專利名稱：基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法
技術領域：
本發明涉及一種應用在汽車產品開發設計階段對轎車車外噪聲進行分析預測的方法，更具體地說，涉及一種采用統計能量分析(SEA-Statistical EnergyAnalysis)技術的基于半無限流體的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法。
背景技術：
汽車噪聲的大小是評價汽車產品質量的重要指標之一，直接影響用戶的購車取向和產品的市場競爭力。汽車作為一種流動的噪聲污染源，車外噪聲直接影響其周圍環境、人們的生活和身心健康。隨著汽車保有量的不斷增加，為了減少汽車車外噪聲對環境的污染及對人們生活和身體健康的影響，國際標準化組織和各國紛紛制定關于汽車車外噪聲限值和測量方法的法規和標準。我國于2002年經過對原標準的修訂，發布并開始實施國家標準GB1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》。該標準規定汽車加速行駛車外噪聲必須達到規定的限值要求，否則不能出廠銷售。在我國隨著汽車工業的快速發展和人們生活水平的不斷提高，轎車已經逐步進入家庭，同時人們對汽車低噪聲的要求也不斷提高，促使各大汽車制造廠商投入人力、物力等資源致力于降低車外噪聲，但迄今為止，在轎車的自主開發過程中，由于在汽車產品開發設計階段不能對汽車車外噪聲進行準確分析預測，從而難以在產品開發設計階段對車外噪聲進行有效控制，汽車開發廠商仍采用“產品設計、樣車試制、車外噪聲測試、樣車改進、再測試和再改進”的傳統方法來控制車外噪聲，直到車外噪聲達到國家標準規定的限值為止。這種方法不僅延長了汽車產品的開發周期，同時也增加了產品開發成本。因此，需要一種能在汽車產品開發設計階段就能對汽車車外噪聲進行準確分析預測的方法，從而在汽車產品開發設計中與樣機研制前為車外噪聲控制提供依據。
發明內容
本發明所要解決的技術問題是克服了目前所采用的“產品設計、樣車試制、車外噪聲測試、樣車改進、再測試和再改進”的傳統方法，提供了一種在汽車產品開發設計中即樣機研制之前就能對汽車車外噪聲進行準確分析預測的基于半無限流體的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法。
為解決上述技術問題，本發明是采用如下技術方案實現的所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法包括建立轎車車身結構SEA模型、建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型、確定轎車車身結構子系統SEA參數、確定轎車車身所受的外部激勵能量和轎車車外噪聲分析預測。所述的建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型包括如下步驟 1.在轎車車身結構SEA模型的左右兩側建立半無限流體，并將半無限流體與各轎車車身結構子系統相連。
2.半無限流體位于距轎車車身縱向對稱面7.5m并距地面1.2m的位置。
3.能量從各轎車車身結構子系統以球面波的形式傳遞到半無限流體。
技術方案中所述的確定轎車車身結構子系統SEA參數包括如下步驟 1.確定各轎車車身結構子系統模態密度 1)對于轎車車身結構中的梁類子系統簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態密度為 式中l.梁的長度，單位.m；CB.彎曲波速，單位.m/s，且f.頻率，單位.Hz，Cl.縱波速，單位.m/s，R.梁截面的回轉半徑，單位.m，I.截面慣性矩，單位.m4，S.梁截面面積，單位.m2。
2)對于轎車車身結構中較規則的平板和近似平板的曲面板均作為二維平板，二維平板的模態密度為 式中Ap.平板面積，單位.m2；R.截面回轉半徑，單位.m；Cl.縱波速，單位.m/s。
3)對于車身結構中的復雜結構子系統的模態密度可通過有限元方法進行計算，根據模態密度的定義，模態密度為單位頻帶內的模態數，建立復雜子系統的有限元模態分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內的模態數，即可得到各復雜子系統的模態密度。
2.確定各轎車車身結構子系統內損耗因子 轎車車身結構子系統i的內損耗因子ηi主要是由三種彼此獨立的阻尼機理構成 ηi＝ηis+ηir+ηib 式中ηis.轎車車身結構子系統本身材料摩擦構成的結構損耗因子。
