（光学工程专业论文）轻型客车车内噪声控制研究.pdf

江苏大学 - 程硕士学位论文 摘要 随着现代汽车技术的不断发展，汽车车内噪声已成为汽车重要性 能乘座舒适性的评价指标之一。汽车的噪声问题已引起国内外相关科 技工作者的极大关注，并投入大量人力物力进行研究。 本文以m d 6 4 8 0 l d 3 w 轻型客车为研究样车，在对国内外汽车噪 声控制技术的现状及噪声控制方法进行了较全面的研究和分析的基 础上，采用声压测量方法对样车的车内噪声进行了试验分析和仔细研 究，找出了样车车内的主要噪声源，并有针对性地提出了降噪技术方 案，使样车的车内噪声达到了j t t 3 2 5 - - 2 0 0 4 标准的要求，解决了企 业的生产急需。这些研究工作，是对我国汽车产品噪声控制的有益探 索，将为今后进一步开展这方面的工作打下一定的基础。 关键词：客车，噪声，控制 江苏大学工程硕士学位论文 a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to fm o d e ma u t o m o b i l et e c h n o l o g y , t h e v e h i c l ei n t e r i o rn o i s eh a sb e c o m eo n eo fe v a l u a t i o ng u i d e l i n e s o fv e h i c l ec o m f o r tp e r f o r m a n c e t h ep r o b l e mo fv e h i c l ei n t e r i o r n o i s eh a sg r e a t l ya t t r a c t e dt h ea t t e n t i o no fr e l a t e ds c i e n t i s t sa n d r e s e a r c h e r sa 1 1o v e rt h ew o r d 。 b a s e do nt h em d 6 4 8 0 l d 3 wt y p e 1 i g h tb u s ，t h i sp a p e r t h o r o u g h l yr e s e a r c h e d t h ec u r r e n ts i t u a t i o no fv e h i c l en o i s e c o n t r o lt e c h n o l o g ya n dt h en o i s ec o n t r o l l i n gm e t h o d si na n d a b r o a dt h e c o u n t r y b e s i d e s ，t h i sp a p e rc a r e f u l l ya n a l y s e d a n dr e s e a r c h e dt h ei n t e r i o rn o i s eo fab u su s i n gs o u n dp r e s u r e m e a s u r i n g ，t h em a i nn o i s es o u r c eh a sf o u n da n dt h ep l a no f d e c r e a s i n gt h ei n t e r i o rn o i s eh a sg a v e t h e s er e s e a r c h e r sa r e c o n d u c i v e l ye x p l o r et oo u rc o u n t r y sv e h i c l en o i s ec o n t r o l ，a n d w i l lb e c o m et h er e s e a r c hi nt h i sa s p e c t k e y w o r d s ：b u s ，n o i s e ，c o n t r o l 儿 学位论文版权使用授权书 y 9 6 2 8 2 6 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同 意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许 论文被查阅和借阅。本人授权江苏大学可以将本学位论文的全部内容编 入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和 汇编本学位论文。 保密彳 本学位论文属于，在1 年我解密后适用本授权书。 不保密口 一繇棚落 矽f 年矽6 日 尸4 ) 1 。