考慮泄漏量的商用車內高頻噪聲仿真分析與控制*

唐榮江，童 浙，鄭偉光，李申芳，黃 莉

（1.桂林電子科技大學機電工程學院，桂林 541000； 2.東風柳州汽車有限公司商用車技術中心，柳州 545005）

前言

車內噪聲是車輛NVH中的一部分，隨著科技水平的提高，車輛NVH性能正逐漸成為衡量其質量的重要指標，也是用戶最為關心的整車性能指標之一。對于商用車來說，降低內部噪聲水平能給制造商帶來競爭優勢，也能提高消費者們乘車的舒適性［1］。

統計能量分析法（SEA）是一種用于解決復雜聲振系統高頻、高模態疊加的噪聲問題的分析方法。該方法在汽車噪聲分析中的運用彌補了有限元法與邊界元法在高頻段分析的不足。目前國內外學者在SEA建模和整車運用方面已經做了許多工作。比如對轎車、電動汽車等車內噪聲的SEA建模仿真分析與實驗驗證［2-3］，SEA模型的能量傳遞路徑分析及有針對性的聲學包優化［4-5］，還有模態密度計算精度等對車內噪聲預測精度的影響研究等［6］。但是在以往的SEA建模工作中有許多研究者忽略了車體的泄漏，而駕駛室的密封性對車內噪聲水平有重要影響，所以在建模時應考慮車輛的泄漏量問題。

本文中在建立商用車SEA模型時考慮了車體泄漏問題，并著重闡述了泄漏量的等效過程。利用考慮了泄漏量的SEA模型預測車內噪聲并做了對比分析。在不同泄漏值下對駕駛室內的噪聲進行了仿真，得到了泄漏量對噪聲值影響曲線。結合其他多方面因素，確定了較為合適的泄漏值。對主要泄漏點進行有針對性的優化改善。最后對優化后的實車進行了試驗測量，驗證了氣密性改善能提升駕駛室聲學性能。

1 SEA基本理論

統計能量分析方法實質上就是各個子系統在載荷作用下的能量流動。在能量流動的過程中伴有子系統貯存的、傳遞的、自身損耗的能量。根據能量平衡的關系，可推導出具有N個子系統的統計能量分析模型的功率平衡方程：

式中：ω為分析帶寬內的中心頻率；Pi為第i個子系統的輸入功率；ni為第i個子系統的模態密度；ηi為第i個子系統的內損耗因子；Ei為第i個子系統的能量；ηij為從子系統i到子系統j的耦合損耗因子。式（1）也可用簡單的矩陣通式表示為

式中：P為輸入功率矩陣；L為包含內損耗因子和耦合損耗因子的損耗因子矩陣；E為子系統能量矩陣。確定了方程組中的各個參數和外界輸入功率后，對方程組進行分頻段求解，便可獲得各個子系統在分析頻段內的平均響應能量。再根據需要轉換成振動級、聲壓級等動力學參數。

2 SEA幾何模型建立及參數、激勵獲取

根據某商用車原車有限元數字模型將其簡化成三維CAD模型，經過網格劃分后再快速建立SEA模型。其中SEA模型的板塊和聲腔劃分如圖1所示。

圖1 模型的板塊和聲腔劃分圖

SEA模型主要由車門、風窗玻璃、地板、后圍、頂棚、前圍和側圍組成。該模型由108個結構子系統、6個梁子系統和14個聲腔子系統組成。劃分為多個聲腔是為了方便計算駕駛員頭部所在聲腔的平均聲壓級，提高駕駛員耳旁噪聲的預測精度［7］。

2.1 模態密度、損耗因子的確定

子系統的模態密度是指子系統在某一頻率范圍內單位頻段內的模態數，它是描述子系統貯存能量能力大小的一個物理量。簡單結構的模態密度可以采用理論計算獲得，但是復雜結構的模態密度只能采用實驗的方法來獲得。本文中采用導納實部平均值法來測試得到模態密度［8］。圖2為測試后圍模態密度時加速度傳感器的布置。6大板塊的模態密度測試結果如圖3所示。

