轿车车外噪声分析预测方法 【技术领域】
本发明涉及一种应用于车辆工程领域的采用统计能量分析(SEA-Statistical Energy Analysis)技术，在汽车产品开发设计阶段对轿车车外噪声进行分析预测的方法。
背景技术
汽车噪声的大小是评价汽车产品质量的重要指标之一，直接影响用户的购车取向和产品的市场竞争力。汽车作为一种流动的噪声污染源，车外噪声直接影响其周围环境、人们的生活和身心健康。随着汽车保有量的不断增加，为了减少汽车车外噪声对环境的污染及对人们生活和身体健康的影响，国际标准化组织和各国纷纷制定关于汽车车外噪声限值和测量方法的法规和标准，我国于2002年经过对原标准的修订，发布并开始实施国家标准GB1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》。该标准规定汽车加速行驶车外噪声必须达到规定的限值要求，否则不能出厂销售。在我国，随着汽车工业的快速发展和人们生活水平的不断提高，轿车已经逐步进入家庭，同时人们对汽车低噪声的要求也不断提高，促使各大汽车制造厂商投入人力、物力等资源致力于降低车外噪声，但迄今为止，在轿车的自主开发过程中，由于在汽车产品开发设计阶段不能对汽车车外噪声进行准确分析预测，从而难以在产品开发设计阶段对车外噪声进行有效控制，汽车开发厂商仍采用的传统方法来控制车外噪声，直到车外噪声达到国家标准规定的限值为止。这种方法不仅延长了汽车产品的开发周期，同时也增加了产品开发成本。因此，需要一种能在汽车产品开发设计阶段就能对汽车车外噪声进行准确分析预测的方法，从而为汽车产品开发中、样机研制前为车外噪声控制提供依据。
【发明内容】
本发明所要解决的技术问题是克服了现有技术存在的采用的传统方法来控制车外噪声即在轿车产品开发设计阶段难以对车外噪声进行预测的问题，提供了一种使得轿车在产品开发设计阶段即样车研制出来之前，就能够对其车外噪声进行分析预测的轿车车外噪声分析预测方法。从而为轿车车外噪声控制提供依据，能够缩短轿车产品的开发周期，降低开发成本，使所开发车型的车外噪声满足设计及标准规定的要求。
为解决上述技术问题，本发明是采用如下技术方案实现的：轿车车外噪声分析预测方法由建立轿车车身结构SEA模型、建立车外声腔SEA模型、确定车身结构和车外声腔子系统SEA参数、确定车身所受外部的激励能量和车外噪声分析预测五步骤组成。所述的建立车外声腔SEA模型是在轿车车身结构SEA模型车身外表面与轿车车身左右两侧建立车外声腔SEA模型。车外声腔包括车身表面外部声腔、中部声腔和预测声腔。
所述的车身表面外部声腔根据轿车车身结构SEA模型结构子系统划分情况离散为各个小声腔，每个小声腔和对应的各车身结构子系统表面相互耦合，并且各个小声腔之间也相互耦合，使车身表面外部声腔覆盖整个车身，车身表面外部声腔厚度为0.2～0.6m。
所述的中部声腔外侧平面位于距车身纵向中心垂直对称面的距离为7.2～7.4m处，中部声腔内侧面和车身表面外部声腔的外侧面相耦合，且耦合面的尺寸相同。
所述的预测声腔的纵向中心垂直平面应位于距车身纵向中心垂直对称面7.5m处，预测声腔的内表面与中部声腔的外表面相耦合，且耦合面的尺寸相同，预测声腔的厚度取0.2～0.6m。
技术方案中所述的确定车身所受外部的激励能量包括以下步骤：
1.确定发动机舱的声激励能量包括以下步骤：
1)选定发动机型号并完成轿车整车总布置；
2)根据测得发动机1m的声功率试验数据及发动机舱内发动机外表面到发动机舱壁板间的距离，按点声源计算公式计算发动机对发动机舱的声激励：
Lise=L1-20logr2r1]]>
式中：Lise为发动机对其四周第i个板壁的激励声压级，单位为dB；L1为发动机1m声功率试验测点声压级，单位为dB；r1＝1m；r2为预测声激励点距发动机外表面的距离，单位为m。
2.确定发动机悬置的激励能量包括以下步骤：
1)选定发动机型号并确定发动机悬置参数；
2)对发动机进行台架试验，测得发动机悬置主动侧振动加速度，再根据对发动机悬置系统的隔振率要求，计算出发动机悬置被动侧的振动加速度：
ap=aa100.05TdB]]>
式中：aa为发动机悬置主动侧加速度，单位为m/s2；ap为发动机悬置被动侧加速度，单位为m/s2；TdB为发动机悬置隔振率，单位为dB。
3.确定路面不平度对车身的激励能量包括以下步骤：
1)建立轿车的虚拟样机模型和B级路面模型；
