轿车车内噪声控制方法研究

2002年 (第 24卷 )第 1期 汽 车 工 程 Automotiuz Engineering 2002 fV0L24)No l 轿车车内噪声控制方法研究 张立军 靳晓雄 余卓平 周 铉 (同济大学) l摘要J 本文系境阐述了控制某装备直列四缸发动机的轿车的车内噪声的系统方法。首先通过 试验确 定发动机二阶振动是引起车内噪声的主要振源，识别出发动机固体振动向车内传递的传递选径，并且确定了对车内 噪声有较大贡献 的车身板件 在此基础上，通过对发动机、副车架悬置系统 的橡胶 支承元件弹性特性 的修改控制发 动机振动向车内的传递，通过对车身顶棚结构板件的动力修改控制车身板件的振动。对改样整车的试验得到满意 的降噪结果 。 叙词：轿车 发动机 车内噪声 控制 Research on the Reduction of Car Interior Noise Zkamg Lijlm，Jin Xiaoxion~，Yu Zhuoping＆ Zholl Hong To,wji Univers 【Abstractl This paper presents the systematic and practical research on the interior n0_se control in a front—wheel—drive car equipped with a four—cylinder in—line engine．The experimental analysis result shows that the major sollrce of jnterior noise is the second harmonic of the engine vibration which is transmitted to the body through the engine mount，and that most of the interior noise is attri· buted to the vibration of the roof pane1．Based on these results，modifications were made to both the engine moun t and the roof panel structure with due regard to practicality and ease of production．It was found that the new noise level represents a reduction of approximately 1．5 dB(A1 and the sound quality is。effectively improved Keywords：Car EngiBe Interior Noise Control 1 引言 汽车振动和噪声是影响汽车行驶舒适性的最主 要因素。随着人们对汽车舒适性要求的不断提高， 汽车减振降噪的研究日益受到重视。一般而占，汽 车振动和噪声的主要来源是路面不平度激励雨】发动 机振动。其中，发动机的振动尤为重要，因此控制 发动机引起的汽车振动和车内噪声一直是研究的重 点。发动机的减振降噪方法很多，例如为了 减轻 发动机振动对车内噪声影响而采取的发动机整体 封包技术，以及为衰减发动机振动向车体的传递而 应用先进的发动机液压弹性支承元件等等lI一。本 文根据振动噪声的基本理论，利用现代工程信号处 理技术和先进可靠的大型计算机结构分析软件，系 统研究了某装备直列四缸四冲程发动机的轿车的车 内噪声的特性，确定发动机振动是主要振源，识别 了发动机固体振动向车内传递的途径，并确定了对 车内噪声具有较大贡献的车身板件。