ηir.轎車車身結構子系統振動聲輻射阻尼形成的損耗因子。
ηib.轎車車身結構子系統邊界連接阻尼構成的損耗因子。
a.結構損耗因子可通過查材料手冊的方式獲得 玻璃的內損耗因子.η玻璃＝1.0×10-3；鋼的內損耗因子.η鋼＝2.5×10-4； 塑料的內損耗因子.η塑料＝0.3。
b.聲輻射損耗因子可由下式計算 式中ρ0.空氣密度，單位.kg/m3；ρs.結構的面積質量密度，單位.kg/m2；σir.結構的輻射比；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；c為聲速，單位為m/s。
c.轎車車身結構子系統間邊界連接阻尼構成的損耗因子為 式中h.邊界連接間隙厚度，單位.m；p、r.邊界連接間隙內氣體壓力、比熱比，單位.分別為Pa、J/kg·K；Sb.梁板重疊面積，單位.m2；Ap、ρs、Rp、Cl.分別為結構的面積、面積質量密度、回轉半徑和縱波速，單位.分別為m2、kg/m2、m、m/s；c為聲速，單位為m/s；f為頻率，單位為Hz；γ為氣體的動粘性系數，單位為Ns/m2；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；H(θ)的值由圖17中所示的曲線選取。
3.確定各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子 在轎車車身結構中轎車車身結構子系統與轎車車身結構子系統耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算 式中CB.子系統a的彎曲波速，單位.m/s；L.耦合連接的連接線長度，單位.m；τab.從子系統a到子系統b之間連接的波傳播系數；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位.rad/s；Sa.子系統a的表面積，單位.m2。
技術方案中所述的確定轎車車身所受的外部激勵能量包括如下步驟 1.確定發動機艙的聲激勵能量 按點聲源計算公式，計算發動機對車身板件結構的聲激勵能量 式中Lise.發動機對四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位.dB；L1.發動機1m聲功率試驗測點聲壓級，單位.dB；r1＝1m；r2.預測聲激勵點距發動機表面的距離，單位.m。
2.確定發動機懸置的激勵能量 a.在產品開發設計階段，當發動機已定型、且發動機懸置參數確定之后，可以對發動機進行臺架試驗，測得發動機懸置主動側振動加速度。
b.再根據對發動機懸置系統的隔振率要求，計算出發動機懸置被動側的振動加速度 式中aa.發動機懸置主動側加速度，單位.m/s2；ap.發動機懸置被動側加速度，單位.m/s2；TdB.發動機懸置隔振率，單位.dB。
3.確定路面不平度對車身的激勵能量 a.在產品開發設計階段，建立轎車的虛擬樣機模型和B級路面模型。
b.然后讓虛擬樣機模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即得到路面不平度對車身的輸入激勵能量。
4.確定車身外表面風壓的激勵能量 采用計算流體動力學方法，建立轎車的模擬風洞試驗CFD分析模型，將CFD模型中的轎車車體表面與統計能量分析模型中的子系統一一對應，采用大渦仿真對車身外表面風壓激勵進行CFD仿真計算，即得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各轎車車身結構子系統所受到的風壓激勵能量值。
技術方案中所述的轎車車外噪聲分析預測包括如下步驟 1.將計算得到的各轎車車身結構子系統模態密度、各轎車車身結構子系統內損耗因子、各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子及轎車車身所受到的外部輸入激勵能量，如發動機懸置激勵能量、路面激勵能量、發動機艙聲激勵能量及轎車車身外表面的風壓激勵能量加入到轎車車身結構SEA模型中，得到轎車車外噪聲SEA分析模型。
2.利用轎車車外噪聲SEA分析模型對轎車兩側距轎車縱向對稱面7.5m和距地面1.2m的位置的車外噪聲進行分析預測得到轎車車外噪聲。
技術方案中所述的建立轎車車身結構SEA模型包括如下步驟 根據統計能量分析模型的基本假設及子系統簡化原則，采用統計能量分析方法把轎車車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照結構子系統間的相互關系連接起來，得到轎車車身結構SEA模型。
