基于SEA方法的商用車噪聲分析與預(yù)測

許恩永，唐榮江，趙德平

（1.東風(fēng)柳州汽車有限公司，商用車技術(shù)中心，廣西柳州541000；2.桂林電子科技大學(xué)，機電工程學(xué)院，廣西 桂林 541500）

基于SEA方法的商用車噪聲分析與預(yù)測

許恩永1，唐榮江2，趙德平1

（1.東風(fēng)柳州汽車有限公司，商用車技術(shù)中心，廣西柳州541000；2.桂林電子科技大學(xué)，機電工程學(xué)院，廣西 桂林 541500）

針對商用車駕駛室內(nèi)噪聲問題，采用統(tǒng)計能量方法（SEA），建立了駕駛室噪聲仿真模型。通過試驗方法，獲取模態(tài)密度、結(jié)構(gòu)損耗因子及輸入激勵等模型參數(shù)。實車測試與仿真結(jié)果的總體誤差在2dB（A）以內(nèi)，驗證了模型的準(zhǔn)確性。在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用聲學(xué)包設(shè)計方法優(yōu)化車內(nèi)噪聲，降噪效果較好，具有一定的工程參考價值。

商用車；統(tǒng)計能量分析；噪聲預(yù)測

隨著物流業(yè)與運輸業(yè)的快速發(fā)展，商用車作為重要的運載工具，其產(chǎn)量與銷售量逐漸增加。在滿足油耗與排放之后，商用車的噪聲性能成為衡量車輛品質(zhì)的重要指標(biāo)之一，改善駕駛室內(nèi)聲學(xué)已經(jīng)成為各商用車廠商提升產(chǎn)品競爭力的主要方法之一[1-2]。

本文針對某國產(chǎn)商用車，首先在分析其駕駛室結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，建立了其SEA模型，應(yīng)用穩(wěn)態(tài)能量法確定子系統(tǒng)的模態(tài)密度、結(jié)構(gòu)損耗因子，采用混響試驗法確定各聲腔子系統(tǒng)的損耗因子。然后，以實車道路試驗，獲取駕駛室所受到的懸置振動載荷、各壁板的聲學(xué)激勵。最后，以駕駛室右耳為參考點，驗證了模型的準(zhǔn)確性。該方法能在設(shè)計階段對駕駛室噪聲進行預(yù)測，并提出優(yōu)化改進措施，對縮短研發(fā)周期，提升噪聲性能有重要作用。

1 統(tǒng)計能量法基本原理

有限元方法（FEM）與邊界元方法（BEM）在汽車工程領(lǐng)域應(yīng)用非常廣泛，在對車輛低頻振動噪聲問題分析時具有較好的準(zhǔn)確性，但對高頻段（>300 Hz）聲學(xué)問題進行分析時存在較大誤差。統(tǒng)計能量方法（SEA）考慮各系統(tǒng)間的能量流動，通過建立功率平衡方程的形式來描述各子系統(tǒng)在外界激勵下穩(wěn)態(tài)振動中的能量儲存、能量損耗和相鄰子系統(tǒng)之間的能量傳遞[1，3]，可以從統(tǒng)計意義上有效預(yù)測車內(nèi)噪聲的平均響應(yīng)。在缺乏精確模型的早期開發(fā)階段，就可為產(chǎn)品的聲學(xué)設(shè)計提供參考。

商用車駕駛室可以分解為一系列結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲學(xué)系統(tǒng)的集合，且各子系統(tǒng)i的自身穩(wěn)態(tài)能量與其平均振動速度或聲壓pi成比例[6]。設(shè)系統(tǒng)之間符合保守耦合原則，則子系統(tǒng)i與j之間能量流動率正比于兩系統(tǒng)間平均模態(tài)能量的差：

方程中，n為對應(yīng)的模態(tài)密度；Wi為總輸入功率；E為系統(tǒng)的能量，ω為各頻帶中心頻率；η為內(nèi)部損耗因子；ηij為i和j系統(tǒng)間的耦合損耗因子。

