汽车噪声控制学习笔记

1、学习笔记1汽车噪声控制参考文献1 何渝生主编。汽车噪声控制。北京：机械工业出版社， 19992 马大猷主编。噪声控制学。北京：科学出版社， 1987 发动机噪声及其控制 发动机是汽车的主要噪声源，在我国，发动机噪声约占汽车总噪声的55%以上，因此为降低汽车噪声总水平，应以控制发动机噪声为主要目标。 1 发动机噪声的分类及评价方法一. 分类： 按噪声辐射的方式分： 发动机噪声源分为直接大气辐射和发动机表面向外辐 射的两大类。1直接向大气辐射的噪声源有进、排气噪声和风扇噪声。2发动机表面噪声是发动机内部的燃烧过程和结构产生的噪声，是通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射的

2、。 按发动机表面噪声产生的机理，又分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声：为研究方便，把气缸内燃烧所形成的压力振动并通过缸盖和活塞连杆曲轴机体的途径向外辐射的噪声。 （是由于气缸周期性变化的压力作用而产生的， 与发动机的燃烧方式和燃烧速 度有关）机械噪声：把活塞对缸套的敲击，正时齿轮、配气机构、喷油系统等运动件之间机构撞击所产生的 振动激发的噪声。（是发动机工作时各运动件之及运动件与固定件之间作用的周期性变化的力所引起的, 它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关）二 . 评价方法 除考虑其辐射噪声能量总水平外，应考察以下噪声特性：噪声级及其发动机工作状态的变化关系 发动机周围空间各点噪声级数

3、值的分布状态空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程阶段的瞬时声压级 2 发动机燃烧噪声及其控制一. 燃烧噪声的特性 仅讨论柴油机的燃烧噪声。 燃烧噪声与燃烧过程有关，所以从柴油机燃烧过程的四个阶段滞燃期、速燃期、缓燃期和补燃期 来分别研究它。滞燃期 燃料未燃烧， 尚在进行燃烧前必要的物理和化学准备， 气缸中的压力和温度变化都很小， 因此对噪声的直接影响甚微，但间接影响重大。速燃期 燃料迅速燃烧，气缸内压力迅速增加，直接影响发动机的振动和噪声。 影响压力增长率的主要因素是着火延迟期的长短和供油规律。延迟期越长，喷入气缸的燃 料越多，压力增长率越高，则柴油机的冲击载荷大，柴油机内零件敲击严重，增加了

4、柴油 机的结构频率和所辐射的噪声。缓燃期 气缸内压力有所增长，但增长率小，能激发一定程度的燃烧噪声，但对噪声的影响不显 着。补燃期 活塞下行且绝大多数燃料已在前两个时期内燃烧完毕，对燃烧噪声影响不大。 综上所述，燃烧过程的激发的噪声主要集中在速燃期，其次是缓燃期。燃烧噪声主要表现在两方面1. 由缸内压力急剧变化引起的动力负荷，由此产生结构振动和噪声，其频率相当于各传声零件的 自振频率。2. 由气缸内气体的冲击波引起的高频振动和噪声，其频率为气缸内气体的自振频率。 燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化。 柴油机产生高声调噪声的原因：1在速燃期内产生的气体动力载荷， 使柴油机内相应零件受到一种敲击

5、。 由于柴油机的结构可视 为一个复杂的振动系统，大多数零件的自振频率处在中、高频率范围内，因此，由结构传声而向 外辐射的燃烧噪声频率也处在中、高频率范围内。2由气体动力载荷引起的噪声， 主要取决于压力增长率及最大压力增长率持续的时间，压力增长越快，持续高增长率时间越长，则噪声就越大。在燃烧过程中，随着气缸内气体压力的剧变，与 火焰传播的同时，冲击性质的压力波也随着传播，当冲击波达到燃烧室壁面后将进行多次反射， 从而形成了气体的高频振动。气缸压力曲线（在时域上）描述了压力变化规律，可以得到燃烧噪声与着火延迟期、压力增长 率等因素的关系。气缸压力谱（在频域上）描述了压力变化规律，显示出气缸压力曲线

6、所包含的频率结构和每种 频率成分强度的大小， 深刻揭示了燃烧噪声与气缸压力变化及其所引起振动和噪声的传播途径的 关系。气缸压力谱（暂略） 由气缸压力谱知，气缸压力曲线实质上是由不同频率、不同幅值的一系列谐波叠加而成。发 动机的结构振动问题可按线性系统来处理， 因此据线性系统的叠加原理， 气缸压力的总作用等于 这一系列谐波单独激发的总和。一般认为，这一系列谐波，由两条途径从气缸内传播出去：1经气缸盖和气缸套 2经曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲轴及主轴承。由于发动机结构中大多数零件的刚性较高，而中、高频率的压力级易于传出，即发动机的结构对燃 烧噪声的低频段衰减大，对高频段衰减相对较小。 【气缸压力

7、级与声压级之差称为衰减量】 。试验表 明：衰减量基本与气缸压力谱无关。二 . 燃烧噪声控制降低柴油机燃烧噪声的根本措施是降低压力增长率。而压力增长率取决于着火延迟期和在着火延迟期内形成的可燃混合气的数量和质量，因此可通过选用十六烷值高的燃料，合理组织喷油过程及选用良好的燃烧室来实现。具体措施如下：延迟喷油定时由于气缸内压缩温度和压力是随曲轴转角变化的， 喷油时间的早晚对于着火延迟期长短的影响将 通过压缩温度和压力而起作用。 若喷油早， 则燃料进入气缸时的空气温度和压力低， 着火延迟期变长； 若喷油过迟，同样燃料进入气缸时的空气温度和压力反而变低，着火延迟期变长，燃烧噪声增大；只 有适当推迟喷油

