重型商用车内高频噪声的预测与分析

唐荣江，童 浙 ，李申芳，黄 莉

（1.桂林电子科技大学，机电工程学院，广西 桂林 541004；2.东风柳州汽车有限公司，商用车技术中心，广西 柳州 545005）

1 引言

车内噪声一直是受大众关注的一个问题。良好的车内声学环境提高了乘车的舒适性，而恶劣的车内噪声环境将直接影响驾驶员的身心健康和工作状态，所以改善车内声学环境这一任务刻不容缓[1，2]。而国内对商用车噪声控制研究起步比较晚，尽管现在和国际先进水平的差距在逐渐缩小，但仍存在较大差距。

有限元法（FEM）和边界元法（BEM）在车内低频噪声分析中已得到较多研究与应用。但在高频段，模态数密集，模态重叠度高，所以对于建立在各阶模态清晰可辨基础上计算的以上两种方法不适用了[3-5]。统计能量分析法（SEA）是目前解决中高频噪声问题的有效方法，在国内各个行业的应用都比较多。比如航空航天、船舶行业、汽车机车行业、在电子行业也有涉猎。它在产品的初期开发研究中能得到很好的应用[5]。以商用车为对象研究其驾驶室内噪声，建立了商用车SEA模型，预测了驾驶员头部噪声并与试验结果做了对比分析，结果显示，该模型能比较准确地预测驾驶室内的噪声。在此模型基础上，对其各子系统的能量传递特性进行了研究，同时提出两种优化方案，均得到了较好的降噪效果。

2 SEA模型的建立

2.1 SEA基本理论

统计能量分析方法实质上就是能量在子系统之间的流动进而整个大系统又重新达到一个平衡状态的过程。在这能量流动的过程中伴有子系统贮存的、传递的、自身损耗的能量[4]。根据这种能量平衡的关系，可以推导出具有N个子系统的统计能量分析模型的功率平衡方程：

式中：ω—分析带宽内的中心频率；Pi—第i个子系统的输入功率；ni—第i个子系统的模态密度；ηi—第i个子系统的内损耗因子；Ei—第i个子系统的能量；ηii—从子系统i到子系统j的耦合损耗因子。确定了方程组中的各个参数和输入功率后，对方程组分频段求解，便可获得各个子系统在分析频段内的平均响应能量。再根据需要转换成振动级、声压级等动力学参数[6-7]。

2.2 建模过程

根据某重型商用车原车有限元数字模型将其简化成三维CAD模型，重新画网格后建立简化的有限元模型，最后快速建立SEA模型。建模过程中对应的模型，如图1所示：

图1 建模过程图Fig.1 Modeling Process Diagram

由上图可以看出，主要是把SEA模型分成了以下几个大块：车门、挡风玻璃、地板、后围、顶棚、前围、侧围。该SEA模型是由

10 8个结构子系统、6个梁子系统和14个声腔子系统组成的。

3 SEA模型参数的确定

3.1 模态密度

子系统的模态密度是描述子系统贮存能量能力大小的一个物理量[8]。简单结构的模态密度可以采用理论计算获得，但是像车门等复杂结构的模态密度只能采用试验的方法来获得。主要采用导纳实部平均值法来试验获得复杂系统的模态密度。此方法中，模态密度与结构输入导纳实部的关系为：

式中：M—复杂结构质量，单位Kg；ω1、ω2—分析频率段内上下频—多个输入导纳实部的空间位置平均。下面以车门为例进行实验说明。用弹性绳将车门自由悬挂，选中9个输入点，布置加速度传感器，通过力锤敲击法，获得导纳实部的空间位置平均及相应点能量平均。敲击点位置，如图2所示。车门的模态密度，如图3所示。

图2 车门敲击点位置Fig.2 Door Knock Point Position

图3 车门的模态密度Fig.3 The Modal Density of the Door

3.2 内损耗因子和耦合损耗因子

子系统的内损耗因子是指系统在单位频率内、单位时间损耗的能量与平均储存的能量之比。复杂结构的子系统内损耗因子一般采用稳态能量法测试获得。此方法中，内损耗因子与输入能量的关系为：

式中：Pin—复杂结构输入功率；

ω—1/3倍频程中心频率；

E—子系统能量。

稳态能量法试验测得的车门内损耗因子，如图4所示。

图4 车门的内损耗因子Fig.4 The Damped Loss Factor of the Door

声腔内损耗因子是采用测定声腔混响时间（T60）的方法获得，将测量数据带入以下公式就能算出声腔的内损耗因子。

测试获得的部分声腔内损耗因子，如图5所示。耦合损耗因子是耦合系统在单位频率内单位时间损耗的能量与平均储存的能量之比，它基本包括三种形式的耦合[9]。一般采用理论推导获得，试验测量比较困难。

图5 部分声腔的内损耗因子Fig.5 Damping Loss Factor of Some Cavity

4 SEA模型激励的确定

系统的输入功率即模型载荷，根据能量的来源，主要分成以下两类激励：振动激励和声压激励。测量了匀速30km/h、50km/h、80km/h和怠速700r/min这四个工况的激励。

4.1 振动激励

振动激励主要有动力总成振动激励和路面不平度振动激励。因为动力总成和路面不平引起的振动激励都是通过驾驶室悬置系统传到驾驶室的，所以只需在试验中测量驾驶室悬置处的振动信号即可获得驾驶室所受到的全部振动激励。将加速度传感器分别布置在左前悬置、左后悬置、右前悬置和右后悬置这4个悬置点，然后测量振动加速度。其中加速度传感器的布置，如图7所示。

