基于统计能量分析的车内高频噪声能量流研究

杨 健,刘志恩,邢 鹏,杜松泽,赵玉晓

(1.武汉理工大学 现代汽车零部件技术湖北省重点实验室，湖北 武汉 430070；2.武汉理工大学 汽车零部件技术湖北省协同创新中心，湖北 武汉 430070)

作为汽车整车舒适性和操控性的重要评价指标，汽车振动噪声越来越受到人们的重视。根据噪声产生的不同机理，车内噪声被划分为结构传播噪声和空气传播噪声。发动机及其进气系统在运转状态下辐射出的噪声，传递到驾驶舱内属于空气传播噪声的范围。传播过程中，噪声通过车身板件噪声辐射以及车身孔洞及缝隙传递到车内。对于这类噪声的控制，一般是通过在发动机舱及车内布置声学包，来阻隔和吸收噪声源的辐射噪声。由于板件较高的模态密度，采用传统的有限元计算方法，存在计算成本高、高频段对细节敏感的缺点。并且在传统有限元分析(finite element analysis，FEA)方法中，很难模拟整车的声学包布置，无法准确表现出整车的实际状况。笔者采用了一种基于系统平均能量响应的统计能量分析方法(statistical energy analysis，SEA)，其具有较高的计算效率，对于高频段下的模型细节的误差不够敏感[1]。而基于SEA的VA ONE软件能够较好地模拟整车的声学包布置，进行车内噪声计算，得到噪声的传递规律，为后期整车的高频噪声优化提供指导。

1 统计能量分析方法

1.1 统计能量分析基本理论

与FEA的精确计算法不同，SEA是从时间平均、频率平均和空间平均的统计角度预测子系统间的能量流传递和各子系统间的能量响应，能大大减少计算工作量，从而在设计阶段缩短设计周期。该方法的理论原理为：首先将系统整体结构划分为若干个SEA子系统，每个子结构构成了SEA模型的一个单元；其次，在子系统间的传递功率流量与两个子系统模态能量的差值成正比的理论假定前提下，对子结构分别建立能量平衡方程；最后，对由各能量平衡方程组成的SEA方程组联立求解，得出各个子系统的平均能量响应[2-4]。

对于N个子系统的大系统，功率流方程可表示为：

(1)

式中：ω为频率；∏i为输入功率；ηij为子系统i到j的耦合损耗因子；ηi为子系统i的内损耗因子；Ei为子系统存储的能量。

1.2 统计能量分析基本参数

SEA基本参数包括模态密度、内损耗因子和耦合损耗因子。利用理论公式计算各个子系统的模态密度和内损耗因子以及不同子系统之间的耦合损耗因子。对于部分组件，采用试验测试数据进行修正。

模态密度即单位频带内的模态数，它反映了子系统从外界接收能量并引发振动的能力。采用二维平板结构子系统建立的顶棚的模态密度为恒定值，而采用三维单曲面平板结构子系统则会随着频率的改变而产生变化。

内损耗因子(damping loss factor，DLF)即子系统在单位时间内每振动一次所消耗的能量与该子系统平均储能之比，10%的DLF误差能引起1 dB的误差。结构子系统的内损耗因子构成表达式为：

η=ηs+ηr+ηb

(2)

式中：η为子系统结构的DLF；ηs为结构阻尼损耗因子；ηr为结构振动声辐射阻尼损耗因子；ηb为结构子系统边界连接阻尼构成的损耗因子。在频率低于100 Hz时，内损耗因子主要由ηs构成；频率在100～400 Hz时，内损耗因子主要由ηr构成；频率高于400 Hz时，内损耗因子主要由ηs构成。

与结构子系统不同，声腔子系统的内损耗因子是通过计算声场的平均吸声系数，再利用理论计算公式求解得到。声腔的内损耗因子计算公式为：

(3)

式中：η为声腔子系统的DLF；T60为声腔内能量衰减60 dB所用的时间；f为频率。

耦合损耗因子(coupling loss factor，CLF)表征当一个系统依附于另一个系统时的功率流或阻尼效应的量。CLF分为结构间CLF，结构与声腔间CLF以及声腔间CLF。由于其耦合的形式比较多样，数量级也较小，对于复杂的精确计算会带来很大的困难，可以直接使用VA One软件内部的计算数值。

2 车内噪声统计能量分析模型

2.1 车身结构子系统和车内外声腔子系统建模

车身的结构由很多非常复杂的结构组成，在SEA建模前将三维数模导入到有限元前处理软件中进行网格划分，再将划分完成的网格模型导入到SEA仿真软件VA ONE中，从而能够根据网格自动生成结构节点，便于划分和建立子系统。根据模态相似原则、自然边界法则以及实际研究需要，将原整车数模进行划分[5]。车体表面的曲面被建模为单曲面板子系统，而平面则是被建模为平面板子系统，车体的结构子系统如图1所示。

图1 车身结构子系统

车内的声腔子系统是由车体结构与内部平面构成的封闭空间，根据实际需要又通过对车内增加平面对车内声腔进行了进一步的划分，从而建立了车内的声腔子系统[6]。车内声腔子系统如图2所示。