2)让虚拟样机模型以给定的速度在B级路面上行驶，在车身与悬架各连接点处测量振动加速度信号，即得到路面不平度对车身的输入激励。
4.确定车身外表面风压的激励能量包括以下步骤：
1)采用计算流体动力学即CFD方法，建立轿车的模拟风洞试验CFD分析模型；
2)将CFD模型中的车体表面与统计能量分析模型中的子系统一一对应，采用大涡仿真对车身外表面风压激励进行CFD仿真计算，即可以得到轿车以一定车速行驶时车身外表面各结构子系统所受到的风压激励值。
技术方案中所述的确定车身结构和车外声腔子系统SEA参数包括以下步骤：
1.确定子系统模态密度包括以下步骤：
1)确定车身结构各子系统模态密度：
a.将车身结构中梁类子系统简化成一维梁，一维梁横向振动的模态密度为：
n(f)=lCB]]>
式中：l为梁地长度，单位为m；CB为弯曲波速，单位为m/s，且CB=fRCl,]]>f为频率，单位为Hz，Cl为纵波速，单位为m/s，R为梁截面的回转半径，R=I/S,]]>单位为m，I为截面惯性矩，单位为m4，S为梁截面面积，单位为m2；
b.将车身结构中较规则的平板和近似平板的曲面板均简化成二维平板，二维平板的模态密度为：
n(f)=Ap2RCl]]>
式中：Ap为平板面积，单位为m2；R为截面回转半径，单位为m；Cl为纵波速，单位为m/s；
c.对于车身结构中复杂结构子系统的模态密度可通过有限元方法进行计算。根据模态密度的定义，模态密度为单位频带内的模态数，建立复杂子系统的有限元模态分析模型，计算1/3倍频程带宽内的模态数，即可得到各复杂子系统的模态密度；
2)确定车外声腔模态密度：
考虑到表面积和棱边的影响声腔的模态密度表示为：
n(ω)=ω2V2π2c3+ω2A16πc2+ωl16πc]]>
式中：ω为圆频率，单位为rad/s；V为声腔总体积单位为m3；l为总棱边长度，单位为m；A为总表面积，单位为m2；c为声速，单位为m/s；
2.确定子系统内损耗因子包括以下步骤：
1)确定车身结构各子系统内损耗因子：
结构子系统i的内损耗因子ηi主要是由三种彼此独立的阻尼机理构成：
ηi＝ηis+ηir+ηib
式中：ηis为结构子系统本身材料摩擦构成的结构损耗因子；
ηir为结构子系统振动声辐射阻尼形成的损耗因子；
ηib为结构子系统边界连接阻尼构成的损耗因子；
其中：结构损耗因子可通过查材料手册的方式获得；
声辐射损耗因子可由下式计算：
ηir=ρ0cσirωρs]]>
式中：ρ0为空气密度，单位为kg/m3；ρs为结构的面积质量密度，单位为kg/m2；σir为结构的辐射比；
结构子系统间边界连接阻尼构成的损耗因子为：
ηib=Sbc2rp16π3f3ApρsRphClH(θ)]]>
式中：h为边界连接间隙厚度，单位为m；p、r为边界连接间隙内气体压力、比热比，单位分别为Pa、J/kg·K；Sb为梁板重叠面积，单位为m2；Ap、ρs、Rp、Cl分别为结构的面积、面积质量密度、回转半径和纵波速，单位分别为m2、kg/m2、m、m/s；
2)确定声腔内损耗因子：
由于车外声场是半自由场，车外声腔内损耗因子可以通过查阅《声学手册》来确定；
3.确定子系统间耦合损耗因子包括以下步骤：
1)确定车身结构各子系统间耦合损耗因子：
在车身结构中，结构与结构子系统耦合方式最多的是直线连接，这种耦合方式的耦合损耗因子可由下式计算：
ηab=2CBLτabπωSa]]>
式中：CB为子系统a的弯曲波速，单位为m/s；L为耦合连接的连接线长度，单位为m；τab为从子系统a到子系统b之间连接的波传播系数；ω为1/3倍频带中心圆频率，单位为rad/s；Sa为结构a的表面积，单位为m2；
2)确定车身结构子系统与声腔间耦合损耗因子：
车身结构子系统与声腔耦合时，车身结构板件的结构声辐射损耗因子即为车身结构子系统与声腔间的耦合损耗因子，
ηsc=ρ0cσωρs]]>
由互易原理可得
ηcs=6ρ0cnsωρsnc]]>
式中：ηsc为结构-声腔间的耦合损耗因子；ηcs为声腔-结构间的耦合损耗因子；ρ0为空气的质量密度，单位为kg/m3；ρs为结构的质量密度，单位为kg/m3；c为声速，单位为m/s；σ为声辐射系数；ns为结构的模态密度，单位为Hz-1；nc为声腔的模态密度，单位为Hz-1。
技术方案中所述的车外噪声分析预测包括以下步骤：