图6 加速度传感器的布置Fig.6 Acceleration Sensor Arrangement

4.2 声压激励

声压激励主要是动力总成及驾驶室外表面的声辐射激励。其组成成分非常复杂，包含有燃烧噪声、胎噪、进气噪声、排气噪声、发动机机体辐射噪声、空气脉动压力噪声等。分别在前挡风玻璃、前围、侧围、车窗、顶棚、轮胎上方、发动机舱左侧、中部、右侧、后围等处布置麦克风，然后测量相应部位的声压值。其中前围、发动机位置麦克风布置，如图9所示：

图7 麦克风布置图Fig.7 Microphone Layout

5 SEA模型的仿真与分析

5.1 SEA模型的验证

定义了各个结构子系统的物理属性后，把三大参数和激励输入到模型中进行仿真。以匀速80km/h和原地定置工况转速700r/min为例，计算驾驶员头部声腔噪声水平。由图（11）可见：两个工况的仿真结果与试验结果大致吻合，绝对误差小于2dB（A），整体相对误差小于4%，验证了商用车SEA模型的可靠性。由图还可以看出，80km/h匀速行驶时的声压级比怠速时高，因为商用车在高速行驶过程中，驾驶室表面与周围的气流有相互作用，进而会影响驾驶室内的声学环境。

图8 不同工况下实验结果和仿真结果对比Fig.8 Comparison of Experimental Results and Simulation Results under Different Working Conditions

5.2 能量传递路径分析

在SEA模型得到验证后，利用能量传递路径来找出对驾驶员头部声腔噪声贡献最大的子系统，进而有针对性地采取有效的降噪措施。驾驶员头部声腔主要能量输入图，如图12所示。由图可知，头部声腔最主要的来源为腿部声腔，低频时施加在风挡玻璃处的声压也有贡献。因此要确定驾驶员头部声腔能量的最终来源还需要再分析腿部声腔的能量输入。驾驶员腿部声腔主要能量输入图，如图13所示。从图中可看出，在（200～500）Hz频率范围内腿部声腔的主要能量来源为地板的弯曲振动。在（500～3150）Hz频率范围内，地板的声压贡献占主导地位。除了地板这一声源外，左下卧铺声腔也对腿部声腔的能量输入有一定的贡献。

图9 驾驶员头部声腔主要能量输入Fig.9 The Main Energy Input of the Driver's Head Sound Cavity

图10 驾驶员腿部声腔主要能量输入Fig.10 The Main Energy Input of the Driver’s Leg Sound Cavity

综合以上分析可知，驾驶员头部声腔的能量由其腿部地板附近的声源直接传播而来。因此想要有效地降低驾驶室内噪声值，应该从提高地板隔声性能、提高驾驶室下部密封性、降低发动机噪声等方面来考虑。

6 优化改进

对商用车驾驶室内的声学性能进行简单优化。在响应大、声贡献高的地板子系统上适当增加阻尼或者改变阻尼结构来达到车内降噪的目的[10]。原始方案中，车内地垫是由2.5mmPET材料加上20mm150kg/m3毛毡组成的。

6.1 增厚地板阻尼层

保持原方案中地垫组成结构不变，PET材料的厚度也不变，将毛毡增厚5mm，即地垫组成变为2.5mmPET+25mm150kg/m3毛毡，改进前后驾驶室声压级对比，如图14所示。阻尼层增厚使声压级在高频范围内下降2dB（A）左右。

图11 处理前后声压级对比Fig.11 Comparison of Sound Pressure Levels before and after Treatment

6.2 改变地垫结构

保持原方案中地垫的总厚度不变，PET材料不做改动，将原方案中的单层毛毡处理成双密度复合毛毡。即采用“重层+软层”结构，把密度较大的300kg/m3毛毡作为高密度重层材料来增强隔声效果，而将密度较小的100kg/m3毛毡作为靠近地板的软层材料来吸收地板传递过来的声能。那么车内地垫组成就变为2.5mmPET+15mm100kg/m3毛毡+5mm300kg/m3毛毡，改进前后驾驶室声压级对比，如图15所示。优化了的地垫结构使声压级在高频范围内下降1.5dB（A）左右。

图12 处理前后声压级对比Fig.12 Comparison of Sound Pressure Levels before and after Treatment

7 结论

（1）运用统计能量法，依据划分原则，把该商用车划分为108个结构子系统、6个梁子系统和14个声腔子系统。从已知的商用车有限元数字模型一步步建立成最后的声学预测模型。

（2）采用导纳实部平均值法确定了子系统的模态密度，稳态能量法得到结构内损耗因子，声腔内损耗因子由测定混响时间获得。通过试验获得了输入到车身的振动激励和声压激励。

（3）将匀速80km/h和原地定置工况转速700r/min这两个工况的仿真结果与实验结果进行对比，结果表明，200Hz以上中高频段模型预测结果与试验结果相吻合，最大误差不超过2dB（A），说明建立的SEA模型满足对车内中高频噪声分析预测要求。利用该模型，查看能量传递路径，在（200～5000）Hz的频率范围内，能量是经过地板传到驾驶员腿部声腔子系统再进一步传至驾驶员头部声腔子系统的。所以从提高地板隔声性能出发，提出增厚地垫和改变地垫结构两种优化方法，仿真结果显示，这两种方法均能使声压级下降1.5dB（A）左右。