汽車車內中高頻噪聲模擬仿真分析

徐中明，賴詩洋，郭 慶，賀巖松

(1.重慶大學 汽車工程學院, 重慶 400030; 2.重慶工程職業技術學院 機械工程學院， 重慶 402260)

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汽車車內中高頻噪聲模擬仿真分析

徐中明1，賴詩洋2，郭 慶1，賀巖松1

(1.重慶大學 汽車工程學院, 重慶 400030; 2.重慶工程職業技術學院 機械工程學院， 重慶 402260)

建立了某國產乘用車的SEA模型，對乘用車駕駛室中高頻噪聲進行了仿真。將理論計算和試驗測量相結合得到了模型的模態密度、內損耗因子和耦合損耗因子等參數。進行了發動機空擋5 000 r/min試驗，測得發動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵；完成了駕駛室頭部聲腔噪聲仿真計算和試驗驗證，檢驗了SEA模型的可靠性。利用此模型，針對底盤噪聲輸入進行了車內中高頻噪聲仿真分析，得到了駕駛室頭部聲腔的噪聲響應特性曲線。

駕駛室噪聲；仿真；統計能量分析模型；底盤噪聲

汽車的聲學舒適性逐漸成為各大汽車公司研究的重點[1-5]。統計能量分析方法(statistical energy analysis,SEA)是一種適用于寬頻率范圍的噪聲研究方法，它從統計的角度分析了密集模態平均的能量傳遞水平。文獻[6]研究了SEA模型中地板、車門等子系統的聲傳遞損失，并將預測結果和實車試驗結果進行對比，驗證了SEA模型的可靠性。文獻[7]建立了整車SEA模型，對道路噪聲和車內噪聲傳遞路徑進行了預測，并通過插入損失測量方法對噪聲的傳遞路徑進行了修正。文獻[8]對內飾材料的隔聲量進行了計算和分析，指出了SEA方法的優越性。文獻[9]利用統計能量分析方法建立了虛擬的車輛子系統網絡模型，并對車輛系統進行了聲振特性分析。文獻[10]建立了整車SEA模型和車外噪聲分析模型，利用半無限流體方法對車外噪聲進行了預測和評價。

汽車的底盤噪聲主要包括傳動系噪聲、輪胎噪聲和制動噪聲。研究表明：當車速超過80 km/h時，輪胎噪聲成為汽車行駛噪聲的主要成分[11-13]；制動噪聲頻域范圍非常寬，可以從幾十赫茲至上萬赫茲，且高頻制動噪聲通常可以達到110 dB，成為汽車噪聲主要污染源之一[14-15]。另外，汽車的排氣噪聲和底部氣流噪聲主要也是通過底盤傳入到車內。因此，對汽車底盤中高頻噪聲進行研究非常有價值。本文以某國產乘用車為研究對象，建立了乘用車SEA模型，通過試驗和計算相結合的方法獲得各子系統的模態密度、內損耗因子和耦合損耗因子參數，之后利用發動機空擋5 000 r/min試驗檢驗了模型的可靠性，并針對乘用車底盤噪聲預測了駕駛室聲腔的噪聲響應特性。

1 汽車車內SEA模型建立

統計能量分析中的子系統必須是可以貯存能量的系統，而具有相似共振模態的系統才可貯存能量。它們具有相似的動力學特性，滿足模態相似準則(即相同的阻尼、相同的模態能量和相同的耦合損耗因子等)[16-24]。一個子系統(相似模態群)在分析帶寬內的模態數是由子系統的模態密度確定的。因此，子系統模態密度足夠高是建立統計能量分析模型的一個重要原則。

根據乘用車的CATIA模型，建立乘用車SEA車身模型和聲腔模型，如圖1所示。車身模型主要子系統及其結構性質如表1所示。然后采用法國ESI公司的VA One軟件建立某國產乘用車的SEA模型，主要分為幾個步驟：① 對模型進行SEA子系統劃分；② 通過CATIA模型獲取節點信息，并根據節點信息建立SEA子系統；③ 對子系統進行連接，保證能量在子系統之間可有效傳遞；④ 定義隔聲吸聲材料。