u 指导教师签名： ，辱f2 旯日 独创性申明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立 进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容以外，本论文 不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研 究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全 意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 锻璐 2 5 与妒上日 i ， 江苏大学工程硕士学位论文 第一章绪论 随着现代工业的发展，对汽车提出了大功率、高速化、轻晕化等要求，在汽车性能曰益 强化的同时，却引发了噪声问题日益明显。汽车行驶时的噪声，不仅严重危害乘员的身心健 康，而且干扰周围环境正常的工作和休息，已成为主要的社会公害之一。因此讷多国家都制 定了严格的控制标准，并大力开展噪声控制方面的研究工作。 据资料统计，机动车辆所包括的总功率比其它各种动力( 屯机、船舶、电站等) 的总和 大2 0 倍以上。它们所辐射的噪声约占整个环境噪声能量的7 5 t 3 1 。人们长时间接触嵘音 会耳呜、多梦、心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至耳聋。噪音，常伤人于无形。各种调 查和测量结果表明，城市交通噪声是目前城市环境中最主要的噪声源i 另一方面，从汽乍生 产企业的角度出发，汽车车内噪声已成为汽车主要性能指标之一。汽车的噪声问题已引起相 关科技工作者的极大关注，并投入了大量人力物力进行攻关了f 究，本文主要研究印内噪卢。 i i 车内噪声特性研究的概况2 ”1 在研究汽车车内噪声时，常将其视为一个封闭的容积或近似的平行六面体，当在此封闭 容积内产生激励时，其激励频率与固有频率的差值越小，则卢压的幅值越大，当在干内发生 体积共振时，其内部噪声将增强很多。因此车内声学空腔的噪声取决于空腔的声学特性和叶： 身结构动力特性。 研究汽车车内噪声特性的方法有：传统声学方法、数值方法及实验方法。 传统声学方法 所谓车内噪声特性研究的传统声学方法，即是从经典的声学理论出发，研究室内卢场特 性的问题。主要包括用统计声学处理室内声场及用波动声学处理室内卢场的蕊本理论及方 法。 经典的声学理论重点讨论了无界空间中的声场，即自由声场，这相当丁芦源是挣在高空 的情形( 消声室就是这种声场的近似模拟) ，这时声波只是从声源向四周辐射出去，不受边 界和其它物体的反射，同时也没有另外声波干扰。在这种空间中，有效卢压与离卢辫的师离 成反比。但是在车内噪声问题中，声的辐射、传播与接收是在室内进行的，由丁：室内【f _ j 存 在声的反射而形成驻波，并且由于壁面的声学性质往往不可能处处均匀，室内形体一般也不 很规则，而且车内还有乘座人员。这就使车内声场变得十分复杂，这种复杂的声场自然不会 遵循自由声场中的传播规律。用统计声学处理室内声场，首先从统计平均出发定义了平均白 由行程，平均吸声系数、室内混响，同时还定义讨论了稳态平均声能密度，总稳态卢聒级以 及声源指向性对室内声场的影响。 用波动声学处理室内声场。首先通过建立室内声波动方稃，再根据其地界条件求其特解， 从而确定其同有频率及其分布规律，然后荐讨论所存在的g - 种声波的特点及其对总卢场的影 响。 江苏大学工程硕士学位论文 要对一般室内声场通过波动声学的方法来求得严格的解各，困难很大，目前能解决得比 较好的还只限于几种形状比较规则的几何空间，例如矩形、球形、圆柱形等。对应用于车内 噪声特性的研究，由于结构的复杂性，尚存在着有待于解决的难点。 数值方法 近2 0 年来，随着数值计算和信号处理技术的发展，声学理论分析方法和测试分析手段 也逐步完善，使得在设计和试制阶段对车内噪声的预测和诊断以及合理降噪措施的运用成为 可能。 人们对结构振动产生的噪声用各种方法进行分析，前期工作主要有：1 ) 古典噪声传递 分析；2 ) 统计能量分析；3 ) 声强试验比例模型；4 ) 模态分析。模态分析是随着测试手段 和分析设备的发展而发展起来的，是一种较先进的分析方法。基于有限元分析方法的发展， 从6 0 年代中期开始，人们对振动与声的耦合理论进行了研究并采用有限元分析，取得了具 有标志性的进展。通用公司、尼桑公司曾经采用有限元法对车身结构振动声学特性及车内空 间声学特性进行研究和优化设计，避开车身结构和车内空间的固有频率。英国南安酱顿大学 及清华大学曾进行过发动机、变速器的低噪声优化设计研究。由于缺乏类似结构分析的通用 程序，影响了声学数值分析方法在实际车辆设计中的应用。 由于驾驶室或乘客室内部结构、边界条件的情况复杂，使得特征值问题和响应求解困难， 计算成本过高( 因当时计算机速度相当低) 。这就导致了后来的模型简化、单元划分数日相 对减少、模态截尾等手段得到利用，这对当时分析方法的发展起到了一定的推动作用。当然， 其负效应也是明显的；精度过低，分析范围变小等。 随着模态分析技术的发展，1 9 7 6 年。w o l f 首次把模态综合技术应用到车内噪声与振动 耦合的计算中，后来又有人进一步进行了研究。这些研究使声同耦合的模态分析方法有了进 一步的发展。