轎車駕駛艙噪聲的測試與分析

陳麗麗，楊 碩，劉 江，宣海楓，王 威，李劍敏

（浙江理工大學浙江省機電產品可靠性技術研究重點實驗室，杭州310018）

轎車駕駛艙噪聲的測試與分析

陳麗麗，楊 碩，劉 江，宣海楓，王 威，李劍敏

（浙江理工大學浙江省機電產品可靠性技術研究重點實驗室，杭州310018）

為研究某大眾汽車內部中高頻噪聲，通過對汽車行駛時車身振動加速度的測試，選取具有代表性的車身部件建立了整車SEA模型，計算了模型的基本參數和激勵輸入。對統計能量分析法得出的數值仿真與試驗結果轉換成系統相關響應，對得到的相同物理量進行對比，驗證了SEA模型的準確性；獲取聲腔噪聲仿真數據，觀察噪聲在各頻段內的變化，并對駕駛座聲腔的功率流分析，得到了對車內噪聲貢獻較大的子系統，進一步分析找到汽車室內隔聲作用較弱部位，可為設計低噪汽車提供有效依據。

統計能量分析；車內噪聲；模態密度；振動測試；仿真分析

0　引 言

近年來，汽車工業作為我國的支柱產業而在各地蓬勃發展，但汽車的質量和檔次相對發達國家都還比較落后。強烈的噪聲會刺激駕乘人員的神經，使他們產生不舒適感，影響他們的心情，甚至可能導致交通事故的發生。因此，對汽車內部噪聲的處理已成為汽車行業主要任務之一。NVH是噪聲（noise）、振動（vibration）與聲振粗糙度（harshness）三個英文單詞的縮寫，描述駕乘人員最直接和最表面的感受，綜合衡量汽車制造的質量問題。汽車的NVH問題是世界汽車業各大整車制造企業和零部件企業關注的問題之一。有統計資料顯示，約有1/3的故障問題與汽車的NVH問題有關系，而各大公司有近20%的研發費用消耗在解決車輛的NVH問題上［1］。

對不同頻率的汽車振動噪聲問題有不同分析方法。在低頻段，噪聲主要由發動機和路面引起，多采用有限元法進行結構分析，用邊界元法進行噪聲分析。在高頻段，噪聲問題主要表現為與密封及材料聲學特征相關的空氣噪聲問題。由于氣動噪聲頻率較高，有限元在高頻振動分析中計算工作量太大而無法勝任，因此結構的高頻氣動噪聲主要由統計能量法（SEA）進行。而在中頻段，主要通過使用混合模型解決相關NVH問題。

1985年，Richard將越野車建模簡化成板、桿、梁和聲腔等理想的動態子系統，通過對各個子系統結構之間的功率流分析，找到主要影響車內噪聲的激勵源［2］，為進一步分析優化聲腔噪聲提供基礎。1995年，姚德源等［3］出版了國內關于SEA理論的第一本著作，詳細解釋了SEA的發展歷程與理論，為日后應用SEA理論研究振動噪聲鋪下基礎，但該書對Auto SEA軟件并沒有過多的介紹。日本本田汽車公司的Misaji等［4］運用SEA法預測車內噪聲，得到的最終結果的誤差不超過±3dB。同濟大學的靳曉雄、葉武平等［5-7］對國產汽車在A級路面以80km/h速度行駛狀況下的車內噪聲展開了研究，提出了進行懸架隔振和增加阻尼層的降噪措施，在400～5000Hz頻率范圍內SEA模型的計算結果與車內聲壓水平實測值的誤差在3 dB以內，驗證了SEA模型的噪聲預測功能，也因此找到了有效的優化方式，在探索降噪措施的道路上尋求到一個正確的研究方向。

對于SEA理論的研究，大多數都以SEA仿真模型為對象，并沒有以真實試驗進行輔助分析。國家車輛重點研究基地同濟大學的葉武平研究團隊在SEA分析及應用的研究較為完整，不僅對SEA模型仿真模型進行計算，還對燃油轎車做了噪聲試驗，并在仿真計算結果中找到隔聲薄弱部位，有針對性地提出優化方案［5-7］。

本文以一汽大眾某B級車型為研究對象車輛，建立該車的整車SEA模型，計算出模型的基本參數和激勵輸入數據，并對研究車輛的玻璃進行振動加速度的測試。本文在同濟大學的研究成果基礎上［5-7］，對實驗做出改進，以振動加速度為衡量標準，驗證SEA模型的準確性。通過仿真與試驗的振動加速度對比，以驗證SEA模型的準確性；通過對駕駛座聲腔的功率流分析，獲得對車內噪聲貢獻較大的子系統，并對這些子系統進行正交試驗優化，以期得到最優的組合方案。