所述的若干個結構子系統包括左前門、左后門、左前門玻璃、左后門玻璃、左前翼子板、左后翼子板、左前鐘形座、左前擋泥板、左后擋泥板、左后鐘形座、發動機蓋、前風擋玻璃、車前地板、前保險杠、左A柱、左B柱、副車架、防火墻、衣帽架板、右前門、右后門、右前門玻璃、右后門玻璃、右前翼子板、右后翼子板、右前鐘形座、右前擋泥板、右后擋泥板、右后鐘形座、行李箱蓋、后風擋玻璃、車后地板、后保險杠、右A柱、右B柱、行李箱地板、后座隔板和頂板。
與現有技術相比本發明的有益效果是 1.本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法提出了一種用統計能量分析技術，在轎車產品開發設計階段即樣機研制之前對車外噪聲進行分析預測的方法，利用該方法可以在產品設計階段對不同車外噪聲控制方案產生的效果進行分析比較和低噪聲設計，從而對車外噪聲實施有效控制，使所開發車型達到規定的設計和標準要求。克服了傳統方法需要樣機研制后通過試驗測試車外噪聲，識別出車外主要噪聲源，采取降噪措施后再進行試驗測試所導致人力、物力和時間上的浪費，縮短了產品開發周期，降低了開發成本。
2.參閱圖15，本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法可以對車外噪聲主要噪聲源及其傳遞路徑進行分析、識別，從圖中可以看出，動力總成對車外噪聲貢獻度最大，尤其是在中頻段，而頂板對車外噪聲貢獻度較小，從而為車外噪聲的有效控制提供依據。
3.本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法較用點聲源理論計算車外噪聲的優點是點聲源法計算車外噪聲是先通過試驗測試發動機1m聲功率值、發動機排氣出口處噪聲、發動機風扇噪聲等車外主要噪聲源，然后按點聲源理論計算上述主要噪聲源向車兩側7.5m處傳播的空氣傳聲。該方法只能計及聲源的空氣傳播聲，不能計及由路面激勵和發動機振動引起車身板件振動以及發動機聲激勵引起發動機艙板件振動向車兩側輻射的噪聲，也無法計及汽車行駛時車身外表面空氣壓力波動引起車身板件振動向車兩側輻射的噪聲。因此，本發明提出的方法車外噪聲預測精度高。
4.本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法與消聲室內和場地車外噪聲試驗法，以及近場聲全息和空間聲場變換法測量車外噪聲比較，這些方法只有樣車研制出來后才可進行上述試驗測量。本發明提出的是一種轎車車外噪聲分析預測方法，用于轎車產品開發階段尤其是樣機研制出來之前。
5.本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，可以簡化建模步驟，預測精度較高，從而可以指導設計，對車外噪聲控制具有重要的意義，進而可以縮短產品的開發周期，降低開發成本。
下面結合附圖對本發明作進一步的說明 圖1-a為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法把車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照其相互關系連接起來得到轎車車身結構SEA模型圖，圖中表示了序號為1-7、11-12、14-16、26、30-31、33和38的名稱為左前門、左后門、左前門玻璃、左后門玻璃、左前翼子板、左后翼子板、左前鐘形座、發動機蓋、前風擋玻璃、前保險杠、左A柱、左B柱、右前鐘形座、行李箱蓋、后風擋玻璃、后保險杠和頂板的結構子系統在車身上所處的位置及連接關系； 圖1-b為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法把車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照其相互關系連接起來得到轎車車身結構SEA模型圖，圖1-b是表示了在圖1-a中沒有標注過的序號為9-10、13、17-18、20-25、28-29、32和34-36的名稱為左后擋泥板、左后鐘形座、車前地板、副車架、防火墻、右前門、右后門、右前門玻璃、右后門玻璃、右前翼子板、右后翼子板、右后擋泥板、右后鐘形座、車后地板、右A柱、右B柱和行李箱地板的結構子系統在車身上所處的位置及連接關系； 