圖2 測試后圍模態密度實驗

圖3 模態密度測試結果

子系統的內損耗因子是指系統在單位頻率內、單位時間損耗的能量與平均儲存的能量之比。內損耗因子的理論計算準確性由于受零件的幾何形狀和連接方式的影響，所以一般采用實驗的方法獲得［9］。本文中選擇用穩態能量法測試獲得。6大板塊的內損耗因子測試結果如圖4所示。

耦合損耗因子可以通過理論推導出來，也可以采用實驗方法測量獲得。對于簡單子系統以及子系統間的具有簡單連接邊界的情況，一般采用波傳播理論推導計算［10］。而對于復雜子系統和復雜連接邊界，還是需要通過實驗測量來準確獲取。而采用實驗方法測量耦合損耗因子難度很大，使得測量結果無法保證。本文中所建立的SEA模型中都是一些相對簡單的連接方式，它們都具有耦合損耗因子的理論表達式，因此可以采用理論計算來獲得。由于VA One軟件自帶先進的全波理論，它可以根據用戶建立的模型，在各個子系統自動聯接后，自動計算出各耦合子系統之間耦合損耗因子，所以本文中通過軟件自帶的功能完成模型耦合損耗因子的計算。其中左車門與左車門玻璃之間耦合損耗因子計算結果如下圖5所示。

圖4 內損耗因子測試結果

圖5 左車門與左車門玻璃間耦合損耗因子計算結果

2.2 輸入激勵的確定

商用車駕駛室受到的激勵主要包括動力總成振動和路面振動激勵、發動機艙和駕駛室外表面聲輻射激勵、車外的風激勵。由于商用車行駛速度一般在100 km／h以下，風噪對車內噪聲的影響并不顯著，因此建模時暫不考慮車外的風激勵。

動力總成振動激勵和路面不平引起的振動激勵通過測量駕駛室懸置處的振動信號獲得。圖6為駕駛室左前懸置點加速度傳感器的布置。圖7為在怠速700 r／min測得的各個懸置處Z向振動激勵。發動機艙和駕駛室外表面聲輻射激勵的確定主要是通過在車身外表面和發動機艙附近布置傳聲器來獲得相應部位聲壓值［11］。其中車門和后圍傳聲器布置位置如圖8所示。在怠速700 r／min時，測得對應聲壓結果如圖9所示。

圖6 駕駛室左前懸置點加速度傳感器的布置

圖7 怠速工況駕駛室懸置處振動加速度曲線

圖8 傳聲器布置

3 考慮泄漏量的SEA噪聲仿真分析

現在的國產車輛車身密封性都不理想，不考慮車身孔縫泄漏聲的影響是不全面的，特別是在高頻段［12-13］。在實際駕駛室內鈑金之間的搭接處、工藝孔洞附近等處存在一定的縫隙，這些縫隙對駕駛室室內噪聲有較大的影響［14-15］。所以在建立精度SEA模型時，車體的泄漏是不可忽略的，而目前很少有研究者在利用SEA模型預測噪聲時考慮泄漏的問題。本節中將在前面建立的模型基礎上再把車輛泄漏量考慮進去。考慮泄漏量的噪聲分析首先需要做氣密性實驗。

圖9 怠速700 r／min時的各部分聲壓值

3.1 氣密性實驗

本文中主要利用保壓測試法來獲得車體泄漏量［15］，氣密性測試設備采用的是美國福祿達克（FD）的車身泄漏儀FH500。通過測試設備往車內輸送空氣，使車內壓力高于車外的大氣壓，達到設定的壓力差125 Pa并穩定后，采集得到泄漏量。測試時，將通風透氣口進行封堵，同時將空調設為內循環狀態下進行測試。如圖10所示即為保壓測試法。

