路徑隔聲量分析在空腔阻隔結構布置方案設計中的應用

丁 華，張 詠，黃 浩，張為良

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮江 212013； 2.中國汽車技術研究中心有限公司， 江蘇 常州 213000；3.江蘇新長宜科技有限公司， 江蘇 無錫 214241)

近年來，隨著消費者對汽車舒適性要求的不斷提升，NVH已成為各大汽車廠商關注的重要問題[1]。在車輛設計和制造過程中，車身側圍上形成各種不能完全密封的孔洞和縫隙，從而導致噪音通過側圍空腔進入駕駛艙[2]，目前主要采用側圍空腔隔斷技術阻止噪音的傳遞。通過將帶有發泡材料的阻隔裝置填入側圍空腔中，并烘烤車身使其膨脹，密封阻隔側圍空腔。有關空腔隔斷技術的研究在國內起步較晚，但因其能夠有效提升整車NVH性能，所以成為當前NVH領域的研究熱點。到目前為止，針對阻隔結構的研究主要分為兩部分，一種是以阻隔結構吸隔聲原理、材料性能和安裝方式為主的部件級研究[3-7]，另一種是以氣密性分析[8-9]、整車降噪[10-11]為主的整車級研究。在空腔隔斷技術的研究中，噪聲傳遞路徑分析法是一種較為有效的方法[12]，目前研究人員通常利用該方法確定對車內噪聲貢獻較大的側圍空腔，從而指導阻隔裝置的安裝，但僅用噪聲傳遞路徑分析法并不能確保阻隔裝置達到最佳降噪效果。本文在噪聲傳遞路徑分析法的基礎上，進一步利用路徑隔聲量分析對布置方案進行優化，確保阻隔裝置能夠安裝在隔聲量最大的位置。

本文基于統計能量法建立整車SEA模型，通過噪聲在側圍空腔內的傳遞路徑確定阻隔結構預布置方案，再利用路徑隔聲量分析優化布置方案，使方案擁有最佳降噪效果。

1 整車SEA模型及細化側圍聲腔模型

1.1 整車SEA模型

本研究所用的SEA模型為國內某車型的有限元模型。SEA模型由有限元模型導入至VA One中，并由平面板、曲率板等組合而成。與有限元模型不同，車輛的SEA模型只需要對車輛幾何形狀進行描述[13]，同時為保證SEA模型中SEA結構板具有較高的模態密度，需要忽略縫隙和孔洞等細節特征，如圖1所示。

圖1 整車SEA模型

為方便進行側圍噪聲傳遞路徑分析和路徑隔聲量分析，對側圍結構進行細化分段建模。如圖2所示，將側圍結構分為A柱上下段、B柱上下段、C柱上下段、前后門檻梁以及前后頂縱梁等。

圖2 側圍模型

1.2 車內外聲腔模型

整車SEA模型建立完畢后，封閉的SEA結構板會組成若干個密閉的空腔，再利用聲腔生成功能生成整車聲腔。因為分析目標為駕駛員聲腔和側圍聲腔，且整車模型為對稱結構，所以在分析時使用半車模型，如圖3所示。如果僅使用一個聲腔來模擬駕駛員所在艙室，那么將無法準確地驗證阻隔裝置對駕駛員耳旁噪聲的影響，而如果用常規駕駛艙聲腔建模方法，又會增加駕駛艙聲能量來源分析的步驟和難度。因此，在本次建模時，將駕駛員聲腔分為上半身聲腔和下半身聲腔兩部分，此時可用駕駛員上半身聲腔噪聲近似代替駕駛員耳旁噪聲；同時利用輔助SEA板將連通的側圍隔開生成分段側圍聲腔。

圖3 半車聲腔模型

1.3 阻隔結構建模及聲學包開發

在中高頻段的隔聲分析上，統計能量法是目前應用最廣、最有效的一種方法[14-16]。在仿真過程中，仿真模型各個子系統SEA板的模態數會影響到結果的準確性。而在建立阻隔結構SEA模型時，所建立的部分SEA板的模態數遠遠小于達標模態數，如果此時為阻隔結構SEA模型賦予聲學參數并進行分析，所得到的結果會與真實結果有較大的差異。針對上述問題，VA One軟件提供了一種使用傳遞損失代替結構聲學參數的方法，該方法能夠解決因SEA結構尺寸較小、楊氏模量較大而導致模態數不達標的問題，保證仿真的精確度。

為定義代替阻隔結構的面連接的傳遞損失，需要測量其隔聲量。利用中頻隔聲量分析功能可以得到支撐板在不同頻段下的隔聲量；再利用高頻隔聲量分析功能和SAE J1400阻隔材料隔聲量試驗標準可得出膨脹膠的隔聲量[17]；利用復合結構隔聲量公式計算出阻隔結構總傳遞損失，如圖4所示。

