基于聲線法的車載音響系統仿真及關鍵影響因素分析

陳曦 宋雨 李浩 許京 馬文婷

（中國第一汽車股份有限公司研發總院，長春130013）

0 引言

近年來，隨著汽車制造業水平升級，消費者對乘用車的舒適性和娛樂性需求越來越高。汽車音響技術向大功率多路輸出、多揚聲器環回音響的“3D 環繞聲”方向發展。世界音響制造商也為汽車音響開辟專門的工業部門，針對汽車的特殊環境，充分考慮車廂的音響效果，采用高新技術制造轎車音響設備，其播送的音響效果完全能與“家庭影院”相媲美[1]。在音響系統和車內聲學環境方面，國外車企已經進行多年的研究，形成了較高的技術水平。其中，奧迪、奔馳、寶馬、豐田、現代等車企，在諸多高端車型上與頂級音響品牌開展了合作。

對音響系統和車內聲學環境的仿真研究，是當前國內外的熱門研究方向，也是本文的主要研究內容。本文通過仿真和試驗相結合的方式，對車內音響系統進行研究，并對其影響因素進行分析。

1 聲線法基本概念及應用

音響系統的基礎是車內聲場環境，而車內聲場可以歸結為室內聲學的一個分支，同時具有更多特殊性。

根據環境條件和使用場景要求，對室內聲場的分析可采用不同的分析方法：統計聲學、波動聲學、幾何聲學[2]。其中，統計聲學的分析方法主要是基于大量的試驗數據統計，分析得到經驗公式，并將這些公式運用到室內音質設計中，Eyring等[3]使用統計學方法推導出混響時間的理論公式。波動聲學是考慮聲的波動特性，以此進行室內聲場的分析，Morse 在《振動與聲》一書中，使用波動方程對長方體空間內進行模擬，用駐波形式解釋了各種室內聲學現象[4]。幾何聲學的分析方法參考借鑒了幾何光學的方法，將室內壁面環境看作反射面，使用聲線圖分析房間形狀和反射面對聲音的影響。

在不需要考慮聲波波動性能的情況下，借助幾何光學中光線的概念，把聲波看作沿直線傳播的一簇簇聲音的能量，這就是幾何聲學中聲線法的概念。聲線法的使用的條件是聲場的尺寸要遠大于聲波的波長，此時可忽略聲波的波動性，聲波在反射面上適用于幾何光學的反射定律。

國外車企和音響供應商很早就采用聲線法對車內音響系統開展仿真工作。2010 年，Harman 公司使用聲線法對汽車內飾儀表板中高頻揚聲器的最佳位置和布置方向進行了研究[5]。2013 年，韓國現代汽車分別在3個頻率段建立有限元、邊界元和聲線法模型，其中聲線法計算了雙耳脈沖響應和雙耳相干函數，討論了吸聲材料特性和揚聲器的影響[6]。

國內汽車行業對此項工作剛剛起步，但是高鐵、船舶、航空工業等大型交通工具行業已經進行了較多的研究。2017 年，馮愛景等[7]對船舶艙室建立聲線法模型，模擬船舶多艙室聲場的分布，計算不同位置艙壁對目標艙室噪聲的聲靈敏度，優化艙室中高頻噪聲。2021年，季杰等[8]對高鐵車廂建立聲線法模型，進行了語言清晰度仿真及優化。2022 年，趙維等[9]使用聲線法對大型客滾船艙室的阻尼材料鋪設進行了優化。

2 聲線法分析方法

對于一些大尺寸、高頻的純聲學問題，需要借助計算機輔助分析，這也是使用聲線法進行聲場仿真的需求來源。聲線法通過聲束追蹤技術來模擬聲傳播、聲波遇到壁面的反射吸收，以此解釋聲學現象。相較于聲學有限元邊界方法，聲線法的分析頻率與聲學區域的網格離散程度是相互獨立的，其只需要使用少數網格來模擬仿真對象的幾何形狀，因此可以對高頻、大尺度的聲學問題進行高效仿真。

聲線法假設條件為：

（1）聲源在空間中以發射聲線的形式傳播聲能，每根聲線均攜帶相同的能量。

（2）聲場的邊界面均看作平面或多個平面近似的曲面，聲線每次與邊界面僅有一個碰撞點，且碰撞過程中能量會有所衰減。

（3）當反射階次高于設定的數值或聲線攜帶能量低于預設閾值時，程序停止對該聲線的追蹤，并開始對下一根聲線進行追蹤運算，直到全部聲線均追蹤計算完畢。

（4）接收點設定在一定范圍內，當聲線穿過預定范圍時，計算機會記錄聲線到達的時間、能量和方向，最后可以得到接收點處的聲脈沖響應[10]。

若聲源功率為I，初始聲線In可表示為：

式中，n為聲線數量；s(x,y,z)為聲線由聲源發射時的初始傳播路徑。

空間i處聲壓級SPL為：

式中，∑In(x,y,z)為通過空間i處聲線能量的非相干疊加求和；ρ0為靜態空氣密度；c0為靜止空氣中的聲傳播速度[11]。

根據前文所述，聲線法的適用范圍要求是聲音波長小于聲場尺寸。車內聲腔的尺寸一般在2～3 m 以內，按照該尺寸估算，聲線法適用于100 Hz 以上的車內音響仿真。本文整車音響系統聲線法模型建立步驟如圖1所示。

