CN110276117B - 一种非规则封闭空间噪声模型及其构建方法和应用 - Google Patents

Abstract

本发明属于计算机辅助设计技术领域，公开了一种非规则封闭空间噪声模型及其构建方法和应用，采用阻抗‑导纳以及格林函数法建立非规则封闭空间结构‑声耦合分析的理论模型，并转化成数值分析模型，相对于以前的模型，彻底摆脱了对子结构解析解的依赖，可以用于无解析解的实际封闭空间。本发明基于非规则封闭空间结构‑声耦合分析的声压和板振速的响应表达式，并且运用模态叠加法找到了耦合系数计算公式，使结构‑声耦合计算成为可能；计算压电薄膜和薄板之间的相互作用力，能导出压电薄膜在恒定电场下作用于薄板的静态弯矩随薄膜厚度变化的规律。

Description

一种非规则封闭空间噪声模型及其构建方法和应用

技术领域

本发明属于计算机辅助设计技术领域，尤其涉及一种非规则封闭空间噪声模型及其构建方法和应用。

背景技术

目前，业内常用的现有技术是这样的：从近年我国车展可以看到，由于日益激烈的市场竞争，客户对乘坐舒适性的要求越来越高，使得汽车NVH(噪声与振动控制)问题变成客户强制。在整车NVH舒适性的评价内容体系中，由于乘客的直接感受性，相对于路面噪声，轮胎噪声，以及风噪等外部噪声来说，成员厢内部噪声对成员主观感受影响更大，因此如何提高车辆内部成员厢听觉舒适性是目前摆在国内车企面前的一个很大的课题。对于轿车成员厢内部噪声的处理，一般采用隔声和吸声的方法来处理。由于车内声场的复杂性，对车内噪声控制近几年主要通过主动控制的方法进行。噪声主动控制系统分为两个子系统，一个是物理系统，一个是电控系统。物理系统包括检查误差所必需的传感器和用于控制的作动器，它们为车内结构和声的控制提供了物理手段，这个系统可以认为是主动控制系统中的硬件部分。电控系统则为驱动物理系统提供控制信号，其中包括控制目标函数、控制策略软件等软件部分。只有当这两个子系统能很好地协调工作，控制系统才能有良好的表现。噪声的主动控制与结构的主动控制也是密不可分的。例如噪声通常由结构的振动引起，通过控制结构振动能实现消声的目的。控制系统的一个重要组成部分就是变换器(transducer)，它能把物理特征信号变换为电信号，也能把电信号变换为实际控制用的物理信号。根据变换器的分布，可以将它们分为三类：点状分布的变换器、点列分布的变换器以及连续分布的变换器。具体而言，变换器包括传感器和作动器：传感器通过测量来感知扰动和物理系统的变量，作动器则根据控制电信号产生动作，从而改变物理系统的响应。变换器和作动器控制弹性结构的振动一直是研究热点。但是，这些控制器常常导致作动器和观察器的溢出，即残缺模态导致闭环系统的不稳定。因此，人们提出模态过滤技术。传感器和作动器可以直接测量或者激励起梁和板某阶特定的模态，而且不需要在线实时地进行数字信号处理。测量得到的结构振动信号作为误差信号来减小全局的结构和声扰动，并且使用这种方法来取代以前用麦克风测量得到的误差信号。这样构成了一个紧凑的智能控制系统，实现全局的声压衰减。若采用麦克风测量，必须将麦克风放置在距离振动结构比较远的地方，使控制系统过于松散。因此，采用振动传感器测量误差信号。整个工作主要着重于理论建模和数值仿真，最后得出结论：采用结构建模的速度振幅可以对声势能和声功率进行理论上的描述。压电材料即电致伸缩材料，当它被置于电场时会产生力和位移。压电材料大致可分为三类：无机压电材料如压电晶体和压电陶瓷；有机压电材料，又称压电聚合物，如偏聚氟乙烯(PVDF)；复合压电材料。三者各有优劣。压电材料在电压驱动下所表现出来的响应特性，及其在各种载荷下表现出来的电特性，是人们研究认识压电材料的重点。近几年来，结构和声的主动控制已经逐渐从理论转为现实。其中最成功的控制一般都是针对谐波扰动的控制；最近大家才将注意力转移到随机扰动的控制上来。前馈控制一直都被用于谐波扰动的控制；而对于随机扰动，如果没有合适的参考信号，一般都采用反馈控制。国内噪声主动控制的研究现状，国内的研究直到本世纪初才渐渐起步。海军工程大学的孙昭君对四冲程柴油机的排气噪声的机理和特性进行了研究：利用波形合成的原理，控制高速信号处理芯片合成次级声源的声波，实现宽带消声，并对柴油机的排气噪声进行了有源消声的初步设计。北京空军航空医学研究所的余文斌提出了一种新型闭环反馈式有源消声耳罩结构。西安交通大学的张菊香对窗式空调噪声产生机理进行了分析。振动噪声产生的根源，通过不同的方法进行自适应的有源消声设计，找到了具有良好应用前景的噪声主动控制方法。在封闭空腔内结构-声耦合系统控制方面，国内的研究也才刚刚起步。目前看来，研究主要集中在对作动器的位置优化与控制策略上。南京航空航天大学的杨铁军采用一长方体封闭空间来模拟直升机舱室。他运用自适应FIR滤波器来设计内模控制的控制器，并采用IIR滤波器模拟误差通道，从而构造出一套基于自适应内模控制技术的主动消声系统。东南大学的谢建良推导了在初级和次级力源共同作用下弹性板振动向封闭空间内辐射声波的公式，并建立了有源力最优控制模型；同时，他还对单通道多作动器控制策略进行了研究。重庆大学的李克强抽象出轿车成员厢模型，在以矩形波的板箱系统作为模型的研究基础上，讨论了外界声源激励下的箱内的噪声。上海交通大学的饶柱石研究了具有两个弹性板的矩形封闭空间在外力源作用下空腔内的声压分布。对PZT贴片的位置进行优化，讨论了噪声主动控制的消声机理，在数值仿真上取得了良好的结果。耿厚才在此基础上，将该理论应用到不规则封闭空间，对贴附有PZT的不规则空间建立了动力学方程，并数值仿真和实验验证，结果基本吻合。