圖4 阻隔結構傳遞損失

1.4 激勵源確定

造成車內噪聲的激勵主要分為以下幾種：發動機激勵、路面激勵、風激勵[18]。一般認為，空腔阻隔結構對中高頻氣動噪聲抑制作用較為明顯，主要包括輪胎噪聲、氣動噪聲以及部分從發動機艙內通過車身側圍空腔傳遞到車內的中高頻噪聲[19]。因此，在仿真模擬中將分析頻率設定在630～8 000 Hz。在SEA模型激勵選擇上，主要選擇以下幾種：發動機聲輻射激勵、發動機進排氣口噪聲、輪胎噪聲激勵、風激勵。其中，發動機聲輻射激勵通過在發動機頂蓋放置麥克風并通過道路測試所得，輪胎噪聲激勵由在半消聲室中進行轉轂實驗所得，風激勵由仿真所得。其中，發動機聲輻射激勵作用方法為在發動機艙蓋表面添加聲壓激勵；進排氣口噪聲以聲壓激勵形式添加在發動機艙與駕駛室之間的防火墻上；輪胎噪聲激勵以聲約束的形式添加在輪胎聲腔中；而風激勵通過將風噪仿真數據導入軟件中并進行波數分解，以湍流脈動壓力和聲壓激勵的形式添加在車身外表面SEA板上。

2 聲能量傳遞路徑與路徑隔聲量分析

2.1 駕駛員聲腔聲能量傳遞分析

車內噪聲通常由激勵點通過不同傳遞路徑到達響應點疊加而成[20]，傳遞路徑分析的目標是分析不同傳遞路徑對響應點噪聲的矢量貢獻[21]，根據對響應點的貢獻量即可確定噪聲傳遞路徑，并對這些傳遞路徑進行優化，從而改善整車NVH水平。因此，在施加激勵并對駕駛員聲腔進行頻響分析后，可以通過分析駕駛員聲腔聲能量來源，確定在各項激勵作用下各個側圍聲腔對響應聲腔的貢獻量。在未添加阻隔裝置前，這些側圍聲腔都是互相連通的，它們既是向響應點傳遞聲能量的發送腔，也是接收激勵源和其他側圍聲腔聲能量的接收腔。因此，可以將貢獻量較大的側圍聲腔作為響應點再次進行聲能量來源分析，以此類推，一直分析到激勵源為止。以此類推出響應點1、響應點2直至不同激勵源，這一路徑即是噪聲在側圍聲腔內的傳遞路徑。

在評價車輛NVH性能時，通常以駕駛員主觀感受為重要指標，因此，響應點1應為駕駛員聲腔。圖5為駕駛員上半身聲腔聲能量來源。

圖5 駕駛員上半身聲腔聲功率輸入

得到輸入駕駛員聲腔聲功率后，將側圍聲腔部分提取出來，確定各側圍聲腔輸入駕駛員聲腔聲功率的值。側圍聲腔對艙內聲腔的傳遞方式有兩種：泄露傳遞噪聲和管壁傳遞噪聲，圖6中聲功率為泄露噪聲和傳遞噪聲的總和。根據圖6可知，B柱上、A柱上和前頂縱梁在輸入聲功率占比中超過50%，其中B柱上聲腔在800～2 500 Hz占比較大，A柱上和前頂縱梁在4 000～8 000 Hz占比較大，因此，將B柱上和前頂縱梁作為響應點2分析其聲能量來源。

圖6 駕駛員聲腔聲能量輸入

2.2 側圍聲腔噪聲傳遞路徑分析

在確定響應點2后，對響應點2進行聲能量來源分析，進一步獲得響應點3，逐層分析直至激勵源所在位置。此處以B柱上聲腔為例，圖7是B柱上聲腔聲能量來源。由圖7可知，B柱上聲腔聲能量主要來源于B柱下聲腔和前后頂縱梁聲腔，其中B柱下聲腔貢獻量在630～3 150 Hz占比較大，而前后頂縱梁聲腔貢獻量則在3 150～8 000 Hz占比較大。

圖7 B柱上聲腔聲能量輸入

將B柱下聲腔作為響應點3做聲能量來源分析。如圖8所示，B柱下聲腔主要來源于前門檻梁聲腔和后門檻梁聲腔，其中前門檻梁聲腔貢獻量較大，但后門檻梁聲腔也占據一定比例。

圖8 B柱下聲腔聲能量輸入

2.3 確定主要傳遞路徑

對前門檻梁進行聲能量來源分析后發現，前輪激勵聲腔是其主要輸入聲腔之一，由此可確定聲能量從前輪激勵聲腔經過前門檻梁、上下B柱傳遞至駕駛員聲腔這一噪聲傳遞路徑。而對于A柱上聲腔、前頂縱梁、后頂縱梁、后門檻梁進行逐層分析后，可確定其他主要傳遞路徑。