但在这些研究中所采用的模态截断技术并未考虑补偿问题使分析结果的置信 度降低。 研究汽车车内噪声特征的数值方法中目前常用的方法，主要有有限元法( f e m ) 以及边 界元法( b e m ) 。 有限元法就是应用局部的近似解来建立整个定义域的解的一种数值计算方法。1 9 6 5 年， g m l g l a d w e l f 在声学国际会议上，首次将有限元法用于物体声辐射计算，但当时仅 限于简单的几何形状物体。1 9 7 1 年c r a g g s 应用高次元讨论了规则形状结构板与声场耦合的 声学有限元，并得出了较好结果，但计算量太大。1 9 7 2 年c r a g g s 在卢与振动杂志上发 表了用简单的三维单元讨论任意复杂形状的声学有限元。1 9 7 6 年英国南安普顿丈学声与振 动研究所的m p e t y t ，j l e a a n d g h k o o p m d n n 首次用等参单元讨论了规则形状物体 的声模态，并与实验结果相吻合。1 9 7 7 年y k a g a w a 等人用声学有限元讨论了具有吸收壁 面的轴对称声场特性。1 9 7 7 年英国c r a n f i e l d 汽车研究所的t l r i c h a r d s 及 2 ， ， 江苏大学工程硕士学位论文 s k jh a 用二维平面六节点三角形单元研究了小轿车内空腔的声场特性。1 9 8 2 年美国 通用汽车公司机械工程部的d j n e f s k e ，j a w o l f ，l j h o w e l l 讨论了低频 范围内( 2 0 2 0 0 h z ) 特别是由汽车结构内部壁板振动激励的低频噪声与车内壁板之间的耦 合的结构声学有限元耦合问题。1 9 8 5 年美国通用汽车公司实验研究所机械工程部的 d j n e f s k e 及s h s u n g 讨论了由汽车结构内部擘板激励出的1 氐频噪声的声场特 性，并考虑了具有软壁板与吸收壁板的空腔声场特性，以及描述了用结构与声场耦合系统的 有限元来预测和诊断噪声源，最后讨论了此方法在汽车设计阶段的应用。 从8 0 年代后期开始，日本汽车工程研究者也广泛应用有限元方法研究车内噪声特性问 题。并且从结构振动与声场耦合的角度，建立了运动微分方程式。图1 1 为某轿车分析模型 及其车内噪声分析结果。 盂 2 一 分斩横型豆其车内嘬声分析结果 f “l 田 2 莱轿车牢内赣声边舁元攮翌及其分析结果 边界元法是继有限元法之后发展起来的又一新的数值方法，它以边界积分为基础，结合 有限元网络离散，仅需要结构边界信息，求解变量少，数据准备工作量少，但对不均匀介质 的问题处理困难近二十年来。许多学者用边界积分方程法讨论了任意形状振动物体的声辐 射特性，研究其发声机理，为低噪声结构提供声学依据。图1 2 为日本三菱汽车公司新近开 发的某型号汽车的车内噪声边界元模型及其分析结果。 以上方法大都需要采用专用软什或自编程序进行计算和处理，分析代价高，且其分析精 度低，对解决实际生产上的问题，不是很方便，因此实际生产单位。特别是中小企业，用的 不多。 实验研究方法 目前- 对车内噪声特性研究的数值计算方法等，是一种在计算机上作数学运算分析的理 论计算方法。这种方法的最大优点是可以在汽车本身结构设计之初，便预知结构的声场分布， 3 一缫 江苏大学工程硕士学位论文 预估振动噪声问题并可在图纸阶段通过改变结构设计以消除或抑制这些问题。但是这种方法 存在不足它的计算复杂，即使有现成的分析程序可供利用，所费工时也很大；此外，这种 方法要求计算者有熟练的技巧与经验，对于汽车车内噪声有限元模型的建立，是一项艰苦复 杂的工作。由于阻尼、非线性因素等问题存在，以及建模中必然提出若干近似的假设，影响 了计算和分析的精度。 车内噪声特性的实验研究方法即是采取实验的手段，对形成车内噪声的噪声源、车内声 场的分布规律、车身结构修改对车内噪声的影响等方面进行研究的方法。 在实际的生产条件下，使用实验方法最实际可行，对测试设备要求不高，在生产单位易 于实现，且试验数据相对精度较高。在生产条件下，采用实验方法对产品降噪的步骤是：先 找出该汽车产品的主要噪声源，分析主要噪声源的频率特性，然后对症下药地改进设计或采 取降噪措施，最后进行复测，并比较改进前后的降噪效果。 1 2 国外汽车噪声法规的发展”1 1 2 1 欧洲汽车噪声法规的发展 e c e 最早发布的噪声法规是e c er 9 t t 机动车辆在噪声方面型式认证的统一规定 。它于 1 9 6 9 年3 月3 日首次发布实施，当时内容涉及两轮、三轮和四轮的机动车辆。后来将有些 车型单立法规，则其本身改为“车辆在噪声方面型式认定的统一规定”。其它法规中影响最大 是e c er 5 l “至少有四轮的汽车在噪声型式认证的统一规定 ，它规定了汽车加速行驶车外噪 声的限值及测量方法，1 9 8 2 年7 月1 5 日生效。其各类汽车的噪声限值的变化经历了四个阶 段，如表1 1 所示。 1 9 8 0 年由2 4 个主要工业国组成的欧洲经济合作发展组织( o e c d ) 曾召开一次降低交 通噪声的大会，形成了一个决议：要求在1 9 8 5 1 9 9 0 年间降低车辆噪声5 1 0 d b ( a ) 。