在此基础上， 控制振动传递途径雨】控制噪声辐射板件的振动两 个方面着手，改变发动机和副车架支承元件 的刚 度，修改车身顶棚结构，取得了良好的降噪效果 2 发动机振动引起车内噪声的试验研究 试验研究的目的在于探究发动机振动影响车内 原稿收到 日期为 21701年 2月 1613，修改稿收到 日期为 2001年 6月 1813 维普资讯 http://www.cqvip.com 16 噪声的机理，识别发动机振动到车内的传递选衽， 并确定向车内辐射噪声的主要车身板件，由此为进 一 步的减振降噪控制提供依据= 试验方法简述女¨下 (1)测点布置 试验主要测 定动力总成(发动机和变速器)、副车架 承载式车 身纵梁和乘坐室各车身结构板什的振动加速度()Jfl 速度计 B＆K4383和电荷 放大 器 B＆K2635)信 号，同 时利 用测速电机测定发动机转 速，利用精 密声级 计 (B&K2230)按照国标的要求测量驾驶员右耳倒附 近的噪声信号。(2)试验工况安排 按照上述试验设 置，分别进行车辆定置发动机定转速工况、车辆发 动机定置变转速工况 (发动机转 速由怠 速到最 高转 速)和车辆加速行驶工况(发动机转速由怠速到最 高转速)三种工况的试验，试验中同时 己录各振动 加速度、发动机转速和车内噪声信号。 录在磁带 机上，以备后续处理。试验场地及测量条件满足噪 声测试要求。 2．1 实测车内噪声特性分析 车辆定 置发动 机定转 速工况 的 试验 参照 GB／T14365—93《声学 ——机 动车定 置噪 声测 量 法》的规 定 进行，试验 地点 选在足球 场 (120m ×100m)中心，夜间测试。试验过程中变速器挂空 挡、拉紧手制动器、离合器接合。车辆门窗关闭，车 内乘坐一名驾驶 员和一名 试验 员 对于 不同发动机转速下的发动机振动和车 内噪 声信号进行频谱分析，可以确定振动和噪声能量集 中的频率及其与发动机转速的关系。图 1所示为发 动 机 转 速 约 为 2000r／min时 发 动 机 机 体 振 动 和 车内噪声的功率谱图。可见，振动和噪卢的 要 能量集中在频率 71 40Hz附近 表 l所示为各试验 工况的发动机转速与振动和噪声峰值频率集总表 试验时根据仪表盘发动机转速表控制发动机转速， 存在一定的误差，但显然在发动机转速 H(单位 r／min)与发动机振动以及车内噪声峰值 频率， (单位Hz)存在关系：户2×— 。这是直列四缸四 0 l 一 ： ； 0 l∞ 2肿 3o0 400 5∞ i1l-lz 2OO2年 (第 24卷)第 1期 冲程 发动机 的咖有特性H 此可 以 认定 ：浚 革直 列 四缸 发动机 的二 阶振动 是 引起 车辆 动 总 啦振 动，并进而导毁4 内噪卢的振源所在 图2所 为车辆定置发动机变转速工况下的车 内噪 声t维谱阵。由 2可 见，车 辆定 戡工况 的 车内噪声能鼍丰要分布发动机二阶振动和部分高阶 振动 栩应 的频段 _稍I转速范围 内，尤其是 在发动机 的 转 速 达 到 3000r／rain以 上时 车 辆 挡 加 速行 驶 上 况 的车内 噪声 的主要能揖 分布 在低频 段和发 动 机二阶振动丰H应的频段和转速范围内 其中的低频 段噪声主要分布在 50Hz以 r，而且频率与车速(发 动机转 速)无关，显 然是路 面不平 度通过 悬架 系统 引起车身板件振动所致 由此可见，车 内噪声主 要 由于 底盘振 动 (路 面不平度 激励)和 发动机振 动 激励车身板件结构发声所致。而发动机振动对车内 噪声的影 响主要 源于发动机 的二 阶振 动，部分 高阶 振动也有所影响。 表 1 发动机转速与振动和噪声峰值频率集总表 扦 ll况 发动机 转速 发动机 振动 『-y p 噪 声峰值 频率 (blz) (r!min) 1 3 4 约 800(怠 建) 27 64 64 27 64 27 64 约 20OO 7】40 73加 】0 7】40 约 3600 1l幔60 Il2 86 ll2 86 『1 86 约 500O 163 53 161 13 l63 53 161 23 g 目 辩 蒋 E E 剥 馨 宝 书 0 200 删 600 8130 1 额 率[Hz (b)车辆二挡加速行驶工况 蹦I 发动机转速约为2000r／rain时的振动和噪声功率谱I譬I I墨I 2 车内噪声三维谱图 跹 兀 缸 0 孙●■-■瞬 ⋯ ；__j O —■．