基于概念模型的聲學包裝吸隔聲性能目標分解

崔聰聰，安子軍，郝耀東

（1.燕山大學車輛與能源學院，河北秦皇島066000；2.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津300399）

相對于低頻噪聲，400 Hz 以上的高頻噪聲對于車內聲品質有著更為關鍵的影響。隨著新能源汽車的快速發展，汽車高頻噪聲問題越來越突出，車身聲學包裝作為汽車高頻噪聲控制的主要手段越來越受到廣泛的關注[1–3]。

汽車的聲學包裝利用吸隔聲材料本身特性在傳遞路徑中吸收和阻斷噪聲的傳播[4]，調節車內噪聲水平。吸隔聲材料的選取要遵循輕量化、高性價比等原則，常用的吸聲材料包括聚氨酯（Polyurethane,PU）發泡、聚對苯二甲酸類塑料（Polyethylene terephthalate，PET）毛氈等，隔聲材料包括乙烯-醋酸乙烯共聚物（Ethylene vinyl acetate copolymer，EVA）、三元乙丙橡膠（Ethylene-propylene-diene monomer，EPDM）等。整車聲學包裝附加在車身結構壁板或內飾件上，包括前圍、地毯、輪罩等關鍵部位。

隨著汽車行業迅猛發展，聲學包裝研究逐漸深入，越來越多的國內外學者加入聲學包裝研究行列，從理論方法到實踐應用取得了突破性進展。Huang等[5]利用統計能量模型優化聲學包裝，降低了車內噪聲，為聲學包裝的研究指明方向。Freeman等[6]提出了聲學包裝的基本開發方法，并論證了聲學包裝對于車內噪聲控制的重要性。陳書明[7]采用試驗方法研究車內聲學包裝吸隔聲性能，成功對發動機艙聲學包裝進行優化設計。車勇等[8]建立電動車SEA模型，成功預測車內噪聲，利用模型分析實現整車主要板件的聲學包裝優化。賀巖松等[9]對整車的地板和前圍進行聲學包裝優化，不僅使駕駛員頭部聲壓級下降0.4 dB，而且使聲學包裝總重減少了33.2%，實現了聲學包裝的輕量化設計。

國內外對聲學包裝的研究大多是在已有方案基礎上進行改進優化，聲學包裝目標分解方法研究還處于較低水平[10]，只處于簡單的探索研究中。實際應用中只進行了簡單的試驗對標，利用上一代車型進行全面剖析，移植SEA 模型進行仿真分析[11]。此方法對標成本高，建模時間長，且未能找到聲學包裝最優方案。最重要的是無法在整車開發前期完成目標分解工作，即將車內噪聲控制目標分解至各子系統聲學包裝性能中。

針對以上問題，本文提出了一種基于概念模型的聲學包裝吸隔聲性能目標分解方法。利用統計能量分析方法，基于各個模塊的共性特點建立整車通用概念SEA 模型；基于現有兩款目標車型特點對通用概念模型進行ATF（聲傳遞函數）調校，驗證概念模型的通用型；建立聲學包裝吸隔聲性能優化模型，利用多島遺傳算法將車內空氣噪聲控制優化分解至各子系統聲學包裝吸隔聲性能中，得到子系統聲學包裝最優設計方案。

1 統計能量分析基本原理

統計能量分析方法應用的是能量流平衡原理，系統在激勵作用下，通過能量的傳遞達到一種平衡狀態[12]。SEA 模型研究的是保守系統，系統的能量流入等于系統流出和損耗能量之和，兩耦合子系統能量流動原理如圖1所示。

根據圖1建立子系統1和2的功率流平衡方程，如式(1)、式(2)所示。

圖1 子系統間能量流動示意圖

式中：ω表示子系統固有頻率，η12表示系統1傳遞到系統2 的耦合損耗因子，E1表示系統1 的能量，η1表示系統1內損耗因子，η21表示系統2傳遞到系統1的耦合損耗因子，E2表示系統2 的能量，η2表示系統2內損耗因子。