圖1-c為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法把車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照其相互關系連接起來得到轎車車身結構SEA模型圖，圖1-c是表示了在圖1-a與圖1-b中沒有標注過的序號為8、19、27和37的名稱為左前擋泥板、衣帽架板、右前擋泥板和后座隔板的結構子系統在車身上所處的位置及連接關系； 圖2為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法在轎車車身結構SEA模型的左右兩側建立半無限流體(圖中只畫出了右側)，并將各轎車車身結構子系統與車外半無限流體進行連接后建立的車外噪聲SEA預測模型； 圖3為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的A、B柱等梁類子系統的模態密度隨頻率的變化曲線； 圖4為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的板類結構和復雜結構子系統的模態密度隨頻率的變化曲線； 圖5為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的結構子系統內損耗因子隨頻率的變化曲線； 圖6為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的隔熱墻與車前地板間的耦合損耗因子隨頻率的變化曲線； 圖7為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的發動機艙右側面聲激勵隨頻率的變化曲線； 圖8為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的發動機右懸置被動側振動加速度激勵隨頻率的變化曲線； 圖9為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所建立的轎車的虛擬樣機模型； 圖10為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所建立的B級路面模型； 圖11為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法虛擬樣機模型以50km/h的速度在B級路面上勻速行駛時，左前鐘形座與車身連接點的垂直方向振動加速度隨頻率的變化曲線； 圖12為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所建立的轎車模擬風洞試驗CFD分析模型； 圖13為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法當車速為50km/h時計算汽車左前門玻璃風壓激勵值隨頻率的變化曲線； 圖14為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法輸入SEA參數和施加激勵后所得到的轎車SEA分析模型； 圖15為采用本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法所得到的車外噪聲貢獻度分析曲線； 圖16為本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法的流程框圖； 圖17為本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法中的θ與H(θ)的關系曲線。
具體實施例方式 下面結合附圖對本發明作詳細的描述 隨著汽車保有量的不斷增加，為了減少汽車車外噪聲對環境的污染及對人們生活和身體健康的影響，本發明所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法按國家標準GB1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》的規定，用統計能量分析(SEA)技術對轎車車外噪聲進行分析預測。使得轎車在產品開發設計階段即樣車研制出來之前，就能夠對其車外噪聲進行分析預測，從而為車外噪聲控制提供依據。本發明能夠縮短轎車產品的開發周期，降低開發成本，使所開發車型的車外噪聲滿足設計及標準規定的要求。基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法包括建立轎車車身結構SEA模型、建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型、確定轎車車身結構子系統SEA參數、確定轎車車身所受的外部激勵能量和轎車車外噪聲分析預測五個步驟。