圖10 保壓測試法

測試得到駕駛室的泄漏量記為V，并記錄保壓測試下的主要泄漏點，然后測試每個泄漏點的泄漏量和泄漏量貢獻量，具體方法如下：

（1）利用膠布或者密封膠封堵某一個泄漏位置n，直至該處沒有煙霧冒出和沒有風吹出；

（2）對封堵后的駕駛室進行保壓測試，得到125 Pa壓力下的封堵后駕駛室的泄漏量Va；

（3）利用公式Vn＝V-Va可求得位置n的泄漏量Vn，并可求得其在整體泄漏量的百分比Vn／Va；

（4）拆除位置n處的密封措施后，對其他泄漏位置進行密封。

將測試得到的結果根據貢獻量的大小對每個泄漏點進行整改排序，得出結果如表1所示。

表1 氣密性試驗結果、相應等效泄漏面積、等效尺寸及等效形式

3.2 等效泄漏面積的推導

氣密性實驗獲得的各泄漏點的泄漏量不能直接應用，因為在模型中需要輸入的是各泄漏點的等效泄漏尺寸，而等效泄漏尺寸可由各泄漏點的等效泄漏面積反推得到。本文中主要運用流體力學的伯努利方程推導等效總泄漏面積，然后將等效總泄漏面積按貢獻量比例分配到主要泄漏位置。

理想流體作穩定流動時的伯努利方程為

式中：p為流體中某點的壓強；ρ為流體密度；υ為流體在某點的流速；g為重力加速度；h為該點所在高度；C為恒量。氣密性實驗中理想流體是空氣，而空氣質量較小，所以由位置高度差造成的勢能可以忽略不計，方程式變為

氣密性設備測試原理如圖11所示，氣體的流向如箭頭所示，箭頭所在處為車廂進氣口與泄漏口。

圖11 氣密性設備測試原理圖

在車廂進氣口和泄漏口處，根據伯努利方程可得：

式中：p1為進氣口處壓強即車內壓強；v1為進氣口處空氣流速；p0為泄漏口處壓強即車外大氣壓強；v2為泄漏口處空氣流速。

式中：Q為空氣流量；s為截面面積。

如果忽略空氣壓縮，則當車內壓力達到平衡狀態時，流出車廂的空氣流量Q2等于流入車廂的空氣流量 Q1，即 Q1＝Q2，于是式（5）變為

式中：s1為進氣口的面積；s2為空氣泄漏口的面積即等效總泄漏面積；Q為設備測得的泄漏量。式（7）可寫為

式中Δp為車內外壓差即車身泄漏儀上設置的壓差，125 Pa。

則等效總泄漏面積s2為

3.3 泄漏點的等效

將各個物理量單位統一后帶入式（9）計算。已知進氣口截面積 s1直徑為15.24 cm；泄漏量 Q＝268.5 SCFM；車內外壓差Δp＝125 Pa。將計算得出的等效總泄漏面積按照各個泄漏點的貢獻量百分比分配下去。各個泄漏點的等效泄漏面積計算結果如表1所示。其中可見泄漏最大的部位是左右漏液孔，而駕駛室縱梁與后圍搭接處、前圍電器盒、車門把手、左右車門玻璃膠條等部位泄漏也比較大。根據實際情況對泄漏處進行不同的等效，各個泄漏點的等效形式如表1所示。根據不同的等效形式輸入相應的等效尺寸（半徑／邊長），即可對該處的泄漏進行仿真。

3.4 仿真分析

定義了各個結構子系統的物理屬性后，把3大參數和激勵輸入到模型中，同時對照實際泄漏位置，在SEA模型對應面板上添加泄漏孔或者縫隙來模擬不同泄漏量的情況。以怠速700 r／min和勻速80 km／h為例，計算駕駛員頭部聲腔噪聲水平，與試驗結果和未添加泄漏的仿真結果做對比，如圖12所示。圖中顯示在200-630 Hz的中低頻率段范圍內，有無泄漏設置的仿真結果相差不大，幾乎一致。兩種工況下仿真結果與實驗結果的誤差都比較大，這與SEA方法的適用范圍有關。因為在該頻率段內，有部分骨架的模態數小于5，如地板縱梁，子系統的模態密度較低，頻帶內的子系統模態數少，致使結果在該頻率范圍內出現偏差。在630 Hz之后的高頻段內，有泄漏設置的聲壓級明顯比無泄漏的高，并且更接近實驗結果的曲線，由此看出泄漏對高頻噪聲影響比較大。表2是兩種工況下有無泄漏仿真的誤差比較。從表中可以看出，考慮了泄漏量的仿真總聲壓級絕對誤差均在2 dB（A）之內，相對誤差均小于4%，相比于無泄漏的仿真，預測誤差分別減小了1.43和1.51 dB（A），說明添加了泄漏后的SEA模型是有效的，它能更準確地預測車內的噪聲。

