混合建模在車內中頻噪聲預測分析中的應用

劉建偉 米路

（長城汽車股份有限公司保定技術研發分公司，保定 071003）

主題詞：統計能量分析 中頻噪聲 激勵載荷 混合模型

1 前言

車內噪聲水平不僅是衡量乘坐舒適性的重要參考標準，也逐漸成為眾多汽車企業提高產品競爭力的一個重要方向。聲學包是控制車內噪聲的重要途徑之一，不僅能夠改善車內的聲學特性、降低車內噪聲，還能夠對車內聲品質進行調節。根據不同的頻率分布情況，車內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構路徑和空氣路徑，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），空氣路徑和結構路徑均傳遞噪聲，且頻率越低，結構路徑占比越大。

目前，絕大多數汽車企業都采用SEA法來完成聲學包的開發，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，由于各系統模態密度較低，且存在通過全局模態傳遞的間接耦合損耗，這些問題是SEA法無法考慮的，因此其無法對以結構路徑為主要傳遞路徑的噪聲進行有效控制。

本文從中頻噪聲的傳遞特性出發，將有限元（Finite Element，FE）法與SEA法相結合，建立FE模型子系統和SEA模型子系統之間的能量傳遞關系，從而生成FE-SEA 混合模型。在混合模型車身關鍵連接點位置加載實際工況下的激勵力載荷得到結構路徑的噪聲貢獻量，激勵力載荷應包含幅值和相位，在SEA模型車身外表面加載實際工況下的激勵聲載荷得到空氣路徑的噪聲貢獻量，再將結構路徑與空氣路徑的噪聲能量疊加進行實際工況下的中頻段噪聲水平預測。

2 SEA理論基礎

將其改寫后可用于表征聲壓信號與系統能量之間的關系：

由2 個相互耦合的子系統組成的系統如圖1 所示，其中，、分別為系統1、系統2內部消耗的功率。耦合系統的功率流方程組為：

圖1 由2個子系統組成的耦合系統

式中，為子系統的固有頻率；、分別為系統1、系統2的內部損耗因子；、分別為系統1對系統2、系統2對系統1的耦合損耗因子；、分別為系統1、系統2的能量；、分別為外界對系統1、系統2做的功。

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

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的結構聲傳播和0.1～8.0 kHz的空氣聲傳播,其中，結構聲主要包括發動機、排氣、底盤等系統振動引起的車內噪聲，空氣聲主要包括發動機輻射噪聲、進排氣噪聲、輪胎輻射噪聲、風噪等透過車身隔、吸聲材料引起的車內噪聲。

FE-SEA混合建模方法主要解決中頻段（0.1～1.0 kHz）噪聲預測分析問題。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窗玻璃），將其和開閉件FE模型導入VA-One軟件，建立整車SEA 模型，導入在半消聲室測得的車體表面聲載荷數據，計算得到車內頭部噪聲的仿真值，將其與測試值進行對比，并進行模型調整，使得>1.0～8.0 kHz頻段1/3倍頻程中心點頭部噪聲仿真值與測試值誤差在±3 dB 以內。計算白車身FE 模型的模態（0～1.5 kHz），將白車身FE 模型導入VA-One 軟件生成FE 子系統，將模態結果導入VA-One軟件與FE子系統匹配，用模態來表征能量在FE 子系統之間的傳遞關系。將FE 子系統與SEA 模型中的車內聲腔建立混合連接關系，生成FE-SEA混合模型，在混合模型中的FE 子系統車身關鍵連接點處加載測試得到的激勵力載荷的幅值和相位，計算得到中頻段0.1～1.0 kHz通過結構路徑傳遞的車內頭部噪聲，將中頻段結構路徑傳遞與空氣路徑傳遞的車內頭部噪聲能量疊加并進行單位轉換，與測試值進行對比，通過調試FE子系統的阻尼使得中頻段疊加后的車內頭部噪聲仿真值與測試值誤差在±3 dB以內，調試完成后的FE-SEA模型即可用于預測通過結構路徑傳遞的中頻段噪聲。