结果， e c e 和e e c 后来都进一步降低了噪声限值。由表1 1 可见，8 2 年以后，对于m l 类的小客 车，其限值由$ 0 d b ( a ) 降到了现在的7 4 d b ( a ) ，即降低6 d b ( a ) 。m 2 3 类客车。同期 下降了5 - 6 d b ( a ) ，而n 载货车则同期下降了5 一s d b ( a ) 。由表1 可见，8 0 年代后期，对 装用直喷式柴油机的同类车辆的限值相对放宽了，对高功率车型和非道路车辆也放宽了 e c er s l 中也规定了汽车定置噪声的测量方法，但没有规定限值，测得的声级是为该车 型投入使用后在用车主管部门检查时提供一个参考值。如果检查测得值超过参考值一定的 值，则该车就要维修或淘汰。现在，该法规还规定了装有空气制动系统车辆的压缩空气噪声 限值，即7 2 d b ( a ) ( 7 m 处) e e c 最早颁布汽车噪声法规是在7 0 年代初，即7 0 1 5 7 e e c a 欧共体型式认证指令一汽车 噪声 。其相关内容与e c er 5 1 是等效的，各阶段的限值变化和实施日期与e c er 5 1 基本 上同步。其修订版本号和新限值的实施日期是：7 7 2 1 2 e e c ，1 9 8 0 4 1 实施；8 4 ，4 2 4 e e c ， 1 9 8 8 1 0 1 实施：9 2 9 7 e e c ，1 9 9 5 1 0 1 实施。 i 2 2 日本汽车噪声法规的发展 日本对汽车噪声控制较早，1 9 5 1 年就制定了“道路车辆法h 。那时对车辆等行驶噪声和 排气噪声就作了规定，笼统规定在8 5 d b ( a ) 以下。1 9 6 5 年以后，随着交通流阜迅速增加， 噪声问题突出了，该政府于1 9 6 7 年颁布了h 公害对策本法”，把噪声正式列为公害。一后来根 据该法制定了“噪声控制法”，于1 9 6 8 年6 月l 目颁布。 4 一 、 江苏大学工程硕士学位论文 法规系列号 r 9 0 0r 5 l ，0 0 法规系列号 r 5 1 ，o lr 5 l ，0 2 新型车型认证实施日 1 9 6 9 3 11 9 8 2 1 0 1 新型车型认证实施日 1 9 8 8 1 0 11 9 9 5 1 0 1 期期 新生产注册实施日期 1 9 6 9 3 11 9 8 2 1 0 1新生产注册实施日期 1 9 8 9 1 0 11 9 9 6 1 0 1 限值d b限值d b限值d b序 汽车分类汽车分类 限值d b ( a ) ( a )( a ) ( a ) 号 m 1 ( s 9 。g v m 9 5 0 ： m 2 ( s 9 ，o v m l 3 5 0 ： 8 48 l n 1 ( g v m 3 s t ) ： 7 87 6 2 n 1 ( g v m 3 s t ) ： 8 48 lg 2 t 7 97 7 2 t 9 ，3 5 t 9 ，3 5 t g v v l l 2 t ) 3 ( s 9 ，g v m ) s t ) ： 8 98 2 “3 ( s 9 ，g w 5 t ) ： 8 07 8 3 p ( 1 4 7 k w9 18 5p 1 5 0 k w 8 3b 0 p 1 4 7 k w p 1 5 0 k w n 2 ( 3 5 t g v m _ 1 2 t ) n 2 ( 3 5 g v m 1 2 ) ： n 3 ( g v m ) 1 2 t ) ： s 9b 6 p 7 5 k wb l7 74 p 1 4 7 k w9 28 8 7 5 k w p 3 5 t b 3 1o 】8 2 车等 3 28 98 5 垄 载货车8 3 1 0 】8 1 p 1 5 0 k 霄 客车 8 3 6 8 1 全轮驱动 中型 g v m 3 5 t 1 0 】8 l 车等 8 98 7 8 68 3 垄 载货车 p 1 5 0 k w 1 0 】8 0 客车 全轮驱动 1 0 j7 6 ( g v m i 7 t 轻型 车等 7 8 时t7 】) 奎 g v m 3 5 t8 68 38 l 载货车 1 0 】7 6 ( g v m 6 盔 s 1 08 4 8 28 17 8 7 】7 6 s ! 五 6 】7 6 注：g v m 一最大总重鼙：s 一包括驾驶员的乘员数。 美国的汽车噪声法规包括联邦的和各洲，市自立的。6 0 年代后期，美国一些洲出现地 方性噪声控制法规。1 9 6 7 年首次批准制定了s a ej 9 8 8 ( ( d 、客车和轻型载货车噪声级，其中 包手舌加速噪声的测量方法和限值。1 9 6 9 年又批准制定了s a ej 3 6 6 ( t 重掣载货汽车和客车的车 外噪声级”，其中包括中、重型货车和大客车的加速噪声测昔方法和限值。在1 9 7 t 1 年批准的 s a e j 9 8 8 修订版中对小客车和轻型货车规定的限值是8 6 d b ( a ) ，在s a ej 3 6 6 中对中，重 型货车和大客车的限值8 8 d b ( a ) 。