使混響室的聲能能夠經由阻隔結構流向消聲室，需要定義混響室聲腔-阻隔結構-連接通道聲腔三者之間的連接關系。因此，在混響室聲腔與阻隔結構交界面、阻隔結構與連接通道聲腔交界面定義面連接，如圖12所示。這里使用的是基于統計能量分析理論中的“板與聲腔之間的面連接”。連接通道聲腔與消聲室聲腔的連接關系也定義為面連接。

(9)

(10)

式中ρ0為空氣密度。由上述關系式可以根據混響室聲壓級計算出輸入功率，將該輸入功率作為激勵施加在仿真環境的混響室中。在混響室聲腔施加激勵后，可得到連接通道聲腔中的聲壓級，將其作為測點2處的聲壓級。混響室聲壓級即是測點1的聲壓級，測點1聲壓級與測點2聲壓級的差值即為阻隔結構的降噪量，如圖13所示。

由圖可見，在整個頻段上，仿真值與試驗值變化趨勢相同，兩者數值非常接近，說明仿真模型有效。觀察結果表明，4 000Hz以上的仿真值明顯低于試驗值，最大相差5dB，在安裝試驗裝置時，吸聲擋板與試件外側管壁之間無法做到完全密封(見圖7和圖8)，使得高頻時有少量聲能泄漏至連接通道一側，導致測點2的試驗值偏高。

阻隔結構降噪量試驗值在800Hz有一尖峰，而在仿真中降噪量1 000～1 250Hz時有明顯下降。阻隔結構隔聲量仿真與試驗結果的變化趨勢均與板件隔聲的質量定律相同。考慮到支撐板共振(仿真分析中1 108.1Hz出現了共振模態)的影響，仿真分析中1 000～1 250Hz時降噪量有明顯下降。同理試驗結果中800Hz處的尖峰也與阻隔結構支撐板振動有關，只是800Hz板件處于反共振點。

4 結論

本文中采用有限元與統計能量分析相結合的混合建模方法，對車身側圍空腔阻隔結構進行建模，在混響-消聲室環境中進行了聲學性能預測，并且通過混響-消聲室試驗驗證了模型的有效性。該建模方法對指導阻隔結構設計和整車匹配的進行、縮短研發周期和降低研發成本，都具有實用價值。

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Modeling and Verification of the Sound Barrier Performance of Cavity Filler Structure in Car Body Side Panel

Niu Shengfu1,2, Zhang Lijun1, Meng Dejian1, He Zhen1, Cao Cheng2, Xu Xueying2& Chen Yang3

1.SchoolofAutomotiveStudies,TongjiUniversity,Shanghai201804; 2.ShanghaiVolkswagenAutomotiveCo.,Ltd.,Shanghai201805; 3.ShanghaiHuateAutomotivePartsCo.,Ltd.,Shanghai201822

With the hybrid FE-SEA modeling method, the sound barrier performance prediction model for the side wall cavity filler structure of car body is established, in which the plastic barrier plate of cavity filler structure is modeled by FEM, the sealing strip is modeled by SEA combined with Biot theory, while the sound cavities are modeled by SEA method. Meanwhile, the measurement of sound barrier performance of cavity filler is also conducted in reverberation-anechoic chamber. The comparison between the performances predicted with model and the measurement results by test indicate that they are basically consistent with each other in the frequency range of 200 to 8000Hz, demonstrating that the model built can effectively predict the sound barrier performance of cavity filler structure.

car body side panel; cavity filler structure; sound barrier performance; modeling; test

原稿收到日期為2015年5月19日，修改稿收到日期為2015年8月27日。