將式(1)、式(2)轉換成矩陣形式：

將兩子系統功率流矩陣推至多子系統，假設復雜系統中含有子系統數為n，功率流矩陣表達式：

子系統間損耗因子關系：

假設在統計能量模型中有一子系統k受到外界激勵，則輸入功率功率中只有Pk≠0，根據式(4)可以得到子系統n中儲存的能量：

式中：Knk為儲能比，表示子系統n與子系統k的能量之比。

在已知子系統n的能量后，即可求出子系統聲壓，將聲壓轉化為聲壓級表達式[13]：

式中：ρ為空氣密度，c為聲傳播速度，P0為參考聲壓，參考值為2×10-5Pa，V為聲腔容積。

2 整車概念模型建立

在聲源激勵作用下，模型中的能量在子系統間流動，根據統計能量分析原理可知，建模過程中只有SEA 模型的聲腔容積直接影響系統響應結果，而實際板件和聲腔的形狀細節對聲腔容積影響非常小[14–15]，忽略掉小的影響因素可以將復雜板件進行平直化處理。又由于汽車的主要構成相似，因此可以將復雜的整車SEA模型簡化為概念模型。

簡化處理整車板件，追求汽車共性特征，去除個性特征，保證激勵和響應的聲腔大概位置與實際情況一致，得到概念模型。基于模態相似性原理劃分整車概念模型子系統，將整車模型結構劃分為26個模塊，劃分情況如表1所示。

表1 概念模型子系統劃分

地板總成和防火墻總成是整車模型的關鍵組成部分，建模時要保證其獨立性。為更接近所有車型的外形特征，去除個性細節，將地板所有板件建立成平直結構。地板屬于對稱結構，建模時只需建一側，在對稱線上建立節點，直接鏡像到另一側。由于地板總成面積較大，貫穿整個汽車艙，劃分子系統時盡量考慮預留相應的節點，以便后續聲腔子系統的劃分。根據上述描述，所建立概念模型的地板總成如圖2所示。

圖2 地板總成

防火墻總成是不對稱的總成結構，在建模時要注意與前輪罩總成及A柱總成的連接。在Y=0的線上建立節點，將防火墻結構左右兩側分開。簡化處理平板件，預留線束孔、轉向孔、進風口、排水孔等孔洞結構。根據實際防火墻厚度分布進行總成結構劃分，建立的防火墻總成模型如圖3所示。

圖3 防火墻總成

除防火墻總成外，其他總成結構均左右對稱，只需建立一側即可。在地板總成和防火墻總成的基礎上，依次搭建其他總成結構，注意公共邊節點的選取。根據子系統劃分情況建立聲腔，定義子系統物理屬性和參數，建立聲腔和板件之間的連接與半無限流體連接，定義聲學包裝的吸隔聲性能，建立的概念SEA模型如圖4所示。

圖4 整車概念SEA模型

3 整車概念模型調校

建立該概念模型的意義在于其通用性強，可應用于所有車型的聲學包裝開發工作。為了驗證該模型的準確性，觀察其是否可替代復雜SEA 模型進行仿真分析工作，特針對現有兩款已開發完成車型，運用互易性原理分別進行ATF（聲傳遞函數）調校。根據目標車型進行相關參數性能校準，包括整車尺寸、聲學包裝位置及性能、過孔性能等。

整車尺寸可通過調節概念模型外側邊緣節點來調整，比如通過圖5中3排節點的平移可以輕松調節整車前懸、軸距和后懸長度，同理，也可以采用相同的方法對整車寬度和高度尺寸進行調節。

圖5 整車尺寸調校

進行聲學包裝的吸隔聲性能校準時只需將實際車型的吸聲系數和插入損失曲線應用至概念模型中相應位置，由于板塊面積與實際情況大小有差異，為更符合實際情況，可調節聲學包裝的覆蓋率分布、厚度等參數來進行聲學包裝校準。