圖2 FE-SEA混合建模方法

4 模型創建

4.1 有限元模型創建與模態求解

按照如下建模規范搭建某車型白車身有限元模型：

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

b.模型參數及準確性：零件數量與數模對應，材料參數與實際相符。

c.模型規模：白車身帶黑漆件、防撞梁。

d.螺接要求：在其周長上布置6個或更多節點，在其周長外側增加至少1 層墊圈，直徑小于5 mm 的螺栓孔可不處理。

e.焊接要求：對點焊的處理采用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，否則至少應建立1個單元。

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

圖3 白車身有限元模型

4.2 SEA模型創建

4.2.1 整車外殼SEA板創建

根據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.車身板件子系統類型包括平板結構、單曲率板結構、雙曲率板結構，根據整車結構合理選擇不同類型的板件子系統進行建模，其中車窗玻璃子系統、車門外板子系統、翼子板子系統、輪罩子系統和頂棚子系統采用單曲率結構，前圍板系統中輪包部分采用雙曲率結構，單曲率板與雙曲率板曲率半徑設為10 m。

b.在所關注的頻率范圍段內，子系統需滿足模態數量不少于5個。

c.鈑金件子系統之間通過節點連接進行能量傳遞。

4.2.2 內飾SEA模型創建及聲學材料定義

提取內飾板及座椅等上表面結構，搭建FE模型，根據FE 模型劃分SEA 子系統，內飾板子系統與鈑金件子系統間通過節點連接。

根據聲學包方案在SEA模型中定義聲學材料，包括吸聲材料、隔聲材料、阻隔材料等。

4.2.3 聲腔創建及連接關系定義

聲腔分為車內和車外2個部分，按照整車子系統結構與車內響應考察部位對車體周圍區域及車內空腔區域劃分聲腔子系統，如圖5、圖6所示。

圖5 車外聲腔

圖6 車內聲腔

能量通過子系統之間的連接關系進行傳遞，完成整車鈑金件子系統與聲腔子系統搭建后，采用自動連接方式建立整車子系統間的連接關系，如圖7所示。

圖7 整車各子系統之間連接關系

4.3 混合模型創建

在完成FE 模型和SEA 模型的創建以及FE 模型模態計算后，需要在FE 結構子系統與SEA 模型的車內聲腔間建立連接關系，生成FE-SEA混合模型來表征中頻段結構路徑的噪聲傳遞。FE子系統和SEA子系統通過混合連接相連，表示車身結構通過FE 板向車內聲腔輻射能量，并用輻射效率來描述車身板件向車內聲腔輻射能量的能力：

式中，為結構板件輻射到聲腔的功率；為結構與聲腔的耦合面積；為結構板件的振動速度均方根值。

按照上述原理進行FE-SEA 混合模型的建模，在VA-One軟件中導入白車身FE模型，生成FE子系統，復制SEA模型中的車內聲腔與FE子系統中的大板件建立混合連接，主要包括：前風窗玻璃、前圍板、頂棚、地板等，如圖8 所示。FE 子系統中的梁結構等的輻射噪聲主要集中在低頻段，對于0.1 kHz以上的噪聲貢獻很小，故不建立梁結構與聲腔的連接關系。完成FE-SEA 混合模型的創建后，需導入FE模型的模態結果。

圖8 大板件與車內聲腔之間的連接

5 聲載荷與激勵力載荷幅值和相位的獲取

5.1 聲載荷獲取

在半消聲室內測量整車實際工況下車身外部聲場的聲壓作為SEA模型的輸入聲載荷，同時測量車內乘員區域頭部、腰部、腿部聲場的聲壓值作為SEA 模型車內響應對標值。

車身外部所需測試的區域如圖9所示，車體外部和車內每個子系統布置3個麥克風，取各麥克風測量值的平均值作為測量結果，車體外部麥克風與車體表面的距離約為100 mm，如圖10所示。