式中，[L]為包含內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子的損耗因子矩陣。

式（3）是采用SEA方法對復(fù)雜問題計算分析的矩陣方程，分析模型中最有重要的三個參數(shù)為：模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子與耦合損耗因子。在確定各子系統(tǒng)的參數(shù)后，并輸入外界輸入功率（振動和聲壓激勵），對方程組進行分頻段求解，即可對各系統(tǒng)的聲壓平均響應(yīng)P進行預(yù)測[1]。

2 基于SEA方法的噪聲預(yù)測模型

2.1 SEA模型建立

根據(jù)所研究商用車駕駛室的三維數(shù)模，對后視鏡、導(dǎo)流罩等次要部件進行簡化，并忽略板件上的孔洞、槽、凸塊等微小特征。并基于模態(tài)相似的原則[1]，將駕駛室車身鈑金件、擋風(fēng)玻璃以及臥鋪等效為平面板或曲面板子系統(tǒng)。駕駛室地板處的左右縱梁，前后橫梁起到加強駛室結(jié)構(gòu)強度和剛度的作用，需要根據(jù)等效回轉(zhuǎn)半徑的原則簡化成標(biāo)準(zhǔn)梁子系統(tǒng)。最終建立的駕駛室SEA模型如圖1所示，包含106個板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和4個梁結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)。

圖1 駕駛室SAE模型

因為SEA方法分析的是整個聲腔子系統(tǒng)的平均響應(yīng)，為了更加準(zhǔn)確地分析研究駕駛員頭部區(qū)域的聲學(xué)水平，就需要將單一的駕駛室聲腔子系統(tǒng)進一步劃分。本文根據(jù)駕駛室模型的特點，將聲腔劃分為14個子聲腔，如圖2所示。完成結(jié)構(gòu)與聲腔子系統(tǒng)的建模后，下一步需要確定模型中的各種特征參數(shù)和激勵輸入。

圖2 聲腔系統(tǒng)模型

2.2 駕駛室SEA模型參數(shù)確定

2.2.1 結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)模態(tài)密度及內(nèi)損耗因子的確定

具有簡單結(jié)構(gòu)的子系統(tǒng)（如平面板等），其模態(tài)密度及內(nèi)損耗因子可由理論計算獲得。對像車門、后圍、地板等復(fù)雜結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，通過理論計算其參數(shù)是非常困難和繁瑣的，若利用簡化結(jié)構(gòu)代替又具有一定的誤差。因此，試驗測量法便成為確定復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)參數(shù)的主要方法。

導(dǎo)納實部平均值法是確定各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)模態(tài)密度的主要方法，其理論公式為[1]：

式中：ω1ω2分別為所計算頻率的上、下限；M表示所分析部件的質(zhì)量；Re[H]為多處激勵點輸入導(dǎo)納實部的空間平均。

內(nèi)損耗因子測試采用穩(wěn)態(tài)能量法，分別測試激勵源對子系統(tǒng)的輸入功率及系統(tǒng)能量，根據(jù)下式計算即可損耗因子η：

式中，Pin為輸入功率；f（t）為輸入點激勵力；vo（t）為輸入點振動速度；＜＞為表示時間平均；E為子系統(tǒng)能量；M為子系統(tǒng)的質(zhì)量；v（t）為子系統(tǒng)響應(yīng)速度。

試驗前，根據(jù)SEA的板塊建模，將駕駛室的主要部件及子系統(tǒng)切割拆解，分為頂棚、后圍、前圍、地板四個部分，并將車門（整備）及擋風(fēng)玻璃分離出來，共6個主要子部件。試驗時，在試件上布置多個加速度傳感器（7～10個），利用力錘敲擊測試點，采集敲擊點的輸入力及各測點的加速度值，試驗如圖3所示。試驗結(jié)束后，對試驗數(shù)據(jù)進行處理，即可獲得各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的模態(tài)密度與內(nèi)損耗因子參數(shù)。

