蔣延國

（東南（福建）汽車工業(yè)有限公司，福州 350119）

汽車NVH問題是各大汽車公司關(guān)注的重點。對于低頻噪聲分析，廣泛采用有限元（Finite Element Methods，F(xiàn)EM）分析方法，但在中高頻段存在大量局部密集模態(tài)，結(jié)構(gòu)響應對邊界條件、材料參數(shù)物理特性中的不確定性極為敏感，同時振動分析中包含大量的高階模態(tài)，模態(tài)重合率增大，計算精度不準確［1］。因此，常采用統(tǒng)計能量分析方法（Statistical Energy Analysis，SEA）進行中高頻噪聲分析。

目前，國內(nèi)外學者圍繞整車聲學包做了許多的仿真分析研究，并取得了豐富成果。MUSSER［2］采用聲學包的隔聲量測試驗證了整車SEA模型的準確性（精度在±4 dB以內(nèi)），并基于該模型研究了聲學包設計優(yōu)化對隔聲量、吸聲系數(shù)和車內(nèi)總聲壓級的影響。WENTZEL［3］基于統(tǒng)計能量方法研究了不同內(nèi)飾件聲學材料的吸聲性能，并開發(fā)了一種自動化優(yōu)化程序。BERTOLINI等［4］采用吸隔聲測試的方法對整車SEA模型的前圍子系統(tǒng)進行分區(qū)域聲學包優(yōu)化，并提出了一種平衡吸聲和隔聲性能的方法。CONNELLY等［5］根據(jù)燃料電池車的特點建立了其對應SEA模型，并對比路徑噪聲衰減量驗證模型的精度（精度在±3 dB以內(nèi)），基于此模型對側(cè)窗玻璃、車身吸隔聲材料進行了輕量化研究。李添翼等［6］基于統(tǒng)計能量法搭建了整車SEA模型（精度在±2.5 dB以內(nèi)），并通過對比測試和仿真的PBNR值驗證了模型的精度，同時利用NSGA-Ⅱ算法對PBNR值、聲學包總質(zhì)量和總價格進行了優(yōu)化，獲得了最優(yōu)的前圍聲學包設計方案。陳曦等［7］建立了整車聲學包統(tǒng)計能量法模型，采用怠速和80 km/h兩種工況驗證模型的精度（精度在±2.5 dB（A）以內(nèi)），并基于BIOT九大參數(shù)對整車聲學包進行優(yōu)化，獲得了最佳的材料組合。張愛軍［8］建立整車統(tǒng)計能量SEA拓撲模型（精度在±3 dB以內(nèi)），對前圍鈑金、過孔件和隔音墊進行了設計優(yōu)化，并通過隔聲測試和貢獻量分析，有效提升了隔音墊和過孔件的隔聲性能。鄧江華等［9］建立了電動車的整車SEA模型（精度在±3 dB以內(nèi)），并對內(nèi)前圍的5大材料參數(shù)進行了優(yōu)化，同時研究了參數(shù)不確定性對整車聲學包性能的影響。崔聰聰?shù)龋?0］建立了整車通用概念SEA模型，并對已開發(fā)的兩款車型進行聲傳遞函數(shù)調(diào)校驗證（精度在±3 dB以內(nèi)），同時提出了一種目標分解方法以得到最優(yōu)的子系統(tǒng)聲學包方案。

綜上所述，前人的研究存在的問題包括：（1）采用單一仿真方法、單一路徑或少數(shù)工況進行模型精度調(diào)校驗證，無法保證整車SEA模型在不同路徑及不同工況下的精度；（2）前圍、地板等關(guān)鍵子系統(tǒng)未基于測試數(shù)據(jù)進行調(diào)校驗證，在子系統(tǒng)優(yōu)化時無法保證聲學包方案的可靠性；（3）優(yōu)化分析方法局限于單一路徑、單一變量，同時聲學包方案比較單一，無法保證聲學包方案為最優(yōu)狀態(tài)且在實際所有工況中是最優(yōu)結(jié)果。本文基于隔聲測試數(shù)據(jù)保證關(guān)鍵子系統(tǒng)分析的準確性，并對整車SEA模型進行基于聲功率的降噪水平（Power Based Noise Reduction，PBNR）和聲壓級水平（Sound Pressure Level，SPL）仿真，采用兩種分析方法進行所有工況和所有路徑的調(diào)校對標，提高了整車分析的精度；同時對所有關(guān)鍵路徑進行貢獻量分析，對關(guān)鍵薄弱環(huán)節(jié)進行隔聲量全局優(yōu)化，保證了整車聲學包在不同工況和不同路徑下為最優(yōu)狀態(tài)。

