基于正交設計的SEA空腔結構吸聲降噪優化研究

黃逸哲，張志富，史緣緣

（1．華中科技大學機械科學與工程學院，湖北 武漢430074；2.廣西大學機械工程學院，廣西 南寧530004）

0 引言

汽車、列車等交通工具艙室的噪聲直接影響人體的乘坐舒適性，研究聲腔結構腔內噪聲的控制與優化方法，降低艙室內噪聲水平，對于改善乘員的乘坐舒適性具有重要的現實意義[1-2]。

目前空腔結構艙室內降噪方法主要有吸聲、隔聲和阻尼處理等[3]，針對不同的聲源特性，其降噪方法及效果相差較大，如何針對噪聲源的特點，研究探討艙室內吸聲降噪的優化方法，獲得最優參數，實現降噪效果的最大化是目前工程中亟待解決的問題。本文擬采用統計能量分析方法[4-5]并結合正交優化技術[6]，探討基于SEA的空腔結構內吸聲降噪的優化方法。

1 評價點目標頻帶分析

在VA One中建立空腔結構的SEA仿真模型，模型結構子系統的劃分遵循某型號轎車的實際車身鈑金件組成，如圖1所示。考慮到車身空腔結構在實際車況下的外加激勵存在多源交互的影響，本文在空腔結構前端分別設置振動激勵源和聲激勵源以模仿發動機對空腔結構的混合激勵。同時，排氣尾管的振動激勵可以在空腔結構后端尾部處設置。三個激勵源的頻譜圖如圖2、圖3所示。

圖1 空腔結構SEA仿真模型

圖2 發動機左側噪聲源頻譜

圖3 傳遞振動源頻譜

設置駕駛員頭部位置所在的空腔為評價點，多源激勵的施加位置如圖4所示。

圖4 振動噪聲激勵源的作用位置

對于中高頻的降噪問題，在鈑金件內側鋪設吸聲材料能夠有效地吸收結構振動聲輻射能量和噪聲穿透能量。這兩部分能量作為吸聲材料的輸入能量，吸聲材料的透射能量則通過空腔結構的內部空腔傳遞至目標空腔的評價點位置。各子系統的透射能量綜合作用在評價點處，如式（1）所示。

式中，E為評價點處的聲能量，αi為吸聲材料的吸聲系數，ρ0c0為結構子系統的特性阻抗，聲輻射系數σ與具體振動結構密切相關；S為輻射體面積為表面速度均方值；Ei為噪聲穿透鈑金件的聲能量；m為結構子系統的數量。

本文以評價點處的聲壓級作為響應指標。在未鋪設吸聲材料的條件下，仿真計算評價點處的聲壓級和A計權聲壓級，結果如圖5所示。

圖5 目標聲腔聲壓級和A計權聲壓級頻譜

由圖5可知，在中頻的A計權聲壓級較低，可見人耳對高頻聲音的感受更為靈敏。圖中峰值所在的頻帶主要集中500 kHz～4 kHz的范圍內，選取其中500 kHz、1 kHz、1.6 kHz、4 kHz的頻帶作為降噪處理的目標頻帶。

2 正交設計仿真優化

針對目標頻帶處的聲壓級，運用正交設計的方法可以對結構子系統的鈑金件及其內側的吸聲材料進行降噪參數的仿真優化。考慮到空腔結構本身是由多個結構子系統和空腔子系統組合而成，振動激勵作用于圖4所示的結構部件產生振動聲輻射，該部件受到振動激勵產生的振動會沿著空腔結構的鈑金件傳遞至其它位置。所以對于大部分沒有受到激勵直接作用的結構子系統也會產生振動聲輻射，并對目標空腔評價點貢獻聲能量。通過仿真計算結果對比可知，沒有受到激勵直接作用的結構子系統的聲貢獻能量總和遠小于直接受到激勵作用的結構子系統的聲貢獻能量。故而本文只以振動噪聲激勵源直接作用的三個位置的部件作為研究對象。

