汽车声场研究进展

汽车振动论文车内声场降噪车辆0901朱广平20092190PAGEPAGE4车辆0901朱广平20092190汽车车内声场分析及降噪方法研究进展随着汽车工业的发展，汽车给人类的出行带来极大的便利，但同时也带来了噪声污染等社会问题汽车噪声过大会影响汽车的舒适性语言清晰度，甚至影响驾驶员和乘客的心理生理健康，如果驾驶员长期处于噪声环境中容易引起疲劳造成交通事故和生命危险；同时，汽车噪声过大也会影响路人的身心健康，人们长时间接触噪音，会耳鸣多梦心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至失聪，其中由车辆噪音间接引发的交通事故，也并不鲜见因此对汽车噪声进行控制就显得非常必要了。为了治理汽车噪声污染，各国均制定有关标准，我国国家环境保护总局和国家质量监督检验检疫总局于2002年1月4日联合发布了GB1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》强制性标准，代替GB1495-1979，并于2002年10月1日实施。新标准是在参考ECERS1《关于在噪声方面汽车(至少有4个车轮)型式认证的统一规定》基础上制定的。新标准的出台，改变了过去标准不科学，测试项目不完整的局面，为治理汽车噪声污染提供了有效的控制手段，对完善我国的汽车噪声标准体系将起到积极的推动作用。汽车是一个高速运动的复杂组合式噪声源。汽车发动机和传动系工作时产生的震动、高速行驶中汽车轮胎在地面上的滚动、车身与空气的作用，是产生汽车噪音的根本原因。根据汽车噪音对环境的影响，车内噪音是指车厢外的汽车各部分噪音通过各种途径传入车内的那部分噪音以及汽车各部分震动传递路径激发车身各部件的结构震动向车厢内辐射的噪音，这些噪音声波在车内空间声学特性的制约下，生成较为复杂的混响声场，从而形成车内噪音。平静汽车隔音的研发人员通过实验发现抑制车辆内部噪音，改善混响声场最有效的方式就是选择性能优异的隔音材料并利用异型吸音槽来缓冲并吸收汽车噪音，从而在止震和隔音的基础上达到最佳的吸音降噪效果。产生机理：平静隔音把汽车噪音来源简要分为以下几种：发动机噪音、排气系统噪音、风扇噪音、传动系统噪音、轮胎噪音、制动噪音、气动噪音、车身结构噪音等等，由于车辆噪音的复杂性，以上噪音源并非仅是并列关系，而从平静隔音实际研发的角度看，汽车噪音源还可以在目前的基础上做更进一步的分析。室内噪声传播有左图所示的固体传播和气体传播两种方式。发动机噪音中，除了发动机机体发出的机械声外，还包括进气系统噪音，改装族更换“冬菇头”以后动力增大的同时发动机噪音也增加不少，就是因为对原车进气系统做了改动的原因：高速气体经空气虑清器、进气管、气门进入气缸，在流动过程中，会产生一种很强的气动噪音。降低发动机本身产生的噪音及由发动机震动引起的其它噪音有若干办法：1、改造发动机燃烧过程以降低燃烧爆发的冲击；2、降低由此冲击产生的激后力引起的发动机各部件震动；3、降低由活塞上下运动、曲轴转动引起的不平衡力以及降低发动机机械震动。发动机运转的噪音主要由挡火墙和驾驶室的前底板部位传入驾驶舱，因此，平静汽车隔音通过在U槽、挡火墙及底板部位粘贴带异型吸音槽的吸音棉来抑制噪音。排气系统噪音是发动机噪音的一部分，主要包括消声器支撑架及排气管道震动辐射出的噪音，发动机震动及排气动作引起的辐射噪音，还包括由排气口出来的排气噪音。主要降噪方法：1、利用消声器降低排气出口噪音，在生产消声器的环节，通过提高仿真计算方法的精度，实现在不增加排气阻力的条件下改善消声效果。2、在排气口对排气噪音施加与其幅值大小相等，相位相反的二次声源或震动源，可自动地消除存在的震动噪声问题，实现主动降低噪音。风扇噪音散热风扇通常也称为电子扇，是引擎舱内较大的噪音源。风扇噪音属于空气动力噪音，严格的说，也是构成发动机噪音的一部分。风扇运转过程中，由散热器隔栅吸入的冷却气流，经散热器风扇叶片吸入，从发动机间隙排出，气流运动的这一过程产生了旋转噪音和涡流噪音。夏季在怠速状态下开空调，风扇的运转会明显引起较大噪音。平静隔音研究人员认为风扇的噪音与以下因素密切相关：1、风扇的外形。风扇外形决定风扇本体的阻力系数。包括叶片数量、叶片间断间隙、叶片角度及弯曲度等。2、散热器吸入气流的紊流度。方式增加齿轮传动系统的刚度，还可以加强部件配重等等。2）对壁面采取阻尼措施：发动机中最易采取阻尼措施的是一些罩、盖、如正时齿轮室盖、油底壳和曲轴皮带轮等，这些零件由常常是较强的噪声辐射源。可以将阻尼材料以自由或约束状态敷在振动体上，已达到减振和减小辐射噪声的目的。3）隔声处理：包括局部隔声和整体隔声。