I.建立轎車車身結構SEA模型 參閱圖1，根據統計能量分析模型的基本假設及子系統簡化原則，采用統計能量分析方法可把轎車車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照結構子系統間的相互關系連接起來，得到如圖所示的轎車車身結構SEA模型。轎車車身結構SEA模型劃分的結構子系統隨車身結構不同而異，通常包含的結構子系統如下表所示 II.建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型 參閱圖2，在上述轎車車身結構SEA模型基礎上，在轎車車身結構SEA模型的左右兩側建立半無限流體，并將半無限流體與各轎車車身結構子系統相連，從而建立了車外噪聲SEA預測模型。
半無限流體應位于距轎車車身縱向中心垂直對稱面7.5m處，距地面1.2m處，以使其與GB1495-2002規定的汽車加速行駛車外噪聲測量方法規定的測點位置一致。
半無限流體接受能量的方式是能量從各轎車車身結構子系統以球面波的形式傳遞到半無限流體。
III.確定轎車車身結構子系統SEA參數 1.確定各轎車車身結構子系統模態密度 參閱圖3與圖4，對于轎車車身結構中的梁類子系統(如A、B柱)可以簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態密度為 式中l為梁的長度，單位為m；CB為彎曲波速，單位為m/s，且f為頻率，單位為Hz，Cl為縱波速，單位為m/s，R為梁截面的回轉半徑，單位為m，I為截面慣性矩，單位為m4，S為梁截面面積，單位為m2。
對于車身結構中的較規則的平板和近似平板的曲面板均近似作為規則板件來處理，以便計算其模態密度。二維平板的模態密度為 式中Ap為平板面積，單位為m2；R為截面回轉半徑，單位為m；Cl為縱波速，單位為m/s。
對于轎車車身結構中的復雜結構子系統(如鐘型座)的模態密度可通過有限元方法進行計算。根據模態密度的定義，模態密度為單位頻帶內的模態數，建立復雜子系統的有限元模態分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內的模態數，即可得到各復雜子系統的模態密度。
各轎車車身結構子系統中A柱和B柱梁類結構的模態密度如圖3所示；板類結構和復雜結構(如左前門、頂板)的模態密度如圖4所示。
2.確定各轎車車身結構子系統內損耗因子 參閱圖5，轎車車身結構子系統i的內損耗因子ηi主要是由三種彼此獨立的阻尼機理構成的 ηi＝ηis+ηir+ηib (3) 式中ηis為轎車車身結構子系統本身材料摩擦構成的結構損耗因子； ηir為轎車車身結構子系統振動聲輻射阻尼形成的損耗因子； ηib為轎車車身結構子系統邊界連接阻尼構成的損耗因子。
其中轎車車身結構損耗因子可通過查材料手冊的方式獲得 玻璃的內損耗因子η玻璃＝1.0×10-3；鋼的內損耗因子η鋼＝2.5×10-4； 塑料的內損耗因子η塑料＝0.3； 聲輻射損耗因子可由下式計算 式中ρ0為空氣密度，單位為kg/m3；ρs為結構的面積質量密度，單位為kg/m2；σir為結構的輻射比；ω為1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；c為聲速，單位為m/s。
轎車車身結構子系統間邊界連接阻尼構成的損耗因子為 式中h.邊界連接間隙厚度，單位.m；p、r.邊界連接間隙內氣體壓力、比熱比，單位.分別為Pa、J/kg·K；Sb.梁板重疊面積，單位.m2；Ap、ρs、Rp、Cl.分別為結構的面積、面積質量密度、回轉半徑和縱波速，單位.分別為m2、kg/m2、m、m/s；c為聲速，單位為m/s；f為頻率，單位為Hz；γ為氣體的動粘性系數，單位為Ns/m2；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；H(θ)的值由圖17所示的曲線選取。
由于邊界連接損耗因子非常小，一般可以忽略不計。
將上述三部分損耗因子進行合成，就可以得到轎車車身結構子系統內損耗因子(如圖中所示)。