本研究以某SUV車型聲學包優(yōu)化為例，運用統(tǒng)計能量分析方法，基于前圍和地板隔聲測試數(shù)據(jù)建立了整車SEA模型，采用PBNR和SPL調(diào)校對標保證了模型的精度。通過貢獻量分析明確了整車聲學包的薄弱路徑，運用全局遺傳算法對前圍和地板聲學包進行優(yōu)化，獲得了最佳聲學包設計參數(shù)，有效提升了整車的隔聲性能并達到目標車水平。

1 整車SEA模型

1.1 SEA模型搭建

在前處理軟件Hypermesh中將某SUV車型有限元模型進行數(shù)模處理，如圖1所示。刪除無關(guān)鈑金和部件，將有限元模型分解為白車身、四門兩蓋，同時分離出防火墻和地板有限元子系統(tǒng)。

圖1 整車有限元模型

將整車有限元模型導入至VA One軟件中，根據(jù)車身結(jié)構(gòu)劃分SEA子系統(tǒng)，需滿足模態(tài)數(shù)原則，主要子系統(tǒng)包括防火墻、地板、頂棚、側(cè)圍、發(fā)動機艙蓋、翼子板、前門、后門、尾門以及前擋風玻璃等，其中發(fā)動機艙蓋、翼子板、前門外板、后門外板、尾門外板以及頂棚等采用單曲率板模擬，其他子系統(tǒng)采用平板模擬，如圖2所示，共包含392個平板子系統(tǒng)和38個單曲率板子系統(tǒng)。

圖2 車身SEA結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)

完成車身建模后需要進行聲學包建模，關(guān)鍵聲學包有前圍內(nèi)隔音墊、前圍外隔熱墊、地毯、頂棚、發(fā)動機艙蓋隔熱墊、備胎蓋板以及內(nèi)飾板上的雙組份吸音棉等，首先需要測試得到聲學包材料的九大參數(shù)，主要是密度、流阻、孔隙率、曲折因子、黏特性長度、熱特性長度、阻尼損耗因子、楊氏模量、泊松比，然后根據(jù)不同聲學包的厚度分布情況建立聲學包，并再加載在各個對應的子系統(tǒng)。仿真模型的主要聲學包參數(shù)見表1。

表1 SEA模型主要聲學包參數(shù)

車內(nèi)外聲場采用聲腔子系統(tǒng)模擬。在劃分車內(nèi)聲腔時駕駛員、副駕駛座乘員和后排乘員均劃分為頭部聲腔、腰部聲腔和腿部聲腔；車外聲腔則根據(jù)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行劃分，聲腔和聲腔之間、聲腔和結(jié)構(gòu)之間通過面連接傳遞能量，同時除了地板以外的車外聲腔子系統(tǒng)需要連接半無限流體，模擬半消室環(huán)境。建立好的整車SEA模型如圖3所示，共包含138個聲腔子系統(tǒng)和798個面連接。

圖3 整車SEA模型

1.2 阻尼損耗因子測試

統(tǒng)計能量理論的參數(shù)包括阻尼損耗因子、模態(tài)密度和耦合損耗因子，其中模態(tài)密度和耦合損耗因子可由系統(tǒng)分析得到，阻尼損耗因子需由測試得到。

本研究采用瞬態(tài)衰減法進行前側(cè)窗阻尼損耗因子的測量，直接測量振動衰減信號的混響時間。試驗過程中在前側(cè)窗上隨機放置3個以上加速度傳感器，且這些加速度傳感器位置隨機分布，如圖4所示。

