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(biāo)之一。為改善駕駛室內(nèi)舒適性，需要對駕駛室聲學(xué)包進行優(yōu)化改進，降低室內(nèi)噪聲。

傳統(tǒng)的聲學(xué)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(zhǔn)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(xué)、振動傳遞路徑分析，并可以準(zhǔn)確地進行各種結(jié)構(gòu)于車輛的振動、聲學(xué)預(yù)測。

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(xué)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。

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。將駕駛室車身鈑金件、前后擋風(fēng)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(xué)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(xué)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(fēng)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(fēng)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(fēng)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(fēng)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。

1.3 聲學(xué)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(fēng)噪激勵加載到模型中，并根據(jù)駕駛室聲學(xué)包的布置方案對模型進行吸隔聲處理。原聲學(xué)包的材料數(shù)據(jù)（見表1，采用Mecanum全套材料聲學(xué)測試與分析設(shè)備采集完成）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。

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(xué)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(xué)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(xué)包設(shè)計以降低司機耳旁噪聲。

為了準(zhǔn)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。

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(xué)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(xué)包優(yōu)化方案見表2。

2.2 聲學(xué)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(xué)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(xué)包優(yōu)化前后的噪聲值大小，對比結(jié)果見圖7。

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(xué)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。

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(xué)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(xué)仿真模型，采用試驗方法獲取聲激勵數(shù)據(jù)，輸入聲學(xué)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(xué)包的優(yōu)化方案。仿真結(jié)果表明，聲學(xué)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(xué)包方案實施后，聲學(xué)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(xué)包優(yōu)化提供了一種可行的方法。

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