Evaluation of simplified automobile wind noise model based on main propagation path of sound and vibration
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摘要: 以某款实车为研究对象建立了统计能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）模型，通过传播特性分析对其主要传播路径进行分类，并进行简化模型近似性分析。通过对SEA模型中主要和次要子系统选取，建立了2种简化模型，对其车内噪声和传播路径的计算表明：模型子系统特性改变，能量的传播路径和大小特性随之变化、甚至子系统对外界流体脉动和声场的接受能力也发生变化，导致得到的车内噪声计算结果发生改变。简化模型的使用还需进一步研究。Abstract: A Statistical Energy Analysis (SEA) model was established for a real vehicle. The main propagation paths were classified by the analysis of propagation characteristics, and the simplified model approximation analysis was performed. By choosing the main and secondary systems in the SEA model, two simplified models are established, and the calculation of their interior noise and propagation path shows that the characteristics of the model subsystem change, the energy propagation path and size characteristics change, and even the subsystem's ability to accept the external fluid pulsation and sound field changes, resulting in the change of the calculated interior noise. The use of the simplified model requires further study.
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0 引言
随着汽车行驶速度的不断提高, 车外风噪对车内噪声的贡献愈显突出, 成为研究和车辆开发关注的重点内容之一。从风噪研究手段的角度看, 数值仿真计算和风洞实验已成为不可或缺的研究途径。基于统计能量分析方法(SEA)从车外向车内传递风噪的数值模拟分析, 由于车体结构子系统较多, 对每个子系统要确定几何、材料、力学、声学等参数, 而这些参数又不容易全面和准确地获取, 使得风噪传递的数值模拟极为繁琐[1-2]。基于有限元和边界元分析方法也因网格多、计算量大而很复杂。所以, 目前有多种简化计算的方法使上述研究在工程计算中更为简便[3-5], 如基于SEA的主要传播路径分析, 基于有限元和边界元方法简化模型分析等。但从实车的工程应用看, 其近似度较大, 结果甚至不可靠。因此, 简化模型的有效性需要进一步研究。另外, 新车型开发阶段的油泥车风噪风洞实验较难评价车内噪声水平[1-3], 外部风噪测量和车体声振传递分析相结合使评价油泥阶段车的风噪水平成为可能。同样, 车外声场和流体脉动测量以及向车内传声的仿真计算工作量都大, 车体简化模型的使用对降低工作量有重要的意义, 但仍需要对简化模型的有效性开展进一步的研究。
本文基于上述风噪数值模拟和风洞实验的需求, 在某整车气动噪声主要传播路径分析的基础上, 针对几种简化模型进行仿真分析, 探索基于SEA简化模型预测车内风噪的可行性, 为开展车辆风噪数值仿真分析和风洞实验研究提供参考。
1 车体SEA模型
研究以某款整车(如图 1)为研究对象, 利用VA ONE商用软件进行计算分析, 采用的整车SEA模型如图 2所示。其激励输入参数工况:风速为140 km/h, 风向为0°偏航角。
本文研究在团队前期工作(文献[6])研究的基础上开展。该整车的外部流场脉动和声场子系统划分原则和子系统划分, 子系统的各种物理参数(几何、材料、力学和声学等)及计算的可靠性均在文献[6]中阐述, 在此不赘述。
2 主要传播路径分析
应用统计能量分析方法识别子系统结构中主要能量传递途径, 采用功率流倒推法(power flow path-back tracking)[7], 即:选取车内前、后排声腔作为目标子系统, 确定目标子系统前一级的能量流入较大的子系统为主要能量传递路线, 依次类推, 直到激励源, 组成主要的能量传递途径。若出现功率流倒流, 则该途径不是主要的能量传递路线。车内噪声评价采用A计权声级, 在识别主要传递途径中其功率流描述的物理量也用A计权声功率级。
2.1 前排声腔主要传递途径
对整车在140 km/h无偏航角情况下的车内噪声进行计算, 可以获得从输入到目标子系统(前排和后排声空间)的多条能量传播路径, 并根据功率流的大小进行比较分析及排序, 确定主要传播路径, 得到前排声腔主要传递路径, 如图 3所示。图中子系统间的数字代表两子系统间的功率流大小, 单位为dB(A)。
2.2 后排声腔主要传递途径
后排声腔主要传播路径如图 4所示, 图中子系统间的数字代表两子系统间的功率流大小, 单位为dB(A)。
如图 4所示, 后侧窗、尾窗、前排声空间是向车内后排传递噪声的最主要传播路径, 且侧窗传递的声能量最大, 尾窗和前排的贡献量相当。后侧窗和前侧窗向车内传递噪声的方式相同; 来自后门的声振传至尾窗周围的框架, 再传至尾窗向车内辐射噪声; 前排向后排也有声能量传递。