8、时间，即减小喷油提前角，可使着火延迟期延期长，燃烧噪声减小。改进燃烧室结构形状和参数柴油机工作过程的好坏主要取决于燃油喷射、气流运动和燃烧室形状三方面的配合是否合理。因此，燃烧室的结构形状与混合气的形成和燃烧有密切关系，它不但直接影响柴油机的性能，而且影响 着火延迟期、压力升高率，从而影响燃烧噪声。根据混合气的形成及燃烧精通结构的特点，柴油机的燃烧室分为直喷式和分隔式两大类：A直喷式又分开式、半分开式和球形燃烧室等B分隔式分涡流室和预燃室。在其它条件相同的情况下，直喷式燃烧室中的球形和斜置圆桶形燃烧室的燃烧噪声最低，分隔式燃烧室的噪声一般较低。而3形直喷式燃烧室（半分开式）和浅盆形直喷式燃烧室

9、（开式）的燃烧噪 声最大。调节燃烧室结构参数也可降低燃烧噪声。例如：在涡流室式发动机中喷油嘴的喷油方向愈偏离涡流室中心而指向涡流下游，附着于燃烧室壁面的燃料就愈多，燃烧也愈平静；另外增加涡流室喷孔面 积比也可减少噪声。调节喷油系喷油率对燃烧噪声的影响非常大，试验表明，喷油率提高一倍，燃烧噪声就会增加6dB,因此用减少喷油泵供油率的方法来减少燃烧噪声，但应注意高速性能的恶化和增加怠速噪声的问题。提高废气再循环率和进气节流提高废气再循环率可减小燃烧率，使发动机运转平稳，因此对降低燃烧噪声起到明显作用。而进气节流可使气缸内的压力降低和着火时间推迟，因此进气节流不但能降低噪声，而且还能减少柴油机所特有

10、的角速度波动和横向摆振。采用增压技术柴油机增压后进入气缸的空气充量密度增加，使压缩终了时气缸内的温度和压力增高，改善了混合气的着火条件，使着火延迟期缩短。增压压力越高，着火延迟期越短，使压力升高率越小，从而降 低燃烧噪声越多。试验证明，增压可使直喷式柴油机燃烧噪声降低23D4提高压缩比提高压缩比可提高压缩终了的温度和压力，使燃料着火的物理、化学准备阶段得以改善，从而缩 短着火延迟期，降低压力升高率，降低燃烧噪声；但压缩比增大使气缸内压力增加，会让活塞敲击声 增大，因此，提高压缩比不会使发动机的总噪声有很大的降低。改善燃油品质燃油品质不同，喷入燃烧室后所进行着火前的物理、化学准备过程就不同，导致

11、着火延迟时间不 同。十六烷值高的燃料着火延迟较短，压力升高率低，燃烧过程柔和。故而，应采用十六烷值高的燃 料。除采取上述措施改进燃烧过程外，还应在燃烧激发力的辐射和传播途径上采取措施，增加发动机结构对燃烧噪声的衰减，尤其是对中、高频成分的衰减。具体的措施有：提高机体及缸套的刚性，采 用隔振隔声措施，减少活塞、曲柄连杆机构各部分的间隙，增加油膜厚度，在保持功率的前提下采用 较小的缸径，增加缸数或采用较大的S/D值，改变薄壁零件（如油底壳）的材料和附加阻尼。 3发动机的机械噪声一.活塞敲击噪声及控制活塞对气缸壁的敲击，通常是发动机最大的机械噪声源。敲击的强度主要取决于气缸的最高爆发 压力之间的间隙

12、。因此该噪声既和燃烧有关，又和发动机活塞的具体结构有关。活塞敲击噪声产生原因：活塞对缸壁的敲击， 根本原因在于它们之间存在间隙且往复运动的活塞所承受的侧向力发生方向突变。如下图所示：当作用在活塞上的气体压力、惯性力和摩擦力发生在周期性变化时，活塞在曲轴的旋转平面内将受到一个呈周期性变化的侧向力的作用，此力在上、下止点改变方向，从一侧向另一侧作横向运动， 在上止点由右向左，在下止点方向相反。在发动机的高速运转时，活塞的这种横向运动的速度很高。 由于活塞与缸壁这间有间隙，就形成了对缸壁的强烈冲击。影响活塞敲击噪声的因素：很多，如活塞间隙、活塞销孔的偏移、活塞高度、活塞环数、缸套 厚度、润滑条件、发

13、动机转速和气缸直径等。降低活塞敲击噪声的措施：根据影响其因素，常采用以下几点措施：A. 减小活塞与缸壁的间隙减小间隙可以减小甚至消除活塞横向运动的位移量，减轻或避免活塞对缸壁的冲击碰撞，达到降噪目的。B. 活塞销孔中心偏如上图b所示，将活塞销孔的位置向左偏离活塞中心线。在压缩行程终了时，活塞靠在气缸的右侧壁，由于中心左偏量i的存在，在压力F的作用下，活塞绕活塞销旋转，使裙部下端先靠到左侧缸壁上，进而再以左下端点为支点，绕其旋转并逐渐全部靠向左侧。这样，活塞 向左的横向运动方式由原来的整体冲击变为平滑的过渡，从而起到显着的降噪作用。C. 增加活塞表面的振动阻尼在活塞裙部表面覆盖一层可塑性材料，增