圖3 現(xiàn)場試驗照片

2.2.2 聲腔子系統(tǒng)模態(tài)密度及內(nèi)損耗因子的確定

聲腔子系統(tǒng)模態(tài)密度計算公式為[4]：

式中：Vs為聲腔的體積；As為表面積；f為頻率；l為聲腔總邊長；c為聲速。

聲腔子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子可由其混響時間T60計算獲得，公式為：

式中，T60為聲腔內(nèi)聲能量級衰減60 dB所用的時間。

試驗時選擇背景噪聲低30 dB（A）的空曠環(huán)境下，在駕駛內(nèi)各目標(biāo)點放置聲源，操作信號源產(chǎn)生分頻帶濾波的白噪聲信號（＞110 dB）進行激勵。待駕駛室充分混響后，關(guān)閉聲源記錄衰減時間。

2.2.3 子系統(tǒng)間耦合損耗因子的確定

耦合損耗因子是子系統(tǒng)間能量傳遞的系數(shù)，反映了各子系統(tǒng)之間耦合作用的大小，包含以下幾種形式：結(jié)構(gòu)之間的耦合、聲腔與結(jié)構(gòu)耦合以及聲腔之間的耦合[5-6]。

（1）結(jié)構(gòu)之間的耦合因子。板件結(jié)構(gòu)之間的直線連接，是結(jié)構(gòu)耦合的最主要形式，廣泛存在車身系統(tǒng)中，其損耗因子的計算方法為：

式中，Cg為彎曲波波速；L為連接長度；τ12為從結(jié)構(gòu)之間的波傳播系數(shù)。通過互易性原理，還可以獲得子系統(tǒng)間的反向耦合因子。

（2）聲腔與結(jié)構(gòu)的耦合因子。駕駛室壁板與室內(nèi)聲場的耦合為聲腔－結(jié)構(gòu)耦合因子，其計算方法為：

式中，ρs為結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度；ρaCa，分別為聲場的體積質(zhì)量密度和聲速；σsa為輻射比。

（3）聲腔之間的耦合因子。本文劃分為14個聲腔子系統(tǒng)，各相鄰聲腔之間的耦合因子由進行計算：

式中：S為聲腔之間的耦合面積；c為聲速；Va是聲腔的體積大小。

2.3 駕駛室SEA模型的輸入功率

商用車駕駛室在行駛過程中所受到的激勵主要包括：動力總成振動激勵、發(fā)動機艙聲輻射激勵及路面激勵。振動激勵的測試點選擇駕駛室4個懸置點，聲學(xué)激勵測試點選擇駕駛室各表面的中心位置。試驗在平直瀝青路面公路上進行，測試工況選擇常用勻速80 km/h行駛工況和怠速工況，并多次測試做線性平均。圖4為駕駛室左前懸置振動激勵測試位置，圖5為發(fā)動機艙聲壓激勵測試位置。

圖4 左前懸置振動激勵傳測試位置

圖5 發(fā)動機艙聲壓激勵測試位置

3 駕駛內(nèi)噪聲預(yù)測與對比分析

將試驗和計算得到的3個特征參數(shù)：模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子，以及實際的激勵加入到模型中，同時根據(jù)實際情況對模型進行吸隔聲處理。在研究頻率范圍內(nèi)，怠速工況時，駕駛員右耳旁1/3倍頻帶聲壓級譜的預(yù)測結(jié)果與試驗如圖6所示；80 km/h工況下的對比結(jié)果如圖7所示。

圖6 怠速工況仿真與測試結(jié)果對比

圖7 80 km/h工況仿真與測試結(jié)果對比

從圖6～7可以看出駕駛員右耳噪聲的仿真結(jié)果與測量值具有較好的一致性，在計算頻率范圍內(nèi)，除去個別點，各頻率處的絕對誤差相對較小。另外，在低頻段內(nèi)仿真與測試值的誤差較大，而在高頻段，仿真與測試結(jié)果貼近，這說明統(tǒng)計能量分析方法在高頻段具有更好的預(yù)測精度。總聲壓級仿真與測試結(jié)果的偏差2 dB（A）以內(nèi)，整體誤差較小。這說明，本文所建立駕駛室SEA模型對駕駛內(nèi)噪聲的預(yù)測精度較好，符合工程分析的精度要求。