2.3 主要传递途径特点
分析表明, 由于子系统繁多, 归纳出13条主要传递途径, 分别通过湍流和扩散声场激励的单激励及两者同时激励, 分析其传播特性, 发现以下4类传播路径具有相似的传播特性。分类总结如下:窗激励→窗结构→声腔; 门框激励→门框结构→窗结构→声腔; 门板激励→门板结构→窗→声腔; 声腔→声腔, 下文依次对其传播特性进行分析。
(1) 窗激励→窗结构→声腔
此类传递路径包括前侧窗激励→前侧窗→前排声腔; 天窗激励→天窗→前排声腔; 后车窗激励→后侧窗→后排声腔路径。在此类路径上, 扩散声场激励的作用远大于湍流激励, 扩散声场通过车窗对车内的乘客造成辐射。
(2) 门框激励→门框结构→窗结构→声腔
此类传递路径包括前门门框激励→前门车框→前挡→前排声腔; 前门上部门框激励→前门上部门框→前挡→前排声腔; 后门车框激励→后门车框→尾窗→后排声腔路径。该条传播路径之上, 湍流激励造成的影响远远大于扩散声场激励造成的影响, 而湍流激励的能量主要是通过板件, 杆件之间的传递而传到前后排声腔对乘客造成影响。
(3) 门板激励→门板结构→窗→声腔
此类传递路径包括底板前部激励→底板前部; 前车门-下部激励→前门声腔; 底板前部激励→底板前部→底板后部; 天窗前板激励→天窗前板→天窗→前排声腔; 天窗前板激励→天窗前板→顶部声腔→后排声腔; 前车门-下部激励; 前车门后下部脉动激励→前车门后下部路径。在此类传播路径之上, 声能量输入主要以脉动传递为主, 声传播可以忽略。
(4) 声腔→声腔
其中包括前排声腔→后排声腔; 底部声腔→前排声腔; 前门声腔→前排声腔。声腔之间的传播特性为由车外空气脉动产生的声能量具有中频偏低频特性:车外空气脉动激励导致的声腔间的声能量传递具有中频偏低频特征, 车外声场激励导致的声腔间的声能量传递具有中频偏高频特征。
3 简化SEA模型的建立
为了简化计算分析, 又能反映主要传播路径的特征, 依据上述主要传播途径结果(图 3和4), 建立了一种SEA简化模型(简化模型1)。
子系统包括:右前车窗、左前车窗、右后车窗、左后车窗、左后侧车门后上部、右后侧车门后上部、车底后板、前风挡、车底前板、前围板、尾窗、右后门框上部、左后侧车门前上部、左后门框上部、天窗、左前门框上部、右前门框上部、右后侧车门前上部。
假设其他子系统在能量传递过程中不传递能量, 可近似为刚体, 此时这些子系统的弹性模量E和剪切模量G可近似为无限大, 其泊松比无限接近于0。在计算中, 可通过对这些子系统材料的弹性模量放大100倍来实现它们不传递能量的目的, 而主要传递能量的子系统其参数按照真实情况处理。
该简化模型中窗结构成为传递噪声能量的重要子系统, 在一些工程计算中就有仅将车窗作为子系统、其余子系统简化为刚体的处理方式。所以, 本文建立的另一个简化模型(简化模型2)的主要子系统包括:前风挡、尾窗、天窗、右前侧窗、左前侧窗、右后侧窗、左后侧窗、左侧三角窗和右侧三角窗。
分别对简化模型1和简化模型2车内噪声进行计算, 可得到表 1的车内总噪声级计算结果。表中的-f, -r分别代表前后排, prototype、rigid1和rigid2分别表示原模型、简化模型1和简化模型2。
表 1 等效前后排综合声压级对比Table 1 Equivalent front and rear integrated sound pressure level comparisonPrototype-f Prototype-r Rigid1-f Rigid1-r Rigid2-f Rigid2-r SPL/dB(A) 63.32 59.69 70.07 65.13 67.41 67.41 由表 1可知, 简化模型和原车模型车内噪声结果差异较大, 前排总声压级相较于原型分别上升6.75和4.09dB(A), 后排综合声压级上升5.44和4.16dB(A)。
图 5~6为原始模型和2种简化模型前排和后排声压级频谱图。简化模型与原型相比, 几乎整个频段值都偏大, 尤其在中低频变化较大, 且趋势不同, 最大差异超过5 dB(A)。从图中还可以看出, 模型1的结果在中低频大于模型2的结果, 在高频相反。尽管模型1包含的子系统多于模型2, 但其计算结果并没有体现出其更接近真实情况。简化模型前后排变化趋势较一致, 前排中低频误差更大一些, 但都和原型结果有较大差异。
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图 5 前排声腔刚体化前后声压级频谱图Fig. 5 Sound pressure level spectrums before and after rigidization of front row cavity![]()
图 6 后排声腔刚体化前后声压级频谱图Fig. 6 Sound pressure level spectrums before and after rigidization of rear row cavity上述研究分别采用较多的主要传播路径上的子系统以及最主要的传递能量的几个子系统路径模拟原系统, 但和原模型相比误差较大, 其特征规律性不明确, 说明通过简化子系统来实现近似模拟实车的风噪传递特性可行性较差。
4 简化SEA模型的结果分析
4.1 主要传递路径对比
对简化模型1进行主要路径分析得到图 7~8前、后排能量的主要传播路径。传至前排声腔的有2条主要路径:前风挡扩散声场激励→前风挡→前排声腔; 前门门框上部脉动激励→前门门框上部→前风挡→前排声腔。能量传播至后排声腔的也有2条主要路径:前排声腔→后排声腔; 后侧窗扩散声场激励→后侧窗→后排声腔。
对简化模型2进行主要路径分析得到图 9~10前、后排能量的主要传播路径。传至前排声腔的只有一条主要路径:前风挡扩散声场激励→前风挡→前排声腔。传至后排声腔的有两条主要路径:前风挡扩散声场激励→前风挡→前排声腔→后排声腔; 尾窗扩散声场激励→尾窗→后排声腔。
可以得出:前排原路径中侧窗作为重要的能量传递子系统, 在简化模型中作用较小。同样, 后排原路径中的尾窗顶板声腔在模型简化后, 未成为能量传递的主要子系统。