14、加振动阻尼，从而缓冲和 吸收活塞敲击的能量，降低活塞高击噪声。二.配气机构噪声及控制 发动机配气机构也是重要的机械噪声源。由于配气机构的零件多、刚性差，易于激发振动和噪声。凸轮和挺杆间的摩擦振动、气门的不规 则运动、摇臂撞击气杆尾部以及气门落座时的冲击等均会发出噪声。产生噪声的原因：A. 发动机低转速时，气门机构的惯性力不高，可将其视为多刚体系统，噪声主要源于刚体间的 摩擦和碰撞。大的噪声出现在凸轮顶部上推从动杆的时刻，在气门开启和关闭时刻附近亦有 较大的噪声。气门开启噪声主要是由施加于气门机构上的撞击力造成的，而气门关闭噪声则 是由气门落座时的冲击产生的。气门的噪声级与气门运动的速度成正比。

15、B. 发动机高转速时，气门机构的惯性国相当大，使整个机构产生振动。气门机构（弹性系统） 工作时各零件的弹性变形会使位于传动链末端气门处的运动产生很大的畸变，造成气门运动 有时迟后于挺杆，有时超前于挺杆，使传动链出现脱节，气门开闭不正常，产生“飞脱”和“反弹”等不规则运动现象。发动机的高速运转加剧了这种不规则运动，增加气门撞击的次 数和强度，产生强烈的噪声。因此，高速时配气机构的噪声主要与气门的不规则运动有关。 影响因素：主要是凸轮型线、气门杆间隙和配气机构的刚度。 应采取的措施： 减小气门间隙减小间隙可减小因间隙存在而产生的撞击，从而减小噪声提高凸轮加工精度和减小表面粗糙度值 提高配气机构刚度

16、 提高配气机构传动链的各元件的及其支承座的刚度， 可使其固有频率增高，减小振动，缩小气门运动的畸变，达到降噪目的。 减轻驱动元件重量 在相同发动机转速下， 减轻驱动元件重量就减小了其惯性力， 降低了配 气机构所激发的振动和噪声。 选用性能优良的凸轮型线 设计凸轮型线时， 除保证气门最大升程、 气门运动规律和最佳配 气正时外，还要使挺杆在凸轮型线缓冲范围内的运动速度很小，从而减 小气门在始升或落座时的速度，降低因撞击而产生的噪声。三供油系噪声喷油系统是柴油机的噪声源之一。 其主要成分在几千赫兹以上的高频区域内， 在发动机的某些部 位，人耳对它们往往清晰可辨，它也是发动机噪声不可忽略的噪声源。产生

17、原因：是由喷油泵和高压油管系统的振动引起的， 主要是由周期性变化的柱塞上部的燃油压力、 高压油管内的燃油压力以及发动机往复运动惯性力激发泵体自身振动而引起的， 其大小与发动机转速、 泵内 燃油压力、供油量及泵的结构有关。试验表明：当凸轮轴转速增加一倍，喷油泵噪声约增815dB,燃油压力由0增至150MPa时，噪声仅增34dB,说明供油量对喷油泵噪声影响较小。提高喷油泵的 刚性，采用单体泵及选用损耗系数较大的材料作泵体，可减小因泵体振动产生的噪声。可分为流体噪声和机械噪声。A.流体噪声包括：液压泵压力脉动激发的噪声。这种压力脉动将激情泵体产生振动和噪声，同时还将使燃油产生很大的加速度，从而冲击管

18、壁而激发噪声。空穴现象激发的噪声。当油路中高压力急速脉动的情况下，油中含有空气会不断地形成气泡又破灭，形成所谓空穴噪声。喷油系统管道的共振噪声。当油管中供油压力脉动的频率接近或等于管道系统的固有频率时，引起共振，激发噪声。B 械噪声包括： 喷油泵凸轮和滚轮体之间的周期性冲击和摩擦， 特别是当恢复弹簧的固有频率和这种周期性的冲击接近时，会产生共振，使噪声加剧。4 发动机的空气动力噪声 发动机空气动力噪声包括：进气噪声、排气噪声和风扇噪声。一.进气噪声及其控制进气噪声：进气门周期性开闭引起进气管道内压力起伏变化而形成的空气动力性噪声。对某些发动机而言， 进气噪声有时比发动机本体噪声高出5dB 左右

19、， 成为仅次于排气噪声的主要声源。产生原因：A. 当进气阀突然关闭时，必将引起进气管道中空气压力和速度的波动，这种波动由气门处以压 缩波和稀疏波的形式沿着管道向远方传播，并在管道开口端和固定壁面端（关闭的气门）之 间产生多次反射，在此期间进气管道中的气流柱由于振动会产生一定的波动噪声。B. 当进气阀开启时，活塞由上止点下行吸气，其速度由零变到最大值25m/s 左右，邻近活塞的气体分子必然以同样的速度运动，在进气管内会产生一个压力脉冲，从而形成强烈的脉冲噪 声。另一方面，在进气进程中气流高速流过进气门流通截面，会形成强烈的涡流噪声，其主 要频率成分在 10002000Hz 范围内。 进气噪声的大

20、小与进气方式、进气门结构、缸径、凸轮型线等设计因素有关。对同一台发动 机而言，进气噪声主要受转速影响，转速增加一倍，进气噪声增加1018dB。其原因在于：转速增加使进气管道中的气流速度增加，同时使上述的波动噪声、脉冲噪声和涡流噪声加剧。采取的措施：A. 安装空气滤清器B 设置进气消声器排气噪声及其控制 排气噪声：当发动机的排气阀门突然开启后，废气会以很高的速度冲出，经排气管冲入大气，是 一十分复杂而不稳定的过程。 在此进程中产生噪声为排气噪声。 其中以废气通过气阀时产生的涡 流噪声最强烈。排气噪声的基频是发动机的发火频率，在整个排气噪声频谱中呈现出基频及其高次谐波的延伸。发动机排气噪声的频率（