1　轎車SEA模型

1.1SEA模型和參數計算

統計能量分析是一種預測子系統平均能量按頻帶分布規律的方法，是對子系統的功率流建立平衡方程，反映了子系統間的能量傳遞與守恒關系［8］。

統計能量理論以振動能量為基本參數，將復雜的結構動力系統的模態參數轉換成隨機變量，以振動波與模態間的內在聯系，對各子系統間功率流建立相關平衡方程。復雜系統的高階模態參數對系統的不確定性因素的影響，都可以在SEA理論中得到解決，因此SEA適用于解決高頻復雜系統動力學問題。對于簡單振動子系統，其損耗功率Pd可表示為：

子系統結構間的平衡方程式為：

其中，［L］為含阻尼和耦合損耗因子的矩陣，［P］為輸入功率矩陣，［E］為子系統能量矩陣。

SEA模型參數主要有模態密度、內損耗因子、耦合損耗因子和輸入功率。這些參數除少數規整幾何結構可以得到理論解析解外，大多用經驗公式或模型試驗求出。但對于平板、桿梁等結構，可以求解出其主要特征參數［7］。

一維梁縱向振動模態密度可以表示為：

平板的模態密度可以表示為：

其中：A為板面積，C1為縱向波速，R為截面回轉半徑。

聲腔的模態密度可以表示為：

其中：Ca為聲速，Vo、As、L1分別是聲腔的體積、表面積和棱長。

在機械結構中，內損耗因子主要由結構損耗因子、聲輻射損耗因子和邊界損耗因子三種彼此獨立的阻尼機理構成，即：

聲輻射損耗因子計算公式為：

其中：ρo是流體密度，Ca是聲速，σ是機構輻射比，ρs是表面積質量密度。其中機構輻射比的近似計算公式為：

其中：Pr為板周長，Ap為輻射面積，fc是臨界頻率，λc是臨界波長，β是平板邊界條件系數。

1.2本文SEA模型和參數設置

本文以一汽大眾某主流B級車型為研究對象進行建模，主要關注汽車駕駛艙內的噪聲。考慮到汽車結構主要由板殼和梁柱組成，汽車的板殼均非標準平板，但為計算方便，將汽車前擋風玻璃、車門、車窗、頂板、后擋風玻璃等板殼結構都視為平板［9］，而A、B、C柱及各結構的連接均看作是梁結構，則本車簡化成31個子系統。各子系統見表1。

表1　本文SEA模型中的子系統

在Auto SEA軟件中建立整車模型，如圖1所示。

圖1　添加激勵輸入的SEA模型

駕駛座聲腔周圍的子系統有：發動機蓋、前保險杠、左前輪罩、右前輪罩、前底板、前擋風玻璃、左前車窗、右前車窗、左前車門、右前車門、前頂板、左A柱、右A柱、左B柱、右B柱。后座聲腔周圍的子系統有：后備箱蓋、后保險杠、左后輪罩、右后輪罩、中底板、后底板、后擋風玻璃、左后車窗、右后車窗、左后車門、右后車門、后頂板、左C柱、右C柱。汽車車身結構主要由汽車結構鋼、玻璃（夾層玻璃、鋼化玻璃等）組成，其主要材料屬性與參數如表2所示。

表2　車身部件的材料參數與屬性

2　車外風激勵測試

對該大眾車型汽車進行試驗，實驗所采用的數據采集部分由一臺聯想ThinkPad X201i筆記本和一套美國NI公司的多通道便攜型數據采集器Compact DAQ組成，Compact DAQ的主要組件包括一部8插槽的底座9178、4個IEPE加速度模塊9234、3個PCB352c33加速度計。采用NI公司的Signal Express軟件進行數據的實時記錄。另外，實驗使用CEL-490聲級計對駕駛座噪聲進行測試。實驗設備所需的數據采集系統連接，如圖2所示。

圖2　數據采集系統組成

現有研究表明，以較大速度行駛的汽車所產生的噪聲主要有傳動系和發動機噪聲，輪胎-路面噪聲，還有風激勵產生的噪聲。當車速控制在50 km/ h以下時，車內主要是發動機和傳動系的噪聲［10-11］；當行駛速度超過100 km/h時，風激勵所產生的噪聲的影響變得越來越顯著，并上升為最主要的噪聲源。由于大多數高速道路上速度常為100 km/h，以及本文主要研究風激勵產生的噪聲影響，因此將車速定在100 km/h。

實驗在行駛車室內進行，被試車輛以100 km/h在高架橋上行駛，在前擋風玻璃、頂板和側門車窗上布置3個加速度傳感器，使用數據采集系統采集時域加速度信號。檢查試驗數據并將其處理，轉換成相應的物理量（如加速度、聲壓），振動加速度譜圖見圖3所示。