多源激勵對目標空腔評價點的能量傳遞較為復雜，只以激勵源直接作用的三個部件作為研究對象在一定程度上簡化了子系統間聲貢獻的相互影響。同時，也明確了降噪參數的選擇方向。本文以某型號轎車空腔為原型，空腔表面為雙層復合結構，外表面設置為鈑金件結構，內表面鋪設泡沫吸聲材料。在車身的應用發展中，鋁合金材料逐步成為轎車鈑金件的的主要成分，而其中大部分成分依然是傳統車輛的鋼材。由文獻[6]可知，鋁合金中的各成分不是吸聲降噪的影響因素，此處對鈑金件全部選擇普通鋼板。鋼板厚度依據不同車型的需求，可以設置為0.8 mm和1 mm兩個水平。對于內層鋪設的泡沫吸聲材料，可以選擇市場上成本較低，使用廣泛的聚酯泡沫吸聲材料和聚氨酯泡沫吸聲材料。吸聲材料的種類和厚度作為降噪優化處理的關鍵因素，在厚度的選擇上，也以市場上普遍選擇20 mm和30 mm作為因素的二水平。除此之外，鋪設阻尼材料也是降噪處理經常使用的一種方法，其降噪頻帶主要集中在低中頻區域，由圖5的A計權聲壓級頻譜可知，低中頻區域暫時不作為本文的降噪目標，故而無需運用阻尼材料減振降噪。綜上可得基于正交設計的降噪處理因素水平表，如表1所示。

表1 降噪處理因素與水平表

由表1可知，該正交設計為9因素（Factor）2水平的設計，結合泡沫吸聲材料在實際應用中確實存在厚度與材質的交互影響，故而選擇正交表進行正交設計。正交表的表頭設計如表2所示，其中，9因素依次表示為 FA、FB、FC、FD、FE、FF、FG、FH、FI；FA因素的二水平表示為FA1、FA2.

表2 降噪處理正交表表頭

正交設計的指標、因素、水平確定之后，在VA One軟件中依照正交表中L16（215）組試驗的因素水平進行設置，其中吸聲材料的布置運用軟件中的噪聲控制處理模塊進行設置。對這16組基于正交組合的仿真試驗進行計算，16組仿真試驗在200 Hz～8 KHz寬頻域下的目標評價點的總聲壓級如圖6所示，圖 7 為各組試驗中 500 Hz、1 kHz、1.6 Hz、4 kHz目標頻帶在目標評價點的聲壓級。

圖6200 Hz～8kHz目標評價點聲壓級

圖 7500Hz、1kHz、1.6k、4kHz 目標評價點聲壓級

由表3優化結果可知，FC因素極差值最大，FC取二水平對響應有顯著的優化效果。FB、FA、FG的控制也較為重要，其余因素極差值較小。極差的排列可以由左至右分為三段，首先為顯著極差（FR≥1），其次是不顯著極差（0.1≤ FR＜1），最后是弱極差（FR＜0.1）。

顯著?不顯著?弱

在200 Hz～8 kHz的寬頻段下，得到的正交設計優化組合結果如表4所示。

表3 寬頻帶總聲壓級正交優化結果分析表

表4200 Hz～8kHz優化組合結果

對于 50 0Hz、1 kHz、1.6 kHz和 4 kHz頻帶內聲壓級正交優化結果如表5、表6所示。

表5 目標頻帶正交優化結果分析表

表6 目標頻帶優化組合結果

綜上頻帶聲壓級降噪處理的最優組合，通過仿真計算得出各最優組合在目標評標點的聲壓級，如表7所示。

表7 不同最優組合條件下聲壓級（dB）

由表7分析可得：

1）寬頻段和目標頻帶在對應的目標最優組合中的目標評價點處的聲壓級比其它任意優化組合的評價點處的聲壓級都小。

2）4 kHz目標最優和寬頻段目標最優在4 kHz頻帶處的聲壓級僅相差0.04 dB，當不同組合的目標評價點聲壓級差值小于0.1 dB時，可認為兩種優化組合的吸聲效果相同。

3）500 Hz頻帶下寬頻帶目標最優、500 Hz目標最優以及4kHz目標最優在評價點處具有相同的聲壓級，此時需要綜合考慮優化組合在其它頻帶下的吸聲效果來選擇對于整體吸聲效果最優的組合。

4）綜合分析表7結果可知，隨著優化組合的變化，1.6 kHz頻段的目標評價點聲壓級差值最大為1.49 dB.由噪聲理論[3]可知，噪聲每降低3 dB，噪聲聲能量衰減將近一半。本文采取1 kHz～1.6 kHz目標最優的組合可使得評價點的仿真結果相比于未鋪設吸聲材料且未進行組合優化的條件下噪聲聲能量降低約15%～20%.

綜上所述，本文選取1 kHz～1.6 kHz目標最優的組合。最優組合本身難以實現評價點聲壓級在各頻帶內同時達到最優降噪的效果。在滿足寬頻段基本降噪處理的前提下，對空腔結構系統中的降噪參數進行組合優化，能夠針對目標頻帶進行有效地降噪優化，這種協調折中的降噪處理方法使得空腔結構的降噪效果得到整體最大化得提升。本文的仿真優化方法將為轎車的中高頻吸聲性能的優化設計試驗研究提供參考。