21、Hz）按下式计算：其中：k 谐波次i气缸数n发动机曲轴转速 r/mint冲程系数二冲程发动机T =1四冲程发动机T =2根据周期性信号展开为付立叶级数的一般规律知， 随着谐波次数千 k 值的增加， 其幅值将迅速降 低，即高谐次的排气噪声声级将迅速降低。 除上述噪声外，排气噪声与进气噪声类似，还包括排气总管和排气歧管中存在的气柱共振噪 声、气门杆背部的涡流噪声、排气系统管道内壁面处的紊流噪声等，此外，排气噪声还包括废气 喷注和冲出噪声。在同等条件下，柴油机的排气噪声比汽油机的大，二冲程发动机的比四冲程发动机的大。 发动机排气噪声呈明显的低频特性，噪声级的大小与发动机功率、排量、转速、平均有效压力

22、以 及排气口形状、尺寸等因素有直接关系。大量试验表明，排气噪声随排量、转速、功率、平均有效压 力的增加而提高。对同一台发动机来说，影响排气噪声最重要的因素是发动机转速及负荷。试验表明，发动机转速增加一倍，空负荷排气噪声增加1014dB,而全负荷的仅增加 59dB。综合在量的试验数据得出排气噪声（dB）与发动机转速、平均有效压力和排量的关系为：四冲程柴油机L=28lg n + 20lg p me + 15lg V H + K 1四冲程汽油机L=25lg n + 20lg p me + 13lg V H + K 2其中：n发动机转速，r/min ; pme平均有效压力，100kPa ； V h 发

23、动机排量，L ； Ki、K2 与发动机结构有关的常数。控制排气噪声的措施：A 对噪声源本身采取措施：从排气噪声的发生机理分析入手，在不降低发动机性能、不对排气 系统作大改动的前提下，采取措施：1改进排气歧管的布置，使吹过管口的气流方向与该管的轴线夹角保持在最不易策动该管发生共振的角度范围内。2合理设计各歧管的长度，使管的声共振频率错开。3使各排气歧管管口及各管之间连接处都有较大的过渡圆角，减小断面突变，避免管口存在尖锐的边缘，以减弱声共振作用。4降低排气门杆、气门、歧管和排气道内壁面的表面粗糙度值，以减小紊流附面层中的涡流 强度。5在保证排气门刚度和强度和条件下，尽可能减小排气门杆直径。B 采

24、用排气消声器和减小由排气歧管传来的结构振动： 排气消声器是普遍采用的最有效的降噪手段。 为控制排气歧管的结构振动，可改进排气歧管结构以获得适宜的振动传递特性，或对排气 歧管采取隔振措施，均可控制振动、降低噪声。三风扇噪声风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声（又叫叶片噪声）是由于旋转着的叶片周期性地切割空气，引起空气的压力脉动而产生的。其基频（Hz）为：f nZf i60其中：n风扇转速，r/min ; Z 叶片数涡流噪声：风扇转动使周围气体产生涡流，此涡流由于沾滞力的作用又分裂成一系列分离的小涡流。这些涡流及其分裂过程使空气发生扰动，形成压缩与稀疏过程，从而产生涡流噪声。其频谱峰的频率为

25、：f ma=k d其中：v 风扇圆周速度，m/s ； d 叶片在气流入射方向上的厚度，mk=0。15 0。22 常数显然，fmax与 V正比，但旋转叶片上的圆围速度随与圆心距离不同而连续变化，所以涡流噪声呈明显的连续谱特征。风扇噪声随转速增加而迅速提高，转速提高一倍，声级增加1117dB。通常在低转速时，风扇噪声比发动机本体噪声低得多，但在高转速时，风扇噪声往往成主要甚至最大的噪声源。控制风扇噪声的措施：选择适当的风扇与散热器之间的距离。一般取100200 mm,能很好地发挥风扇的冷却能力，又能使噪声最小。改进风扇叶片形状，使之有较好的流线型和合适的弯曲角度，降低其附近的涡流强度，达到控 制噪

26、声的目的。试验表明，叶片材料对其噪声有一定的影响，铸铝叶片比冲压钢板的噪声小，而有机合成材料 叶片比金属的噪声小。设置风扇离合器，使之在必要的时候工作，不仅可减少发动机功率损耗和使发动机经常处在适 宜的温度下工作，而且起到降噪的作用。令叶片非均匀分布。由于叶片均匀分布的风扇，往往会产生一些声压级很高的有调成分，采用 非均匀分布，可避免这种情形。例如：四叶片风扇的叶片间周夹角布置为70o和1100,则可有效降低风扇噪声谱中那些突出的线状尖峰，使噪声谱变得较为平坦，从而起到降噪作用。 5发动机表面辐射噪声及其控制发动机的燃烧激振力和机械激振力通过各个结构零件传递到发动机的外表面上，形成表面的振动响

27、 应。发动机表面的振动又激发相邻空气介质质点的振动，形成声波向外辐射，即发动机的表面辐射噪 声。为使发动机表面辐射噪声减小除了在燃烧激振力和机械激振力的产生根源上采取措施之外，还要在这此激振力的传递途径上和表面辐射噪声的效率方面采取措施，最终达到有效控制发动机噪声的目的。为此，需要研究激振力和结构响应之间的关系、表面振动与辐射噪声之间的关系以及发动机表面 噪声的分布状况等方面的问题。发动机结构为一复杂的机械系统，可视为多自由度振动系统，其激振力和结构响应之间的关系可通过脉冲响应函数来确定，也可通过有限元计算或试验模态分析的方法来确定发动机结构的主要阶次 模态参数，其中，固有频率和振型对控制发动