圖1 乘用車SEA車身模型和聲腔模型

2 汽車車內SEA模型參數計算

2.1 模態密度

子系統的模態密度是描述子系統貯存能量能力大小的一個物理量，表示子系統在單位頻段內的模態數。模態密度越高，則統計能量分析模型的預測精度就越高。本文主要采用計算法得到各子系統的模態密度。

對于二維平板，其振動系統模態密度的計算公式為

(1)

式中：Ap為平板面積；R為平板截面的回轉半徑；Cl為縱向波速，計算式為

(2)

其中：E為材料的彈性模量；ρ為材料的密度；μ為材料的泊松比。

由式(1)(2)可以看出，二維平板的模態密度與頻率無關，為固定值。帶入乘用車CATIA模型測得的參數，可計算SEA 模型平板結構子系統模態密度，如表2所示。

表1 乘用車SEA模型子系統劃分及其結構屬性

表2 平板結構子系統模態密度

對于曲面板，由于簡化程度相對較小，且本文中模型曲面板所處位置并未在能量主要傳遞路徑上，對計算結果影響較小，因而在定義好曲面板的材料屬性和厚度之后，可通過VA One內置計算引擎求出曲面板的模態密度。部分曲面板模態密度如圖2所示。

圖2 部分曲面板模態密度

聲腔的模態密度可表示為

(3)

考慮到棱邊和表面積影響的修正項，式(3)變為

(4)

其中：ω為圓頻率；V為聲腔體積；c為聲速；A為聲腔表面積；l棱邊長度。

駕駛室聲腔的模態密度如圖3所示。

圖3 駕駛室頭部聲腔模態密度

2.2 內損耗因子和耦合損耗因子

結構的內損耗因子由3部分獨立的阻尼損耗因子構成：

ηi=ηs+ηr+ηb

(5)

其中：ηs為子系統本身材料內摩擦構成的結構損耗因子；ηr為子系統因振動向環境進行聲輻射的阻尼構成的損耗因子；ηb為子系統邊界連接阻尼構成的損耗因子[6]。

結構損耗因子可以通過查材料手冊得到，為固定值。聲輻射損耗因子計算公式為

(6)

式中：ρ0表示空氣密度；c表示聲速；σsa表示結構的輻射比；ω表示1/3倍頻程中心頻率；ρs表示結構的面積質量密度。

受寬帶隨機激勵的有限板件的輻射比可以通過以下公式近似計算：

(7)

研究表明：在利用汽車SEA模型計算車內噪聲時，邊界損耗因子數值較小，可以忽略不計，結構件的內損耗因子主要由結構損耗因子和聲輻射損耗因子組成[10，25]。帶入所需的乘用車結構件參數，計算得到結構的內損耗因子如圖4所示。

圖4 左前門內損耗因子

聲腔的內損耗因子采用60 dB衰減的試驗方法測量，即測量車內聲音衰減60 dB所需的時間(混響時間為T60)，并將測量數據代入式(8)可計算出聲腔的內損耗因子[26]。

(8)

聲腔的內損耗因子如圖5所示。

耦合損耗因子均通過計算獲得。結構與聲腔之間的耦合損耗因子可表示為

(9)

