基于統(tǒng)計能量分析的車內(nèi)高頻噪聲能量流研究

楊 健,劉志恩,邢 鵬,杜松澤,趙玉曉

(1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

作為汽車整車舒適性和操控性的重要評價指標，汽車振動噪聲越來越受到人們的重視。根據(jù)噪聲產(chǎn)生的不同機理，車內(nèi)噪聲被劃分為結(jié)構(gòu)傳播噪聲和空氣傳播噪聲。發(fā)動機及其進氣系統(tǒng)在運轉(zhuǎn)狀態(tài)下輻射出的噪聲，傳遞到駕駛艙內(nèi)屬于空氣傳播噪聲的范圍。傳播過程中，噪聲通過車身板件噪聲輻射以及車身孔洞及縫隙傳遞到車內(nèi)。對于這類噪聲的控制，一般是通過在發(fā)動機艙及車內(nèi)布置聲學包，來阻隔和吸收噪聲源的輻射噪聲。由于板件較高的模態(tài)密度，采用傳統(tǒng)的有限元計算方法，存在計算成本高、高頻段對細節(jié)敏感的缺點。并且在傳統(tǒng)有限元分析(finite element analysis，F(xiàn)EA)方法中，很難模擬整車的聲學包布置，無法準確表現(xiàn)出整車的實際狀況。筆者采用了一種基于系統(tǒng)平均能量響應(yīng)的統(tǒng)計能量分析方法(statistical energy analysis，SEA)，其具有較高的計算效率，對于高頻段下的模型細節(jié)的誤差不夠敏感[1]。而基于SEA的VA ONE軟件能夠較好地模擬整車的聲學包布置，進行車內(nèi)噪聲計算，得到噪聲的傳遞規(guī)律，為后期整車的高頻噪聲優(yōu)化提供指導(dǎo)。

1 統(tǒng)計能量分析方法

1.1 統(tǒng)計能量分析基本理論

與FEA的精確計算法不同，SEA是從時間平均、頻率平均和空間平均的統(tǒng)計角度預(yù)測子系統(tǒng)間的能量流傳遞和各子系統(tǒng)間的能量響應(yīng)，能大大減少計算工作量，從而在設(shè)計階段縮短設(shè)計周期。該方法的理論原理為：首先將系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)劃分為若干個SEA子系統(tǒng)，每個子結(jié)構(gòu)構(gòu)成了SEA模型的一個單元；其次，在子系統(tǒng)間的傳遞功率流量與兩個子系統(tǒng)模態(tài)能量的差值成正比的理論假定前提下，對子結(jié)構(gòu)分別建立能量平衡方程；最后，對由各能量平衡方程組成的SEA方程組聯(lián)立求解，得出各個子系統(tǒng)的平均能量響應(yīng)[2-4]。

對于N個子系統(tǒng)的大系統(tǒng)，功率流方程可表示為：

(1)

式中：ω為頻率；∏i為輸入功率；ηij為子系統(tǒng)i到j(luò)的耦合損耗因子；ηi為子系統(tǒng)i的內(nèi)損耗因子；Ei為子系統(tǒng)存儲的能量。

1.2 統(tǒng)計能量分析基本參數(shù)

SEA基本參數(shù)包括模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子。利用理論公式計算各個子系統(tǒng)的模態(tài)密度和內(nèi)損耗因子以及不同子系統(tǒng)之間的耦合損耗因子。對于部分組件，采用試驗測試數(shù)據(jù)進行修正。

模態(tài)密度即單位頻帶內(nèi)的模態(tài)數(shù)，它反映了子系統(tǒng)從外界接收能量并引發(fā)振動的能力。采用二維平板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)建立的頂棚的模態(tài)密度為恒定值，而采用三維單曲面平板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)則會隨著頻率的改變而產(chǎn)生變化。

內(nèi)損耗因子(damping loss factor，DLF)即子系統(tǒng)在單位時間內(nèi)每振動一次所消耗的能量與該子系統(tǒng)平均儲能之比，10%的DLF誤差能引起1 dB的誤差。結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子構(gòu)成表達式為：

η=ηs+ηr+ηb

(2)

式中：η為子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的DLF；ηs為結(jié)構(gòu)阻尼損耗因子；ηr為結(jié)構(gòu)振動聲輻射阻尼損耗因子；ηb為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子。在頻率低于100 Hz時，內(nèi)損耗因子主要由ηs構(gòu)成；頻率在100～400 Hz時，內(nèi)損耗因子主要由ηr構(gòu)成；頻率高于400 Hz時，內(nèi)損耗因子主要由ηs構(gòu)成。