28、机和噪声有特别重要的意义。因为结构以某一阶模态振 动时，将在其辐射噪声频谱上出现下一个峰值。若峰值过高，则将对整个结构辐射噪声的强度产生较 大影响，此时可考虑根据该阶振动的形状采取相应的措施，以改变该阶模态的固有频率、阻尼、刚度 和质量分配等，使结构的固有频率向不易策动共振的区域。表面辐射噪声可用表面振动速度或速度平均均方值来表示，在近似关系Lp=20lg(p oco) +10lgv 2+10lg cr +10lg -10lgp其中：Lp测量表面声压级，dB;p oco空气介质的特性阻抗，Pa s/mv2表面振动的时间空间平均速度的均方值，m/s2d =W/W辐射系数，与辐射表面的结构型式、振

29、动频率及振型等有关； WR表面辐射声功率、，WW表面振动功率，WS、A规定声场中的表面积和振动表面积，m;F0=2X 10-5 Pa参考声压。由于控制发动机表面噪声受发动机工作原理和性能要求方面的限制，在技术上难以采取降噪措 施，即便采取措施，降噪也很有限。实践表明，在结构上阻断激振力的传递或降低表面声辐射效率， 可大幅度地降低表面辐射噪声，有效控制发动机噪声。其具体措施为增加结构刚度和阻尼，减少辐射 表面面积。下面是发动机表面辐射噪声的几个结构响应和控制措施：1.缸体一曲轴箱其刚度较差，振动较大，是表面噪声辐射的主要部分，同时其振动又传给壳体等重要的辐射噪声表面，使振动加剧。因而是控制表面辐

30、射噪声的基本途径。产生辐射噪声的具体原因：当缸体一曲轴箱按某阶振型振动时，其壁面呈弯曲状的振动， 从而产生噪声。控制措施：通过增加壁厚、加肋、改进曲轴箱结构、增加中隔板及采用整体式轴承梁或 轴承座等方法来提高其刚度，使结构固有频率升高到结构衰减系数较大的区域，从而达到降噪的目的。2罩壳类零件具有壁薄和表面平而大的特点，是主要的表面辐射噪声源。控制措施：增强其刚度，提高其固有频率。敷贴阻尼材料。3固定在发动机上的各种盖板控制措施：隔振：在其间使用隔振层涂加阻尼材料。除以上措施之外，还可对发动机整机或部分构件采用隔声措施，以满足日益严格的噪声控制法规的要求。常用的隔声方法有局部隔声、全封闭整体隔声

31、罩和隧道式隔声罩等。 6发动机噪声的预估影响发动机噪声的因素很多，但它主要决定于发动机的转速和缸径。发动机噪声的A声级有以下估算公式：1四冲程、自然吸气柴油机La= 30 lg N +50 lg B-dB2四冲程、涡轮增压柴油机La= 40 lg N +50 lg B-dB3二冲程柴油机La= 40 lg N +50 lg B-80 dB4对置活塞式发动机La= 40 lg N + 50 lg ( . 2 B)- 80 dB5汽油机 L a= 50 lg N + K dB以上各式中：N发动机转数，(rad/min )B缸径，(cm)K常数注：上述声压级的测点与发动机表面的距离约为1m乘员车室噪

32、声及其控制本章重点讨论车室噪声发生机理及其控制措施，并对车室声学有限元分析和车身振动噪声试验作简 介。 1 车身噪声及控制 车身噪声主要来自两方面： 1车身振动。它引起的噪声受车身结构、发动机安装方式、各激振源特性等多种因素影响。2空气与车身之间的冲出和摩擦。只受车身外形结构和汽车行驶速度的影响。一车身振动噪声 车身是由骨架和壁板组成的复杂结构体，在发动机和路面的振动激励下，其振动状态十分复杂。 车身前部振动由前轮激振力产生， 是由前轴非悬架支承质量共振与车身的一阶弯曲共振、发动机垂直振动以及悬挂质量纵向角振动共振而合成的。 车身横向振是由于左右车轮的逆向振动而产生悬挂质量 横向角振动的共振和

33、车身的扭转共振。这些振动互相影响，使车身实际振动状态更为复杂。研究表明，作为车身振动噪声现象的频率为5300Hz左右，其中以车身骨架结构为主产生的振动噪声在530Hz的低频范围，以壁板为主产生的振动噪声在30300Hz的低、中频范围内。从车身结构型式看， 由于无骨架车身直接承受路面的冲击， 因而较骨架式车身更容易产生振动噪 声。对于一些大型车辆，由于车身较长，相应的车身质量增加，使车身整体刚度下降；而对于一些不 客车，由于车身轻量化设计，使车身整体刚度下降。若车身刚度不足，则固有频率降低，汽车在行驶 中易产生车身共振，引起较大噪声。此外，发动机、底盘与车身隔振措施不佳也易激起车身振动，加剧噪声

34、。 二空气流动噪声汽车行驶时，车身内外总会存在不同程度的空气流动噪声，包括： 空气通过车身缝隙或孔道进入车内而产生的冲击噪声 空气吹过车身外面凸起物而产生的涡流噪声空气与车身的摩擦声 由于空气阻力与汽车行驶速度的平方成正比，因而汽车高速行驶时，空气流动噪声较大。空气流动噪声对车内噪声影响更大些，其频率较高，为2000Hz左右，人的感觉为呜叫声或沙沙声。空气流动噪声虽因车型不同而产生部位互异，但不论车型如何，若车身外表制造粗糙、车身流线 型差、车窗调整装配不当及车外凸起物多，都会增大车身的空气流动噪声。三车身噪声控制 车身本身一般无振源，其载荷也很小，其噪声源主要来自外部。由于车身是薄壳结构，外

