动力总成隔声罩对车外噪声影响仿真分析

袁正萍 杨少刚 郝奕 陈钊 曹源

（东风商用车有限公司技术中心，武汉 430056）

主题词：发动机 隔声罩 车外噪声 仿真

1 前言

汽车车外噪声作为环境污染的主要噪声源之一，是衡量汽车品质水平的重要指标。发动机动力总成噪声是车外噪声的主要来源，故在车外噪声的控制中，动力总成隔声罩的应用已经非常普遍[1]。在隔声罩的设计中，往往需要通过大量试验来确定最优方案，从而导致时间和成本的极大浪费。本文以某商用车为平台，进行了动力总成隔声罩的设计，基于Actran软件建立了车外噪声隔声降噪仿真模型，通过仿真分析得出了最优隔声罩方案，为车外噪声隔声降噪方案的制定提供理论依据。

2 隔声罩设计方案

隔声罩一般由隔声层和吸声层组成，通过隔声和吸声的作用起到降噪的效果。发动机动力总成通过隔声罩的遮蔽来降低其辐射的车外噪声。根据隔声罩的遮蔽范围可将隔声罩分为局部隔声罩和全隔声罩[2]。为了分析不同结构隔声罩的降噪效果，设计了几种隔声罩结构方案：

a.发动机纵向隔声罩；

b.发动机动力总成底部隔声罩；

c.a+b；

d.c+发动机顶部隔声罩；

e.d+变速器顶部隔声罩；

f.发动机动力总成全包。

隔声罩的隔声层应具有足够大的透射损失，可选择隔声性能较好的钢板作为隔声层，钢板的隔声性能如表1所列。隔声罩的吸声层应采用具有较好吸声性能的吸声材料及合理的厚度，吸声材料的吸声系数一般不应低于0.5。为此，分别选择3种材料和两种厚度的吸声层进行降噪效果分析，3种材料分别为聚氨酯泡沫、三聚氰胺和铸造泡沫；考虑发动机仓空间大小的限制，选择10 mm厚和25 mm厚的吸声层[3]。

表1 钢板的隔声特性

3 隔声降噪仿真建模

3.1 外场声学仿真方法

目前无限元方法和自适应完美匹配层（Automati⁃cally Perfectly Matched Layers，AML）方法广泛应用于远场辐射仿真中。无限元技术是一种基于半解析的方法，由于其插值阶数是唯一的，一般在低频且窄带频率范围内仿真效率和精度较高；AML技术为自动匹配声辐射边界条件，随着频率变化可自动定义吸收层和吸收系数，适用于高频且宽频范围内的仿真。本文以Actran软件仿真平台，低频采用无限元仿真方法，高频采用AML仿真方法，求解车外噪声。

以某结构的声辐射问题为例，模拟该问题需要将结构临近的空气域离散为网格模型，包含声学有限元层3D网格和边界层2d网格模型，并将两者耦合在一起。其中声学有限元域用于模拟近声场，而在边界层上定义无反射边界条件用于模拟远场声辐射，如图1所示。

图1 外场仿真声学模型

3.2 隔声罩降噪声学建模

3.2.1 整车及隔声罩声学建模

按照外场声学仿真方法建立整车声学模型，包括整车近场有限元层和边界层（辐射层）。由于发动机噪声和排气噪声是主要的噪声源，这里对整车模型进行了简化，只保留与排气和发动机相关的车辆结构部分，以降低仿真计算的工作量。原车及加隔声罩的整车声学模型如图2和图3所示。在Actran软件中，定义整车近场空气域3D网格为空气属性，定义边界层在低频为无限元属性，高频为AML属性。

图2 原车声学模型

图3 加隔声罩整车声学模型

隔声罩为两层结构，钢板作为基层板，其厚度仅为几毫米，可以用有限元2D网格来建模；具有一定厚度的多孔吸声材料需建立有限元3D网格，将2D单元和3D单元耦合在一起，如图4所示。在Actran软件中，定义钢板的参数为弹性参数，包括杨氏模量、泊松比、密度；定义吸声材料的参数除弹性参数外还包括几何参数，如流阻、孔隙率、曲率、特征粘性长度和特征热效长度等。另外，还需建立隔声罩与周围空气域的耦合关系，实现结构网格上的数据与空气网格上的数据进行映射，如图4所示。