局部隔声是指对气门室盖、油底壳、正式齿轮室盖、曲轴箱等噪声辐射较强的表面装设隔声装置以降低辐射噪声。整体隔声是指对整个发动机表面装设隔声装置。整体隔声罩虽然效果比局部隔声好，但是受到发动机的散热、材料的耐高温等条件的限制。4）隔振措施弹性安装：各种盖板固定点尽量固定在振动级较低的机体位置上。5）进、排气噪声控制：改进空滤器结构；加进气消声器；安装性能优良的排气消声器。6）风扇噪声控制：增加风扇直径降低转速，减小噪声；改进导风罩形状；增加散热器尺寸；选用合适的叶片数，同时选用合适的叶片材料；安装风扇自动离合器，使风扇在需要状况下工作。2、控制噪声传播途径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三：①减弱声源强度，②隔绝传播途径，③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7～8Db，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。⒈隔振对于非承载式车身，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。⒉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30～50Hz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，200～4000Hz范围是必须注意的隔声频域；而对于柴油机来说，1000～4000Hz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。⒊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S/n的缝隙或孔道，其各自的透射系数分别为τ、τS，则该壁板总隔声量R（dB）为：R=-10lg［（1-）τ+］（7—2）一般在缝隙处τS≈1，若τ<<1/n，则R=lgn（7—3）由此可见，若车室存在占总面积1/n的缝隙面积，即便采用最好的隔声材料和结构使τ→0，也会使总隔声量受到影响。例如，要求总隔声量大于40dB，则必须使n＞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—传递系—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，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。车身有限元模型的建立:用有限元做理论模态分析将得到整个结构的各阶固有频率和振型，这是从整体的角度来研究问题，而结构上的一些细节问题是可以适当忽略的，单元的规整程度对计算结果的影响也比较小。为了寻求比较满意的分析时间与有限元模型规模的协调，分析过程中我们采用了三个模型：一个有限元模型全局单元尺寸为15mm，模型中保留了结构的细节，包括倒圆、螺栓、小孔、附加件等；一个有限元模型全局单元尺寸为30mm，在第一个模型的基础上去掉了一些细微结构，保留了大部分细节；最后一个有限元模型全局单元尺寸为45mm，在第二个模型的基础上忽略了倒圆、小孔、螺栓和一些不影响整体特性的附加件。计算结果显示三个模型计算的各阶固有频率有很小的差异，振型也基本一致，这证明影响模态结果的主要是结构的形式和参数，所以最后取单元尺寸为45mm的模型进行模态分析计算，这即能保证计算精度，又节省了计算机资源。基于上述思想建立的白车身（不包含门窗）的有限元模型，全部为三维弹性壳单元（Shell63），单元总数为11364个，节点总数为9988个，自由度数为59928。整个车身结构（包含门窗）的有限元模型。一阶模态：是频率为29.916Hz的顶棚、地板后部扭转模态。顶棚、地板振动幅度较大，是振型的腹部，前围、发动机支架等振动较小。二阶模态：是频率为38.652Hz的整体扭转模态。其扭转振动的一条节线位于地板纵向对称面上，另一条节线位于前地板与后地板的连接处，两节线相互垂直。节线两侧振动相位相反，离节线越远的位置振幅越大，其中顶棚前部与前挡风玻璃两侧立柱振动幅度最大，而后立柱振动幅度次之。三阶模态：是频率为53.243Hz的整体一阶纵向弯曲模态。车身在平行于纵向对称面的的平面内振动。车身振型左右对称。其弯曲振动的一条节线位于前地板中部，另一条位于后排座位靠背对应地板处。两条节线均垂直于车架纵向对称面。顶棚、地板上下摆动，振型腹部出现在后排座位下部。