圖1 整車音響系統聲線法建模步驟

3 整車音響系統聲線法模型建立

按照前文所述的技術路線，以某SUV 車型為例，建立整車音響系統聲線法模型。

3.1 仿真數據要求

音響系統車內聲場分析模型輸入數據如下。

（1）揚聲器單元正前方1 m處頻率響應曲線；

（2）揚聲器單體聲源指向性數據；

（3）揚聲器數量及位置；

（4）車身結構模型數據（模型需包含白車身，車門，內飾，儀表板，座椅）；

（5）整車內飾材料聲學參數（包含所有聲腔表面的內飾材料）。

3.2 揚聲器單體測試

揚聲器單體測試按照GB/T 12060.5—2011《聲系統設備第5 部分:揚聲器主要性能測試方法》[12]進行，圖2為揚聲器單體頻響測試系統流程。測試需要在全消聲室環境中進行，模擬自由場環境。將揚聲器單體布置在平面障板上，進行單位電壓下的頻率響應特性測量（圖3）。

圖2 揚聲器單體頻響測試系統流程

圖3 揚聲器單體頻響測試試驗布置

揚聲器聲源指向性是揚聲器發出的聲波隨空間位置和角度變化的衰減系數，需要通過試驗測得。圖4是揚聲器單體指向性試驗示意。在全消聲室內將揚聲器布置在平面障板上，傳聲器布置在環形支架上，支架距離揚聲器0.5 m、1 m、1.5 m、2 m。調整傳聲器與揚聲器正面的角度，每隔15°進行一次測量，一般最少要包含0°、15°、30°、45°、60°、90°角度，測試獲得各個位置和角度的聲壓，后續以此計算聲源指向性數據。

圖4 揚聲器單體指向性試驗示意

3.3 內飾材料聲學參數測試

內飾材料聲學參數一般可使用聲阻抗或散射吸聲系數。由于車內音響對于內飾件的聲音入射屬于無規則入射，所以使用散射吸聲系數作為仿真參數較為準確。散射吸聲系數的測試方法按照GB/T 20247—2006 聲學混響室吸聲測量[13]。

對于整車仿真的內飾件影響較大的是地毯、前圍擋板襯墊、頂棚和座椅。同時也要考慮儀表板、門護板等具有軟性包裹的內飾件。圖5為內飾件在小型混響室內吸聲系數測量示意。

圖5 小型混響室吸聲系數測量示意

測量過程中，需要注意將樣件背對車內聲場的一面或邊緣用非吸聲材料包裹，避免額外增加吸聲面積，如圖6所示。

圖6 樣件邊緣和背部密封

3.4 整車音響系統聲線法建模

本文的仿真建模使用Simcenter 3D 中的RAY 模塊。整車音響系統聲線法模型包括車身內飾表面的殼體網格，平面場點網格，揚聲器位置和方向，內飾表面吸聲系數數據。其中，車身內飾表面的殼體網格尺寸要求8～10 mm，平面場點網格尺寸一般要求10～50 mm，要包含人耳坐標點。本文中原型車采用12個揚聲器的典型配置，包含4個低音揚聲器、3個中音揚聲器、4個高音揚聲器、1個環繞重低音揚聲器。在實際內飾對應的網格上，賦予3.3小節中實測的內飾表面吸聲系數。圖7是完整的音響系統聲線法模型。

圖7 整車音響系統聲線法模型

4 聲線法仿真結果及影響因素分析

4.1 車內音響頻響計算

基于第3章建立的模型，施加3.2小節實測的揚聲器單體頻率響應作為激勵。設置每條聲線的最大反射數為8次，最大透射數1次，計算車內音響系統在人耳處的頻響。如圖8 所示為駕駛員外耳處頻響，圖9為右后乘員外耳處頻響。

