汽车车内中高频噪声模拟仿真分析

徐中明，赖诗洋，郭 庆，贺岩松

(1.重庆大学 汽车工程学院, 重庆 400030; 2.重庆工程职业技术学院 机械工程学院， 重庆 402260)



汽车车内中高频噪声模拟仿真分析

徐中明1，赖诗洋2，郭 庆1，贺岩松1

(1.重庆大学 汽车工程学院, 重庆 400030; 2.重庆工程职业技术学院 机械工程学院， 重庆 402260)

建立了某国产乘用车的SEA模型，对乘用车驾驶室中高频噪声进行了仿真。将理论计算和试验测量相结合得到了模型的模态密度、内损耗因子和耦合损耗因子等参数。进行了发动机空挡5 000 r/min试验，测得发动机舱声辐射激励和动力总成悬置振动激励；完成了驾驶室头部声腔噪声仿真计算和试验验证，检验了SEA模型的可靠性。利用此模型，针对底盘噪声输入进行了车内中高频噪声仿真分析，得到了驾驶室头部声腔的噪声响应特性曲线。

驾驶室噪声；仿真；统计能量分析模型；底盘噪声

汽车的声学舒适性逐渐成为各大汽车公司研究的重点[1-5]。统计能量分析方法(statistical energy analysis,SEA)是一种适用于宽频率范围的噪声研究方法，它从统计的角度分析了密集模态平均的能量传递水平。文献[6]研究了SEA模型中地板、车门等子系统的声传递损失，并将预测结果和实车试验结果进行对比，验证了SEA模型的可靠性。文献[7]建立了整车SEA模型，对道路噪声和车内噪声传递路径进行了预测，并通过插入损失测量方法对噪声的传递路径进行了修正。文献[8]对内饰材料的隔声量进行了计算和分析，指出了SEA方法的优越性。文献[9]利用统计能量分析方法建立了虚拟的车辆子系统网络模型，并对车辆系统进行了声振特性分析。文献[10]建立了整车SEA模型和车外噪声分析模型，利用半无限流体方法对车外噪声进行了预测和评价。

汽车的底盘噪声主要包括传动系噪声、轮胎噪声和制动噪声。研究表明：当车速超过80 km/h时，轮胎噪声成为汽车行驶噪声的主要成分[11-13]；制动噪声频域范围非常宽，可以从几十赫兹至上万赫兹，且高频制动噪声通常可以达到110 dB，成为汽车噪声主要污染源之一[14-15]。另外，汽车的排气噪声和底部气流噪声主要也是通过底盘传入到车内。因此，对汽车底盘中高频噪声进行研究非常有价值。本文以某国产乘用车为研究对象，建立了乘用车SEA模型，通过试验和计算相结合的方法获得各子系统的模态密度、内损耗因子和耦合损耗因子参数，之后利用发动机空挡5 000 r/min试验检验了模型的可靠性，并针对乘用车底盘噪声预测了驾驶室声腔的噪声响应特性。

1 汽车车内SEA模型建立

统计能量分析中的子系统必须是可以贮存能量的系统，而具有相似共振模态的系统才可贮存能量。它们具有相似的动力学特性，满足模态相似准则(即相同的阻尼、相同的模态能量和相同的耦合损耗因子等)[16-24]。一个子系统(相似模态群)在分析带宽内的模态数是由子系统的模态密度确定的。因此，子系统模态密度足够高是建立统计能量分析模型的一个重要原则。

根据乘用车的CATIA模型，建立乘用车SEA车身模型和声腔模型，如图1所示。车身模型主要子系统及其结构性质如表1所示。然后采用法国ESI公司的VA One软件建立某国产乘用车的SEA模型，主要分为几个步骤：① 对模型进行SEA子系统划分；② 通过CATIA模型获取节点信息，并根据节点信息建立SEA子系统；③ 对子系统进行连接，保证能量在子系统之间可有效传递；④ 定义隔声吸声材料。