四阶模态：是频率为67.936Hz的前围板局部模态，前围板上两处出现强烈的局部振动。五阶模态：是频率为73.648Hz的顶棚摆动、地板弯曲模态。顶棚左右摆动，地板弯曲振动，一条节线位于地板纵向对称线上，另外两条分别对称于地板纵向对称线两侧。位于地板纵向对称线两侧的部分振动相位相反，离节线越远振动幅度越大。其中后排座位下侧地板为振动的两个腹部。同时前围板出现局部振动。六阶模态：是频率为74.235Hz的地板弯曲模态。整个地板在平行于纵向对称面内上下振动，地板中部振动幅度最大，是振型的腹部。受之影响，顶棚、后立柱有相应的微幅振动。同时前围板两处出现局部模态。七阶模态：是频率为76.82Hz的顶棚上下摆动模态。顶棚上下振动，顶棚前部与风挡玻璃连接处振幅较大是振动的腹部，受之影响后立柱及背门门框左右摆动，振动相位相反，振幅次之。八阶模态：是频率为84.64Hz的顶棚扭转、后地板前部局部模态。顶棚扭转振动，两条节线分别位于顶棚两对称线上，节线两侧振动相位相反，离节线越远的位置振动幅度越大，其中后地板上对应后排座椅位置处出现振幅较大的局部振动。九阶模态：是频率为90.257Hz的地板局部模态。后地板上出现两处振幅较大的局部振动。十阶模态：是频率为99.432Hz的顶棚、后立柱的扭转模态。后立柱处振动幅度较大，是振动的腹部位置。从固有频率分布的情况来看，该车白车身的前十阶固有频率均在100Hz以下，其中第一阶后部扭转、整体的一阶弯曲和扭转模态频率分别为29.916Hz、38.652Hz和53.243Hz。汽车在正常的铺装路面上行驶时，受到的路面不平度激励能量主要集中在0-60Hz的低频带，同时发动机怠速时，其激振频率也介于20-60Hz之间。因此，该车在使用过程中如果激振力输入部位恰处于振型腹部，将可能引起车身结构的共振，同时如果在噪声辐射效率高的部位也处于振型腹部，那么乘座室内的噪声将加剧。另一方面，白车身的整体一阶弯曲和扭转模态频率相差较大,近9Hz，可见在结构设计上已经避免了这两种模态振型的耦合效应。从固有振型特征来看，该白车身的振动形式以后部扭转、纵向平面内的弯曲扭转、顶棚摆动、地板弯曲为主。振动幅度较大的区域主要是：顶棚、前围板、地板中部、后排座位下部地板。从车室内的噪声品质考虑，这些振动腹部区域对车内噪声不利，因为当车身被激起这些模态共振时，以上振幅区域将出现剧烈的振动，由车室内噪声产生机理可知，壁板振动将向车内辐射强烈的噪声，如果壁板的振动与车内声场相耦合，将导致噪声级剧增。整个车身结构模态分析结果：在本文的汽车车内噪声预测与控制研究中，将重点研究车身结构—车室空腔声场结构声耦合作用对车室内噪声的贡献，因此，还应该对整个车身结构（含门窗和玻璃）进行模态分析整个车身结构模型的自由度多，模态频率密集，并且模态多表现为局部区域的变形。利用模态提取算法中的子空间（Subspace）法计算了整个车身在自由模态下的固有频率和振型，固有频率小于200Hz的模态参数见表2.2，图2.9为车室壁板（围成车室空腔的结构部分）变形较大的车身振动模态。车室空腔声场声学模态分析车内空间是由车身壁板围成的一个封闭空腔，同任何结构系统一样，具有模态频率和模态振型。结构系统的模态是以具体的位移分布为特征，与其类似，声学系统的模态是以具体的声压分布为特征。声学模态频率是声学共鸣频率，在该频率处车内空腔产生声学共鸣，使得声压放大。声波在某一声学模态频率下，在车内空腔传播时，入射波与空腔边界反射而成的反射波相互叠加或相互消减而在不同位置处产生不同的声压分布，称之为声学模态振型。当一典型的空腔受到壁板的激励时，声学共鸣将导致恼人的低频“轰鸣”噪音，对乘客的舒适性有很大的影响，车内声学设计时应尽量避免。在轿车设计阶段，车内声学模态分析对于避免车身壁板与车内空腔声学共振提供了非常有价值的资料，并且可以用于指导发动机、传动系等的选型。在国外单排座轿车设计中，对应于第一阶声学共鸣频率的声学模态，其节线位置(零声压位置)设计在人耳附近，使人处于噪音最小的声学环境中。除此之外，车内声学模态分析可以用来确定空腔是否被强烈地激起共振。国外早期建立的轿车车内空腔的声学模型限于技术条件，并且基于其声学模态沿轿车横向变化不大的特性，使用轿车纵向截面二维模型。其建模简单，节省计算时间，但不能完全反映车内空腔三维声学特性。使用轿车车内空腔三维模型可以全面地反映其声学特性，如声学模态形状为纵向、横向、竖向或者不同方向的组合。本节的研究内容是在建立了无座椅和有座椅声学模型的基础上，对比分析了不同模型的声学模态特性，用于指导轿车车内声学设计。结合某轿车新产品的开发，对车身结构动态特性、车室空腔声场声学特性、车身