劉春蕾，耿彥波，王洪強，2，張戰(zhàn)文

（1 徐工集團 江蘇徐工工程機械研究院有限公司，江蘇 徐州 221004；2. 徐工集團 高端工程機械智能制造國家重點實驗室，江蘇 徐州 221004）

隨著技術(shù)的進步與發(fā)展，車輛駕駛室內(nèi)聲舒適性越來越受到客戶的重視。駕駛室內(nèi)噪聲水平已經(jīng)成為車輛重要性能指標之一。為改善駕駛室內(nèi)舒適性，需要對駕駛室聲學包進行優(yōu)化改進，降低室內(nèi)噪聲［1］。

傳統(tǒng)的聲學分析通常依賴于有限元FEM（Finite Element Method）及邊界元BEA（Boundary Module Analysis），但其僅適用于解決中低頻噪聲問題。隨著頻率增加，波長變短，系統(tǒng)的動態(tài)特性變得更為復(fù)雜，單位帶寬內(nèi)的模態(tài)數(shù)量急劇增加，模型計算量巨大，模型無法準確計算。介于上面的缺點，人們開始使用統(tǒng)計的方法處理復(fù)雜的動態(tài)響應(yīng)特性。統(tǒng)計能量分析方法SEA（Statistical Energy Analysis），已被成功應(yīng)用于車輛的聲學、振動傳遞路徑分析，并可以準確地進行各種結(jié)構(gòu)于車輛的振動、聲學預(yù)測［2］。

本文針對某型工程車輛，應(yīng)用統(tǒng)計能量分析方法分析預(yù)測駕駛室司機耳旁噪聲，并對比試驗結(jié)果校核模型。根據(jù)仿真數(shù)據(jù)進行噪聲源分析，確定聲學包優(yōu)化方案，通過仿真與試驗方法確定優(yōu)化效果。

1 工程車輛駕駛室SEA模型的建立

1.1 統(tǒng)計能量分析基本原理

統(tǒng)計能量分析（SEA）是一種把研究對象劃分成子系統(tǒng)后，用功率流描述子系統(tǒng)間復(fù)雜作用關(guān)系的模型化分析方法。統(tǒng)計能量分析模型有6個基本假設(shè)：（1）模型的子系統(tǒng)間是線性守恒的耦合，不存在非保守性質(zhì)的耦合特征；（2）能量是在具有共振頻率的子系統(tǒng)之間流動；（3）子系統(tǒng)受到的激勵為互不相關(guān)的寬帶隨機激勵，統(tǒng)計上獨立，具有模態(tài)非相干性；（4）在一個子系統(tǒng)中，固定頻帶內(nèi)所有共振的模態(tài)能量均分；（5）互易性原理適應(yīng)于不同子系統(tǒng)間；（6）任兩個子系統(tǒng)間的能量流與振動時耦合的子系統(tǒng)間的能量成正比。

根據(jù)能量守恒原理，外界對子系統(tǒng)輸入的能量應(yīng)等于該子系統(tǒng)阻尼消耗的能量與輸出到相鄰子系統(tǒng)的能量之和。功率流平衡關(guān)系式如下［2，3］：

式中 Pi，in為外界對子系統(tǒng)i的輸入功率；Pid為子系統(tǒng)i的平均損耗功率；Pij為從子系統(tǒng)i流向子系統(tǒng)j的功率（i，j=1，2，…，N），即功率流。

1.2 SEA模型建立及加載

在仿真軟件中建立駕駛室的SEA模型，是功率流平衡方程在具體結(jié)構(gòu)上的形象化。對某工程車輛駕駛室的三維模型進行簡化，忽略后視鏡、孔洞、凸塊等細小特征［4，5］。將駕駛室車身鈑金件、前后擋風玻璃、地板等部件建立為面板子系統(tǒng)。最終的駕駛室SEA模型如圖1所示，包含742個板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)。

圖1 駕駛室SEA模型板結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)

駕駛室聲學包是通過計算駕駛員頭部所在聲腔的平均聲壓來衡量其聲學性能的。由于關(guān)注的是駕駛員處的噪聲，因此首先劃分出駕駛員處的頭部聲腔；其次為探尋噪聲的能量傳遞路徑，對駕駛員及乘員分別劃分出腰部、腿部空間。其中座椅有單獨的空間，儀表板也分成上下兩部分，擋風玻璃下方也單獨劃出聲腔子系統(tǒng)。另外，為了便于加載外部聲載荷需要搭建外部聲腔，外部聲腔根據(jù)車身外表面的節(jié)點進行建立，需要分別建立前擋風玻璃、車門、車窗、車頂、后圍、地板等外聲腔。最終如圖2所示，駕駛室SEA模型共劃分168個聲腔子系統(tǒng)。

圖2 駕駛室SEA模型聲腔子系統(tǒng)

本文探討的是工程車輛在60km/h高速行駛工況的車內(nèi)噪聲，主要激勵源為發(fā)動機噪聲及風噪。激勵的輸入值來源于實際工況的測試值。車輛在良好水平路面上以規(guī)定工況行駛，采用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，在駕駛室外表面分別共計40個測點布置表面麥克風傳感器，記錄駕駛室外表面聲壓信號。發(fā)動機噪聲激勵測量，采取車輛在底盤測功機上模擬60km/h行駛的方法，在發(fā)動機上、下、左、右、前共5個表面，每個表面布置3個傳聲器，記錄平均聲壓級作為該表面的近場聲壓級。每個發(fā)動機近場聲壓及駕駛室表面聲壓測量見圖3，測量值見圖4。