式中：ρa為聲場的體積質量密度；Ca為聲速；ρs為結構的面積質量密度；σsa為結構的輻射比。左前門玻璃與駕駛室頭部聲腔間的耦合損耗因子如圖6所示。

圖5 聲腔內損耗因子

圖6 左前門玻璃與駕駛室頭部聲腔間的耦合損耗因子

3 SEA模型驗證

以空擋發動機轉速5 000 r/min時的懸置振動和機艙聲輻射作為激勵，計算駕駛室頭部聲腔噪聲水平，與試驗結果對比，驗證乘用車SEA模型的可靠性。

3.1 模型輸入功率的確定

發動機工作時向外輻射噪聲并產生振動，輻射噪聲通過空氣進行傳播，并作用在發動機艙周圍壁板上，激發板壁振動輻射噪聲。振動通過動力總成懸置衰減后經副車架傳遞到車身。在試驗過程中，將傳聲器安裝在發動機艙后方(靠近前圍板一側)，測量發動機艙的輻射聲壓值，試驗結果如圖7所示。被測乘用車動力總成為3點懸置，將加速度傳感器布置在左前懸置和后懸置，測量結果如圖8所示。

3.2 SEA模型的試驗驗證

將試驗和計算得到的子系統模態密度、內損耗因子、子系統間的耦合損耗因子以及發動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵加入到乘用車SEA模型中。發動機艙聲輻射采用輻射聲場(diffuse acoustic field)激勵方式，作用于前圍板。動力總成懸置振動激勵采用點激勵(point force)，作用于動力總成懸置支墊。利用模型對空擋發動機轉速5 000 r/min時駕駛室頭部聲腔噪聲水平進行仿真計算，并與試驗結果進行對比，如圖9所示。

圖7 發動機艙聲輻射激勵

圖8 動力總成懸置振動激勵

圖9 駕駛室頭部聲腔噪聲仿真與試驗結果對比

由圖9可見：由于模型中忽略了儀表盤、地毯等內飾件，對中頻段噪聲影響較大，且SEA子系統中頻段模態密度比中高頻段小，故低于500 Hz頻率內的誤差偏大，誤差最大值為4.3 dB；而中高頻段預測值與試驗值吻合良好，驗證了本文所建立的乘用車SEA模型對駕駛室中高頻噪聲的預測是可信的。

4 車內噪聲仿真分析

通過對構建的乘用車SEA模型底板分別施加90 dB和110 dB的白噪聲激勵，以輻射聲場的激勵形式作用于4個車輪位置，研究200～5 000 Hz頻段范圍內駕駛室頭部聲腔的噪聲響應特性，仿真結果如圖10所示。

圖10 駕駛室頭部聲腔噪聲仿真結果

由圖10可見：乘用車在底盤噪聲輸入下，對200～400 Hz降噪幅度為20 dB左右；超過400 Hz時，由于吸聲材料在此頻段內吸聲系數增大，且受到質量定律的影響，降噪效果明顯加強；達到 2 000 Hz 時，由于吸聲材料吸聲系數不再增大，使得降噪效果趨于穩定，降噪幅度為45 dB左右。

5 結論

1) 利用試驗獲得乘用車發動機空擋5 000 r/min 時的發動機艙聲輻射激勵和動力總成懸置振動激勵，對乘用車SEA模型車內駕駛室頭部聲腔進行噪聲仿真和試驗驗證，結果表明：乘用車SEA模型能在中高頻段有效預測駕駛室噪聲。

2) 在車輪位置分別施加60 dB和90 dB的白噪聲激勵，研究乘用車底盤噪聲激勵下駕駛室頭部聲腔噪聲響應特性，結果表明：200～400 Hz降噪效果平穩，400 Hz以后逐漸增大，2000 Hz以上噪聲衰減量最大。

[1] 林逸,馬天飛,姚為民，等.汽車NVH特性研究綜述[J].汽車工程,2002,24(3):177-186.

[2] 楊楊，陸森林.車內噪聲的數值化分析與降噪設計[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2016(9):26-32。

[3] 陳志強，羅敏強.基于模態聲傳遞向量的變速器輻射噪聲研究[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2015(6):14-18。

[4] 夏勇,鄒波,賀才春,等.某城市客車車內噪聲試驗與治理[J].客車技術與研究,2015(3):59-62.

[5] 劉帥,王忠,趙洋,等.基于聲壓和聲強法對柴油機噪聲源的識別[J].江蘇大學學報(自然科學版),2016,37(1):1-5.