图2 车内声腔子系统

为了模拟半消声室的环境，又构建了车外声腔子系统，除了车身地面以外的外部声腔都被添加了半无限流体，从而实现除地面外各个方向对噪声都无反射的环境。每个关键的结构子系统都应对应一个车外声腔子系统，以便于监测所对应结构子系统的能量响应[7]。外部声腔及半无限流体如图3所示。

图3 车外声腔子系统及半无限流体

2.2 车内噪声对标的分析

采用基于声功率的整车降噪试验方法(power based noise reduction，PBNR)进行模型在理想载荷下的车内噪声对标。先将理想载荷下测试的输入声载荷加载到模型中，再将车内测试得到的试验数据与仿真结果进行对比，从而验证模型的有效性与精度[8-9]。在理想载荷工况下，通过布置点声源，测试白噪声在整车外表面上的声压分布，将其作为SEA模型的外部激励。通过分析可看到整个SEA模型的能量耗散情况，由于理想载荷工况的噪声源相对单一，车内外声腔相应的规律也比较明显，因此可以用来进行模型的校正工作。

理想载荷工况下驾驶员头部和右后乘员头部的PBNR对标结果如图4所示。

图4 理想载荷工况下的PBNR对标

从图4(a)可以看出，驾驶员头部声压理想载荷对标曲线的趋势一致，在个别频率差距变大，但整体误差仍在可信误差范围内。而图4(b)后排乘客头部声压理想载荷对标中，对标曲线的趋势一致，整体吻合较好，个别存在误差，但仍在可信误差范围。

总体而言，对标结果基本控制在误差范围内。在建模的过程当中，由于噪声传递的路径较长，中间出现较多的传递路径，每一处路径上都可能会有一部分误差存在，综合起来可能会存在一定的误差。

3 基于实际载荷工况的车内噪声能量流的研究

完成理想载荷工况校核模型后，进行了实际载荷工况下的激励输入。选取2G WOT 3 500 r/min工况，该工况下部分频段噪声水平无法达到要求。这里主要研究对象为发动舱内的噪声到驾驶员头部的能量传递。在发动机舱内主要的噪声激励为发动机及其进气系统。通过在发动机上下左右前后6个位置布置麦克风，从而采集到发动机声腔处的声载荷，而在进气管口测量到进气噪声的声载荷[10]。在求解后，通过对整车的能量传递进行分析，得到驾驶员头部噪声能量主要传递路径，如图5所示。图5中所标注百分比为在该工况下传递端所占接收端的总能量的比例。

图5 驾驶员头部噪声能量主要传递路径

3.1 驾驶员头部噪声能量传递规律

由图5可知，在驾驶员头部的能量贡献中，左前风挡内侧声腔所贡献的能量高达42.45%，通过追踪能量的传递路径可以看到，左前风挡内侧主要能量输入来源于仪表板上方的声腔，而仪表板上方上部声腔的主要能量是通过防火墙传入到车内。左前风挡处的能量则是来源于防火墙以及发动机引擎盖处。其余对于驾驶员头部主要能量输入为驾驶员腰部、驾驶员侧仪表板和左前车窗以及驾驶员侧A柱。

3.2 发动机舱内噪声能量传递规律

从以上分析可以发现，驾驶员头部噪声能量主要从发动机舱内通过防火墙以及引擎盖进入到车内的。接下来对发动机舱内进行能量流传递路径分析。

图6为左侧防火墙前部声腔的直接能量输入。从图6可知，防火墙前部的声腔通过对防火墙面板的激励以及防火墙上孔洞泄漏进入车内，其中发动机声载荷占据绝大多数的能量。此外，剩余的能量输入来自于左半部引擎盖内侧声腔以及左前翼子板内侧声腔。图7为左半部引擎盖内侧的声腔能量输入。统计显示，左半部引擎盖内侧声腔主要能量输入来自进气系统声载荷以及发动机声载荷，两者所占的比例接近。左前翼子板内侧声腔能量输入如图8所示。对于能量输入统计后发现，左前翼子板内的声腔中，主要的能量输入来自进气系统处声载荷，发动机载荷输入能量低于进气系统的能量输入。

图6 左侧防火墙前部声腔的能量输入

图7 左半部引擎盖内侧的声腔能量输入

图8 左前翼子板内侧声腔能量输入

由上述噪声能量流传递路径分析可知该工况下的噪声能量传递规律：发动机舱中噪声能量通过防火墙及引擎盖传递到车内。其中，防火墙处主要传递发动机噪声能量，而部分进气噪声的能量绕过发动机传递到了防火墙处。另外部分发动机及进气噪声能量通过左半侧引擎盖辐射到达车内。

4 结论

利用SEA方法建立了整车模型，并通过理想载荷试验进行了模型的校核。通过模型中输入提取的发动机处及进气系统声载荷，得到了车内噪声能量传递规律，对于该工况下声学包优化具有指导意义。