1.将计算得到的各子系统模态密度、内损耗因子、耦合损耗因子等SEA模型参数，以及车身受到的外部输入激励，如发动机悬置激励、路面激励、发动机舱声激励、车身外表面的风压激励加入到轿车车身结构SEA模型中，得到轿车SEA分析模型；
2.利用轿车SEA分析模型对轿车两侧距其纵向垂直对称面7.5m处的车外噪声进行预测，得到其车外噪声。
技术方案中所述的建立轿车车身结构SEA模型包括以下步骤：
根据统计能量分析模型的基本假设及子系统简化原则，采用统计能量分析方法把轿车车身划分成若干个结构子系统，再把各结构子系统按照它们相互关系连接起来，得到轿车车身结构SEA模型。所述的若干个结构子系统包括：左前门(1)、左后门(2)、左前门玻璃(3)、左后门玻璃(4)、左前翼子板(5)、左后翼子板(6)、左前钟形座(7)、左前挡泥板(8)、左后挡泥板(9)、左后钟形座(10)、发动机盖(11)、前风挡玻璃(12)、车前地板(13)、前保险杠(14)、左A柱(15)、左B柱(16)、副车架(17)、防火墙(18)、衣帽架板(19)、右前门(20)、右后门(21)、右前门玻璃(22)、右后门玻璃(23)、右前翼子板(24)、右后翼子板(25)、右前钟形座(26)、右前挡泥板(27)、右后挡泥板(28)、右后钟形座(29)、行李箱盖(30)、后风挡玻璃(31)、车后地板(32)、后保险杠(33)、右A柱(34)、右B柱(35)、行李箱地板(36)、后座隔板(37)和顶板(38)。
与现有技术相比本发明的有益效果是：
1.本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法提出了一种用统计能量分析技术，在轿车产品开发设计阶段、样机研制之前对其车外噪声进行分析预测的方法，利用该方法可以在产品设计阶段对不同车外噪声控制方案产生的效果进行分析比较和低噪声设计，从而对车外噪声实施有效控制，使所开发车型达到规定的设计和标准要求。克服了传统方法需要样机研制后通过试验测试车外噪声，识别出车外主要噪声源，采取降噪措施后再进行试验测试所导致人力、物力和时间上的浪费，缩短了产品开发周期，降低了开发成本。
2.参阅图20，本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法可以对车外噪声主要噪声源及其传递路径进行分析、识别，从图中可以看出，动力总成对车外噪声贡献度最大，尤其是在中频段，而顶板对车外噪声贡献度较小，从而为车外噪声的有效控制提供依据。
3.本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法较用点声源理论计算车外噪声的优点是：点声源法计算车外噪声是先通过试验测试发动机1m声功率值、发动机排气出口处噪声、发动机风扇噪声等车外主要噪声源，然后按点声源理论计算上述主要噪声源向车两侧7.5m处传播的空气传声。该方法只能计及声源的空气传播声，不能计及由路面激励和发动机振动引起车身板件振动以及发动机声激励引起发动机舱板件振动向车两侧辐射的噪声，也无法计及汽车行驶时车身外表面空气压力波动引起车身板件振动向车两侧辐射的噪声。因此，本发明提出的方法车外噪声预测精度高。
4.本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法与消声室内和场地车外噪声试验法，以及近场声全息和空间声场变换法测量车外噪声比较，这些方法只有样车研制出来后才可进行上述试验测量。本发明提出的是一种车外噪声分析预测方法，用于轿车产品开发阶段尤其是样机研制出来之前。
【附图说明】
下面结合轿车建立车身结构SEA模型、建立车外声腔的SEA模型、确定车身结构和车外声腔子系统SEA参数、确定车身所受外部的激励能量以及车外噪声预测，并结合该轿车的相关附图对本发明作进一步的说明：
图1-a为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法把车身划分成若干个结构子系统，把各结构子系统按照其相互关系连接起来得到轿车车身结构SEA模型图，图中表示了序号为1-7、11-12、14-16、26、30-31、33和38的名称为前门、左后门、左前门玻璃、左后门玻璃、左前翼子板、左后翼子板、左前钟形座、发动机盖、前风挡玻璃、前保险杠、左A柱、左B柱、右前钟形座、行李箱盖、后风挡玻璃、后保险杠和顶板的结构子系统；