圖4 加速度傳感器分布位置

利用激勵錘在前側(cè)窗上分別對激勵點進行敲擊，加速度傳感器拾取振動信號，LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)則記錄每個傳感器的數(shù)據(jù)，便可獲得前側(cè)窗玻璃每個接收位置的振動衰減曲線，由此可得到每個接收位置的混響時間T60，然后按照式（1）計算并多次測量取平均即可確定前側(cè)窗的阻尼損耗因子。

式中：f為所考慮頻帶的中心頻率；T60為振動響應信號衰減60 dB時所需時間。

如圖5所示，為計算得到前側(cè)窗阻尼損耗因子，將其加載在整車SEA模型前側(cè)窗子系統(tǒng)板件上即可完成參數(shù)設置。

圖5 前側(cè)窗阻尼損耗因子

2 關(guān)鍵子系統(tǒng)隔聲測試與整車對標

2.1 關(guān)鍵子系統(tǒng)隔聲測試

隔聲測試采用聲強法，將測試鈑金件通過工裝安裝在混響室與全消室相通的窗口上，鈑金件上的過孔全部密封，同時鈑金件四周與窗口采用隔聲材料封堵，保證聲音不會從窗口縫隙泄漏。試驗時，在混響室側(cè)，利用球聲源產(chǎn)生白噪聲激勵，通過麥克風測量混響室內(nèi)的平均聲壓級；在全消室側(cè)，利用聲強探頭掃描樣件表面的聲強值，重復多次測量并求得平均聲強級，根據(jù)混響室中的聲壓級和全消室中的聲強級即可求得鈑金件隔聲量［11］。測試過程中，前圍內(nèi)隔音墊和地毯均安裝在鈑金上一同測試，前圍和地板的隔聲測試如圖6所示，前圍和地板測試得到的隔聲量數(shù)據(jù)通過面連接的方式加載在整車SEA模型的前圍和地板子系統(tǒng)上。

圖6 隔聲測試

2.2 聲載荷測試和整車調(diào)校對標分析

聲載荷測試的主要目的是進行SEA模型的調(diào)校和作為仿真工況載荷數(shù)據(jù)的輸入，測試分為理想載荷工況測試和發(fā)動機載荷工況測試。理想工況測試即PBNR測試，需要在半消室中進行，在主駕駛座、副駕駛座、二排左側(cè)座位和二排右側(cè)座位放置中高頻聲源，并分別在發(fā)動機、輪胎和排氣管口布置麥克風，圖7為輪胎位置麥克風的布置。測試時保證車輛處于靜置狀態(tài)，車內(nèi)聲源發(fā)出寬頻白噪聲，車外麥克風測量聲壓級響應。

圖7 PBNR測試輪胎麥克風布置

發(fā)動機載荷工況測試即SPL測試，需要在帶轉(zhuǎn)轂的半消室中進行。在發(fā)動機和車身外表面包括發(fā)動機艙蓋、前擋風玻璃、車門、地板、頂棚、輪胎等17個位置布置麥克風，每個測試面需要平均布置3個麥克風，同時車內(nèi)主駕駛員、副駕駛座乘員、二排左側(cè)乘員和二排右側(cè)乘員的外耳位置均需布置麥克風。圖8為車身外表面的麥克風布置，測試工況按照1擋2 500 r/min、3擋5 600 r/min、D擋60 km/h、D擋80 km/h、D擋100 km/h進行，得到車外和車內(nèi)的聲壓級響應。

圖8 SPL測試車身外表面麥克風布置

完成測試后分別進行PBNR和SPL調(diào)校對標，PNBR仿真模型需要在整車SEA模型主駕駛員、副駕駛座乘員、二排左側(cè)乘員和二排右側(cè)乘員頭部聲腔處分別施加1 W聲功率激勵，并分別得到發(fā)動機艙、輪胎和排氣管口處聲腔的聲壓級響應并計算PBNR，如圖9a所示。對PBNR仿真模型進行調(diào)校，調(diào)校內(nèi)容包括前圍內(nèi)隔音墊、地毯厚度分布修正，整車內(nèi)外聲腔面積和周長修正，增加尾門密封襯條處泄漏，修正備胎蓋板聲學材料覆蓋面積，修正四輪處聲腔結(jié)構(gòu)等。