3.確定各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子 參閱圖6，在轎車車身結構中，轎車車身結構子系統與轎車車身結構子系統耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算 式中CB為子系統a的彎曲波速，單位為m/s；L為耦合連接的連接線長度，單位為m；τab為從子系統a到子系統b之間連接的波傳播系數；ω為1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；Sa為子系統a的表面積，單位為m2。
從圖中所示可以算出隔熱墻與車前地板間的耦合損耗因子。
IV.確定轎車車身所受的外部激勵能量 1.確定發動機艙的聲激勵能量 參閱圖7，在汽車產品開發階段即樣機試制前，還無法在實車上進行發動機對車身輻射聲激勵的試驗測試。但在整車總布置完成后，發動機選型已定，可以根據廠商提供的按GB/T 1859-2000《往復式內燃機輻射的空氣噪聲測量—工程法及簡易法》測得的發動機1m聲功率試驗數據，以及發動機艙內發動機表面到車身各相應板壁間的距離，按點聲源計算公式，計算發動機對車身板件結構的聲激勵能量 式中Lise為發動機對其四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位為dB；L1為發動機1m聲功率試驗測點聲壓級，單位為dB；r1＝1m；r2為預測聲激勵點距發動機表面的距離，單位為m。
按公式(7)算得的發動機艙右側面聲激勵(如圖中所示)。
2.確定發動機懸置的激勵能量 參閱圖8，在產品開發設計階段，當發動機已定型、且發動機懸置參數確定之后，可以對發動機進行臺架試驗，測得發動機懸置主動側振動加速度，再根據對發動機懸置系統的隔振率要求，計算出發動機懸置被動側的振動加速度 式中aa為發動機懸置主動側加速度，單位為m/s2；ap為發動機懸置被動側加速度，單位為m/s2；TdB為發動機懸置隔振率，單位為dB。
按公式(8)計算出發動機右懸置被動側的振動加速度激勵(如圖中所示)。
3.確定路面不平度對車身的激勵能量 參閱圖9至圖11，在產品開發設計階段，建立轎車的虛擬樣機模型和B級路面模型分別如圖9和圖10所示，然后讓虛擬樣機模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即可得到路面不平度對車身輸入的激勵能量。
圖11為虛擬樣機模型以50km/h的速度在B級路面上行駛時，左前鐘形座與車身連接點的垂直方向振動加速度。
4.確定車身外表面風壓的激勵能量 參閱圖12與圖13，采用計算流體動力學(Computational Fluid Dynamics-CFD)方法，建立轎車的模擬風洞試驗CFD分析模型(如圖12所示)，將CFD模型中的車體表面與統計能量分析模型中的子系統一一對應，采用大渦仿真(LES)對車身外表面風壓激勵進行CFD仿真計算，即可以得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各轎車車身結構子系統所受到的風壓激勵能量值。
當車速為50km/h時，計算汽車左前門玻璃的風壓激勵值(如圖13所示)。
V.轎車車外噪聲分析預測 參閱圖14與圖15，將計算得到的各轎車車身結構子系統模態密度、各轎車車身結構子系統內損耗因子、各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子等SEA模型參數，以及各轎車車身受到的外部輸入激勵，如發動機懸置激勵、路面激勵、發動機艙聲激勵、各轎車車身外表面的風壓激勵加入到轎車車身結構SEA模型中，得到轎車車外噪聲SEA分析模型(如圖14所示)，利用該模型對轎車兩側距其縱向垂直對稱面7.5m及距地面1.2m的位置的車外噪聲進行分析預測得到轎車車外噪聲，實施例得到的轎車車外噪聲為73.95dB(A)。為了驗證轎車車外噪聲預測結果的有效性，根據GB 1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》，當轎車樣車研制出來后對其進行加速行駛車外噪聲測試，測試結果為72.60dB(A)。預測值比試驗值大1.35dB(A)。誤差為1.86％，絕對誤差小于1.50dB(A)，預測結果充分顯示了統計能量分析模型對轎車車外噪聲預測的有效性。
因此，可以利用本發明提出的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法對開發設計階段轎車產品的不同車外噪聲控制方案進行比較和優化，從而縮短產品開發周期，大幅降低開發成本。
權利要求