路徑1：前輪激勵聲腔產生噪聲后，經前門檻梁、B柱下、B柱上傳遞至駕駛員聲腔；

路徑2：前輪激勵聲腔產生噪聲后，經A柱下、A柱上和前頂縱梁傳遞至駕駛員聲腔，另有一部分聲能量經過前頂縱梁進入B柱上聲腔；

路徑3：后輪激勵聲腔產生噪聲后，聲能量經后門檻梁、B柱下、B柱上傳遞至駕駛員聲腔；

路徑4：后輪激勵聲腔與后翼子板同時作為激勵源產生噪聲，聲能量經C柱下、C柱上、后頂縱梁、B柱上傳遞至駕駛員聲腔。

在確定主要噪聲傳遞路徑后，即可確定阻隔裝置預布置方案。

3 基于路徑隔聲量分析的布置方案優化

3.1 阻隔結構預布置方案

在確定側圍空腔噪聲傳遞路徑后，即可在空腔中安裝阻隔裝置削弱路徑的噪聲傳遞能力。圖9是根據傳遞路徑所確定的阻隔裝置預安裝位置，但在實際生產中需要對成本進行控制，安裝過多的阻隔裝置會導致整車成本上升，所以通常一側的阻隔裝置一般為五六個，因此為確定最佳安裝位置，還需要對預方案做路徑隔聲量分析進行位置優化。

圖9 阻隔裝置預布置方案

3.2 基于路徑隔聲量分析的預布置方案優化

噪聲是一種能量的傳遞，聲能量在經過傳遞路徑后通常會有一定的衰減，此時傳遞路徑相當于起到隔聲作用。確定阻隔裝置在傳遞路徑上的預布置方案后，通過對路徑激勵端施加激勵并獲得響應點聲壓級后，可得到不同安裝位置對傳遞路徑隔聲量的影響，其中隔聲量增幅最大的安裝位置即是最佳布置方案。以路徑1上的預布置方案為例，其中1號和2號為一組，3號和4號為二組，5號和6號為三組，優化目標為每組只保留一個阻隔裝置。在不同位置添加阻隔裝置后，根據路徑終點聲腔降噪量確定安裝位置，完成優化方案。圖10為路徑1終點B柱上聲腔在不同安裝位置時的降噪量，根據降噪效果可確定一組中保留1號位置，二組中保留3號位置，三組中保留6號位置。

3.3 側圍阻隔結構布置方案降噪效果

基于路徑1優化方法，對其余3條路徑做優化分析。其中在路徑3與路徑1的優化中有重疊部分B柱，通過對路徑3的優化分析后發現，6號位置同樣是其最優解。同時路徑2保留8號位置，路徑3保留12號位置，路徑4保留10號位置。

圖10 不同安裝位置降噪效果

在安裝阻隔結構后，路徑1聲腔的聲壓級平均降低了3～6 dB；路徑2的降噪和路徑3的降噪效果其次，平均達到了2～5 dB；路徑4的降噪效果較不明顯，但上頂梁聲腔的聲壓級有一定的衰減。圖11為優化后在相同激勵下，側圍聲腔在1 000 Hz頻率下的噪聲云圖。從圖11中可以看出，在安裝阻隔結構后，側圍聲腔聲壓級都有一定程度的衰減。

圖11 側圍聲腔聲壓級對比

圖12為空腔阻隔結構安裝前后駕駛員上半身聲腔噪聲的對比曲線。綜合圖11和圖12后可以看出，當利用阻隔結構使側圍聲腔的聲壓級降低后，駕駛員上半身聲腔聲壓級也有一定的降低，即駕駛員耳旁噪聲也降低了。其中，800～5 000 Hz降低數值為3～5 dB，其余頻段內也有1～2 dB的降低。

圖12 駕駛員上半身聲腔噪聲曲線對比

4 結論

車身側圍傳遞噪聲是駕駛員耳旁噪聲的主要來源之一，而在側圍空腔內安裝空腔阻隔結構可以削減該傳遞噪聲，但空腔阻隔結構的安裝位置將直接影響該傳遞噪聲削減數值。

噪聲傳遞路徑隔聲量分析包括聲能量傳遞路徑分析和路徑隔聲量分析。聲能量傳遞路徑分析可以有效地確定對駕駛員聲腔噪聲影響最大的幾個側圍聲腔和噪聲在側圍聲腔內的主要傳遞路徑，并進一步根據主要噪聲傳遞路徑建立空腔阻隔結構預布置方案。路徑隔聲量分析可以快速地優化阻隔結構預布置方案，得到阻隔結構在側圍空腔內的最佳安裝位置。

本文驗證了利用噪聲傳遞路徑隔聲量分析可以有效地建立空腔阻隔結構布置方案，分析結果表明：利用該分析能夠快速準確地確定空腔阻隔結構在車身側圍空腔內的安裝位置，并使空腔阻隔結構在這些位置安裝時可以最大程度地降低側圍空腔的內部噪聲，并明顯地降低駕駛員耳旁噪聲。