35、部传来 的振动会放大；此外，隔离发动机和底盘辐射噪声的措施还受到结构上的限制，因此车身振动和噪声 的控制特别强调控制外部振源和声源，车身本身的控制多属消极措施。因空气流动噪声一般较小，所 以降低车身噪声的重点应放在车身振动的控制上。有骨架车身和无骨架车身都是在较宽频带上有很多共振点的弹性结构体，设计时很难同时满足悬架、驱动系及低振动噪声的要求。协调方法之一是提高车身着力点的机械阻抗，即提高着力点附近的 刚性，使车身振动减小，从而降低车身噪声。在车身构件中，板件振动对车身噪声有重要的影响。因其声辐射效率较高，在承受振源传入的振 动能量时， 极易成为结构上的主要发声部位。 在其上设置加强肋以提高其

36、刚度和加装阻尼带或粘贴减 振材料，可减弱和衰减其振动。探 一般来说，防声涂料覆盖量为 0。25g/ cm 2时，防声效果最佳。车身外板的共振频率通常在 40300Hz左右，地板的在 5060Hz左右，不同的车身结构的共振 频率差异很大。车身设计时应正确选取，避免发动机、底盘的共振频率或激振力频率与车身各板件的 共振频率相一致，同时应将车身外板、车顶、地板的共振频率互相错开，以防产生强烈的噪声。路面激励使车身振动，车身振动会引发发动机振动，而发动机振动双反过来传给车身，为避免这种“反馈”现象，可采用试验方法决定发动机最佳安装位置和支承刚度，使整车各部件固有频率实现最佳匹配。采用流线型好的车身不仅

37、可降低行驶阻力，而且可减少空气涡流及空气对车身的冲击。光洁的车身要减少摩擦，从而降低噪声。车身凸出物的数量和凸出幅度也应控制，以利降低空气流动噪声。 2车内噪声车内噪声指汽车行驶时乘座室内存在的各种噪声。它极易使乘员感到疲劳， 对汽车乘坐舒适性有重要影响。一车内噪声发生机理及传播途径车内噪声发生机理如下图所示：体途径有二：一是通过车身壁板及门窗上所有的孔、缝直接传入车内；二是车外噪声声波作用于车身 壁板，激发壁板振动，并向车内辐射噪声。2从振动源来看，有两种含义：一是发动机、底盘工作时产生的振动； 二是路面激励产生的振动。 后者频率较低，对于激发噪声影响较小。由各振源产生的振动通过车身各支点激

38、发车身壁板产生强烈振动，并向车内辐射强烈的噪声，即固体传声。由于车身壁板主要由金属板和玻璃板构成，这些材料都具有很强的声反射性能。在车室门窗均关闭的情况下，上述传入室内的空气声和壁板振动辐射的固体声，都会在密闭空间内多次反射，使车内 声场接近于扩散声场，所以车内噪声实为直达声与混响声叠加后的结果。综上所述，发动机、底盘和路面作为声源和振源均可激发车内噪声，其传播途径分为空气传声和 固体传声两种。如下图所示：排气系车内噪声空气和固体传播噪声能量的比例因车型结动空气波动示:70605040 发动机传动系11车身振动11噪声的不同频率成分的车内混响变化而有所差别。如下图所(dB)声压级车内总噪声(f

39、) Hz 400Hz以下，固体传声占主导地位。，匀速行驶时固体传声和空气传声的强度大致相同，而加速或减速时，固体由图可知，在500 Hz以上，空气声传导占主导地位；而在 在不同的运行状态下传声比例超过空气传声。二.车内噪声特性及影响因素1由于结构差异，各种汽车车内噪声的特性是不同的。对于小客车而言，发动机的非对称性、各循环的压力波动、各缸间燃烧的差别等等，是车内噪 声的主要激振力，因其所处的频率范围较小，尽管这些频率的噪声有较高声级，却对车内总噪声的响度影响较小。相对货车而言，小客车的高频噪声级较低，且装用柴油机时更低。一般情况下，小客车低速行驶时的车内高频噪声声级决定于路面激振力的作用，而高

40、速行驶时则取决于空气动力噪声。在发动机满负荷工作时，某特定车速下车内高频噪声取决于发动机噪声，而超 过该车速后便决定于空气动力噪声。若排气系统有较好的隔振措施，则排气和风扇噪声不是影响小客车车内高频噪声的主要因素。对于货车而言，其车内噪声在低频段较车外噪声有更高的声压级，这些噪声成分主要来源是发动机噪声、进排气系统、路面激振以及气流冲击等。某些汽车风扇转动频率，大、中型直列发动机缸 体振动频率以及驾驶室内空气和地板下空气的自振频率，也在此低频范围内。所以，货车车内低频噪 声一般较高。货车车内高频噪声来源主要有进排气系统、传动系齿轮啮合、轮胎花纹与路面的冲击、气缸压力 波动及涡轮增压器叶片转动等

41、。当高速行驶时，空气流动噪声对车内噪声的高频区有所贡献。另一方面由于车外声场的不均 因此车内声场分布变得相当复影响车内噪声大小的因素，除2.车内声场的分布。 汽车车内声场一方面呈一定程度的混响状态， 匀性和车身结构各处隔声量的不均匀性，使各壁板透入的声强度各异,杂。车内噪声评价一般引用驾驶员右耳位置处的声压和频谱两处参量。各声源外，还有汽车车身结构、密封性及阻尼吸声材料应用情况等。车身形状、尺寸、材料等，对车 室内风振和空腔共鸣有重要影响。四车室内的风振现象小客车打开一车窗并以高速行驶时，车室相当于一个亥姆霍兹共振腔，该共振腔的共振频率（Hz）为：厂A V (t 0.96A)Co/2 n(7