圖3　100 km/h勻速行駛工況下空氣壓力對車身部件的激勵

3　SEA仿真與分析

汽車行進時，高速運動的車輛與空氣發生劇烈的相對運動和碰撞，這種碰撞對車身結構造成了激勵，以前擋風玻璃受到的激勵最大。因此，在模型的前擋風玻璃上施加面源激勵，激勵數據由CFD方法計算［10，12］，結果如表3所示。

表3　前擋風玻璃的風激勵

發動機及懸架上的載荷輸入值如表4所示。將各外部激勵的功率輸入SEA程序中，對車內噪聲進行預測，同時可得到各子系統的振動響應。將SEA仿真計算得到的振動加速度與實驗測試結果對比如圖4所示。在低頻階段，仿真與實驗數據相差較大，但由于本文研究轎車室內中高頻氣動噪聲，因此可忽略SEA在低頻段的預測效果。如圖4所示，在中高頻段，符合良好，但仍然有一定的誤差。原因主要有本文的SEA仿真模型是對車身進行了一定的簡化，由此產生相應的誤差；在實驗過程中實驗車輛無法時刻保持100 km/h的勻速狀態，且地面不平沖擊、道路外界環境噪聲、汽車底盤懸掛的老化等因素，也在不同程度影響了試驗結果的精確性。

表4　100 km/h車速行駛發動機點力源

根據各子系統能量平衡方程（2），求解方程可得到各子系統能量分布。

對駕駛座聲腔子系統，其子系統能量輸入如圖5所示。前保險杠、發動機蓋對聲腔低頻振動的功率貢獻最大（主要原因為發動機功率較大，但激勵頻率較低），但在1000Hz以上的中高頻段內側門車窗及前擋風玻璃是駕駛座聲腔功率輸入的主要子系統。

圖5　車內駕駛座聲腔輸入功率

在Auto SEA軟件中，對該車模型獲取車內聲腔的噪聲結果曲線圖，如圖6所示。

圖6　駕駛座聲腔噪聲

從圖6中可以看出，在200～2000 Hz的中低頻階段，駕駛座聲腔的噪聲最高可達79.48 dB。在2000 Hz以上的高頻階段，駕駛艙聲腔在4000 Hz頻率時達到噪聲最大值，三分之一倍頻程下的噪聲數據如表5所示。根據圖5對聲腔的功率流分析，在噪聲值最大的頻率上可找出對聲腔聲貢獻作用最大的子系統，通過分析可以得到汽車結構中隔聲能力較為薄弱的位置，為設計低噪聲空間提供依據。可通過增加阻尼層在車身壁板上，如添加塑料泡沫或硬質橡膠等吸聲和隔聲材料在薄弱位置上，達到降噪效果。

表5　噪聲仿真頻譜數據

4　結 語

本文以統計能量法為分析方法，運用仿真軟件Auto SEA對某大眾B級汽車建立整車SEA模型，確定了模型子系統輸入參數，通過對仿真和試驗結果對比，驗證模型的準確性和有效性。經過理論分析與結果對比，驗證了統計能量分析作為一種數值計算的方法，能夠在虛擬的軟件平臺上模擬出汽車中高頻段的聲學特性，以解決車內噪聲問題。

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Testing and Analysis of Noise in Car Cockpit

CHEN Li-li，YANG Shuo，LIU Jiang，XUAN Hai-feng，WANG Wei，LI Jian-min
（Zhejiang Province’s Key Laboratory of Reliability Technology for Mechanical and Electrical Products，Zhejiang Sci-Tech University，Hangzhou 310018，China）

In order to study medium-frequency and high-frequency noise in Volkswagen cars，representative car body parts are chosen to establish SEA model through car body vibration acceleration testing when cars operate，and to calculate basic parameters and excitation input of the model.Numerical simulation and numerical simulation gained by statistical energy analysis method are converted into relevant response of the system.The same physical quantity is compared.The accuracy of SEA model is verified. Vocal cavity noise simulation data are gained.The changes in each frequency band are observed.Besides，power flow of vocal cavity of driver’s seat is analyzed to gain the subsystem which contributes greatly to noise in the cars.Through further analysis，the weak sound insulation part is found out in cars.This paper provides effective basis for designing low-noise cars.

statistical energy analysis；noise in cars；modal density；vibration test；simulation analysis

U467

A

1673-3851（2015）06-0842-05

（責任編輯：康 鋒）

2014-12-09

陳麗麗（1990-），女，浙江溫州人，碩士研究生，主要從事機械設計及理論方面的研究。

李劍敏，E-mail：ljmzrz@163.com