SPL仿真模型需要在整車發(fā)動機和車身外表面處聲腔分別施加不同工況的聲壓級激勵，并分別得到不同工況下車內(nèi)主駕駛員、副駕駛座乘員、二排左側(cè)乘員和二排右側(cè)乘員頭部聲腔的聲壓級響應，如圖9b所示。對SPL仿真模型進行調(diào)校，調(diào)校內(nèi)容包括增加四門密封襯條泄漏，修正側(cè)窗阻尼損耗因子，修正發(fā)動機艙蓋隔熱墊材料聲學參數(shù)，修正所有內(nèi)飾板的雙組份吸音棉厚度和覆蓋面積。

圖9 整車SEA仿真

基于PBNR和SPL調(diào)校將整車SEA模型各個關(guān)鍵子系統(tǒng)修正至最符合實際工況的狀態(tài)以提高其仿真精度。以主駕頭部至左側(cè)排氣口PBNR對標，以及勻速100 km/h工況主駕頭部SPL調(diào)校對標為例，調(diào)校后的仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)曲線對比如圖10所示，仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)差值見表2。

圖10 整車SEA模型對標

由于統(tǒng)計能量分析是從統(tǒng)計意義上得到整個子系統(tǒng)的平均響應，同時基于國內(nèi)外文獻的整車統(tǒng)計能量分析研究結(jié)果以及主機廠工程經(jīng)驗，所以一般整車SEA模型仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)誤差控制在3 dB/dB（A）以內(nèi)均可認為精度滿足模型的分析要求。

由圖10可知，在分析頻段400～10 000 Hz范圍內(nèi)，調(diào)校后的PBNR仿真結(jié)果和SPL仿真結(jié)果均與測試數(shù)據(jù)趨勢吻合較好，并且由表2可知，仿真與測試結(jié)果之間的誤差均控制在2 dB/dB（A）以內(nèi)，優(yōu)于目前其他相關(guān)文獻的仿真精度，同時其他路徑的PBNR對標和其他工況的SPL對標均較好，因此，通過以上兩種不同仿真方法的調(diào)校對標，保證了所建立的整車SEA模型精度較高。

表2 仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)差值

3 整車聲學包優(yōu)化

3.1 傳遞路徑貢獻量分析

以某國產(chǎn)主流車型作為目標車，將研發(fā)車與目標車各個傳遞路徑的PBNR仿真結(jié)果進行對比，如圖11所示，以主駕駛員頭部至發(fā)動機傳遞路徑為例，在400～4 000 Hz的頻段內(nèi)，研發(fā)車型PBNR仿真結(jié)果低于目標車1～4 dB，在4 000～10 000 Hz頻段內(nèi)PBNR仿真結(jié)果低于目標車5～7 dB。可以看出研發(fā)車與目標車存在較明顯的差距，因此，需要對研發(fā)車的聲學包進行優(yōu)化，以提升整車的噪聲水平。

圖11 研發(fā)車與目標車PBNR結(jié)果對比

基于PBNR仿真模型，以主駕駛員頭部聲腔至發(fā)動機聲腔傳遞路徑為例，對發(fā)動機聲腔進行貢獻量分析，分析結(jié)果如圖12所示。由圖可知，對發(fā)動機聲腔貢獻量較大的子系統(tǒng)是前圍和發(fā)動機下方聲腔。對發(fā)動機下方聲腔進一步進行貢獻量分析可得，貢獻量較大的子系統(tǒng)是前地板，因此，對發(fā)動機下方聲腔貢獻量較大的子系統(tǒng)是前地板。

圖12 傳遞路徑貢獻量分析

同理，對整車關(guān)鍵傳遞路徑進行貢獻量分析，可得每個傳遞路徑貢獻量較大的子系統(tǒng)，如表3所示。根據(jù)分析結(jié)果可知，前圍和前地板是各個傳遞路徑的主要薄弱環(huán)節(jié)，直接影響了整車的噪聲水平，因此，需要對前圍和前地板的隔聲性能進行提升。

