杜愛民，邵長慧，邵建旺，魏 娜

(1.同濟大學汽車學院，上海201804;2.上汽乘用車技術中心，上海201804)

0 引 言

車輛行駛過程中，發(fā)動機是主要的噪聲源之一［1］.聲學包是使噪聲在噪聲源到駕駛室傳播過程中得到有效阻隔的一種方法［2］.常用的聲學包一般采用吸隔聲材料組合，吸聲材料貼合車身板件布置，位于第一層，主要有玻璃棉、聚氨酯(Polyurethane，PU)泡沫等;隔聲材料位于第二層，主要有三元乙丙橡膠(Ethylene Propylene Diene Monomer，EPDM)，聚 乙 烯(Ethylene vinyl Acetate，EVA)等［3］.

整車中，前圍將發(fā)動機艙和駕駛室分隔開，主要隔絕和吸收來自發(fā)動機艙的中高頻噪聲.地板位于駕駛室下方，是整個車身結構的最底層，前連前圍，后接后座隔板，是車內噪聲控制的重要部位.研究表明，前圍和地板是噪聲向駕駛室傳播的主要途徑［4］，針對前圍和地板的聲學包優(yōu)化至關重要.正交優(yōu)化設計是一種試驗方案優(yōu)化設計，可實現(xiàn)用最少的試驗獲得最優(yōu)效果.本文以某款國產乘用車為研究對象，基于統(tǒng)計能量分析(Statistical Energy Analysis Method，SEA)模型，利用正交優(yōu)化方法對前圍和地板聲學包進行優(yōu)化設計，以降噪性能和輕量化為評價指標，確定最優(yōu)聲學包設計方案.

1 模型建立

根據該乘用車原始聲學包，在整車SEA 模型中，對應各子系統(tǒng)創(chuàng)建聲學包結構.對前圍和地板區(qū)域聲學包重點建模.通過前圍和地板的有限元模型，建立結構子系統(tǒng).在子系統(tǒng)的兩側分別建立的10m×10m×10m 的聲腔子系統(tǒng)，分別定義為聲源腔和接受腔，并在聲源腔施加1Pa 的聲壓約束載荷.最后定義各子系統(tǒng)材料屬性和物理屬性.SEA模型如圖1 和圖2 所示.

圖1 前圍SEA 分析模型

圖2 地板SEA 分析模型

圖3 前圍子系統(tǒng)優(yōu)化前的隔聲量曲線

在前圍和地板子系統(tǒng)的SEA 模型中，計算得到各自的隔聲量，如圖3 和圖4 所示.前圍和地板子系統(tǒng)的隔聲量隨著頻率的增加而逐漸增加，但是地板子系統(tǒng)隔聲量均值高于前圍子系統(tǒng).

圖4 地板子系統(tǒng)優(yōu)化前的隔聲量曲線

圖5 駕駛員頭部聲腔聲壓級在聲學包簡化前后的對比圖(空調關)

圖6 駕駛員頭部聲腔聲壓級在聲學包簡化前后的對比圖(空調開)

2 聲學包優(yōu)化

聲學包隔聲量的大小與組成材料、密度、厚度、覆蓋率、泄露等因素有關［5～6］.優(yōu)化前先對聲學包參數(shù)進行簡化:計算前圍和地板聲學包PU 泡沫平均厚度分別為14.8mm 和15.3mm，聲學包平均覆蓋率分別為79.19%和93.89%.通過選取對比怠速空調關和怠速空調開兩種工況下，駕駛員頭部聲腔和右后排乘客頭部聲腔在聲學包簡化前后的聲壓，檢驗簡化模型的可行性.如圖5 ～圖6 所示.

可以看出，在500 ～1000 Hz 頻率范圍內，聲學包簡化前后的車內聲壓級偏差較大，但均小于3dB，而在其它頻率段，聲學包簡化前后的聲壓級曲線幾乎吻合.綜上所述，利用PU 泡沫的平均厚度和聲學包的平均覆蓋率來簡化前圍和地板聲學包，對整車SEA 模型的預測準確度影響較小，因此，可以用簡化模型進行聲學包的優(yōu)化分析.