不同車型應用的過孔件差異明顯，尤其前圍板存在很多過孔，過孔的面積、材料和泄漏量等因素對整車噪聲影響顯著。整車在白車身階段已完成過孔件的設計，由于功能的不同，需要的材料、厚度等均不同，所以需要通過試驗測量過孔件的隔聲性能，在概念模型中定義過孔相關參數。

經過上述校準操作，在概念模型和兩款目標車型的駕駛員耳邊聲腔位置各添加1 Pa 聲壓激勵，查看各子系統ATF調校結果。兩款目標車型均為前置前驅SUV，車型A長為4 460 mm，寬為1 820 mm，高為1 720 mm，軸距為2 720 mm，最大扭矩為151 N?m，車型B 長為4 325 mm，寬為1 830 mm，高為1 640 mm，軸距為2 570 mm，最大扭矩為210 N?m，SEA 模型如圖6 和圖7 所示。概念模型與車型A 吻合度最差的調校部位為前擋風玻璃，如圖8所示，與車型B吻合度最差的調校部位為后輪，如圖9所示。

圖6 目標車型A的SEA模型

圖7 目標車型B的SEA模型

圖8 車型A前擋風玻璃調校結果

圖9 車型B后輪調校結果

調校后各聲腔到車內的傳遞函數調校結果誤差均在3 dB以內，所以可以運用概念模型進行待開發車型的聲學包裝吸隔聲目標分解工作。

4 聲學包裝隔聲性能目標分解

進行目標分解工作時，可在汽車開發初期階段將整車級目標分解至各子系統，本文研究內容是將整車車內噪聲控制目標有效優化分解為聲學包裝吸隔聲性能目標，實現各子系統聲學包裝的優化設計。將仿真軟件與優化軟件相結合，在滿足車內噪聲控制目標要求情況下，更快速準確完成目標分解工作。

各子系統吸隔聲曲線的添加直接決定車內噪聲水平，子系統吸聲曲線通過聲學包裝各頻率下的吸聲系數α來描述，隔聲曲線用聲傳遞損失STL 來描述。能量為Ei的噪聲從空氣入射到材料表面時，一部分聲能Ea被材料吸收，一部分Et穿透材料繼續傳播，其余聲能Er被反射回空氣中。吸聲系數定義為吸收能量與入射聲能的比值，如式(8)所示。當量吸聲面積A可以描述一定面積吸聲材料的吸聲本領，表示相對于吸聲系數1 對應的等效吸聲面積，如式(9)所示。聲傳遞損失定義為聲傳遞系數τ倒數的對數形式，如式(10)所示，其中聲傳遞系數為透射聲能與入射聲能的比值，如式(11)所示。

整車工況較復雜，車內噪聲目標分解工作要針對不同工況進行，在滿足所有工況下的車內噪聲控制目標前提下，完成聲學包裝的優化分解工作。整車的測量工況一般包括60 km/h、80 km/h、100 km/h、120 km/h、3WOT3000（三檔，發動機轉速為3 000 r/min）、3WOT4000（三檔，發動機轉速為4 000 r/min）和3WOT5000（三檔，發動機轉速為5 000 r/min），實際操作中可根據工程需要自行調整。將不同工況激勵添加到概念模型中，通過設定不同工況下的車內噪聲目標曲線，完成整車工況噪聲目標分解工作。

選取整車子系統各頻率下的吸聲系數和傳遞損失值為設計變量，其中包含吸聲聲學包裝的子系統數為m，包含隔聲聲學包裝的子系統數為n。

基于聲學包裝的成本和總質量確定目標函數，盡量將子系統的聲學包裝合理分配，使用最少的聲學包裝，實現抑制車內噪聲的目標，即要求使n個子系統聲學包裝傳遞損失與相同數量級的m個子系統聲學包裝吸聲系數相加之和達到最小。

設置約束條件，即根據用戶需求和實際工程需要，合理制定不同工況下的車內噪聲目標約束，確保分解結果滿足整車級目標要求，共包含k個工況；設置各子系統不同頻率下的吸聲系數和傳遞損失變化范圍，減少優化迭代次數，節約運算時間，且避免使各子系統聲學包裝吸隔聲曲線變化過大，導致在工程技術上無法實現該目標。