1.一種基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，包括建立轎車車身結構SEA模型、確定轎車車身結構子系統SEA參數、確定轎車車身所受的外部激勵能量和轎車車外噪聲分析預測，其特征在于，基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法還包括建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型，所述的建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型包括如下步驟
1)在轎車車身結構SEA模型的左右兩側建立半無限流體，并將半無限流體與各轎車車身結構子系統相連；
2)半無限流體位于距轎車車身縱向對稱面7.5m并距地面1.2m的位置；
3)能量從各轎車車身結構子系統以球面波的形式傳遞到半無限流體。
2.按照權利要求1所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，其特征在于，所述的確定轎車車身結構子系統SEA參數包括如下步驟
1)確定各轎車車身結構子系統模態密度
(1)對于轎車車身結構中的梁類子系統簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態密度為
式中l.梁的長度，單位.m；CB.彎曲波速，單位.m/s，且f.頻率，單位.Hz，Cl.縱波速，單位.m/s，R.梁截面的回轉半徑，單位.m，I.截面慣性矩，單位.m4，S.梁截面面積，單位.m2；
(2)對于轎車車身結構中較規則的平板和近似平板的曲面板均作為二維平板，二維平板的模態密度為
式中Ap.平板面積，單位.m2；R.截面回轉半徑，單位.m；Cl.縱波速，單位.m/s；
(3)對于車身結構中的復雜結構子系統的模態密度可通過有限元方法進行計算，根據模態密度的定義，模態密度為單位頻帶內的模態數，建立復雜子系統的有限元模態分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內的模態數，即可得到各復雜子系統的模態密度；
2)確定各轎車車身結構子系統內損耗因子
轎車車身結構子系統i的內損耗因子ηi主要是由三種彼此獨立的阻尼機理構成
ηi＝ηis+ηir+ηib
式中ηis.轎車車身結構子系統本身材料摩擦構成的結構損耗因子；
ηir.轎車車身結構子系統振動聲輻射阻尼形成的損耗因子；
ηib.轎車車身結構子系統邊界連接阻尼構成的損耗因子；
a.結構損耗因子可通過查材料手冊的方式獲得
玻璃的內損耗因子.η玻璃＝1.0×10-3；鋼的內損耗因子.η鋼＝2.5×10-4；
塑料的內損耗因子.η塑料＝0.3；
b.聲輻射損耗因子可由下式計算
式中ρ0.空氣密度，單位.kg/m3；ρs.結構的面積質量密度，單位.kg/m2；σir.結構的輻射比；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；c為聲速，單位為m/s；
c.轎車車身結構子系統間邊界連接阻尼構成的損耗因子為
式中h.邊界連接間隙厚度，單位.m；p、r.邊界連接間隙內氣體壓力、比熱比，單位.分別為Pa、J/kg·K；Sb.梁板重疊面積，單位.m2；Ap、ρs、Rp、Cl.分別為結構的面積、面積質量密度、回轉半徑和縱波速，單位.分別為m2、kg/m2、m、m/s；c為聲速，單位為m/s；f為頻率，單位為Hz；γ為氣體的動粘性系數，單位為Ns/m2；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s；H(θ)的值由圖17中所示的曲線選取；
3)確定各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子
在轎車車身結構中轎車車身結構子系統與轎車車身結構子系統耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算
式中CB.子系統a的彎曲波速，單位.m/s；L.耦合連接的連接線長度，單位.m；τab.從子系統a到子系統b之間連接的波傳播系數；ω.1/3倍頻帶中心圓頻率，單位.rad/s；Sa.子系統a的表面積，單位.m2。
3.按照權利要求1所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，其特征在于，所述的確定轎車車身所受的外部激勵能量包括如下步驟
1)確定發動機艙的聲激勵能量
按點聲源計算公式，計算發動機對車身板件結構的聲激勵能量