■圉 一 ． =r=l 霍一 ㈣ 砌姗 圳 ㈣ 维普资讯 http://www.cqvip.com 2002年 (第 24卷)第 1期 汽 I午 工 程 7 图3所示为车辆定置工况下车内噪声的阶次分 析结果 。显然，发动机二阶振动对车内噪声的影 响 主要 转 速 范 围 为：1500r／rain、2400r／rain、3600 1／min和 4300～4800r／min 按照发动机的二 阶 振动频率与发动机转速的关系，相应的二阶频率 为：50Hz，80Hz、l17Hz和 143～ 160Hz。从 发动 机 二阶振动引起的噪声与车内总噪声的对比来看、在 这些频率处发动机二阶振动的影响占主导地位 说 明其中存在 放大环节，或者称为 共振 环节。若通 过 一 定的措施抑制共振环节，则将使得车内噪声在这 些发动机转速下得到较大的改善 《 螺 缸 o Iooo 2o00 3000 4000 5o00 6o(x) 发动机转速 mJn。 图 3 车 内噪声 阶次分析 结果 2．2 发动机振动向车内传递途径识别 上面已经明确发动机振动影响车内噪声的主要 转速，因此在上述的转速下进行车辆定置试验，识 别振动传递途径。一般而言，发动机振动影响车内 噪声的途径有两个：固体振动传递和空气声传递。 由于相干分析的结果可以表征输出与输入的依赖程 度，以及多大比例的输出是由输入引起的。因此， 通过对车内噪声、发动机机体振动、车身前纵梁振 动之间相互的相干分析 ，可 确 定发动机 振动 与车 内噪声的相干程度 (发动机振动对车内噪声的贡 献)，以及识别发动机固体振动向车内传递 的途 径 表 2所示相干分析的结果 。 表 2 相干分析结果 相 干函数值 发功机转速 发动机， 副车槊／ 车内噪卢f 副车架 车身前纵粱 车身前纵架 怠建 m951 嘎95】 m932 I500,'rnJn m934 幔9】7 m898 2400 r／ham m96O 咀925 m9∞ 36OOr／rain 0 98O 0 951 咀921 4500 r／rain n974 0 9 m884 从相干函数值来看，车内噪声与车身前纵梁振 动加 速度 (表征 发动 机的固体 振动)的相 干值 都在 0．9左右，说明发动机影响车内噪声的主要途径是固 体振动传递途径。而且，发动机振动与副车架以及 车身前纵梁的相干函数值都接近于 l。说明发动机 的二阶振动通过发动机在副车架上的橡胶支承传递 到副车架，再通过副车架在车身纵梁上的橡胶金属 支承传递到车身，进一步引起车身板件的振动，辐 射噪声。 再结合各种工况的车内噪声．动力总成和车身 构件的振动性态 (表 3)，可以得到车体结构中振动 的传递途径，弗初步确定各个车身板壁结构对车内 噪声的影响 由发动机固体振动向车身结构的传 递途径见 图 4 表 3 车内噪声和车身结构振动性态描述表 车辆定置发动机变转速 车辆加速行驶 名称 性态描述 车内噪声 二阶+高阶 低颇+二阶 发 动机振 动 二阶 二阶 副 车架振 动 高 额为 主 岛 颍为主 纵梁前部振动 低额+二阶 低频+二阶 车身底板振动 二阶+ 高阶 3001tz左l右颇段 顶棚前部振动 低频+二阶 低频+二阶 顶棚中部振动 低额十二阶 低频和 60～ I201-1z 顶棚 后部振 动 低颍 + 二阶 低懒 + 二阶 表帽箱振动 二阶{1500r／min~ ) 低频十二阶(1500r／rain) ⑧ 一 图4 发动机固体振动传递途径示意图 其中，由发动机经由副车架和车身纵梁传递到 车身顶棚的主要为低频振动和二阶振动，传递到车 身底板的主要为发动机的高阶和高频振动 作为车 内噪声的主要发声结构的车身顶棚、车身底板和衣 帽箱结构，根据上面对它们振动特性的分析，可 初步确定：车身顶棚主要发生低频和二阶振动，产 生车内低频以及二阶噪声；车身底板主要发生高阶 高频振动，引起车内较高频段的噪声；衣帽箱主要 发生低频和 1 500r／min附近的二阶振 动，对低频 噪声和二 阶噪声有所贡 献 2-3 主要发声车身板件的确定 通过车身结构板件振动与车内噪声 的相干分 ∞ ∞ 印 ∞ 柏 维普资讯 http://www.cqvip.com 汽 车 _=I， 程 2602年 (第 24卷)第 1期 析，结合在各个频段 内的比较，能够确定车身各个 结构板件在不同的频段内对车内噪声的贡献。