图1-b为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法把车身划分成若干个结构子系统，图1-b是在图1-a地基础上去掉了序号为1-7、11-12、14-16、26、30-31、33和38的结构子系统后所建立的轿车车身结构SEA模型图，图中表示了序号为9-10、13、17-18、20-25、28-29、32和34-36的名称为左后挡泥板、左后钟形座、车前地板、副车架、防火墙、右前门、右后门、右前门玻璃、右后门玻璃、右前翼子板、右后翼子板、右后挡泥板、右后钟形座、车后地板、右A柱、右B柱和行李箱地板的结构子系统；
图1-c为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法把车身划分成若干个结构子系统，图1-c是在图1-a地基础上去掉了序号为3-4、7、12、26、31和38的结构子系统后所建立的轿车车身结构SEA模型图，图中表示了序号为8、19、27和37的名称为左前挡泥板、衣帽架板、右前挡泥板和后座隔板的结构子系统；
图2为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法在上述轿车车身结构SEA模型基础上把车外声腔划分成若干个声腔子系统从而建立了车身外声腔的SEA模型；
图3为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法把轿车车身结构SEA模型和车外声腔SEA模型连接起来所得到的轿车车身SEA结构子系统与车外声腔耦合图；
图4为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的轿车车外声腔尺寸图；
图5为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的A、B柱等梁类子系统的模态密度随频率的变化曲线；
图6为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的板类结构和复杂结构子系统的模态密度随频率的变化曲线；
图7为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的预测声腔模态密度随频率的变化曲线；
图8为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的结构子系统内损耗因子随频率的变化曲线；
图9为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的声腔吸声系数随频率的变化曲线；
图10为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的隔热墙与车前地板间的耦合损耗因子随频率的变化曲线；
图11为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的乘坐室前声腔与车前地板间的耦合损耗因子随频率的变化曲线；
图12为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的发动机舱右侧面声激励随频率的变化曲线；
图13为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的发动机右悬置被动侧振动加速度激励随频率的变化曲线；
图14为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所建立的轿车的虚拟样机模型；
图15为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所建立的B级路面模型；
图16为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法虚拟样机模型以50km/h的速度在B级路面上匀速行驶时，左前悬架滑柱与车身连接点的垂直方向振动加速度随频率的变化曲线；
图17为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所建立的轿车模拟风洞试验CFD分析模型；