式中Lise.發動機對四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位.dB；L1.發動機1m聲功率試驗測點聲壓級，單位.dB；r1＝1m；r2.預測聲激勵點距發動機表面的距離，單位.m；
2)確定發動機懸置的激勵能量
a.在產品開發設計階段，當發動機已定型、且發動機懸置參數確定之后，可以對發動機進行臺架試驗，測得發動機懸置主動側振動加速度；
b.再根據對發動機懸置系統的隔振率要求，計算出發動機懸置被動側的振動加速度
式中aa.發動機懸置主動側加速度，單位.m/s2；ap.發動機懸置被動側加速度，單位.m/s2；TdB.發動機懸置隔振率，單位.dB；
3)確定路面不平度對車身的激勵能量
a.在產品開發設計階段，建立轎車的虛擬樣機模型和B級路面模型；
b.然后讓虛擬樣機模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即得到路面不平度對車身的輸入激勵能量；
4)確定車身外表面風壓的激勵能量
采用計算流體動力學方法，建立轎車的模擬風洞試驗CFD分析模型，將CFD模型中的轎車車體表面與統計能量分析模型中的子系統一一對應，采用大渦仿真對車身外表面風壓激勵進行CFD仿真計算，即得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各轎車車身結構子系統所受到的風壓激勵能量值。
4.按照權利要求1所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，其特征在于，所述的轎車車外噪聲分析預測包括如下步驟
1)將計算得到的各轎車車身結構子系統模態密度、各轎車車身結構子系統內損耗因子、各轎車車身結構子系統間耦合損耗因子及轎車車身所受到的外部輸入激勵能量，如發動機懸置激勵能量、路面激勵能量、發動機艙聲激勵能量及轎車車身外表面的風壓激勵能量加入到轎車車身結構SEA模型中，得到轎車車外噪聲SEA分析模型；
2)利用轎車車外噪聲SEA分析模型對轎車兩側距轎車縱向對稱面7.5m和距地面1.2m的位置的車外噪聲進行分析預測得到轎車車外噪聲。
5.按照權利要求1所述的基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法，其特征在于，所述的建立轎車車身結構SEA模型包括如下步驟
根據統計能量分析模型的基本假設及子系統簡化原則，采用統計能量分析方法把轎車車身劃分成若干個結構子系統，把各結構子系統按照結構子系統間的相互關系連接起來，得到轎車車身結構SEA模型；
所述的若干個結構子系統包括左前門(1)、左后門(2)、左前門玻璃(3)、左后門玻璃(4)、左前翼子板(5)、左后翼子板(6)、左前鐘形座(7)、左前擋泥板(8)、左后擋泥板(9)、左后鐘形座(10)、發動機蓋(11)、前風擋玻璃(12)、車前地板(13)、前保險杠(14)、左A柱(15)、左B柱(16)、副車架(17)、防火墻(18)、衣帽架板(19)、右前門(20)、右后門(21)、右前門玻璃(22)、右后門玻璃(23)、右前翼子板(24)、右后翼子板(25)、右前鐘形座(26)、右前擋泥板(27)、右后擋泥板(28)、右后鐘形座(29)、行李箱蓋(30)、后風擋玻璃(31)、車后地板(32)、后保險杠(33)、右A柱(34)、右B柱(35)、行李箱地板(36)、后座隔板(37)和頂板(38)。
全文摘要
本發明公開了一種基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法。旨在克服轎車開發設計中即樣機研制之前不能對轎車車外噪聲進行準確分析預測的問題。基于半無限流體的轎車車外噪聲分析預測方法包括建立轎車車身結構SEA模型、建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型、確定轎車車身結構子系統SEA參數、確定轎車車身所受的外部激勵能量和轎車車外噪聲分析預測。所述建立轎車車外噪聲半無限流體預測模型包括的步驟在轎車車身結構SEA模型的左右兩側建立半無限流體，并將半無限流體與各轎車車身結構子系統相連；半無限流體位于距轎車車身縱向對稱面7.5m并距地面1.2m的位置；能量從各轎車車身結構子系統以球面波的形式傳遞到半無限流體。
文檔編號G06F17/50GK101814108SQ20101910000
公開日2010年8月25日 申請日期2010年2月8日 優先權日2010年2月8日
發明者陳書明, 王登峰, 郝赫, 李未, 蘇麗俐, 季楓, 譚剛平 申請人:吉林大學