4 優(yōu)化改進

噪聲的優(yōu)化過程首先要找出主要的能量傳播途徑，確定主要的噪聲來源。在建立的SEA模型中，以駕駛員右耳處的聲壓為目標(biāo)，進行能量傳遞路徑分析，分析結(jié)果表明主導(dǎo)作用的有地板、前圍、后窗以及頂棚等。

在建立的SEA模型中，根據(jù)實際駕駛室情況，選取15與30 mm兩種不同厚度的聲學(xué)材料，對主要子系統(tǒng)分別進行聲學(xué)包裝優(yōu)化控制，仿真結(jié)果如表2所示。

表2 優(yōu)化控制效果

從表可以看出，對駕駛室內(nèi)的主要子系統(tǒng)進行聲學(xué)包裝優(yōu)化，兩種工況下的聲壓級水平都有所降低，具有一定的降噪效果。另外，添加30 mm厚吸音棉時，怠速時降噪為1.31 dB（A），80 km/h工況下為1.49 dB（A），降噪效果遠高于15 mm的吸音棉，高出50%以上。后續(xù)的工程實施中，建議采用30 mm厚的吸音棉。

5 結(jié)束語

（1）本文在分析SEA基本原理與方法的基礎(chǔ)上，將商用車駕駛室聲振系統(tǒng)劃分成106個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和14個聲腔子系統(tǒng)，建立了基于SEA方法的商用車噪聲仿真模型。

（2）通過試驗方法確定了各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的模態(tài)密度、結(jié)構(gòu)損耗因子，通過道路試驗獲取了輸入激勵。

（3）通過駕駛員耳旁聲壓級的測量值與計算值的對比分析，總體誤差在2dB（A）以內(nèi)，驗證了所建立駕駛室SEA模型的準(zhǔn)確性。

（4）通過對SEA主要板件進行噪聲控制，仿真結(jié)果顯示，30mm厚度的吸音棉具有較好的降效果，為商用車噪聲仿真與控制提供了一種可行方法。

[1]宋繼強.商用車駕駛室內(nèi)中高頻噪聲的分析預(yù)測與控制[D].長春：吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院，2010.

[2]王彬星.重型汽車車內(nèi)聲壓級預(yù)測與主要噪聲源分析[D].北京：清華大學(xué)，2013.

[3]王登峰，陳書明.車內(nèi)噪聲統(tǒng)計能量分析預(yù)測與試驗[J].吉林大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版），2009，39（1）：68-73.

[4]邵 亮.統(tǒng)計能量法在船舶艙室噪聲預(yù)報中的應(yīng)用[J].艦船科學(xué)技術(shù)，2012，34（5）：98-100.

[5]陳書明.轎車中高頻噪聲預(yù)測與控制方法研究[D].長春：吉林大學(xué)，2011.

[6]車 勇，劉 浩，郭順生.基于SEA模型的純電動汽車車內(nèi)噪聲預(yù)測[J].武漢理工大學(xué)學(xué)報（信息與管理工程版），2013，10（15）：27-29.

Noise Analysis and Prediction of Commercial Vehicle Based on SEA Method

XU En-yong1，TANG Rong-jiang2，ZHAO De-ping1
（1.Dongfeng Liuzhou Motor Co.，Ltd.，R&D of Commercial Vehicle，Liuzhou Guangxi 541000，China；2.Guilin University of Electronic Technology，School of Mechanical and Electrical Engineering，Guilin Guangxi 541500，China）

A simulation model of cab noise was established by using statistical energy method for the noise of commercial vehicle cab.The model parameters such as modal density，structural loss factor and input excitation were obtained through experiments.The overall error of the vehicle test and simulation results is within 2dB（A），which verifies the accuracy of the model.On this basis，the acoustic package design method was applied to optimize of vehicle interior noise，and the effect is obviously.This proves that the method has engineering reference value.

commercial vehicle；statistical energy analysis；noise prediction

U461.4

A

1672-545X（2017）10-0169-04

2017-07-01

柳州市科技開發(fā)項目（2015A010501）

許恩永（1982-），男，山東惠民人，碩士，工程師，主要研究方向為：商用車NVH、噪聲控制。