42、1)其中：t 窗框厚度，m a窗的开启面积，m；V 车室容积，01；Co空气中的声速， m/s ;当汽车行驶产生的旋流与窗框相冲击所产生的压力波动频率与 振，称之为风振。fo相等时，车室内就会产生空气共风振产生状况与汽车外形尺寸、 车窗大小和开启程度及车速有关。 涡流与窗框冲击的强度。在车速增加时，这种强度和频率成比例上升，由 积（A）,则共振频率上升因一个车窗开启条件下，小客车风振车速约为风振幅度取决于车身的特性和fo的公式可知，增加开窗面80100km/h，风振频率约为1520Hz左右，由于此频率位于人耳可听阈之外，所以乘员所感到的并非声响，而是一种不愉快的 压迫感。四车室空腔共鸣现象空腔

43、共鸣：由于汽车车身形成一定形状的封闭空腔，会发生与封闭管道类似的共振现象称之为空腔共鸣。它具有增强车内噪声的效果。其发生机理如下图所示：各种不平衡激振力发动机传动系驱动系振动传递系统过悬架等振动传递系统传至车架,等时,各激振力通,车身将产生共振，使该频率下系勺噪声级剧增。 车室空腔共车身振动当该振动频率与车身固有频率相使车产（骨架振动）车室空腔共鸣空腔共鸣噪鸣的特性是与具体的声压分布时的车内噪声模态（共振频率、进排气噪声、固有频率相联系的声学振动模态（行波）。空腔共鸣声压分布）称为车室空腔共鸣噪声。它取决于车室空腔声学特性和汽车的运行状态。车室空腔共鸣易使车内噪声放大，发出70160Hz的隆隆

44、声。其可能发生原因有：传动系的弯曲振动、悬架弹簧共振、进排气系共鸣和共振、车身结构的弯曲振动等。车身结构、材料、形状、大小等，对车室空腔现象起着决定性作用，激振力大小、振动传递系系统的阻尼特性、车室内部吸声材料性质与厚度等，对车室空腔共鸣噪声峰值有重要的影响。由于实 际车室前后方向的形状相当复杂，难以正确推算固有频率和共鸣模式，因此，近年来流行有差分法或 有限元法模拟计算车室固有频率和共鸣模式。3 车内噪声控制由于汽车上几乎所有的噪声源对车内噪声都有贡献， 加之车身对外部噪声可能有放大作用， 且车 身自身也会产生噪声，因此车内噪声控制是一项比较复杂的工作，其控制的途径主要有三：减弱 声源强度，

45、隔绝传播途径，吸声处理。一消除或减弱噪声源的噪声辐射降低汽车上任何一个声源的噪声能量， 对车内控制都是有利的， 尤其是降低发动机噪声和传动系 噪声，对车内噪声的降低更重要。对发动机和传动系采取的控制措施是进行屏蔽处理， 若采用封闭发动机室的方法可使车内噪声降 低78Db,再对屏蔽罩的壁板涂敷阻尼层，可再降低2dB左右。二隔绝传播途径为减少汽车行驶过程中传入车内的噪声， 可利用具有弹性和阻尼的材料来改善振源和车身之间的 振动传递关系。而为阻断固体传声，也可利用涂布、阻尼粘胶等材料来改善车身壁板的隔声性能并减 小车室壁板的孔隙数目和尺寸，从而增大车身结构的隔声量，削弱或阻断气体传声。1隔振对于非承

46、载式车身， 可在车身与车架的安装支承点加入橡胶垫等弹性阻尼环节，达到削弱振源身车身的固体声传导。更重要的隔振措施是针对较强烈的振源进行特别处理。2.隔声车室隔声的重点一般是前壁或前围板。 由于壁板的隔声性能受质量定律支配，因而隔声对高频噪声较为有效，对低频噪声效果较差，尤 其是 3050Hz 左右的低频噪声。有时车内噪声甚至比发动机室内噪声还高，其主要原因是固体声传 播使车身结构振动所致。一般情况下，对汽油机，2004000Hz范围是必须注意的隔声频域；而对于柴油机来说，10004000Hz 频率范围的隔声最为重要。为确保低频隔声性能足够好，应选用面密度和阻尼均大的隔声材 料。车室隔声结构一般

47、都是根据阻尼减振、 隔声和吸声等多项要求， 在不同部位适当组合吸声防振材 料而构成，对声学环境要求较高的汽车，对隔声相当讲究，采用多到四层的隔声结构。隔声结构的选 择应同时考虑所隔声的特点、隔声材料与结构的性能和成本。由于隔声面密度决定隔声效果，而实际 汽车上多采用双层壁隔声结构，并在两壁之间填充黄麻、毛毡、聚氨脂泡沫、玻璃棉等吸声材料，使 隔声性能进一步提高。另外，在日益减薄的钢板上敷涂防振涂料，可弥补汽车轻量化设计带来的隔声 效果变差的缺陷。3提高车室密封性 车身壁板上缝隙与孔道，为噪声传入车室提供了直接的通道，使隔声能力大打折扣，因此，必须 提高车室密封性。若在车室壁板面积 S上有面积为