图18为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法当车速为50km/h时计算汽车左前门玻璃风压激励值随频率的变化曲线；
图19为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法输入SEA参数和施加激励后所得到的轿车SEA分析模型；
图20为采用本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法所得到的车外噪声贡献度分析曲线；
图21为本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法的分析流程框图。
【具体实施方式】
下面结合附图对本发明作详细的描述：
随着汽车保有量的不断增加，为了减少汽车车外噪声对环境的污染及对人们生活和身体健康的影响，本发明所述的轿车车外噪声分析预测方法按国家标准GB1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》的规定，用统计能量分析(SEA)技术对轿车车外噪声进行分析预测。使得轿车在产品开发设计阶段即样车研制出来之前，就能够对其车外噪声进行分析预测，从而为车外噪声控制提供依据。本发明能够缩短轿车产品的开发周期，降低开发成本，使所开发车型的车外噪声满足设计及标准规定的要求。轿车车外噪声分析预测方法包括轿车车身的SEA建模、车外声腔的SEA建模、车身结构和车外声腔子系统SEA参数确定、车身所受外部激励能量的确定和车外噪声分析预测五个步骤。
I.建立轿车车身结构SEA模型
参阅图1，根据统计能量分析模型的基本假设及子系统简化原则，采用统计能量分析方法可把轿车车身划分成若干个结构子系统，把各结构子系统按照其相互关系连接起来，得到如图所示的轿车车身结构SEA模型。轿车车身结构SEA模型划分的结构子系统随车身结构不同而异，通常包含的结构子系统如下表所示：
编号 子系统 结构性质 材料 编号 子系统 结构性质 材料 1 左前门 曲面板 钢 20 右前门 曲面板 钢 2 左后门 曲面板 钢 21 右后门 曲面板 钢 3 左前门玻璃 平板 玻璃 22 右前门玻璃 平板 玻璃 4 左后门玻璃 平板 玻璃 23 右后门玻璃 平板 玻璃 5 左前翼子板 曲面板 钢 24 右前翼子板 曲面板 钢 6 左后翼子板 曲面板 钢 25 右后翼子板 曲面板 钢
7 左前钟形座 锥壳 钢 26 右前钟形座 锥壳 钢 8 左前挡泥板 曲面板 钢 27 右前挡泥板 曲面板 钢 9 左后挡泥板 曲面板 钢 28 右后挡泥板 曲面板 钢 10 左后钟形座 锥壳 钢 29 右后钟形座 锥壳 钢 11 发动机盖 平板 钢 30 行李箱盖 平板 钢 12 前风挡玻璃 平板 玻璃 31 后风挡玻璃 平板 玻璃 13 车前地板 平板 钢 32 车后地板 平板 钢 14 前保险杠 曲面板 塑料 33 后保险杠 曲面板 塑料 15 左A柱 梁 钢 34 右A柱 梁 钢 16 左B柱 梁 钢 35 右B柱 梁 钢 17 副车架 梁 钢 36 行李箱地板 平板 钢 18 防火墙 平板 钢 37 后座隔板 平板 钢 19 衣帽架板 平板 塑料 38 顶板 曲面板 钢
II.建立车外声腔SEA模型
参阅图2至4，在上述轿车车身结构SEA模型基础上，在轿车车身SEA模型车身外表面与轿车车身左右两侧建立车外声腔SEA模型，车外声腔包括车身表面外部声腔、中部声腔和预测声腔，从而建立了车身外声腔SEA模型(如图2所示)。
车身表面外部声腔应根据轿车车身结构SEA模型结构子系统划分情况相应地可以离散为各个小声腔，每个小声腔应和对应的各车身结构子系统表面相互耦合，并且相邻小声腔之间也相互耦合，以保证它们之间的能量传递，务必使车身表面外部声腔覆盖整个车身(的上、下、左、右、前和后六个面)。车身表面外部声腔厚度，也就是声腔外表面距车身表面的距离可以根据车型而定，建议厚度在0.2～0.6m之间。车身表面外部声腔的左右两外侧面与中部声腔耦合。
中部声腔是一个矩形声腔，中部声腔内侧面与车身表面外部声腔的外侧面相耦合，且耦合面的尺寸相同，从而使来自车身结构的激励能量能通过车身表面外部声腔传递到中部声腔，中部声腔外侧平面位于距车身纵向中心垂直对称面的距离为7.2～7.4m处，中部声腔的外侧面与预测声腔相耦合。