将简化模型2与原型进行对比, 可以得出:原路径前风挡的能量流入来源于门框上部, 而在简化模型中将前风挡两侧门框上部2个子系统等效为刚体(无法参与能量的传递), 故前风挡的主要能量流入来源于前风挡扩散声场激励。底部声腔、前门声腔、天窗等子系统均因上一层路径的子系统是车身门板, 被简化为刚体(无法参与声能量的传递), 故上一层路径的能量无法传递到窗结构。
4.2 功率响应对比
从子系统输入输出的响应来研究简化模型的误差原因。侧窗与前风挡为噪声传递的重要子系统, 在简化模型中, 选取前后侧窗、前风挡作为重要子系统进行响应分析。
图 11为不同模型下前侧窗的响应特性, 其激励压力谱相同, 但其对应的功率响应不同。100~400 Hz时简化模型1、2能量输入频谱与原型差值较大, 400~4000 Hz时变化趋势一致, 可使用简化模型进行高频的噪声预测。
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图 11 3种模型下的前侧窗能量输入频谱Fig. 11 Energy input spectrum of front side window for three models图 12为不同模型下后侧窗的响应特性, 其激励压力谱相同, 但其对应的功率响应不同。100~630 Hz时, 简化模型1、2能量输入频谱与原型差值较大, 最大可达27.99 dB(A)。1600~4000 Hz时变化趋势一致。
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图 12 3种模型下的后侧窗能量输入频谱Fig. 12 Energy input spectrum of rear side window for three models图 13为不同模型下前风挡的响应特性。简化模型1与原型的功率响应变化趋势较为一致, 最大差值为3.63 dB(A)。但简化模型2则差异较大, 最大差值为8.01 dB(A)。
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图 13 3种模型下的前风挡能量输入频谱Fig. 13 Energy input spectrum of front windshield for three models从上述子系统对相同激励的功率谱响应看, 对其他子系统刚性化处理使得子系统的边界条件发生了变化, 其响应特性随之发生变化, 引起该条能量传递路径的传递特性发生变化, 致使简化模型和原型的差异。
5 结论
本文运用整车SEA模型, 将主要传播路径上的子系统按照其传播特性进行分类, 保留其物理和几何特性, 对次要传播路径上的子系统进行刚化处理, 建立了简化模型1和2, 以此研究简化模型模拟真实结构的近似性。研究结果表明:
(1) 通过简化子系统来实现近似模拟实车的风噪传递特性误差较大, 可行性较差。
(2) 对整车模型的简化处理, 保留主要能量传递路径上的子系统特征, 刚性化其他次要子系统, 一方面会导致能量传播路径发生变化(因为子系统能量进行了重新分配, 导致传递路径和特性改变); 另一方面次要子系统的刚性化处理, 会改变简化模型子系统的边界条件, 也会改变其响应特性, 从而导致能量传递路径和传递特性的改变。上述2个原因都会引起简化模型和原型的差异, 所以简化模型的使用要慎重, 不能通过简单的简化替代原模型。
本文研究结果可以为如何得到更有效的简化模型提供一个思路, 就是在确定主要传播路径后, 对次要传播路径上子系统传递的能量进行等效, 此等效方法可根据子系统的类别及子系统的结构参数、声振参数进行归纳, 但此过程较为复杂, 仍需要进一步研究。
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图 5 前排声腔刚体化前后声压级频谱图
Fig. 5 Sound pressure level spectrums before and after rigidization of front row cavity
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图 6 后排声腔刚体化前后声压级频谱图
Fig. 6 Sound pressure level spectrums before and after rigidization of rear row cavity
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图 11 3种模型下的前侧窗能量输入频谱
Fig. 11 Energy input spectrum of front side window for three models
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图 12 3种模型下的后侧窗能量输入频谱
Fig. 12 Energy input spectrum of rear side window for three models
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图 13 3种模型下的前风挡能量输入频谱
Fig. 13 Energy input spectrum of front windshield for three models
表 1 等效前后排综合声压级对比
Table 1 Equivalent front and rear integrated sound pressure level comparison
Prototype-f Prototype-r Rigid1-f Rigid1-r Rigid2-f Rigid2-r SPL/dB(A) 63.32 59.69 70.07 65.13 67.41 67.41 
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