综上所述，现有技术存在的问题是：目前国内噪声主动控制主要集中在对作动器的位置优化与控制策略上。

解决上述技术问题的难度：

噪声主动控制是近年来研究的热点，其中封闭空间的噪声主动控制是其重要的分支，其应用对象包括汽车驾驶室，成员厢，飞机机舱等。对封闭空间有很多模型，主要有长方体模型、圆柱体模型、梯形体模型。前两种可以采用纯解析解方式建模，梯形体采用数值解和解析解相结合的方式建模，在实际生活中，结构和声腔存在解析解的情况并不多。为了分析现实生活中封闭空间内的噪声主动控制，例如轿车成员厢的噪声控制，必须对非规则封闭空间理论，数值建模及实验。PVDF压电薄膜是一种新型的电致伸缩智能材料，相对于脆性的压电陶瓷，具有很好的柔韧性和耐冲击能力，能够大面积贴附于任意形状的曲面上。所以拟选择PVDF压电薄膜为作动器以探索其在主动消声方面的控制能力。

解决上述技术问题的意义：

以梯形体封闭空间为研究对象，在点力激励下振动的弹性板设置为噪声源，模拟汽车成员厢噪声，在弯矩激励下振动的弹性板设置为控制声源，通过结构振动实现封闭空间内的主动消声。

发明内容

针对现有技术存在的问题，本发明提供了一种非规则封闭空间噪声模型及其构建方法和应用。

本发明是这样实现的，一种非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法，所述非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法选取PVDF压电薄膜作为作动器，采用以解析为主、结合数值计算的方法建立非规则封闭空间结构-声耦合的理论模型和数值模型，并且结合PVDF压电薄膜的机电耦合方程，对非规则封闭空间进行建模，对模型内空间内噪声进行主动控制。

进一步，所述非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法采用阻抗-导纳以及格林函数法建立非规则封闭空间结构-声耦合分析的理论模型，并转化成数值分析模型；基于非规则封闭空间结构-声耦合分析的声压和板振速的响应表达式，运用模态叠加法找到了耦合系数计算公式，使结构-声耦合计算成为可能；计算压电薄膜和薄板之间的相互作用力，导出压电薄膜在恒定电场下作用于薄板的静态弯矩随薄膜厚度变化的规律。

综上所述，本发明的优点及积极效果为采用阻抗-导纳以及格林函数法建立非规则封闭空间结构-声耦合分析的理论模型，并转化成数值分析模型，相对于以前的模型，彻底摆脱了对子结构解析解的依赖，可以用于无解析解的实际封闭空间。基于非规则封闭空间结构-声耦合分析的声压和板振速的响应表达式，并且运用模态叠加法找到了耦合系数计算公式，使结构-声耦合计算成为可能。计算压电薄膜和薄板之间的相互作用力，能导出压电薄膜在恒定电场下作用于薄板的静态弯矩随薄膜厚度变化的规律。