表3 關(guān)鍵傳遞路徑貢獻量分析

3.2 關(guān)鍵子系統(tǒng)聲學包優(yōu)化

基于以上分析對前圍和前地板兩個子系統(tǒng)的聲學包進行優(yōu)化，前圍內(nèi)隔音墊和前地毯的密度、厚度、覆蓋率都是影響聲學包性能的重要參數(shù)，所以需重點對這些參數(shù)進行優(yōu)化設計。

取前圍內(nèi)隔音墊EVA材料層的密度ρ1、厚度t1、覆蓋率a1和PU發(fā)泡材料層的密度ρ2、厚度t2、覆蓋率a2作為優(yōu)化變量，以前圍全頻段隔聲量均值T1和前圍聲學包總質(zhì)量M1作為優(yōu)化目標進行前圍聲學包優(yōu)化。

取地毯PET材料層的密度ρ3、厚度t3、覆蓋率a3、EVA材料層的密度ρ4、厚度t4、覆蓋率a4和PU發(fā)泡材料層的密度ρ5、厚度t5、覆蓋率a5為優(yōu)化設計變量，以地板全頻段隔聲量均值T2和地板聲學包總質(zhì)量M2作為優(yōu)化目標進行地板聲學包優(yōu)化。

前圍和地板聲學包基礎方案與優(yōu)化方案，根據(jù)實際布置空間設定如表4所示。根據(jù)設定的優(yōu)化變量和優(yōu)化目標采用VA One軟件中的優(yōu)化模塊進行仿真優(yōu)化，優(yōu)化模塊采用全局遺傳算法進行多目標優(yōu)化，考慮實際聲學包工藝，設置約束條件為a1≥a2，a3=a4≥a5。

表4 前圍和地板聲學包優(yōu)化方案

3.3 優(yōu)化結(jié)果分析

優(yōu)化后的結(jié)果見表5，對于前圍，全頻段隔聲量均值提升2.8 dB，總質(zhì)量降低1.1 kg，全頻段隔聲量曲線對比如圖13a所示；對于地毯，全頻段隔聲量均值提升3.8 dB，總質(zhì)量降低1.8 kg，全頻段隔聲量曲線對比如圖13b所示。

表5 聲學包優(yōu)化結(jié)果

由圖13可知，對于前圍，聲學包優(yōu)化之后，全頻段每個頻率點的隔聲量均提升2 dB以上；對于地板，聲學包優(yōu)化之后，500 Hz以上每個頻率點的隔聲量均提升3 dB以上，改善效果明顯，隔聲性能得到明顯的提升。

圖13 前圍和地板隔聲量優(yōu)化

將優(yōu)化之后的前圍和地板隔聲量重新加載至整車SEA模型，以主駕駛員頭部至發(fā)動機PBNR為例，對比該路徑優(yōu)化前后隔聲量并與目標車進行比較，如圖14所示。

由圖14可知，優(yōu)化后主駕駛員頭部至發(fā)動機PBNR相對優(yōu)化前改善量達到2～6 dB左右，很好地提升了整車降噪水平，除了5 000 Hz略低于目標車外，其他頻段隔聲性能均達到了目標車的水準，并在1 600～2 500 Hz頻段明顯優(yōu)于目標車的隔聲性能，其他傳遞路徑PBNR也同樣達到了目標車水準。

圖14 主駕駛員頭部至發(fā)動機PBNR優(yōu)化對比

4 結(jié)論

本文以某SUV車型為研究對象，基于統(tǒng)計能量分析方法建立了整車模型，采用SPL和PBNR測試進行調(diào)校對標，并通過前圍和地板聲學包優(yōu)化降低路徑隔聲量，基于上述分析得到以下結(jié)論：

（1）SEA整車建模方法是一種有效的進行整車聲學包開發(fā)的方法，通過PBNR和SPL調(diào)校對標使整車模型精度得到較大提升。

（2）前圍和地板聲學包是整車聲學包的關(guān)鍵薄弱環(huán)節(jié)，對關(guān)鍵子系統(tǒng)進行隔聲性能優(yōu)化，很好地提升了整車降噪水平，并達到了目標車水準。

（3）建立了一套多路徑、多工況、高精度的整車聲學包優(yōu)化方法，滿足了工程實際對高性能和輕量化的要求，對整車聲學包優(yōu)化設計提供了很好的指導作用。