预测声腔是一个矩形声腔，预测声腔内侧面与中部声腔的外侧面相耦合，且耦合面的尺寸相同，从使来自车身结构的激励能量能通过车身表面外部声腔和中部声腔传递到预测声腔，预测声腔厚度取0.2～0.6m。预测声腔的纵向中心垂直平面应位于距车身纵向中心垂直对称面7.5m处，以使其与GB1495-2002规定的汽车加速行驶车外噪声测量方法规定的测点位置一致。
把轿车车身结构SEA模型和车外声腔SEA模型连接起来，就得到轿车车外噪声SEA耦合模型(如图3所示)，车外声腔尺寸如图4所示。
III.确定车身结构和车外声腔子系统SEA参数
1.确定子系统模态密度
1)确定车身结构子系统模态密度
参阅图5与图6，对于车身结构中的梁类子系统(如A、B柱)可以简化成一维梁，一维梁横向振动的模态密度为：
n(f)=lCB---(1)]]>
式中：l为梁的长度，单位为m；CB为弯曲波速，单位为m/s，且CB=fRCl,]]>f为频率，单位为Hz，Cl为纵波速，单位为m/s，R为梁截面的回转半径，R=I/S,]]>单位为m，I为截面惯性矩，单位为m4，S为梁截面面积，单位为m2。
对于车身结构中的较规则的平板和近似平板的曲面板均近似作为规则板件来处理，以便计算其模态密度。二维平板的模态密度为：
n(f)=Ap2RCl---(2)]]>
式中：Ap为平板面积，单位为m2；R为截面回转半径，单位为m；Cl为纵波速，单位为m/s。
对于车身结构中的复杂结构子系统(如钟型座)的模态密度可通过有限元方法进行计算。根据模态密度的定义，模态密度为单位频带内的模态数，建立复杂子系统的有限元模态分析模型，计算1/3倍频程带宽内的模态数，即可得到各复杂子系统的模态密度。
车身结构各子系统中A柱和B柱梁类结构的模态密度如图5所示；板类结构和复杂结构(如左前门、顶板)的模态密度如图6所示。
2)确定车外声腔模态密度
参阅图7，声腔的模态密度可以表示为：
n(ω)=ω2V2π2c3---(3)]]>
考虑到表面积和棱边影响的修正项，上式变为：
n(ω)=ω2V2π2c3+ω2A16πc2+ωl16πc---(4)]]>
式中：ω为圆频率，单位为rad/s；V为声腔总体积，单位为m3；l为总棱边长度，单位为m；A为总表面积，单位为m2；c为声速，单位为m/s。
车外声腔的模态密度如图中所示。
2.确定子系统内损耗因子
1)确定车身结构子系统内损耗因子
参阅图8，结构子系统i的内损耗因子ηi主要是由三种彼此独立的阻尼机理构成的：
ηi＝ηis+ηir+ηib (5)
式中：ηis为结构子系统本身材料摩擦构成的结构损耗因子；
ηir为结构子系统振动声辐射阻尼形成的损耗因子；
ηib为结构子系统边界连接阻尼构成的损耗因子。
其中：结构损耗因子可通过查材料手册的方式获得：
玻璃的内损耗因子：η玻璃＝1.0×10-3；钢的内损耗因子：η钢＝2.5×10-4；
塑料的内损耗因子：η塑料＝0.3；
声辐射损耗因子可由下式计算：
ηir=ρ0cσirωρs---(6)]]>
式中：ρ0为空气密度，单位为kg/m3；ρs为结构的面积质量密度，单位为kg/m2；σir为结构的辐射比。
结构子系统间边界连接阻尼构成的损耗因子为：
ηib=Sbc2rp16π3f3ApρsRphClH(θ)---(7)]]>
式中：h为边界连接间隙厚度，单位为m；p、r为边界连接间隙内气体压力、比热比，单位分别为Pa、J/kg·K；Sb为梁板重叠面积，单位为m2；Ap、ρs、Rp、Cl分别为结构的面积、面积质量密度、回转半径和纵波速，单位分别为m2、kg/m2、m、m/s。
由于边界连接损耗因子非常小，一般可以忽略不计。
将上述三部分损耗因子进行合成，就可以得到子结构内损耗因子(如图中所示)。
2)确定声腔内损耗因子
参阅图9，由于车外声场是半自由场，车外声腔内损耗因子可以通过查阅《声学手册》来确定，声腔吸声系数如图中所示。
3.确定子系统间耦合损耗因子
1)确定车身结构子系统间耦合损耗因子
参阅图10，在车身结构中，结构与结构子系统耦合方式最多的是直线连接，这种耦合方式的耦合损耗因子可由下式计算：
ηab=2CBLτabπωSa---(9)]]>
式中：CB为子系统a的弯曲波速，单位为m/s；L为耦合连接的连接线长度，单位为m；τab为从子系统a到子系统b之间连接的波传播系数；ω为1/3倍频带中心圆频率，单位为rad/s；Sa为子系统a的表面积，单位为m2。