图4 隔声罩声学模型

3.2.2 原车及隔声降噪仿真建模

完成整车和隔声罩声学建模后，分别针对原车的声学模型和加隔声罩的整车声学模型添加声源激励，主要为发动机和排气噪声源，以点声源的方式来模拟发动机6个面及排气的声源，然后按照车外噪声测点坐标定义计算场点，最后设置仿真频率及步长，建立车外噪声原车仿真模型和不同隔声罩方案的车外噪声隔声降噪仿真模型，如图5和图6所示。

4 隔声降噪仿真分析

首先分析不同结构隔声罩对车外噪声的影响，针对材料相同、厚度相同而不同结构的隔声罩的降噪效果进行仿真分析，将仿真计算结果转化为时域dB（A）值进行对比，并通过计算平均值来评估降噪效果，结果如图7和表2所示。

图5 车外噪声原车仿真模型

图6 不同隔声罩方案的车外噪声隔声降噪仿真模型

图7 不同结构隔声罩方案仿真分析结果

由图6和表2可知，方案b比方案a降噪效果稍好；组合方案c降噪效果为2.18 dB（A）；方案d相对方案c增加了发动机顶部隔声罩，但降噪效果不明显；方案e相对方案d增加了变速器顶部隔声罩，但降噪效果却降低了；采用方案f可以达到3.18 dB（A）的降噪效果，表明全封闭的隔声罩降噪效果最好。由此可知，采用局部隔声罩时，由于声场的反射作用不一定起到降噪效果。

表2 不同结构隔声罩方案的降噪效果

根据上述分析，考虑发动机通风散热、防火安全以及干涉等问题，选择结构方案c为最优方案。

采用结构方案c，分别针对吸声材料为聚氨酯泡沫、铸造泡沫、玻璃纤维以及无吸声材料的情况，分析不同吸声材料对车外噪声的影响，结果如图8和表3所示。

图8 不同吸声材料仿真分析结果

表3 不同吸声材料的降噪效果

由图8和表3可知，去掉吸声材料后，隔声罩的降噪效果明显降低，仅为0.06 dB（A），故吸声材料对隔声罩的降噪效果贡献很大。在3种吸声材料中，聚氨酯泡沫的降噪效果最好。基于结构方案c，采用聚氨酯泡沫材料，分别针对吸声材料厚度为10 mm和25 mm的情况，分析不同厚度吸声材料对车外噪声的影响，结果如图9和表4所示。由图9和表4可看出，厚25 mm的吸声材料比厚10 mm的吸声材料降噪效果好。

由上述分析可知，采用结构方案c、吸声材料为聚氨酯泡沫、厚度为25 mm的隔声罩是最优方案。

5 隔声降噪试验验证

图9 不同厚度吸声材料仿真分析结果

表4 不同厚度吸声材料的降噪效果

图10 隔声罩降噪仿真试验

选择最优方案完成隔声罩试制装车（图10），进行通过噪声降噪实车验证。按照新法规草案《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》对某重型商用车未加隔声罩时的通过噪声进行了测试，噪声值为84.1 dB(A)。加装最优方案的隔声罩后，通过噪声测试结果如表5所示，其通过噪声测量值为82.1 dB(A)，相对于未加隔声罩时降低了1.9 dB(A)。试验验证表明，该隔声罩降噪仿真方法能很好地预测隔声罩的降噪效果，为实现车外噪声隔声降噪研究提供了有效的方法。

表5 隔声降噪后通过噪声测试结果

6 结束语

本文以某商用车为研究对象，完成了不同结构、组成和厚度的隔声罩设计，分别建立了原车车外噪声仿真模型和各设计方案的隔声降噪仿真模型，实现了动力总成隔声罩对车外噪声的影响仿真分析，并得出最优设计方案，为车外噪声隔声降噪方案的制定提供理论依据，有助于设计最高费效比的隔声罩，同时也大大缩短了研发周期，降低了研发成本。