根據以上所述方法，建立聲學包裝目標分解優化模型：

式中：SPLi(f)為第i個隔聲聲學包裝子系統由不同頻率下的傳遞損失值組成的傳遞損失曲線；αi,max(f)為第i個吸聲聲學包裝子系統由不同頻率下的吸聲系數組成的吸聲系數曲線；SPLi(f)為第i個工況不同頻率下的車內噪聲聲壓級組成的車內噪聲曲線；SPLi,obj(f)為第i個工況由不同頻率下的車內噪聲目標聲壓級組成的車內噪聲目標曲線；STLi,min(f)為第i個隔聲聲學包裝傳遞損失曲線的變化下限；STLi,max(f)為第i個隔聲聲學包裝傳遞損失曲線的變化上限；αi,min(f)為第i個吸聲聲學包裝吸聲系數曲線的變化下限；αi,max(f)為第i個吸聲聲學包裝吸聲系數曲線的變化上限。

5 算例分析

將上述理論應用到某五門五座SUV 車型聲學包裝開發中，該車型發動機最大功率為138 kW，最大扭矩為275 N?m。以80 km/h工況為例，進行聲源聲功率測試，并將試驗數據應用到概念SEA 模型中。為驗證目標分解方法的可靠性，設置傳遞損失初始值并應用到概念模型中。進行聲源激勵下車內噪聲仿真分析，對比目標分解前后傳遞損失及車內噪聲變化，驗證基于概念模型的聲學包裝隔聲性能目標分解方法能否準確有效將車內噪聲目標分解至聲學包裝的隔聲性能。

本文針對防火墻、前輪罩、后輪罩和行李廂蓋板5處子系統傳遞損失曲線進行優化分解，為方便計算分別取每條曲線400 Hz、2 500 Hz 和8 000 Hz 頻率處的傳遞損失值為設計變量，用a、b和c表示，其余傳遞損失均根據線性插值設定，STLall為所有變量相加之和。將分析結果作為車內噪聲目標值約束條件，定義傳遞損失變化范圍為初始值上下波動5 dB。選用MGA作為優化算法，在傳統遺傳算法的基礎上增加了“島”的數量，優秀個體在各島間遷徙雜交，更容易跳出局部最優解，在解決全局優化求解問題中具有顯著優勢。為更好應用優化算法解決本文優化問題，優化參數具體設置如表2所示。

表2 多島遺傳算法參數設置

5.1 聲源聲功率測試

在整車開發設計前期，已具備白車身，可針對整車關鍵聲源激勵進行聲源聲功率測試。汽車集中空氣聲源包括發動機和4 個車輪，運用聲壓法在半消聲室內進行集中聲源聲功率測試。將麥克風在聲源假設半球面上均勻排布，采集各路徑下的聲壓信號，計算所采集的數據，修正輸出聲源聲功率數據，如圖10所示。

圖10 聲源聲功率激勵曲線

將激勵曲線輸入到概念SEA 模型中，并根據實際激勵位置添加到相應的子系統聲腔中，用于后續的概念模型仿真分析及聲學包裝隔聲性能分解工作中。

5.2 整車模型調校

在實際工程應用中，只需按照實際車型整車尺寸，通過移動相關節點對待開發車型進行調校。本文待開發車型尺寸參數為：長4 710 mm，寬1 890 mm，高1 720 mm，軸距2 800 mm。

實際的聲學包裝隔聲性能分解中無需設置傳遞損失初始曲線，直接設置車內噪聲目標和傳遞損失變化上下限即可完成目標分解工作。設置傳遞損失初始曲線，意在檢驗本文所提出的目標分解方法是否準確可靠。

在防火墻（Firewall）、地板（Floor）、前輪罩（Front tire）、后輪罩（Rear tire）和行李廂蓋板（Trunk）位置分別定義一組傳遞損失曲線，如圖11 所示，并將所有隔聲曲線添加到概念模型子系統中。