48、S/n的缝隙或孔道，其各自的透射系数分别为t、ts,则该壁板总隔声量R (dB)为：R=-10 lg( 1- -)T +:(7 2)nn一般在缝隙处T s1，若T 104,即：若缝隙面积超过总面积的1/104,则无论用何种隔声材料和隔声结构，总隔声量也不能达到40dB。因此，提高车室密封性是阻止噪声传入车内的有效方法之一。试验表明，对各操纵和仪表线路通过在车身的孔、缝进行密 封处理前、后的车内噪声相差值高达10dB,所以必须充分注意缝隙声问题。三吸声处理降低车室混响声在车室壁板上使用能减少反射声的吸声材料，可有效降低车室混响作用，从而达到控制车内噪声的目的。因此，现代汽车车室内的全部内饰都充分

49、考虑了吸声要求。车室顶棚结构是吸声处理的重点，以前笔记中已述。另外，对汽车车室底板和侧壁也要作吸声处 理。四防止或消除车室内共鸣与风振现象车室内壁板使用吸声材料和阻尼材料，要有效降低车室空腔共鸣噪声的峰值，但若要消除车室共鸣，就必须改进车身设计，调整室内振型。但对既定车型的车室形状变动限制甚多，难以大幅度改变 固有频率，一般只能在车身设计完成后，采用有效利用吸声材料或在激振荡力一传递系一声发射系上 使振动特性调谐的措施，来改善车室空腔共鸣问题。车室风振现象可采用适当转移车室空腔共振荡频率、减小车室空腔共振荡系品质系数、防止边缘声产生等方法来加以控制。具体实现措施包括在车窗部分设置适当的覆盖物，

50、防止卡门涡流对窗框的冲击，避免边缘声的形成，利用吸声材料减小车室空腔共振系的品质系数等等。 4车室声学有限元分析 一空腔的声学分析1声波方程式由一般三维空间中的声波方程式:P2=WC02Pt2其中:2(二x1)为拉普拉斯算子。z它对于封闭空腔仍然适用。对于简谐运动，声压可写成PAej t,从而上式可简化为亥姆霍兹方程:PaC0Pa 0(7 4)rad/s其中：3声波圆频率，C 0声速，m/s。2声波方程的边界条件空腔边界表面为吸收体或半反射体,P声波方程的边界条件可写成:0B0*nt其中：P 0空气密度，kg /m3B0声纳，(75)n边界表面的法线方向。若空腔边界表面为非渗透体且有微振幅的运

51、动，则声波方程的边界条件可写成：oU（ 7 6）n其中U为振动表面的法向加速度分量，m/s2。若某段边界向周围环境开放，则在该处有一个声学软界面，即与大气环境声压相同，因此，对 于该段而言，其边界条件可由声压等于环境声压条件来建立，即：p 0（ 77）各边界条件建立之后，便可根据车室的具体结构，选取合适的边界条件，对声波方程式或亥姆霍 兹方程式进行求解。当求得 p后，便可计算车室的声压级。二有限元列式若将车身空腔容积离散化，以有限单元来代表，则声波方程式可写成一组方程。根据辛基威施的 推演，可写成如下矩阵形式：M p K p F （7 8）其中：M 声学质量矩阵,K 声学刚度矩阵, F 各单元

52、表面S传给流体的广义力矢量;p各节点离散位置上的声压矢量。 上述矩阵各元素可用以下公式计算：Mj2t(7 9)KijPi Pj(7 10)Pi PjFiBdS n(7 11)1其中 T V1 c1V2 p2dV ;求解此方程时，除利用边界条件式（75 ）（77 8）可简化为在计算特下标i, j分别表示行号和列号。 式（7 8）为空腔声学有限元分析的基本方程。7 ）外，还可利用 F为零的条件。如果波动为简谐运动，基本方程式（征值和频率响应情形下，求解亥姆霍兹方程式（74）用的标准矩阵形式。车室空腔声压的变化会激励车身结构的振动。车身壁板对空腔压力作出振动响应，而壁板的运动通过壁板压力与空腔声场相

53、耦合，在这种结构一声学交互作用下，基本方程式（7 8）可改写为M u C u K u s pb F(7 12)其中：M 车身结构质量矩阵C 车身结构阻尼矩阵K 车身结构刚度矩阵s 结构一声学耦合矩阵u 结构位移矢量pb 边界节点上的声压矢量F 施加于结构上的外力矢量三声学单元 为完成声学有限元的划分， 应选择典型几何形状的单元类型,式。为简化讨论，仅以三角形单元为例，其声压近似函数式可写为：并建立起各处单元声压的近似函数p a bx dy(713)其中：a、b、c为待定系数。若三角形各顶点坐标为（xi,yi）、（X2,y2）、（X3,y 3）,且各顶点的声压分别为pi、P2、ps,则式（713

54、）可写为：Ni pii 1(7 14)其中:N=a biX diy ；2A 21X1X2X3y1y 为三角单元的面积。y3并且有：将式（7 14）代入式（7 9 ）、（ 7 10）,可得声学质量矩阵和刚度矩阵元素分别为:1A2 1ij12C0(7 15)MjNiN jdVv C0v Ni NjdV1yj yk yk 4AYiXjXk XkXi(7 16)其中：k为三角形单元除i、j外的顶点序号;最后，为完成声学单元列式，可将式（7 15）和式（716）代入式（7 11）求边界矩阵，利(7 17)7 6）中U =0。这样所得的有限元方程用式（7 6）可得Fi0ui Si其中：Ui为单兀表面Si的平均加速度。四轿车车身的声学模态1假设车身内壁为刚性。计算声学模态和频率时则可认为是硬反射表面，此时式（式（ 7 8）中包含的是对称的声学质量和刚度矩阵，计算所需的数据仅是车身内室的几何形状。（以下示意图略）第一阶声学模态对于轿车为80Hz,而厢式轿车约为 50Hz，节线（零声压线）几乎都在空腔中