[6] CONNELLY T,KNITTEL J D,KRISHNAN R,et al.The Use of in vehicle STL Testing to Correlate Subsystem Level SEA Models[C]//SAE International Paper,2003.

[7] FOULKES M G,RAJANI S,ZENG X,et al.A Case Study on Airborne Road Noise Reduction of a Passenger Vehicle[C]//SAE International Paper,2003.

[8] MIRANDA L,FERRADOR P L,FRIESEN F.Study Cases Using the Method of Statistical Energy Analysisi for Airborne Sound Transmission in a Vehicle Body[C]//SAE International Paper.2008.

[9] 靳曉雄,葉武平,秦曉龍.基于統計能量分析法的轎車內室噪聲優化與控制[J].統計大學學報,2002,30(7):862-867.

[10]NISHIKAWA K,YAMAZAKI T.SEA model building of auto motive vehicle body-in-white using experiment and FEM[C]//SAE International Paper,2003.

[11]范俊巖.輪胎噪聲研究的現狀與發展[J].輪胎工業,2006,26(4):195-197.

[12]于增信,譚惠豐,杜星文.輪胎花紋溝噪聲研究進展[J].哈爾濱工業大學學報,2002,34(1):105-109.

[13]EJSMONT J,SANDBERG U,TARYMA S.Influence of Tread Pattern on Tire/Road Noise[Z].SAE Technical Paper,841238.

[14]管迪華,宿新東.制動振動噪聲研究的回顧、發展與評述[J].工程力學,2004,21(4):150-155.

[15]SINGH R,SHEIKH A.Viscoelastic damping to control dic brake squeal[J].Sound and Vibration,1988，32(10)： 18-22.

[16]姚德元,王其政.統計能量分析原理及其應用[M].北京:北京理工大學出版社,1995.

[17]葉武平,靳曉雄.汽車振動噪聲分析的新工具:統計能量分析法[J].北京汽車,2001(5):1-3.

[18]毛伯永,謝石林,張希農.沖擊載荷識別的瞬態統計能量分析方法[J].振動與沖擊,2013,32(14):46-51.

[19]尹劍飛,溫激鴻,肖勇,等.基于高級統計能量分析的周期加筋板振動特性研究[J].物理學報,2015,64(13):182-191.

[20]李峰,徐芹亮,滕瑤,等.統計能量法在船舶噪聲與振動控制中的應用[J].噪聲與振動控制,2011,32(6):152-155.

[21]趙蓓蕾,吳立言,周建星,等.齒輪箱振動噪聲預測的統計能量分析方法研究[J].機械傳動,2013(2):24-28.

[22]王登峰,陳書明,曲偉,等.車內噪聲統計能量分析預測與試驗[J].吉林大學學報(工學版),2009(s1):68-73.

[23]劉濤,顧彥.統計能量分析在汽車車內噪聲分析中的應用[J].噪聲與振動控制,2006,26(2):66-69.

[24]葉武平,易明,靳曉雄,等.運用統計能量分析法進行轎車內室噪聲的仿真[J].同濟大學學報自然科學版,2001,29(9):1066-1071.

[25]何宇漾,靳曉雄,秦曉龍.車內中高頻噪聲FE-SEA混合建模及分析方法[J].汽車技術,2012(10):11-14.

[26]陳書明,王登峰,劉波，等.基于統計能量分析和半無限流體方法的轎車車外噪聲預測[J].中國公路學報,2010,23(2):111-115.

(責任編輯 劉 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

國家自然科學基金資助項目(51275540)

徐中明(1963—)，男，教授，博士生導師，主要從事車 輛振動噪聲控制研究，E-mail:xuzm@cqu.edu.cn。

徐中明，賴詩洋，郭慶，等.汽車車內中高頻噪聲模擬仿真分析[J].重慶理工大學學報(自然科學)，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