后来，这些s a e 标准中取消了限值的规定，而改在相应 6 ， 、 江苏大学工程硕士学位论文 的法规中规定。 1 9 7 2 年美国政府规定了“噪声法 ( n o i s e a c t o f l 9 7 2 ) ，以后又制定了有关机动车辆的联 邦法规( c f r ) 。对于新型中、重型载货车( g v m l 0 0 0 0l b ) 的噪声限值分两个阶段实施： 第一阶段是8 3d b ( a ) ，1 9 7 8 年1 月1 日生效；第二阶段是8 0d b ( a ) ，原来规定1 9 8 2 年 1 月1 日生效，但因技术开发周期较长和成本上升，一直推迟到1 9 8 8 年1 月1 日生效。目 前，这个限值标准仍保持在这个水平上。后来这些法规中也包括了大客车噪声限值。联邦法 规实际上起到了用统一的国家法规代替地方法规的作用。但美国联邦法规从来没有对小客车 和轻型载货车的噪声进行限值，只是洲或市的地方法规对此有规定，有的即将把限值降到 8 0d b ( a ) ，方法是基于s a ej 9 8 6 的。一些地方( 如加利福利亚等) 也将采用或建议限值 是7 5d b ( a ) ，甚至低到7 0d b ( a ) 。 7 0 年代，美国环保局( e p a ) 建立了降噪控制的管理机构并开展了许多研究。但1 9 8 2 年政府削减了噪声研究的预算，使这个管理机构关闭，基本上结束了美国汽车噪声法规的进 一步发展。这与其他国家相比是较大差别。 1 3 国内外噪声控制技术的差距7 “8 “” 目前，我国在汽车噪声控制方面与国外先进水平相比差距很大，研究工作开展得也不够。 我国汽车产品噪声控制水平和国外先进水平的差距，首先体现在噪声限值的法规上。 国外早在6 0 年代就着手汽车噪声控制的研究和制订限制噪声的法规，此后，美国、日 本及欧洲各国，基本上每5 年左右修订一次，且每修订一次，噪声限值下降2 3 d b ( a ) 。而 我国在2 0 0 2 年l o 月1 日以前，机动车辆允许噪声一直沿用g b l 4 9 5 1 9 7 9 ，整整沿用了2 4 年，这对我国汽车产品噪声控制技术的发展是极为不利的2 0 0 2 年国家颁布了g b l 4 9 5 - 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法标准，该标准同时也给出了噪声限值实施的时间 进度表，表1 3 为g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法标准和1 9 9 7 年 颁布的e c e r 5 2 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值对照表。从下表1 3 中可以看出噪声限值与 汽车总质量和发动机额定功率有关，在相同总质量的情况下车外噪声限值与发动机的功率有 关。 关于汽车车内噪声的限值。目前尚没有国际标准，联合国欧经会制定了测定方法，这种 方法是供参考的，前苏联制订了这种标准，对于公共客车车内噪声限值，按欧经会方法测试 为7 9d b ( a ) 。美国汽车工程师协会( s a e ) 规定，载货汽车驾驶室内噪声不得超过9 0d b ( a ) ， 美国环保局( e p a ) 在1 9 7 7 年9 月对公共汽车提出了噪声控制法规的提案，其中规定从1 9 8 5 年1 月1 日起公共汽车内部噪声不得超过8 0d b ( a ) ，美国5 个主要汽车制造厂对3 9 种1 9 7 0 年型轿车测定表明，前座乘客耳侧位声级小于7 0d a c a ) 。从发展趋势来看，国外对汽车噪声 研究和控制的重点已转到车内噪声上，车内噪声的规定将会越来越严格，我国对乍内噪声的 研究不多，还没有限值标准，在交通行业标准j t t 3 2 5 2 0 0 4 营运客年类型划分及等级评 定中，规定了客车以5 0 k m h 的速度匀速行驶时，客车车内噪声限值( d b ( a ) ) 见f 表1 4 。 7 江苏大学工程硕士学位论文 g b l 4 9 5 - 2 0 0 2d b ( a ) 2 0 0 2 1 0 1 e c e r 5 2 o 汽车分类 2 0 0 5 1 t 以后 2 0 0 4 1 2 3 02 d b ( a 、 生产的汽车 期间生产的汽车 m l 7 77 47 4 m 2 或n 1 ( g v m 3 5 t ) g v m 2 t7 87 6 7 6 2 t g v m 3 5 t7 97 77 7 m 2 ( 3 5 t 5 t ) p 1 5 0 k w8 58 3 8 0 n 2 ( 3 5 t 1 2 t ) p 7 5 k w8 38 l7 7 7 5 k w p 2 t 时： 如果p 1 4 0 k w ，p g v u 之比大于7 5 k w t ，并且 用第三档测试时其尾端出线的速度大于6 1 k m 厂h ，其限值增加1d b ( a ) 。 