对比 分析发现：(1)1500r／rain左右主要是车身顶棚和 衣帽箱的贡献；(2)2400rimin左右由车身顶棚、车 身底板共同作用所致；(3)3600r／min左右主要足由 于车身底板和车身顶棚振 动引起；(4)4300r／min 以上受到车身顶棚、车身底板和衣帽箱振动的共同 影响。由此可见，车身顶棚足主要 的振动发声元 件，控制它的振动将可以有效地抑制车内噪声水 平。 3 减振降噪基本原理和方法 由于发动机的二阶振动传递到车身引起的车内 噪声在 1500r／rain、2400r／rain和 3600r／min等转速 附近 (分别对应发动机二阶振动的 50Hz、80Hz和 120Hz频率的振动)激发了较大噪声 根据对该车 车内空腔声学模态有限元分析结果可知，80Hz和 120Hz分别与该型轿车车内三维空腔共鸣的第一阶 频率 74 836Hz和第 二阶频率 125．466Hz比较接 近 。因此，上述三个频率中的后两个频率成为发动 机振动引起噪声的主要研究频率。结合振动和噪声 控制的基本原理，提出如下的改善该车声振特性的 方法 。 (1)修改发动机和副车架橡胶弹性支承的刚度 特性，控制发动机振动向车内的传递。由于发动机 的二阶振动是引起车内噪声的主要原因，因此可以 通过修改发动机和副车架的橡胶支承元件的刚度特 性 ，控 制发 动机 的二阶振 动 向车 体板件 的传 递，达 到降低车内噪声的目的 (2)修改车身顶棚结构，控制主要发声部件的振 动。由于发动机的二阶振动主要传递到车身顶棚激 发其振动并辐射噪声 因此修改车身顶硼的结构特 性，控制车身顶棚 的振动，可以有效降低车内噪 声 4 改进支承特性，控制噪声源 修改发动机和副车架支承弹性特性主要基于移 频原理，使发动机悬置的固有特性避开已经确认的 敏感频带 为此，建立包括发动机和副车架，并且 考虑发动机支承元件和副车架支承元件弹性特性的 振动模型，如图5所示。根据振动理论分析计算得 到发 动机垂 向整 机振 动 固 有频 率 为 8Hz，位 于 噪 声研究频率范围之外。但发动机支承为 部带有空 腔的结构 (图 5)，研究发 现其 空腔垂 向间距 在装车 后过 小，在发 动机 的工作 过 程 中 出现 空腔 闭 合现 象。此时，隔振橡胶的变形由剪切变形变为压缩变 形，支承刚度激增；而且，空腔闭合也会产生二次冲 击 两者都导致隔振性能恶化。副车架垂向振动固 有频率 73Hz，与引起车内噪声的 80Hz频率 (相当 于 2400r／min的发动机转速)接近，有可能引起共 振 图 5 发动机振动模型和发动机弹性橡胶支承结构简 图 为此提出改进发动机和副车架支承特性的 (1)改变发动机支承的刚度 改变发动机支承 元件的静态刚度常数，保证左右支承元件(沿纵置 发动机曲轴方向向车辆行驶方向看)都具有足够的 动态变形范围。考虑到发动机工作转矩的方向，建 议在纵置 发动机 原支承 的基础上 ，提 高右 支承 的刚 度而降低左支承的刚度，以求发动机工作时左右支 承的变形趋于平衡 由于左右支承的刚度分别减小 和增加，所以发动机振系的固有频率仍在 10Hz以 内 另外，要求发动机支承的动刚度在 200Hz以下 不应有驻波现象出现。 (2)降低副车架支承橡胶件刚度。将副车架支 承在车身上的四个橡胶件的刚度都减小，使得副车 架振动的固有频率由 73Hz降为 68．6Hz，以避开 发动机工作转速引起振动噪声较大的频率 80Hz (2400r／rain左右 ) 5 修改顶棚结构，控制结构振动 对车身顶棚结构进行结构修改，控制车身顶棚 的振动强度和振动面积，将有利于降低车内的噪声 水平 。为此，应 用 AINSYS大 型工作 站有 限单元 分 析软件对车身顶棚结构的动态特性进行有限元理论 分析，并据此提出顶棚结构修改方案 首先建立原车车身顶棚基本结构的有限元模型 进行分析，彻底了解车身顶棚结构的振动特性 有 限元模态分析发现：该结构存在 80Hz左右的模态 频 率 8O 258Hz和 81．