圖12 兩種仿真結果與實驗結果對比圖

4 不同泄漏量對噪聲值的影響分析

選取怠速700 r／min和勻速80 km／h兩個工況，在不同的SCFM值下，對駕駛室內噪聲（駕駛員右耳旁）進行仿真，仿真結果如表3所示，泄漏量對噪聲值影響曲線如圖13所示。

從表中可以看出：隨著泄漏量增大，噪聲值升高，其中怠速工況更為明顯。在泄漏量為400 SCFM時，怠速下的駕駛室內噪聲結果要比0 SCFM時高出6.9 dB（A），80 km／h下高 4.5 dB（A），所以整車泄漏量對噪聲值有很大影響。泄漏量從400降低至150 SCFM，噪聲值在兩個不同工況下分別降低了2.1和1.7 dB（A）。泄漏量越小，駕駛室的聲學性能也越好。結合影響曲線，對照標桿車的性能，綜合考慮工藝要求、實際成本與噪聲等多方面因素，將密封性能設定在150 SCFM較為合適。

表2 有無泄漏仿真的誤差比較

表3 不同泄漏量下的噪聲仿真結果

圖13 泄漏量對噪聲值影響曲線圖

5 駕駛室噪聲優化改進與驗證

根據泄漏量對噪聲的影響，按照設定的密封目標，對主要泄漏點開展有針對性的優化整改［16］，其中泄漏較大部分的整改措施如圖14所示。

其它密封措施還包括：將車窗玻璃膠條的配合間隙由原來的10.5調整為2.78 mm；在左右車燈處增加密封海綿；在多處車身鈑金泄漏處涂焊接密封膠；對空調進氣過濾風門增加密封條；對后視鏡穿孔線增加密封膠套等。

通過以上方案進行整改后，樣車的泄漏量在125 Pa壓力下為149.1 SCFM，達到設定目標。對駕駛室密封性能改進之后，分別在怠速700 r／min和勻速80 km／h下再次測量駕駛室內噪聲值，得到的結果與優化前做對比，如表4所示。可以看出，密封性改進之后，駕駛室內的噪聲值在兩個工況下分別降低了1.82和1.31 dB（A）。泄漏量減小，噪聲降低，駕駛室的聲學性能得到了顯著提升。

表4 駕駛室噪聲總聲壓級優化前與優化后的對比

本文中采取的通過增加車體的密封性來取得降噪效果的措施得到了實驗的有效驗證，并且與其他降噪措施相比，該措施成本核算投入較少、實施工藝方便快捷、實施效果提升顯著。經過車身氣密性的整改，還能發現生產過程中的不足，可供后續車型的開發和生產質量控制提供參考，以利于改善整車聲學環境。

圖14 密封性整改措施圖

6 結論

本文中結合理論分析和實驗等手段確定了SEA 3大基本參數和輸入激勵。為更加真實地模擬駕駛室內聲學環境，提出了考慮泄漏量的SEA仿真方法。采用伯努利方程推導了等效總泄漏面積，將實際泄漏點等效后輸入模型中仿真。與無泄漏的SEA仿真結果和實驗結果做了對比，結果顯示，考慮了泄漏量的SEA模型仿真精度提高，誤差減小了1.5 dB（A）左右，其與實驗結果之間的絕對誤差小于2 dB（A），整體相對誤差小于4%，驗證了該方法能提高SEA模型預測精度，能夠滿足工程上在產品開發階段對車內噪聲預測的要求，可為汽車產品開發設計階段的聲學設計和建立精度SEA模型提供參考。

在不同泄漏值下對駕駛室內噪聲進行仿真計算，得到了泄漏量對噪聲值影響曲線。結合影響曲線與其他多方面因素，確定合適的泄漏值為150 SFCM。對樣車主要泄漏點開展有針對性的優化整改，氣密性由整改前的268.5降到了 149.1 SCFM。通過實驗測量對優化效果進行了驗證，結果顯示，駕駛室內的聲學性能提高，室內噪聲值在兩個工況下分別降低了1.82和1.31 dB（A）。