基于統計能量分析的車內高頻噪聲能量流研究

楊 健,劉志恩,邢 鵬,杜松澤,趙玉曉

(1.武漢理工大學 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學 汽車零部件技術湖北省協同創新中心，湖北 武漢 430070)

作為汽車整車舒適性和操控性的重要評價指標，汽車振動噪聲越來越受到人們的重視。根據噪聲產生的不同機理，車內噪聲被劃分為結構傳播噪聲和空氣傳播噪聲。發動機及其進氣系統在運轉狀態下輻射出的噪聲，傳遞到駕駛艙內屬于空氣傳播噪聲的范圍。傳播過程中，噪聲通過車身板件噪聲輻射以及車身孔洞及縫隙傳遞到車內。對于這類噪聲的控制，一般是通過在發動機艙及車內布置聲學包，來阻隔和吸收噪聲源的輻射噪聲。由于板件較高的模態密度，采用傳統的有限元計算方法，存在計算成本高、高頻段對細節敏感的缺點。并且在傳統有限元分析(finite element analysis，FEA)方法中，很難模擬整車的聲學包布置，無法準確表現出整車的實際狀況。筆者采用了一種基于系統平均能量響應的統計能量分析方法(statistical energy analysis，SEA)，其具有較高的計算效率，對于高頻段下的模型細節的誤差不夠敏感[1]。而基于SEA的VA ONE軟件能夠較好地模擬整車的聲學包布置，進行車內噪聲計算，得到噪聲的傳遞規律，為后期整車的高頻噪聲優化提供指導。

1 統計能量分析方法

1.1 統計能量分析基本理論

與FEA的精確計算法不同，SEA是從時間平均、頻率平均和空間平均的統計角度預測子系統間的能量流傳遞和各子系統間的能量響應，能大大減少計算工作量，從而在設計階段縮短設計周期。該方法的理論原理為：首先將系統整體結構劃分為若干個SEA子系統，每個子結構構成了SEA模型的一個單元；其次，在子系統間的傳遞功率流量與兩個子系統模態能量的差值成正比的理論假定前提下，對子結構分別建立能量平衡方程；最后，對由各能量平衡方程組成的SEA方程組聯立求解，得出各個子系統的平均能量響應[2-4]。

對于N個子系統的大系統，功率流方程可表示為：

(1)

式中：ω為頻率；∏i為輸入功率；ηij為子系統i到j的耦合損耗因子；ηi為子系統i的內損耗因子；Ei為子系統存儲的能量。

1.2 統計能量分析基本參數

SEA基本參數包括模態密度、內損耗因子和耦合損耗因子。利用理論公式計算各個子系統的模態密度和內損耗因子以及不同子系統之間的耦合損耗因子。對于部分組件，采用試驗測試數據進行修正。

模態密度即單位頻帶內的模態數，它反映了子系統從外界接收能量并引發振動的能力。采用二維平板結構子系統建立的頂棚的模態密度為恒定值，而采用三維單曲面平板結構子系統則會隨著頻率的改變而產生變化。

內損耗因子(damping loss factor，DLF)即子系統在單位時間內每振動一次所消耗的能量與該子系統平均儲能之比，10%的DLF誤差能引起1 dB的誤差。結構子系統的內損耗因子構成表達式為：

η=ηs+ηr+ηb

(2)

式中：η為子系統結構的DLF；ηs為結構阻尼損耗因子；ηr為結構振動聲輻射阻尼損耗因子；ηb為結構子系統邊界連接阻尼構成的損耗因子。在頻率低于100 Hz時，內損耗因子主要由ηs構成；頻率在100～400 Hz時，內損耗因子主要由ηr構成；頻率高于400 Hz時，內損耗因子主要由ηs構成。

與結構子系統不同，聲腔子系統的內損耗因子是通過計算聲場的平均吸聲系數，再利用理論計算公式求解得到。聲腔的內損耗因子計算公式為：

(3)

式中：η為聲腔子系統的DLF；T60為聲腔內能量衰減60 dB所用的時間；f為頻率。

耦合損耗因子(coupling loss factor，CLF)表征當一個系統依附于另一個系統時的功率流或阻尼效應的量。CLF分為結構間CLF，結構與聲腔間CLF以及聲腔間CLF。由于其耦合的形式比較多樣，數量級也較小，對于復雜的精確計算會帶來很大的困難，可以直接使用VA One軟件內部的計算數值。

2 車內噪聲統計能量分析模型

2.1 車身結構子系統和車內外聲腔子系統建模

車身的結構由很多非常復雜的結構組成，在SEA建模前將三維數模導入到有限元前處理軟件中進行網格劃分，再將劃分完成的網格模型導入到SEA仿真軟件VA ONE中，從而能夠根據網格自動生成結構節點，便于劃分和建立子系統。根據模態相似原則、自然邊界法則以及實際研究需要，將原整車數模進行劃分[5]。車體表面的曲面被建模為單曲面板子系統，而平面則是被建模為平面板子系統，車體的結構子系統如圖1所示。

圖1 車身結構子系統

車內的聲腔子系統是由車體結構與內部平面構成的封閉空間，根據實際需要又通過對車內增加平面對車內聲腔進行了進一步的劃分，從而建立了車內的聲腔子系統[6]。車內聲腔子系統如圖2所示。