449Hz．以及 120Hz左右 的模 维普资讯 http://www.cqvip.com 2002年 t第 24卷)第 1期 汽 车 工 程 9 态频率 114．50Hz和 124．71Hz 图 6所示为其中两 个模态频率下的振型，即车身顶棚结构在 80Hz左 右(80．258Hz)和 120Hz左右(124．71Hz)的频率(分 别 对 应发 动 机转 速 2400r,Imin和 3600r／min)，二 者正好 与发动机振动 引起 车内较大 噪声 的频 率相吻 合 这也验证 了前述 的由试验实 测得 到的车 内噪声 谱特性 80 258Hz I24 7IHz 圉 6 原车身顶棚有限， 分析结果 根据对车身顶棚结构的有限元模态分析结果， 并考虑修改车身顶棚结构在成本、等方面的要 求，提出如下的车身顶棚结构修改原则：(1)通过结 构修改实现移频；(2)抑制车身顶棚最接近发动机 二阶振动频率的模态振型，降低振动强度和振动 l直i 积。具体的修改措施包括两个方面：(1)移动原车 身顶棚两个横向加强筋的位置；(2)在两个横向加 强筋之间增加第三条加强筋。对修改后的车身顶棚 结构的有限元分析表明：(1)修改后车身顶棚结构 成功实现频率转移，在 80Hz左右和 120Hz左右都 实现了移频；(2)最接近 120Hz的模态频率分别为 113．613Hz和 13O．415Hz两阶模态，振型显 示 (图 7)修改后顶棚振动主要集中在前面两个加强筋之 间，振动性态大大改善。 l13 613Hz I30 415Hz 图 7 修改后车身顶棚结构有 限元分析结果 6 噪声控制实际效果 按照前述原理和方法修改样车发动机、副车架 支承弹性特性，和车身板件 (主要是车身顶棚)结 构 对样车在两种普通水泥和沥青路面上各六种稳 速工况和两种升速工况下，测量车内噪声情况。试 验结果表明：十二种稳速工况下车内噪声的综合指 标降低 1．50dB(A) 而且，四种加速工况下的车内 噪声的转速谱图均优于原车，未出现新的异常区 域 车内乘员的生观评价是：轰鸣声明 减小，前 后座位上 乘员间的对话语音变得 清晰，车辆加速 声 甲稳 可辨无异常．取得了非常令人满意的减振降噪 效果 。这 也证明上述 研究和控制发动机振动及其对 车内噪声影响的原理和方法的正确眭。 7 结论 通过上述发动机振动对车内噪声影响的研究， 以及如何控制发动机振动对车内噪声的原理和方法 的研究，研究主要得到以下几个结论 (1)该车发动机对车内噪声的影响的振源是发 动机的二阶振动，并且同时存在几个敏感转速(频 率)。 (2)发动机的固体振动 车内的传递主要通过 发动机的悬置系统，合理和优化匹配悬置中的 橡胶弹性元件对减轻发动机振动和降低发动机振动 对车 内噪声影响 十分重要。 (3)车身板件对车内噪声的影响很大，尤其是I 积很大的车身顶棚。车身板件的结构设计必须考虑 车辆的振动和噪声特性。 (4)汽车振动噪声控制应当在设计阶段尽可能 优化，否则将花费巨大，而且补救措施会受到种种 限制而无法实现 研究结果表明汽车声振设计中必须注意振源 (发动机等)、振动传递途径涉及的元件 (弹性支承 元件和结构部件等)和车体结构特性之间的优化匹 配，否则将会导致车辆声振特性的恶化。这项工作 只能在车辆设计阶段，利用系统分析和综合的方法 实现 参考文献 I Klingenberg Horst．Automobil me~technik Band A Akttstik． Springer Verlag．1998 2 张 建文 范让林 ．AudJ]00轿 车 动 力总 成 液压 悬 置结 构 及片 特 性 ．汽 车与配 件，1998，{ 3 何谕生等编著 汽车振动学．北京 ：^ 民交通出版社，1990 4 悔德纯编著．：『一程信号处理显他用 L海：L海交通^学 出版 牡，1989 5 同济大学汽车T程系汽车系统动力学研究宰．忾车车内噪声预 测 与控 制研 究 1999年 9月 维普资讯 http://www.cqvip.com