與結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)不同，聲腔子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子是通過計算聲場的平均吸聲系數(shù)，再利用理論計算公式求解得到。聲腔的內(nèi)損耗因子計算公式為：

(3)

式中：η為聲腔子系統(tǒng)的DLF；T60為聲腔內(nèi)能量衰減60 dB所用的時間；f為頻率。

耦合損耗因子(coupling loss factor，CLF)表征當一個系統(tǒng)依附于另一個系統(tǒng)時的功率流或阻尼效應(yīng)的量。CLF分為結(jié)構(gòu)間CLF，結(jié)構(gòu)與聲腔間CLF以及聲腔間CLF。由于其耦合的形式比較多樣，數(shù)量級也較小，對于復(fù)雜的精確計算會帶來很大的困難，可以直接使用VA One軟件內(nèi)部的計算數(shù)值。

2 車內(nèi)噪聲統(tǒng)計能量分析模型

2.1 車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和車內(nèi)外聲腔子系統(tǒng)建模

車身的結(jié)構(gòu)由很多非常復(fù)雜的結(jié)構(gòu)組成，在SEA建模前將三維數(shù)模導(dǎo)入到有限元前處理軟件中進行網(wǎng)格劃分，再將劃分完成的網(wǎng)格模型導(dǎo)入到SEA仿真軟件VA ONE中，從而能夠根據(jù)網(wǎng)格自動生成結(jié)構(gòu)節(jié)點，便于劃分和建立子系統(tǒng)。根據(jù)模態(tài)相似原則、自然邊界法則以及實際研究需要，將原整車數(shù)模進行劃分[5]。車體表面的曲面被建模為單曲面板子系統(tǒng)，而平面則是被建模為平面板子系統(tǒng)，車體的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)

車內(nèi)的聲腔子系統(tǒng)是由車體結(jié)構(gòu)與內(nèi)部平面構(gòu)成的封閉空間，根據(jù)實際需要又通過對車內(nèi)增加平面對車內(nèi)聲腔進行了進一步的劃分，從而建立了車內(nèi)的聲腔子系統(tǒng)[6]。車內(nèi)聲腔子系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 車內(nèi)聲腔子系統(tǒng)

為了模擬半消聲室的環(huán)境，又構(gòu)建了車外聲腔子系統(tǒng)，除了車身地面以外的外部聲腔都被添加了半無限流體，從而實現(xiàn)除地面外各個方向?qū)υ肼暥紵o反射的環(huán)境。每個關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)都應(yīng)對應(yīng)一個車外聲腔子系統(tǒng)，以便于監(jiān)測所對應(yīng)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的能量響應(yīng)[7]。外部聲腔及半無限流體如圖3所示。

圖3 車外聲腔子系統(tǒng)及半無限流體

2.2 車內(nèi)噪聲對標的分析

采用基于聲功率的整車降噪試驗方法(power based noise reduction，PBNR)進行模型在理想載荷下的車內(nèi)噪聲對標。先將理想載荷下測試的輸入聲載荷加載到模型中，再將車內(nèi)測試得到的試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果進行對比，從而驗證模型的有效性與精度[8-9]。在理想載荷工況下，通過布置點聲源，測試白噪聲在整車外表面上的聲壓分布，將其作為SEA模型的外部激勵。通過分析可看到整個SEA模型的能量耗散情況，由于理想載荷工況的噪聲源相對單一，車內(nèi)外聲腔相應(yīng)的規(guī)律也比較明顯，因此可以用來進行模型的校正工作。

理想載荷工況下駕駛員頭部和右后乘員頭部的PBNR對標結(jié)果如圖4所示。

圖4 理想載荷工況下的PBNR對標

從圖4(a)可以看出，駕駛員頭部聲壓理想載荷對標曲線的趨勢一致，在個別頻率差距變大，但整體誤差仍在可信誤差范圍內(nèi)。而圖4(b)后排乘客頭部聲壓理想載荷對標中，對標曲線的趨勢一致，整體吻合較好，個別存在誤差，但仍在可信誤差范圍。