2.1 前圍聲學包正交優(yōu)化

表1 列出了原始的前圍聲學包狀態(tài)，也是正交設計的4 個因素.設置PU 泡沫厚度的上下限為25mm 和10mm，EVA 材料的面密度為2 ～7 kg/m2.考慮實際安裝，將覆蓋率上限設置95%.針對子系統(tǒng)的泄露問題，采用不同厚度的硬橡膠作為堵件，一般設置2.5mm 硬橡膠作為上限值.另外，本文參考了一組實際的堵件隔聲量曲線，如圖7 所示.可以看出，該曲線相比于2.5mm 硬橡膠曲線，隔聲量有很大的提升.

表1 前圍聲學包優(yōu)化前的狀態(tài)

圖7 橡膠堵件隔聲量對比圖

綜合考慮每個因素水平與隔聲量的關系，采用4 因素3 水平的標準正交表L9(34)進行設計，具體如表2 所示.

圖8 隔聲量的主效應圖

圖9 聲學包總質量的主效應圖

圖10 前圍聲學包優(yōu)化前后隔聲量對比圖

因水素平 厚P度U (泡m沫m)EV(A kg 面/m密2)度 聲覆學蓋包率 堵件設置1 10 3 79.19% 1.0 mm

2 14.8 5 85% 2.5 mm 3 25 7 95%試驗值

表3 為正交試驗方案，共有9 次試驗.PU 泡沫厚度、EVA 面密度、聲學包覆蓋率、堵件設置分別對應因素A、B、C、D，編號6 的設置與原前圍聲學包模型相匹配，可作為一個基準.

表3 L9 正交試驗表

據試驗編號修改前圍聲學包模型中4 因素的水平，分別仿真得到各試驗方案的隔聲量與聲學包總質量，如表4 所示.

圖11 地板聲學包優(yōu)化前后隔聲量對比圖

表4 正交優(yōu)化設計結果

6 37.9846 7.5344 7 38.7896 6.0251 8 43.0084 6.767 9 32.0714 9.1408

借助優(yōu)化軟件iSIGHT，得到關于隔聲量TL 和聲學包總質量M 的主效應圖，如圖8 和圖9 所示.其中橫坐標代表A、B、C 和D 的四個因素，其中每個因素又分1，2 和3 三個水平，縱坐標分別表示某一元素水平下對應隔聲量和聲學包總質量的平均值.

由圖8 可知，A 元素第1 水平對應的隔聲量值最大，則A 元素的最優(yōu)水平為第1 水平，同樣，B 元素的最優(yōu)水平為第3 水平，C 元素的最優(yōu)水平是第3 水平.對D 元素而言，隨水平的增加，隔聲量數(shù)值也逐漸增加，故最優(yōu)水平是第3 水平.計算各因素對應隔聲量的極差，進而可知各因素對隔聲量的影響力排序.D 元素極差最大，C 元素次之，然后是B元素，最后是A 元素，因此，對隔聲量的因素影響力大小排序為D，C，B，A.

如圖9 所示，A，B，C，D 元素對應的最優(yōu)水平分別為第1 水平、第1 水平、第1 水平、第2 水平.由極差分析可知，因素對聲學包總質量的影響力大小排序為B，A，C，D.最優(yōu)水平和極差分析如表5所示.

表5 最優(yōu)水平和極差分析表

表6 最優(yōu)聲學包方案

表7 地板聲學包優(yōu)化前的狀態(tài)

表8 因素水平表

由表5 可知，方案A1B3C3D3隔聲量最大，但聲學包總質量超出原始數(shù)值.方案A1B1C1D2聲學包質量最小，但隔聲量也較小.為同時滿足降噪和聲學包輕量化，采用綜合平衡法分析:A 元素對聲學包總質量影響程度遠大于對隔聲量的影響，因此，最優(yōu)水平按聲學包總質量對應的最優(yōu)水平進行選擇，即第1 水平;同理，B 元素對聲學包總質量的影響大于對隔聲量的影響，按照聲學包總質量的最優(yōu)水平選擇水平1;C 元素對隔聲量的影響較大，選水平3 為最優(yōu)水平;D 元素對隔聲量的影響程度大于對總質量的影響，最優(yōu)水平為第3 水平.由此，最優(yōu)聲學包方案為A1B1C3D3，如表6 所示.

由于最優(yōu)方案不在試驗的9 個方案中，因此，要在前圍SEA 模型中重新設置聲學包參數(shù)，計算隔聲量和聲學包總質量.