圖8 駕駛員外耳頻響對比

圖9 右后乘員外耳頻響對比

由圖8和圖9可見，仿真與試驗對比多數頻段誤差較小。但在駕駛員外耳頻響頻段在7 000 Hz以上、右后乘員外耳頻響頻段在8 000 Hz以上時有一定誤差。

同時，使用聲線法可以模擬某個聲源傳播至指定位置的傳播路徑，可以此對某個揚聲器的布置位置和角度進行優化。如圖10 所示為右后門低音揚聲器傳播至駕駛員內耳處的路徑。

圖10 聲線法傳遞路徑示意

4.2 影響因素分析

由4.1 小節的仿真結果可見，仿真和試驗在高頻段存在一定誤差，原因如下。

整車實際上存在一定的泄露，造成整車高頻隔聲水平下降，音響的高頻聲可沿泄露處傳至車外。但在聲線法仿真模型中，由于模型按照理想狀態建立，未考慮實際泄露問題，所以造成了仿真結果高于試驗測試的結果。

按照整車氣密性試驗的結果，車體的泄露主要處于地板、車門、窗框等位置。

根據氣體流量與泄露面積之前的關系，表達式為：

式中，Q為體積流量；aD為流量系數；A為泄露面積；Pi為車內壓力；ρ0為空氣密度。以該樣車實測氣密性泄漏量120 m3/h為例，折合成泄露面積為16.4cm2。在上述位置對應的模型處刪除響應泄露面積的網格，以模擬整車泄露效果。再次計算人耳處頻響，結果如圖11所示。

圖11 有無泄露駕駛員外耳頻響對比

由圖11 結果可見，增加泄露面積后，6 000～10 000 Hz 高頻段頻率響應有一定下降，降幅大約為1～5 dB。這是由于音響的高頻聲波長較小，會沿著泄露處泄漏到車外，造成音響品質的下降，需要在音響設計中加以關注。

在本次仿真中，內飾材料僅考慮了表面吸聲的影響。但實際中，音響聲會透過玻璃和內飾材料傳至車外，這就需要給玻璃和內飾材料增加透聲系數τ。透聲系數的數值需要大于0且小于1，其物理意義為：0表示不傳輸聲能的反射表面，1 表示傳輸所有聲能的全透聲表面。平板的傳輸損失TL可通過公式（4）計算：

由實測的傳遞損失可反推出透聲系數，由公式（5）計算：

根據公式（4）和混響-消聲隔聲套組實測的玻璃傳遞損失計算得到玻璃透聲系數，如表1所示。

表1 車窗玻璃傳遞損失和透聲系數

在模型中增加玻璃的透聲系數后，人耳處頻響如圖12所示。

圖12 有無透聲車內頻響對比

由圖12 結果可見，在增加了玻璃透聲系數之后，在全頻段的頻響約有1～2 dB(A)的下降，說明玻璃透聲對計算結果有一定影響。

近年來隨著用戶需求的變化和汽車工藝的發展，玻璃的布置面積越來越來大。尤其是天窗玻璃有發展成玻璃車頂的趨勢，而這樣的設計對車內聲學環境是不利的。由于玻璃的傳遞損失普遍低于鈑金加隔音墊，所以會造成音響的頻響效果變差，影響駕乘人員的聽覺感受。

在揚聲器內部，由控制器發出的控制電流通過磁電路內的線圈，在制定方向產生驅動力使紙盆振動，繼而帶動空氣振動產生聲音。由于車載揚聲器功率有限，其發聲效率必然會隨著空間和角度衰減，即空間距離越遠、發射角度越大，聲源的聲能隨之減小。這里需要考慮聲源指向性問題，由4.2 小節揚聲器單體試驗中測得的聲源指向性數據。圖13 是未增加聲源指向性和增加指向性的車內頻響計算結果對比。

圖13 有無聲源指向性對比

由圖13可見，沒有指向性的頻響計算結果普遍高于有指向性的結果。在頻響頻段約為7 000 Hz 時，2者差距達到20 dB(A)左右，與實際相差較多。這說明了增加指向性數據的必要性，在音響系統的開發過程中，對于揚聲器單體性能的控制也是必須考慮的。

5 結論

本文對車載音響系統所在的車內聲學環境進行研究，對聲場的研究現狀及影響因素進行分析。針對100 Hz 以上頻段的音響計算使用聲線法仿真，以某SUV車型為例，建立整車音響系統聲線法模型。計算駕駛員和右后乘員外耳頻響，與試驗結果相比，100～7 000 Hz頻段吻合度較高。但在7 000 Hz以上頻段有較大誤差。針對計算結果，進行了3個方面的影響因素分析。研究結果表明，在音響系統開發過程中，實車的高頻泄露、玻璃的透聲和聲源指向性是造成誤差的主要原因，需要重點關注。本文完成了影響因素的定性分析和簡單的定量分析。后續將本文的研究作為基礎，對誤差原因進行詳細的定量分析和驗證。