图1 乘用车SEA车身模型和声腔模型

2 汽车车内SEA模型参数计算

2.1 模态密度

子系统的模态密度是描述子系统贮存能量能力大小的一个物理量，表示子系统在单位频段内的模态数。模态密度越高，则统计能量分析模型的预测精度就越高。本文主要采用计算法得到各子系统的模态密度。

对于二维平板，其振动系统模态密度的计算公式为

(1)

式中：Ap为平板面积；R为平板截面的回转半径；Cl为纵向波速，计算式为

(2)

其中：E为材料的弹性模量；ρ为材料的密度；μ为材料的泊松比。

由式(1)(2)可以看出，二维平板的模态密度与频率无关，为固定值。带入乘用车CATIA模型测得的参数，可计算SEA 模型平板结构子系统模态密度，如表2所示。

表1 乘用车SEA模型子系统划分及其结构属性

表2 平板结构子系统模态密度

对于曲面板，由于简化程度相对较小，且本文中模型曲面板所处位置并未在能量主要传递路径上，对计算结果影响较小，因而在定义好曲面板的材料属性和厚度之后，可通过VA One内置计算引擎求出曲面板的模态密度。部分曲面板模态密度如图2所示。

图2 部分曲面板模态密度

声腔的模态密度可表示为

(3)

考虑到棱边和表面积影响的修正项，式(3)变为

(4)

其中：ω为圆频率；V为声腔体积；c为声速；A为声腔表面积；l棱边长度。

驾驶室声腔的模态密度如图3所示。

图3 驾驶室头部声腔模态密度

2.2 内损耗因子和耦合损耗因子

结构的内损耗因子由3部分独立的阻尼损耗因子构成：

ηi=ηs+ηr+ηb

(5)

其中：ηs为子系统本身材料内摩擦构成的结构损耗因子；ηr为子系统因振动向环境进行声辐射的阻尼构成的损耗因子；ηb为子系统边界连接阻尼构成的损耗因子[6]。

结构损耗因子可以通过查材料手册得到，为固定值。声辐射损耗因子计算公式为

(6)

式中：ρ0表示空气密度；c表示声速；σsa表示结构的辐射比；ω表示1/3倍频程中心频率；ρs表示结构的面积质量密度。

受宽带随机激励的有限板件的辐射比可以通过以下公式近似计算：

(7)

研究表明：在利用汽车SEA模型计算车内噪声时，边界损耗因子数值较小，可以忽略不计，结构件的内损耗因子主要由结构损耗因子和声辐射损耗因子组成[10，25]。带入所需的乘用车结构件参数，计算得到结构的内损耗因子如图4所示。

图4 左前门内损耗因子

声腔的内损耗因子采用60 dB衰减的试验方法测量，即测量车内声音衰减60 dB所需的时间(混响时间为T60)，并将测量数据代入式(8)可计算出声腔的内损耗因子[26]。

(8)

声腔的内损耗因子如图5所示。

耦合损耗因子均通过计算获得。结构与声腔之间的耦合损耗因子可表示为

(9)

式中：ρa为声场的体积质量密度；Ca为声速；ρs为结构的面积质量密度；σsa为结构的辐射比。左前门玻璃与驾驶室头部声腔间的耦合损耗因子如图6所示。

图5 声腔内损耗因子

图6 左前门玻璃与驾驶室头部声腔间的耦合损耗因子

3 SEA模型验证

以空挡发动机转速5 000 r/min时的悬置振动和机舱声辐射作为激励，计算驾驶室头部声腔噪声水平，与试验结果对比，验证乘用车SEA模型的可靠性。

3.1 模型输入功率的确定

发动机工作时向外辐射噪声并产生振动，辐射噪声通过空气进行传播，并作用在发动机舱周围壁板上，激发板壁振动辐射噪声。振动通过动力总成悬置衰减后经副车架传递到车身。在试验过程中，将传声器安装在发动机舱后方(靠近前围板一侧)，测量发动机舱的辐射声压值，试验结果如图7所示。被测乘用车动力总成为3点悬置，将加速度传感器布置在左前悬置和后悬置，测量结果如图8所示。