圖9 車體外部載荷測試區域

圖10 車體外部載荷測試方法

5.2 激勵力載荷幅值和相位的獲取

測量實際工況下車身關鍵連接點處激勵力載荷的幅值和相位。對于燃油車，關鍵連接點為發動機左、右、后懸置，以及排氣吊鉤和前、后懸架塔；對于新能源車，關鍵連接點為電機-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量法、逆矩陣法和剛度法。

本文采用LMS 測試系統中的逆矩陣功能模塊獲取某款燃油車的關鍵連接點激勵力載荷的幅值和相位。發動機懸置如圖11 所示，為得到實際工況下懸置被動側，即車身側激勵力的幅值和相位，以左懸置為例，在機艙左縱梁與左懸置被動側連接點（簡稱為“左源點”）附近布置若干個加速度傳感器，傳感器數量越多，求得的結果通常越準確。

圖11 發動機懸置示意

本文以2個傳感器P1、P2為例解釋測試原理。車輛靜止狀態下，測左源點向到P1 點向的傳遞函數T、T、T、T、T、T、T、T、T，其中T為左源點向激勵到P1點向的傳遞函數，以此類推。同理，測左源點、、向到P2 點、、向的傳遞函數T、T、T、T、T、T、T、T、T。需要注意的是，傳遞函數需同時包含幅值和相位。P1、P2 位置保持不變，車輛實際工況下，測P1、P2 點、、向的加速度、、、、、，也應包含幅值和相位。

傳遞函數和加速度的關系可以用矩陣表示：

式（4）可改寫為：

式（5）中，傳遞函數和加速度均由測試得到，則可求得實際工況下左源點、、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轉鼓試驗臺上測得的勻速100 km/h 工況下發動機3 個懸置與車身連接點處激勵力載荷的幅值和相位，為方便顯示，只列出200～300 Hz頻段的數據，間隔為5 Hz。

圖12 勻速100 km/h工況下3個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。對模型進行調校，使得車內頭部響應的仿真值在高頻段（>1.0～8.0 kHz）與試驗值的誤差在±3 dB以內，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仿真值與試驗值一致性較好，但在中頻段（0.1～1.0 kHz），由于噪聲的結構傳遞路徑占比較大，但SEA 方法只能考慮空氣路徑，無法體現結構傳聲路徑，所以仿真值明顯小于試驗值。

圖14 SEA模型左前頭部響應仿真值與試驗值

為了準確分析中頻段結構傳聲路徑，需在FE-SEA混合模型車身關鍵連接點加載激勵力載荷的幅值和相位，如圖15所示。

圖15 加載激勵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 工況激勵力載荷的幅值和相位，得到中頻段結構路徑貢獻的駕駛員頭部響應仿真結果，如圖16所示。

圖16 FE-SEA模型駕駛員頭部響應仿真與試驗結果

由圖16 可知，中頻段車內噪聲主要來源于結構傳聲路徑，且頻率越低，結構路徑占比越大。實際上，車內噪聲是結構路徑與空氣路徑共同作用的結果，將2種路徑的聲壓級轉換為能量并疊加后再轉換為聲壓級：

式中，為能量疊加后的聲壓級；、分別為結構路徑和空氣路徑引起的車內噪聲聲壓級。

將中頻段結構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噪聲仿真值，并與試驗值進行對比，結果如圖17所示。由圖17可知，應用FE-SEA 混合模型求取結構路徑噪聲貢獻后，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仿真與試驗結果

7 結論

a.車內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）空氣路徑和結構路徑均占有一定的比例，且頻率越低，結構路徑占比越大。

b.中頻噪聲預測分析必須與試驗及SEA 模型相結合，聲載荷及激勵力載荷的獲取對中頻噪聲預測分析的準確性至關重要。

c.通過建立FE-SEA 混合模型，完整地考慮中頻段結構傳聲路徑，并與SEA 方法相結合，進行全頻段車內噪聲仿真預測，可大幅提高中頻段的仿真精度。