可以算出隔热墙与车前地板间的耦合损耗因子(图中所示)。
2)确定车身结构子系统与声腔间的耦合损耗因子
参阅图11，车身结构子系统与声腔耦合时，车身结构板件的结构声辐射损耗因子即为车身结构子系统与声腔间的耦合损耗因子
ηsc=ρ0cσωρs---(10)]]>
由互易原理可得
ηcs=6ρ0cnsωρsnc---(11)]]>
式中：ηsc为结构-声腔耦合间的损耗因子；ηcs为声腔-结构耦合间的损耗因子；ρ0为空气的质量密度，单位为kg/m3；ρs为结构的质量密度，单位为kg/m3；c为声速，单位为m/s；σ为声辐射系数；ns为结构的模态密度，单位为Hz-1；nc为声腔的模态密度，单位为Hz-1。
可以算出车身表面外部声腔(局部)与左前门玻璃间的耦合损耗因子(图中所示)。
IV.确定车身所受的外部激励能量
1.确定发动机舱的声激励能量
参阅图12，在汽车产品开发阶段样机试制前，还无法在实车上进行发动机对车身辐射声激励的试验测试。但在整车总布置完成后，发动机选型已定，可以根据厂商提供的按GB/T 1859-2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量-工程法及简易法》测得的发动机1m声功率试验数据，以及发动机舱内发动机表面到车身各相应板壁间的距离，按点声源计算公式，计算发动机对车身板件结构的声激励：
Lise=L1-20logr2r1---(12)]]>
式中：Lise为发动机对其四周第i个板壁的激励声压级，单位为dB；L1为发动机1m声功率试验测点声压级，单位为dB；r1＝1m；r2为预测声激励点距发动机表面的距离，单位为m。
按公式(12)算得的发动机舱右侧面声激励(如图中所示)。
2.确定发动机悬置的激励能量
参阅图13，在产品开发设计阶段，当发动机已定型、且发动机悬置参数确定之后，可以对发动机进行台架试验，测得发动机悬置主动侧振动加速度，再根据对发动机悬置系统的隔振率要求，计算出发动机悬置被动侧的振动加速度：
ap=aa100.05TdB---(13)]]>
式中：aa为发动机悬置主动侧加速度，单位为m/s2；ap为发动机悬置被动侧加速度，单位为m/s2；TdB为发动机悬置隔振率，单位为dB。
按公式(13)计算出发动机右悬置被动侧的振动加速度激励(如图中所示)。
3.确定路面不平度对车身的激励能量
参阅图14至图16，在产品开发设计阶段，建立轿车的虚拟样机模型和B级路面模型分别如图14和图15所示，然后让虚拟样机模型以给定的速度在B级路面上行驶，在车身与悬架各连接点处测量振动加速度信号，即可得到路面不平度对车身的输入激励。
图16为虚拟样机模型以50km/h的速度在B级路面上行驶时，左前悬架滑柱与车身连接点的垂直方向振动加速度。
4.确定车身外表面风压的激励能量
参阅图17与图18，采用计算流体动力学(Computational Fluid Dynamics-CFD)方法，建立轿车的模拟风洞试验CFD分析模型(如图17所示)，将CFD模型中的车体表面与统计能量分析模型中的子系统一一对应，采用大涡仿真(LES)对车身外表面风压激励进行CFD仿真计算，即可以得到轿车以一定车速行驶时车身外表面各结构子系统所受到的风压激励值。
当车速为50km/h时，计算汽车左前门玻璃的风压激励值(如图18所示)。
V.车外噪声分析预测
参阅图19与图20，将计算得到的各子系统模态密度、内损耗因子、耦合损耗因子等SEA模型参数，以及车身受到的外部输入激励，如发动机悬置激励、路面激励、发动机舱声激励、车身外表面的风压激励加入到轿车车身结构SEA模型中，得到轿车SEA分析模型(如图19所示)，利用该模型对轿车两侧距其纵向垂直对称面7.5m处的车外噪声进行分析预测，得到其车外噪声为74.59dB(A)。为了验证车外噪声预测结果的有效性，根据GB 1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》，当样车研制出来后对其进行加速行驶车外噪声测试，测试结果为72.6dB(A)。预测值比试验值大1.99dB(A)。误差为2.7％，绝对误差小于2dB(A)，预测结果充分显示了统计能量分析模型对车外噪声预测的有效性。
因此，可以利用本发明提出的轿车车外噪声分析预测方法对开发设计阶段轿车产品的不同车外噪声控制方案进行比较和优化，从而缩短产品开发周期，大幅降低开发成本。