附图说明

图1是本发明实施例提供的非规则封闭空间噪声模型的构建方法流程图。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

下面结合附图对本发明的应用原理作详细的描述。

本发明实施例提供的非规则封闭空间噪声模型为：比率响度N'的计算公式：

N'＝0.08(E_TQ/E₀)^0.23[(0.5+0.5E/E_TQ)^0.23-1]。

如图1所示，本发明实施例提供的非规则封闭空间噪声模型的构建方法包括以下步骤：

S101:选取PVDF压电薄膜作为作动器，采用以解析为主、结合数值计算的方法建立非规则封闭空间结构-声耦合的理论模型和数值模型。

S102:结合PVDF压电薄膜的机电耦合方程，对非规则封闭空间进行建模，对模型内空间内噪声进行主动控制。

在本发明实施例中，非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法进一步采用阻抗-导纳以及格林函数法建立非规则封闭空间结构-声耦合分析的理论模型，并转化成数值分析模型；基于非规则封闭空间结构-声耦合分析的声压和板振速的响应表达式，运用模态叠加法找到了耦合系数计算公式，使结构-声耦合计算成为可能；计算压电薄膜和薄板之间的相互作用力，导出压电薄膜在恒定电场下作用于薄板的静态弯矩随薄膜厚度变化的规律。

在本发明实施例中，补充响度计算公式：

根据Stevens规律，响度可用如下式表示：

N＝kI^0.3 (1)

式中，N为响度，k是针对每个主体的系数，I是声强。

式中表示的模型对于近似计算简谐纯音时非常理想，但是一旦计入人耳听觉系统的选择特性以及掩蔽效应，上式就显得有很大的不足了。为了更好地得到感知响度的近似值，引入Zwicker响度理论进行响度的计算工作。

根据Zwicker响度理论，在响度中，对人耳听觉影响很大的是临界带宽的斜率。当引入刺激声强级这个概念后，不仅能够表达临界带宽之间的影响，也能描述斜率对人耳的影响。因此，Zwicker的响度模型是建立在刺激声强级概念上的。将某一个临界带宽上的响度叫做比率响度，用N'表示。将N'在整个特征频带上的积分便可以得到总响度N：

刺激声强级与特征频带还需要有个转换关系。在大量实验的基础上，对于单位刺激噪声，只有主刺激产生。但对于窄带噪声，由于涉及到临界带宽斜率的问题，所以引入刺激声强级斜率这个概念。但对于窄带噪声而言，虽然存在着刺激声强级斜率，他的主刺激声强级还是等于特征频带声强级。

在Zwicker响度模型中，刺激声强代替了一般声强。有关一般声强与刺激声强的关系，Zwicker给出了如下定义。

式中，ΔN'为比率响度增加量，ΔE为刺激声强增加量，a为常数。

如果N'_q和E_q分别对应于比率响度N和刺激声强E的静阈值，则：

所谓静阈值是指全混音中达到可听最小值的声强。设s为静阈因子，则用刺激声强E_TQ对应的静阈，称为静阈刺激声强E_q，根据它们的关系，可得到下式：

静阈因子可有效的计算由外界声所产生的掩蔽静阈值。由静阈产生的刺激声强可表示为：

E_TQ(f)＝3.64(f/1000)^-0.8；

当刺激声强为零时，其所产生的比率响度也为零。则式可用微分求解得：

若参考比率响度值为N'₀，则比率响度可表示为：

为得到幂指系数a的值，应用等刺激声强声的响度为其声强级函数，则上式可表示为：

在大量实验的基础上，得到幂指系数a≈0.23。而对于静阈因子s，根据响度单位sone的定义，可得s＝0.5，有此，可得到比率响度N'的计算公式如下：

N'＝0.08(E_TQ/E₀)^0.23[(0.5+0.5E/E_TQ)^0.23-1] (9)

式中，E₀为对应物理声强参考值I₀＝10^-12W/m²的刺激声强级。将(9)代入(1)中，即可通过声强值得到响度值。

本发明选取PVDF压电薄膜作为作动器，采用以解析为主、结合数值计算的方法建立非规则封闭空间结构-声耦合的理论模型和数值模型，并且结合PVDF压电薄膜的机电耦合方程，对类似汽车成员厢的非规则封闭空间进行建模，对模型内空间内噪声进行主动控制。用封闭空间对轿车成员厢进行建模，前人对封闭空间的主动控制领域展开了众多的研究，但大多数是规则的长方体封闭空间为对象，原因是该对象存在解析解；利用这些解析解可以方便地对封闭空间各种激励下的声压响应和板速度响应做出分析。对于非规则封闭空间，如何进行建模，并且能够不依赖解析解的情况下对任意形状的封闭空间模型进行结构-声耦合分析，以期更好的拟合成员厢的内部反应。并且在车厢内部一般均有内饰材料作为吸声材料，如何对这部分材料进行建模等。