3.2 SEA模型的试验验证

将试验和计算得到的子系统模态密度、内损耗因子、子系统间的耦合损耗因子以及发动机舱声辐射激励和动力总成悬置振动激励加入到乘用车SEA模型中。发动机舱声辐射采用辐射声场(diffuse acoustic field)激励方式，作用于前围板。动力总成悬置振动激励采用点激励(point force)，作用于动力总成悬置支垫。利用模型对空挡发动机转速5 000 r/min时驾驶室头部声腔噪声水平进行仿真计算，并与试验结果进行对比，如图9所示。

图7 发动机舱声辐射激励

图8 动力总成悬置振动激励

图9 驾驶室头部声腔噪声仿真与试验结果对比

由图9可见：由于模型中忽略了仪表盘、地毯等内饰件，对中频段噪声影响较大，且SEA子系统中频段模态密度比中高频段小，故低于500 Hz频率内的误差偏大，误差最大值为4.3 dB；而中高频段预测值与试验值吻合良好，验证了本文所建立的乘用车SEA模型对驾驶室中高频噪声的预测是可信的。

4 车内噪声仿真分析

通过对构建的乘用车SEA模型底板分别施加90 dB和110 dB的白噪声激励，以辐射声场的激励形式作用于4个车轮位置，研究200～5 000 Hz频段范围内驾驶室头部声腔的噪声响应特性，仿真结果如图10所示。

图10 驾驶室头部声腔噪声仿真结果

由图10可见：乘用车在底盘噪声输入下，对200～400 Hz降噪幅度为20 dB左右；超过400 Hz时，由于吸声材料在此频段内吸声系数增大，且受到质量定律的影响，降噪效果明显加强；达到 2 000 Hz 时，由于吸声材料吸声系数不再增大，使得降噪效果趋于稳定，降噪幅度为45 dB左右。

5 结论

1) 利用试验获得乘用车发动机空挡5 000 r/min 时的发动机舱声辐射激励和动力总成悬置振动激励，对乘用车SEA模型车内驾驶室头部声腔进行噪声仿真和试验验证，结果表明：乘用车SEA模型能在中高频段有效预测驾驶室噪声。

2) 在车轮位置分别施加60 dB和90 dB的白噪声激励，研究乘用车底盘噪声激励下驾驶室头部声腔噪声响应特性，结果表明：200～400 Hz降噪效果平稳，400 Hz以后逐渐增大，2000 Hz以上噪声衰减量最大。

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(责任编辑 刘 舸)

Simulation and Analysis on Automotive Mid-High Frequency Noise

XU Zhong-ming1, LAI Shi-yang2, GUO Qing1, HE Yan-song1

(1.College of Automotive Engineering, Chongqing University, Chongqing 400030, China;2.College of Mechanical Engineering, Chongqing Vocational Institute of Engineering, Chongqing 402260, China)

An SEA model of a passenger car is established to predict the mid-high frequency noise in cab. The modal density, damping loss factor and coupling loss factor are obtained by combining the measure of calculation and test. Then acoustic radiation of engine cabin and vibration of power assembly mounting system are measured by engine neutral gear 5 000 r/min test. By the contrast simulation with experiment result of cab noise, SEA model is validated. Finally, mid-high frequency noise simulation with chassis noise input and sound pressure response analysis of cab are accomplished.

cab noise; simulation; SEA model; chassis noise

2017-02-19

国家自然科学基金资助项目(51275540)

徐中明(1963—)，男，教授，博士生导师，主要从事车 辆振动噪声控制研究，E-mail:xuzm@cqu.edu.cn。

徐中明，赖诗洋，郭庆，等.汽车车内中高频噪声模拟仿真分析[J].重庆理工大学学报(自然科学)，2017(6):1-7.

format：XU Zhong-ming, LAI Shi-yang, GUO Qing,et al.Simulation and Analysis on Automotive Mid-High Frequency Noise[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(6):1-7.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.06.001

U463

A

1674-8425(2017)06-0001-07