圖3 駕駛室表面聲壓及發(fā)動機近場聲壓測量

圖4 發(fā)動機及駕駛室表面某點噪聲聲壓級

1.3 聲學包模型仿真與試驗對比

在駕駛室外部的噪聲測點對應(yīng)腔體上，將試驗得到的發(fā)動機噪聲及風噪激勵加載到模型中，并根據(jù)駕駛室聲學包的布置方案對模型進行吸隔聲處理。原聲學包的材料數(shù)據(jù)（見表1）代入SEA模型，并計算可以得到司機耳旁所在的頭部腔體的平均聲壓級［6］。

表1 聲學包主要材料性能參數(shù)

圖5 60km/h工況司機耳旁聲壓級仿真與試驗對比

圖5所示為60km/h行駛工況的司機耳旁聲壓級仿真值與試驗值對比圖。從圖中可以看出，試驗和仿真結(jié)果在400Hz～5000Hz頻域上的趨勢基本一致。噪聲能量主要集中在400Hz～1600Hz頻率范圍內(nèi)；仿真結(jié)果在2000Hz～5000Hz高頻區(qū)域較試驗結(jié)果高2dB～3dB。駕駛室SEA模型的仿真與試驗結(jié)果匹配較好，模型可信度較高。

2 駕駛室聲學包性能優(yōu)化及驗證

2.1 司機耳旁噪聲貢獻量分析及聲學包優(yōu)化

針對司機耳旁噪聲能量集中的400Hz～2000Hz頻率范圍內(nèi)的降噪工作，需要對車內(nèi)噪聲的傳遞路徑進行分析，尋找薄弱環(huán)節(jié)，改進聲學包設(shè)計以降低司機耳旁噪聲［7］。

為了準確找到傳遞路徑，首先就要查找司機頭部聲腔能量的輸入來源。根據(jù)SEA分析結(jié)果，可以計算司機頭部周圍腔體的輸入功率，進行頭部聲腔的輸入功率貢獻量分析，見圖6。

圖6 60km/h勻速行駛工況頭部聲腔的輸入功率貢獻量分析

從司機頭部聲腔的輸入功率貢獻量分析結(jié)果，可以看出：1）400Hz～630Hz頻域，中部地板的貢獻量最大，兩側(cè)地板的貢獻量有限；2）630Hz～1600Hz頻域，側(cè)窗玻璃和側(cè)窗玻璃泄露的影響最大。聲學包優(yōu)化方向：提升中部地板的隔聲性能；優(yōu)化側(cè)窗玻璃或提高車門密封性能。最終形成的聲學包優(yōu)化方案見表2。

表2 聲學包優(yōu)化方案

2.2 聲學包優(yōu)化方案仿真及驗證

在駕駛室SEA模型中對側(cè)窗玻璃泄露位置的面連接（Area Junction）的傳遞損失作放大處理，模擬泄露位置的封閉處理措施。對中部地板和兩側(cè)地板上的面板子系統(tǒng)上的NCT（Noise Control Treatment聲學處理措施）進行修改，增加1.5mm后的橡膠隔音墊。模型上的聲載荷保持不變，計算司機頭部聲腔的平均聲壓級，對比聲學包優(yōu)化前后的噪聲值大小，對比結(jié)果見圖7。

圖7 聲學包改進前后的司機耳旁聲壓級仿真值

從司機耳旁聲壓級改進前后仿真值對比圖中可以看出，聲學包優(yōu)化方案實施后，司機耳旁聲壓級有明顯降低。400Hz～1600Hz范圍內(nèi)，司機耳旁聲壓級降低了3dB～5dB；2000Hz～5000Hz范圍內(nèi)，司機耳旁聲壓級降低了5dB～10dB。

表3 聲學包優(yōu)化前后噪聲值（400Hz～5000Hz）

對工程車輛按照優(yōu)化方案進行實車改進，并進行60km/h勻速行駛工況噪聲測試。測試結(jié)果（見表3）表明，聲學包優(yōu)化方案實車實施后，司機耳旁噪聲在400Hz～5000Hz范圍內(nèi)降低了3.1dB。

3 結(jié)束語

（1）本文基于統(tǒng)計能量分析方法建立了包含駕駛室車身面板結(jié)構(gòu)和內(nèi)外聲腔子系統(tǒng)的聲學仿真模型，采用試驗方法獲取聲激勵數(shù)據(jù)，輸入聲學包材料特性參數(shù)，以60km/h勻速行駛工況作為計算工況，分析預(yù)測了400Hz～5000Hz頻率范圍內(nèi)的工程車輛駕駛室司機耳旁噪聲。對比試驗結(jié)果，頻譜趨勢基本一致，驗證了統(tǒng)計能量分析方法預(yù)測噪聲的有效性。

（2）根據(jù)SEA模型計算結(jié)果，進行了司機頭部聲腔的輸入功率貢獻量分析，確定主要噪聲輸入路徑為中部地板、側(cè)窗玻璃泄露位置及兩側(cè)地板，進一步得到聲學包的優(yōu)化方案。仿真結(jié)果表明，聲學包改進前后，司機耳旁聲壓級在400Hz～5000Hz頻率范圍內(nèi)有明顯降低。聲學包方案實施后，聲學包優(yōu)化方案司機耳旁聲壓級降低了3.1dB。統(tǒng)計能量分析方法為聲學包優(yōu)化提供了一種可行的方法。