表1 4 客车车内噪声限值 生 大型客车中型客车小型客车 型 等 高高高 出 普 商二高一 中级 普通 高二高一 中级 普通 级 三二 _ 级通 噪 6 66 97 2 7 57 97 07 27 57 97 07 27 57 9 宙 以上是国内外噪卢法规上的差距，实际上，我国汽车噪声的实际控制水平和国外相比差 距更大，国外企业由于政府对环境污染的重视法规要求和执行都非常严格，以及馓烈的市 8 江苏大学工程硕士学位论文 场竞争，使得国外汽车生产企业都非常重视汽车产品的噪声控制。国外的汽车噪声控制工作 进展非常之快，从声源的控制角度来看，对发动机、消声器、变速箱，冷却系等主要声源已 经有深刻的研究，已有成熟的理论计算和产品开发设计程序。目前，其主要总成的噪声控制 已达相当高的水平，这样就为有效降低车内、外噪声创造了良好的条件。 我国由于法规要求不高，执行不严格，并且这方面的市场竞争要求也不高，因此我国汽 车生产厂家对噪声控制工作尚未引起足够的重视，其产品的实际控制水平也较差，以客车为 例，许多产品只能勉强达到甚至达不到( 3 8 1 4 9 5 7 9 的限值要求。因此，我国的汽车产品噪 声控制尚有大量工作要做。 1 4 本文的主要工作 如前所述，目前我国在汽车噪声控制方面，与国外先进水平相比差距较大，研究工作开 展得也很不够。但是，要进行噪声控制，首要任务就是确定主要噪声源，分析其产生噪声的 原因及其噪声的特性，然后针对主要噪声源，制定相应的噪声治理方案，以取得最佳的降噪 效果和经济效果。因此，较为系统地研究客车噪声产生的机理，寻求相应的方法，准确地识 别主要噪声源，以便为噪声控制提供依据，是具有重要意义的。 研究表明，试验样车的车内噪声有关指标与汽车行业标准有一定的差距，需要治理一本 论文以m d 6 4 8 0 l d 3 w 轻型客车车内噪声治理为课题，对国内外汽车产品噪声控制的现状及 技术方法进行了较全面的研究和分析。首先，本文对汽车噪声源及车内噪声形成机理进行了 研究分析，并详细论述了有关汽车噪声源识别理论与方法，其次对试验样车的车内噪卢源进 行了初步研究，分析了发动机噪声、排气噪声、传动系和轮胎噪声、风扇噪声等对试验样车 车内噪声的贡献，并进行了车内噪声声源排序，找出了影响试验样车车内噪声的主要噪声源。 并在此基础上，根据工厂的实际情况，提出了有关隔声降噪、吸声降噪、消声器改进设计等 有关降低车内噪声的技术方案。 9 江苏大学工程硕士学位论文 第二章汽车噪声源及车内噪声形成机理分析 近年来，在汽车向高速化轻量化发展过程中，对其行驶的舒适性提出了越来越高的要求， 车内的低噪声设计已成为产品开发中的重要任务之一。为了控制汽车车内的噪声，有必要首 先弄清车内噪声的构成及产生机理，对其声学特性做出分析，然后才能更有效地识别噪声源。 在今后的设计中有针对性地采取合理可行的防范措施。 表征汽车的噪声指标中。将汽车噪声分为车外噪声与车内噪声。但无论车外噪声还是车 内噪声，其声源都是相同的。因此有必要先分析一下整个汽车的噪声源，弄清其发卢机理、 噪声的频率范围等。 2 1 汽车噪声源分析“1 ” 汽车噪声主要由汽车结构震动和某些部件的气体脉动与涡流形成。前者为表面振动噪 声，后者为空气动力性噪声。汽车噪声是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。汽车噪 声决定于各组成声源的声级、特性和它们的相互作用。汽车噪声的主要组成如图2 1 所示。 重2 1 车噪声殛缀成 汽车噪声主要与发动机转速和汽车车速有关。与发动机转速有关的噪声源有：进气噪声、 排气噪声、风扇噪声和发动机表面辐射噪声等。与车速有关的噪声源有：传动系噪声、轮胎 噪声和车体振动噪声等。但值得注意的是，在噪声频谱上，其些频率的噪声，它们是由结构 或气体共振引起的，如排气管内气柱共振噪声。亥姆霍兹共振噪声、结构共振的固体卢等，、 它们与转速、车速无关 在各组成声源中，一般发动机噪声是主要声源，尤其是柴油机。进、排气噪声也很重要。 对于高速汽车，轮胎噪声是一个不可忽视的噪声源。 0 江苏大学工程硕士学位论文 2 i 1 发动机噪声 圈 气缸 且i 力脉7争力惯性扭链：变动 压力 ii 上_ 撞击活塞 正时齿轮撞击气门机构撞击 l ii ，i 上工 i 活塞 i 正时齿轮 i i 气直l 雩 f ij ill 连杆奎h 主辈承i i 缸套l ilj ii 。l 气门罩盖 进排气歧管 曲轴皮带 机体 i 捆j 氐竞l 齿轮箱盖 t i 1 十 图2 2 发动机噪声的产生过程 发动机噪声的产生机理 发动机噪声的产生机理，可利用图2 2 来说明。它的产生过程可分为内部激振力，振动 传递系统和外部辐射源三个部分。内部激振力有燃烧激振力和机械激振力两种。前者是气缸 的燃烧压力，由此产生燃烧噪声。后者主要是惯性力，活塞撞击气缸、连杆和曲轴，齿轮因 扭振而相互撞击，进排气门落座等，由此产生机械噪声。 在发动机中，由于激振力多为冲击力，故其产生的噪声的频率成分丰富。同时，被激振 的发动机构造也很复杂，多数零件用螺栓机械地连接起来，分别具有多个固有频率，它们或 独立或复合起来，以各自的固有振型相互影响，引起复杂的振动。