圖2 車內聲腔子系統

為了模擬半消聲室的環境，又構建了車外聲腔子系統，除了車身地面以外的外部聲腔都被添加了半無限流體，從而實現除地面外各個方向對噪聲都無反射的環境。每個關鍵的結構子系統都應對應一個車外聲腔子系統，以便于監測所對應結構子系統的能量響應[7]。外部聲腔及半無限流體如圖3所示。

圖3 車外聲腔子系統及半無限流體

2.2 車內噪聲對標的分析

采用基于聲功率的整車降噪試驗方法(power based noise reduction，PBNR)進行模型在理想載荷下的車內噪聲對標。先將理想載荷下測試的輸入聲載荷加載到模型中，再將車內測試得到的試驗數據與仿真結果進行對比，從而驗證模型的有效性與精度[8-9]。在理想載荷工況下，通過布置點聲源，測試白噪聲在整車外表面上的聲壓分布，將其作為SEA模型的外部激勵。通過分析可看到整個SEA模型的能量耗散情況，由于理想載荷工況的噪聲源相對單一，車內外聲腔相應的規律也比較明顯，因此可以用來進行模型的校正工作。

理想載荷工況下駕駛員頭部和右后乘員頭部的PBNR對標結果如圖4所示。

圖4 理想載荷工況下的PBNR對標

從圖4(a)可以看出，駕駛員頭部聲壓理想載荷對標曲線的趨勢一致，在個別頻率差距變大，但整體誤差仍在可信誤差范圍內。而圖4(b)后排乘客頭部聲壓理想載荷對標中，對標曲線的趨勢一致，整體吻合較好，個別存在誤差，但仍在可信誤差范圍。

總體而言，對標結果基本控制在誤差范圍內。在建模的過程當中，由于噪聲傳遞的路徑較長，中間出現較多的傳遞路徑，每一處路徑上都可能會有一部分誤差存在，綜合起來可能會存在一定的誤差。

3 基于實際載荷工況的車內噪聲能量流的研究

完成理想載荷工況校核模型后，進行了實際載荷工況下的激勵輸入。選取2G WOT 3 500 r/min工況，該工況下部分頻段噪聲水平無法達到要求。這里主要研究對象為發動艙內的噪聲到駕駛員頭部的能量傳遞。在發動機艙內主要的噪聲激勵為發動機及其進氣系統。通過在發動機上下左右前后6個位置布置麥克風，從而采集到發動機聲腔處的聲載荷，而在進氣管口測量到進氣噪聲的聲載荷[10]。在求解后，通過對整車的能量傳遞進行分析，得到駕駛員頭部噪聲能量主要傳遞路徑，如圖5所示。圖5中所標注百分比為在該工況下傳遞端所占接收端的總能量的比例。

圖5 駕駛員頭部噪聲能量主要傳遞路徑

3.1 駕駛員頭部噪聲能量傳遞規律

由圖5可知，在駕駛員頭部的能量貢獻中，左前風擋內側聲腔所貢獻的能量高達42.45%，通過追蹤能量的傳遞路徑可以看到，左前風擋內側主要能量輸入來源于儀表板上方的聲腔，而儀表板上方上部聲腔的主要能量是通過防火墻傳入到車內。左前風擋處的能量則是來源于防火墻以及發動機引擎蓋處。其余對于駕駛員頭部主要能量輸入為駕駛員腰部、駕駛員側儀表板和左前車窗以及駕駛員側A柱。

3.2 發動機艙內噪聲能量傳遞規律

從以上分析可以發現，駕駛員頭部噪聲能量主要從發動機艙內通過防火墻以及引擎蓋進入到車內的。接下來對發動機艙內進行能量流傳遞路徑分析。

圖6為左側防火墻前部聲腔的直接能量輸入。從圖6可知，防火墻前部的聲腔通過對防火墻面板的激勵以及防火墻上孔洞泄漏進入車內，其中發動機聲載荷占據絕大多數的能量。此外，剩余的能量輸入來自于左半部引擎蓋內側聲腔以及左前翼子板內側聲腔。圖7為左半部引擎蓋內側的聲腔能量輸入。統計顯示，左半部引擎蓋內側聲腔主要能量輸入來自進氣系統聲載荷以及發動機聲載荷，兩者所占的比例接近。左前翼子板內側聲腔能量輸入如圖8所示。對于能量輸入統計后發現，左前翼子板內的聲腔中，主要的能量輸入來自進氣系統處聲載荷，發動機載荷輸入能量低于進氣系統的能量輸入。

圖6 左側防火墻前部聲腔的能量輸入

圖7 左半部引擎蓋內側的聲腔能量輸入

圖8 左前翼子板內側聲腔能量輸入

由上述噪聲能量流傳遞路徑分析可知該工況下的噪聲能量傳遞規律：發動機艙中噪聲能量通過防火墻及引擎蓋傳遞到車內。其中，防火墻處主要傳遞發動機噪聲能量，而部分進氣噪聲的能量繞過發動機傳遞到了防火墻處。另外部分發動機及進氣噪聲能量通過左半側引擎蓋輻射到達車內。

4 結論

利用SEA方法建立了整車模型，并通過理想載荷試驗進行了模型的校核。通過模型中輸入提取的發動機處及進氣系統聲載荷，得到了車內噪聲能量傳遞規律，對于該工況下聲學包優化具有指導意義。