總體而言，對標結(jié)果基本控制在誤差范圍內(nèi)。在建模的過程當中，由于噪聲傳遞的路徑較長，中間出現(xiàn)較多的傳遞路徑，每一處路徑上都可能會有一部分誤差存在，綜合起來可能會存在一定的誤差。

3 基于實際載荷工況的車內(nèi)噪聲能量流的研究

完成理想載荷工況校核模型后，進行了實際載荷工況下的激勵輸入。選取2G WOT 3 500 r/min工況，該工況下部分頻段噪聲水平無法達到要求。這里主要研究對象為發(fā)動艙內(nèi)的噪聲到駕駛員頭部的能量傳遞。在發(fā)動機艙內(nèi)主要的噪聲激勵為發(fā)動機及其進氣系統(tǒng)。通過在發(fā)動機上下左右前后6個位置布置麥克風，從而采集到發(fā)動機聲腔處的聲載荷，而在進氣管口測量到進氣噪聲的聲載荷[10]。在求解后，通過對整車的能量傳遞進行分析，得到駕駛員頭部噪聲能量主要傳遞路徑，如圖5所示。圖5中所標注百分比為在該工況下傳遞端所占接收端的總能量的比例。

圖5 駕駛員頭部噪聲能量主要傳遞路徑

3.1 駕駛員頭部噪聲能量傳遞規(guī)律

由圖5可知，在駕駛員頭部的能量貢獻中，左前風擋內(nèi)側(cè)聲腔所貢獻的能量高達42.45%，通過追蹤能量的傳遞路徑可以看到，左前風擋內(nèi)側(cè)主要能量輸入來源于儀表板上方的聲腔，而儀表板上方上部聲腔的主要能量是通過防火墻傳入到車內(nèi)。左前風擋處的能量則是來源于防火墻以及發(fā)動機引擎蓋處。其余對于駕駛員頭部主要能量輸入為駕駛員腰部、駕駛員側(cè)儀表板和左前車窗以及駕駛員側(cè)A柱。

3.2 發(fā)動機艙內(nèi)噪聲能量傳遞規(guī)律

從以上分析可以發(fā)現(xiàn)，駕駛員頭部噪聲能量主要從發(fā)動機艙內(nèi)通過防火墻以及引擎蓋進入到車內(nèi)的。接下來對發(fā)動機艙內(nèi)進行能量流傳遞路徑分析。

圖6為左側(cè)防火墻前部聲腔的直接能量輸入。從圖6可知，防火墻前部的聲腔通過對防火墻面板的激勵以及防火墻上孔洞泄漏進入車內(nèi)，其中發(fā)動機聲載荷占據(jù)絕大多數(shù)的能量。此外，剩余的能量輸入來自于左半部引擎蓋內(nèi)側(cè)聲腔以及左前翼子板內(nèi)側(cè)聲腔。圖7為左半部引擎蓋內(nèi)側(cè)的聲腔能量輸入。統(tǒng)計顯示，左半部引擎蓋內(nèi)側(cè)聲腔主要能量輸入來自進氣系統(tǒng)聲載荷以及發(fā)動機聲載荷，兩者所占的比例接近。左前翼子板內(nèi)側(cè)聲腔能量輸入如圖8所示。對于能量輸入統(tǒng)計后發(fā)現(xiàn)，左前翼子板內(nèi)的聲腔中，主要的能量輸入來自進氣系統(tǒng)處聲載荷，發(fā)動機載荷輸入能量低于進氣系統(tǒng)的能量輸入。

圖6 左側(cè)防火墻前部聲腔的能量輸入

圖7 左半部引擎蓋內(nèi)側(cè)的聲腔能量輸入

圖8 左前翼子板內(nèi)側(cè)聲腔能量輸入

由上述噪聲能量流傳遞路徑分析可知該工況下的噪聲能量傳遞規(guī)律：發(fā)動機艙中噪聲能量通過防火墻及引擎蓋傳遞到車內(nèi)。其中，防火墻處主要傳遞發(fā)動機噪聲能量，而部分進氣噪聲的能量繞過發(fā)動機傳遞到了防火墻處。另外部分發(fā)動機及進氣噪聲能量通過左半側(cè)引擎蓋輻射到達車內(nèi)。

4 結(jié)論

利用SEA方法建立了整車模型，并通過理想載荷試驗進行了模型的校核。通過模型中輸入提取的發(fā)動機處及進氣系統(tǒng)聲載荷，得到了車內(nèi)噪聲能量傳遞規(guī)律，對于該工況下聲學包優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。