圖11 初始聲學包裝隔聲曲線

計算受到80 km/h 工況聲源激勵作用時初始傳遞損失狀態下的車內噪聲，在概念SEA 模型中進行仿真分析，獲得400 Hz～8 000 Hz的1/3倍頻程車內噪聲曲線，仿真結果如圖12所示。

圖12 車內噪聲仿真曲線

記錄仿真結果，并根據車內噪聲曲線設定車內噪聲控制目標，用作目標分解約束曲線，驗證目標分解工作的準確可靠性。

5.3 目標分解結果

根據以上理論分析，設置車內噪聲控制目標和傳遞損失變量變化范圍，在滿足實際工程需求條件下為提高計算效率，設置傳遞損失變化步長為2.5 dB，利用多島遺傳算法對其進行優化分析。將概念SEA模型的仿真分析功能和算法的優化功能進行有效結合，完成聲學包裝子系統隔聲性能目標分解工作。在聲學包裝開發前期，有效將車內噪聲目標分解為各子系統聲學包裝傳遞損失目標。對比如圖13所示優化前后傳遞損失曲線，分析各子系統隔聲性能對車內噪聲的影響。

由圖13可知，防火墻、前輪罩、后輪罩和行李廂蓋板處傳遞損失曲線相比初始曲線均有下降，但行李廂蓋板處下降最明顯，說明存在聲學包裝隔聲性能浪費現象，尤其行李廂蓋板處傳遞損失變化對車內噪聲的影響最小。地板處聲學包裝傳遞損失曲線有明顯上升，說明此處聲學包裝隔聲性能不足，并且傳遞損失變化對車內噪聲的影響較大。

圖13 傳遞損失優化結果對比

對比整體傳遞損失變化情況以及所有傳遞損失變量變化情況，需要計算各傳遞損失變量之和以及變化的差值，各傳遞損失變化具體情況如表3所示，表中所有數值單位均為dB。

表3 各子系統傳遞損失變化/dB

由表3 可知，傳遞損失變量均在初始值5 dB 以內波動，滿足約束范圍的條件。各傳遞損失變量之和由初始值357 dB 下降為327 dB，總共下降了30 dB。由于傳遞損失曲線上其他數值均由插值法求出，所以STLall可以代表整體聲學包裝傳遞損失變化。根據優化前后差值可以看出，整體的傳遞損失有明顯下降，符合目標分解優化設計的目標函數要求。

5.4 車內噪聲分析驗證

為驗證上述聲學包裝傳遞損失分解結果是否滿足車內噪聲控制目標要求，對比優化計算后輸出的車內噪聲曲線與設定的車內噪聲目標曲線，如圖14所示。

圖14 優化前后車內噪聲對比

結果顯示，優化后的車內噪聲聲壓級曲線較優化前有顯著下降。在滿足車內噪聲控制目標的前提下，實現了子系統隔聲性能分解，且分解結果準確有效，驗證了本文提出的目標分解方法正確可行。

6 結語

本文提出了一種基于概念模型的聲學包裝吸隔聲性能目標分解方法，該方法基于統計能量分析原理建立整車概念SEA 模型，根據待開發車型對整車尺寸進行調校，建立目標分解優化模型，利用多島遺傳算法將車內噪聲控制目標優化分解至各子系統聲學包裝吸隔聲性能。結果顯示：

（1）該方法建立了通用概念模型，適用于所有不同尺寸、不同性能車型的聲學包裝開發工作，只需對其尺寸參數和子系統屬性進行校準即可，通用性強，調校過程操作簡單方便。

（2）基于概念模型的目標分解方法不涉及大量對標過程及建模過程，利用優化算法直接將整車級目標分解至吸隔聲目標，分解過程快速方便，且目標分解結果為最優解。

（3）以某SUV 車型為研究對象，采用該方法對其聲學包裝隔聲性能目標進行了分解，利用該方法快速準確完成了目標分解工作，得到最優的子系統聲學包裝方案。