2.2 地板聲學包正交優(yōu)化

表7 為地板聲學包優(yōu)化前的狀態(tài).PU 泡沫厚度、EVA 面密度、聲學包覆蓋率和堵件設置是正交優(yōu)化設計的4 個因素，對每個因素3 個水平的初選結果如表8 所示.

1 10 2 85%無2 15.3 3.2 90% 2.5 mm 3 25 5 93.89%試驗值

選用4 因素3 水平的正交試驗表L9(34)，計算結果如表9 所示.其中，地板聲學包的原有狀態(tài)為編號5.

表9 L9 正交試驗表及試驗結果

隔聲量與聲學包總質量的最優(yōu)水平和極差大 小排序如表10 所示.

根據綜合平衡法，選擇第3 水平作為A 因素的最優(yōu)水平，第1 水平作為B 因素的最優(yōu)水平.C元素選取第3 水平為最優(yōu)水平，D 元素選取第2 水平最優(yōu)水平.因此，地板最優(yōu)聲學包方案為A3B1C3D2，即7 號試驗方案.具體如表11 所示.

表11 最優(yōu)聲學包方案

3 聲學包最優(yōu)方案驗證

圖16 和17 分別為前圍和地板聲學包優(yōu)化前后隔聲量對比圖.

由圖10 知，優(yōu)化后的前圍隔聲量曲線在500Hz 附近數(shù)值有所下降，這是共振的影響所導致的，而在500 ～2000 Hz 頻率段，隔聲量數(shù)值得到了很大的提升.在高于500Hz 頻率范圍內，隔聲量曲線達到最大值.經計算得到優(yōu)化后隔聲量均值為43.888dB，比原有隔聲量均值37.9846 dB 增加了5.9034 dB.

由圖11 可知，在500 ～800 Hz 頻率段，優(yōu)化后的地板隔聲量增幅很大，當頻率高于800Hz，隔聲量的增長速度減慢，但總趨勢還是增加的，數(shù)值上高于原始數(shù)值.在整個分析頻率范圍內，隔聲量均值為48.2511dB，比優(yōu)化前的45.3716 dB 增加了2.8795 dB.

當頻率大于630Hz 時，無論空調關或開，聲學包優(yōu)化后，駕駛員耳旁聲壓級和右后排乘客耳旁聲壓級均有所降低，前后對比如表12 所示.駕駛員耳旁聲壓級在怠速空調關和開兩種工況下的平均降幅均為1.4dB，右后排乘客耳旁聲壓級平均降幅分別為0.7dB 和0.8dB.

表12 怠速工況下聲學包改進前后車內噪聲結果對比(630Hz 以上)

質量方面，計算得知前圍和地板聲學包分別減重3.2386kg 和1.183kg，實現(xiàn)了聲學包輕量化，提高了燃油經濟性.

4 小 結

首先在前圍和地板SEA 模型中建立聲學包，并在優(yōu)化前對聲學包參數(shù)進行簡化.然后通過正交優(yōu)化設計方法，從PU 泡沫厚度、EVA 面密度、聲學包覆蓋率、堵件設置方面對前圍和地板聲學包進行優(yōu)化，獲得最佳方案，達到提高降噪性能和聲學包輕量化的目的.

［1］ 靳曉雄，葉武平，丁玉蘭.基于統(tǒng)計能量分析法的轎車內室噪聲優(yōu)化與控制［J］.同濟大學學報(自然科學版)，2002，30(7):862－867.

［2］ 孫成武，陳黨輝，靳干，俞燕.乘用車聲學包設計［J］.汽車工程師，2014，09:22－24.

［3］ 鄧江華，宋俊.基于統(tǒng)計能量方法的乘用車聲學包設計開發(fā)與優(yōu)化［A］.中國汽車工程學會.2013 中國汽車工程學會年會論文集［C］.中國汽車工程學會，2013:7.

［4］ Jianwang Shao，Xian Wu，Na Wei，et al.Optimal Design of Vehicle Dash and Floor Sound Package Based on Statistical Energy Analysis［C］.SAE Paper No.2015－01－0661.

［5］ 曾小華，王慶年，王偉華，等.正交優(yōu)化設計理論在混合動力汽車設計中的應用［J］.農業(yè)機械學報，2006，05:26－28.

［6］ Aimin Du，Na Wei and Jianwang Shao，Optimization of Sound Package for Automotive Dash Panel.Journal of Applied Mechanics and Materials，2014，Vol.670－671:1098－1101.