再沿不同的途径传递，最 后由发动机表面而辐射出噪声。发动机表面的声辐射是由于结构表面的振动而产生的。发动 机表面辐射的声功率与发动机表面的振动功率成正比。与机体或缸盖直接连接的油底壳、齿 轮室盖、气门罩盖等，由于它们一般为薄壳零件。与机体、缸盖相比，刚度小，振动火。往 往是噪声的主辐射源。 发动机的主要激振力 在发动机中，作用在各零件上的主要激振力( 燃烧压力和惯性力) ，均可展开成付氏级 数的周期函数。有时，某些零件上可能同时受到两个函数绯) 和f ( t ) 的作_ i j 当为四冲程发 动机时，它们的付氏级数分别为： i t c o 暑去口+ ( 吼s m 爱国r + 钆c o s x | ) i i 江苏大学工程硕士学位论文 f ( 0 = 4 - ( 以s i n 胁+ b , c o s k 圆r ) 式中埘压力作用力； 刑一机械惯性力。 两个激励力的总作用结果为： ，4 - f 0 ) t ；魄+ 磊) + 艮4 帕。) s i n k 搿+ 【岛+ 毛s j r 翻 发动机扭矩的付氏级数展开式为： m = m o + 虬议胁+ ) o j 式中m o 平均扭矩； m 一发动机扭矩； m 广扭矩各谐波分量幅值； k 一谐波序号，k = o 5i1 5 , 2 ； u 一曲轴的旋转角速度： 巾一各次谐波相位角。 从上述分析可知，发动机工作的基频为： ，= 蔷 式中n 一发动机转速，r l m i n ； t 一冲程系数，四冲程t = 2 ： i 气缸数 当发动机运行时，若激力基频或其谐频直接或间接与被激零件的固有频率吻合时，就会 产生共振而辐射出很大的噪声。 就扭振而言，由相位分析得，主谐量( k = 3 ，6 ，9 ) ，次主谐量( b 1 5 ，4 5 ，7 5 ) 扭振激力较大，这些谐量与曲轴的固有频率一致时容易引起大的扭振。发动机扭振也激发较 大的噪声，由文献1 1 2 1 可知：当曲轴固有频率与具有大的激振扭矩成分的回转k 次的频率一 致时，则产生大的扭振振幅，并通过主轴承部分，使曲轴箱以( k i ) 次频率的激振力振动。 这种振动又进一步传到发动机的各个部分。使发动机( k 1 ) 次频率成分的噪声级加强。 2 1 2 发动机空气动力噪声 发动机空气动力噪声包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。它是由于气体的非稳定流动， 或者说气体的扰动以及气体与物体的相互作用而产生的。 进气噪声 进气噪声是汽车发动机的主要空气动力噪声源之一。它是由进气fj 的周期性开、闭而产 生的压力起伏变化所形成的。它的主要基频为： 、 ， 江苏大学工程硕士学位论文 ，h ，2 丽 式中n 发动机转速( r r a i n ) ； i 气缸数； 1 冲程系数，四冲程为2 。 一般进气噪声中，f ，2 f 3 f 的谐波成份较为明显，更高次谐波能量逐渐减弱。此外， 气流以高速流经进气门流通截面，形成涡流，产生高频噪声。由于进气门流通截面是在不断 变化的，故这种涡流噪声便具有一定宽度的频率分布，主要频率成分在1 0 0 0 h z 以上。涡流 噪声的峰值频率为： ，；! 坚 式中s h 斯脱罗哈尔数，一般取s h = 0 0 5 ； v 气门处进气截面的气流速度，r i f f s ： d 进气门直径 当周期性进气噪声的主要频率与进气管空气柱的固有频率一致时，空气柱的共鸣声也 很突出。管中的气柱共振频率由_ f 式计算： 尸；蚍 ( 2 1 ) 7 射 。 式中c 一声速，m s ； 卜一总管长，m ； r r 1 ，2 ，3 排气噪声 排气噪声是汽车及其发动机最主要的噪声源之一它主要由周期性排气噪声、涡流噪声 和空气柱共鸣噪声组成。 周期性排气噪声是排气噪声最主要的组成部分。它是一种典型的低频噪声，大多数的排 气噪声中，3 f 以上的高次谐波的噪声都较低。 涡流噪声是由高速气流流过排气门和排气管道时产生的，它是连续的高频噪声，其频率 在1 0 0 0 h z 以上。而且随着气流速度的增加，频率也显著增加。 排气系统管道中的空气柱，在某些频率成分噪声的激发下，会产生共振噪声，管道气柱 共振频率同式( 2 i ) 。如果仔细分析各种转速下的排气噪声时，某些与转速无关的峰值，往 往就是空气柱共鸣噪声 风扇噪声 风扇噪声是由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声又叫叶片噪声，是由于旋转的叶片周 期性地切割空气，引起空气的脉动而产生的，其基频f i = n z 6 0 ( n 为转速，r m i n ；z 为叶片数) 。 江苏大学工程硕士学位论文 除基频外，它的高次谐波有时也比较突出。风扇转动时使周围气体产生涡流。此涡流由于粘 滞力的作用又分裂成一系列分离的小涡流。这个涡流和涡流分裂使空气发生扰动，形成压缩 与稀疏过程而产生涡流噪声。它一般是宽频带噪声，主要峰值频率f 2 = k v d ( v 为风扇圆周速 度。