目前普遍采用的压电作动器都是由压电陶瓷材料(PZT)制成。压电陶瓷是一种脆性材料，不耐冲击，也不适合大面积地贴附于结构上。因此选用正确的压电材料作动器的也是很重要的内容。PVDF压电薄膜优于一般的压电陶瓷，但对PVDF薄膜如何与薄板产生作用力，如何对PVDF薄膜进行建模以及如何控制PVDF作动器工作仍需要探讨。如何对非规则封闭空间主动消声，如何对声压进行响应，对相位进行调整等。

下面结合实验对本发明的应用效果做详细的描述。

首先要考察拟建立数值模型的正确性，然后再研究声场内模电的声压控制机理。因此首先要设计分别对封闭空间的两个弹性铝板施加点力激励和压电薄膜的弯矩激励。分别考察系统在两种外激励下，封闭空间内某点的声压响应情况，尔后，通过固定控制电压，调整相位的方式观察相位的消声规律。最后，针对某些峰值频率，通过PVDF的相位和电压，对这些峰值频率进行声压控制实验。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (1)

1.一种非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法，其特征在于，所述非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法选取PVDF压电薄膜作为作动器，采用以解析为主、结合数值计算的方法建立非规则封闭空间结构-声耦合的理论模型和数值模型；

并且结合PVDF压电薄膜的机电耦合方程，对非规则封闭空间进行建模，对模型内空间内噪声进行主动控制；

所述非规则封闭空间噪声模型的封闭空间主动噪声控制方法采用阻抗-导纳以及格林函数法建立非规则封闭空间结构-声耦合分析的理论模型，并转化成数值分析模型；基于非规则封闭空间结构-声耦合分析的声压和板振速的响应表达式，运用模态叠加法找到了耦合系数计算公式，使结构-声耦合计算成为可能；计算压电薄膜和薄板之间的相互作用力，导出压电薄膜在恒定电场下作用于薄板的静态弯矩随薄膜厚度变化的规律；

其中，非规则封闭空间噪声模型为：比率响度N'的计算公式：

N'＝0.08(E_TQ/E₀)^0.23[(0.5+0.5E/E_TQ)^0.23-1]；

补充响度计算公式：

根据Stevens规律，响度用如下式表示：

N＝kI^0.3 (1)

式中，N为响度，k是针对每个主体的系数，I是声强；

引入Zwicker响度理论进行响度的计算工作；

根据Zwicker响度理论，在响度中，对人耳听觉影响很大的是临界带宽的斜率；Zwicker的响度模型是建立在刺激声强级概念上的；将某一个临界带宽上的响度叫做比率响度，用N'表示；将N'在整个特征频带上的积分得到总响度N：

对于窄带噪声，引入刺激声强级斜率，主刺激声强级等于特征频带声强级；

在Zwicker响度模型中，刺激声强代替一般声强；有关一般声强与刺激声强的关系，Zwicker给出如下定义：

式中，ΔN'为比率响度增加量，ΔE为刺激声强增加量，a为常数；

如果N'_q和E_q分别对应于比率响度N和刺激声强E的静阈值，则：

静阈值是指全混音中达到可听最小值的声强；设s为静阈因子，则用刺激声强E_TQ对应的静阈，称为静阈刺激声强E_q，根据关系得到下式：

利用静阈因子计算由外界声所产生的掩蔽静阈值，则由静阈产生的刺激声强表示为：

E_TQ(f)＝3.64(f/1000)^-0.8；

当刺激声强为零时，所产生的比率响度为零，则用微分求解得：

若参考比率响度值为N'₀，则比率响度表示为：

为得到幂指系数a的值，应用等刺激声强声的响度为声强级函数，则式(7)表示为：

幂指系数a≈0.23；对于静阈因子s，根据响度单位sone的定义得s＝0.5，且得到比率响度N'的计算公式如下：

N'＝0.08(E_TQ/E₀)^0.23[(0.5+0.5E/E_TQ)^0.23-1] (9)

式中，E₀为对应物理声强参考值I₀＝10^-12W/m²的刺激声强级；将(9)代入(1)中，通过声强值得到响度值。

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