m s ；d 为叶片在气流入射方向上的厚度，m ；常数k = 0 1 5 0 ，2 2 ) ，即f 2 与v 成正比， 而旋转叶片上各点的圆周速度随着与圆心距离的不同而连续变化，故旱明显的连续谱。在车 用柴油机中要减少风扇噪声可采取降低转速，采用不等距风扇叶片等结构和措施。 t 2 1 3 传动系噪声 汽车传动系包括发动机与汽车驱动轮之间的一系列旋转部件。传动系是多质量的弹性系 ” 统，当传动系的固有频率之一与干扰力矩频率吻合，便会产生扭振，产生噪声。传动系的弯 曲振动通过支承传给车身部件，使之产生振动与噪声。 传动系中的齿轮噪声也较明显，齿轮噪声包括两种频率成分：高频噪声主要是由齿轮的 基节发生偏差引起的，是齿轮噪声的主要成分。基节偏差会使齿轮在啮合与分离时产生撞击， 即啮合撞击在定轴系中啮合频率f = - - - - n z 6 0 ( h z ) ( n 为齿轮转速，r m i n ，z 为齿数) 实际上 齿轮传动装置总会有某种偏心，而偏心了的齿轮旋转一周时，两个齿轮啮合的松紧程度要发 生一次变化，从而出现边频。若轴的回转频率为e ，则上下边频带为： f a ：- - f m + f rf , - - f m - 除基节误差外，齿形误著、齿面光洁度等也会产生高频噪声。 如果齿轮的啮合频率和齿轮振动的某阶固有频率相同时，就要激发共振噪声。 此外，齿轮箱壁的振动噪声也很大，尤其应避免齿轮的啮合频率与箱壁的固有自振频率 相同。 2 1 4 轮胎噪声 轮胎噪声按其产生的机理主要包括轮胎胎面花纹噪声和弹性振动噪声。 轮胎胎面花纹噪声 当轮胎在地面滚动时，轮胎胎面花纹凹部所包含的气体，在离开所接触的地面时，因受 到一种类似于泵的挤压作用，使空气向后方排出，引起周围空气压力变化而产生噪声。对于 常见的齿形花纹轮胎，当胎面上花纹节距相同时产生的花纹噪声基频可简单地计算： ，；堕 。 王6 x 2 t a 式中v a - - - 车速，k m h ； s 轮胎花纹中节距数： 、 r 轮胎滚动半径，m 。 弹性振动噪声 车辆行驶过程中，由于轮胎弹性变化和路面凹凸不平等原因，可以激发轮胎本身振动而 产生噪声。其频率一般在2 0 0 h z 以下。 1 4 ， 江苏大学工程硕七学位论文 2 1 5 车体振动噪声 汽车行驶时，车体所受到的激励力主要来自于两个方面一方面，发动机及传动系的振动经 支承装置传递给车身；另一方面，不平路面引起轮胎振动。经悬架，车架传递给车身。在这 两种激励的作用下，车身的各种壁板结构产生振动，辐射噪声。它是各种客车和载重汽车驾 驶室内部噪声产生的主要原因之一。对于一些大型车辆( 如公共汽车) ，由于车体较长。相 应的车体重量增加，使车体整体刚性有所降低。因此在车辆行驶时( 特别是车速较高时) ， 非常容易产生车体共振，其共振频率一般处于1 0 2 0 1 - 1 z 范圈。对于小客车来说，由于密封 性较好。车内空腔易产生亥姆霍兹共振，它的共振频率一般是在3 0 1 5 0 h z 范围内“i 。 2 2 车内噪声的组成及产生。3 1 汽车车内噪声指的是行驶的汽车乘座室或驾驶室内存在的噪声。车内噪声极易使乘车人 员感到疲劳，对汽车的舒适性有着重要影响。为了有效地识别汽车车内噪声源和对车内噪声 进行控制，有必要对车内噪声的形成作一下分析。 就声学的观点而言，汽车乘座室不是一个独立的噪声源，而是一种“隔声罩”，起着隔 绝外部噪声对车内影响的作用。但由于结构、造价等因素的制约，汽车的乘座室，并未能加 工成一个完美的隔声罩，或多或少地有外部噪声传入：此外，乘座室壁板由多种因素激发引 起振动，成为新的噪声源。 汽车车内噪声的形成，有以下三个原因： 2 2 i 车外噪声向车内的传播 如第一节所述，汽车的各种噪声源都被封闭于车外，这些噪声源发出的噪声通过车厢壁 板( 包括地板、顶棚和四周的壁板) ，门窗上所有的孔、缝直接传入车内，这一部分噪声可 称之为空气声。 2 2 2 车体振动 引起车体振动的激励主要有： 发动机、传动系的振动： 路面不平引起轮胎振动，经悬架、车架( 非承载式车身) 传递给车身： 车辆行驶时，车身附近的气体流动引起的气压波动，车外噪声引起的车身附近气压 波动。这些激励使车身壁板产生振动，从而向车内辐射噪声，这部分噪声可称为固体声。 上述两种作用对车内噪声的影响如下图所示： 1 5 江苏大学工程硕士学位论文 呻振动表面辐射能 气体扰动 图2 3 空气声与固体声的形成 2 2 3 车内混响 上述一、二两种原因造成的噪声，实际上是车内噪声的直达声车内噪声的另一部分为 混响声。所谓混响声是指声源发出的声波经壁面一次或多次反射后形成的噪声。车内噪声实 际上是直达声与混响声迭加的结果，这种迭加使得车内噪声比卸去车厢后同位置的噪声要 大。 综上所述，汽车在工作过程中，发动机噪声、进气排气噪声、发动机的振动辐射噪声、 传动系噪声、轮胎噪声、气流所引起的噪声等，在乘座室周围的空间，形成了一个不均匀的 声场。乘座室外的噪声，要向车内传播，这种传播是按空气声传播的规律进行的。具体途径 有两个：第一个途径是通过乘座室壁板( 包括地板、顶板和四周的