车内显著噪声产生机理分析

2013-06-05  by:广州有限元分析、培训中心-1CAE.COM  来源:仿真在线

1 前言
车用内燃机是车内噪声的主要来源之一,主要通过空气传播与固体传播两种途径传入轿车,并经车内空气载体传入人耳。内燃机工作时产生噪声的因素很多,只有了解了产生噪声的振动源及其噪声产生的机理对症下药,特别是其传播途径的把握,才能有效控制车内噪声水平。
本文所研究车辆在两段特定的转速范围产生了类似的轰鸣噪声现象,利用LMS数据采集与分析软件的应用,通过试验以及谱分析和相干分析方法成功识别了两段轰鸣噪声的产生机理。
2 发动机声振特性测试与分析
2.1 试验准备
鉴于试验主要分析对象为两段特定转速范围的振动与噪声,需要进行整车的声振特性测试,试验地点为装载有底盘测功机的车用半消声室;试验工况为加减速工况;所测加速度信号包括发动机振动以及各车身结构板件的振动;所测声压信号为驾驶员右耳位置噪声以及后排乘员右耳位置;同时记录发动机转速信号。
试验采集振动信号所用的加速度传感器为美国PCB 公司生产的ICP 压电式加速度传感器,采集噪声信号所用的麦克风为德国GRAS 公司生产的ICP 压电式麦克风。试验所用数采设备为LMS 公司的SCADASⅢ SC316W 信号放大和智能采集系统,测试采用LMS Test.lab 旋转机械模块测试,具有实时性好、测试分析方便等优点,数据处理分析主要采用Test.lab以及CADA-X软件。
2.2 车内噪声特性初步分析
由于试验场所为消声室的转鼓试验台架上,所模拟的为路面状况良好的沥青路面,所以在车辆急加减速工况下的车内噪声三维谱阵图中,与路面不平度相关的纵向能量分布不明显,从而实现了发动机与路面两个噪声振源的分离,明确发动机振动为主要噪声源。
利用Test.lab的三维谱阵分析(Waterfall)出图功能,如图1所示,可以看出车内噪声能量主要分布在发动机二阶振动和部分高阶振动相应的频段和转速范围内,特别是在1000~1500rpm以及3900~4100rpm转速范围,发动机二阶振动位置处能量分布最大,这与试驾时听到的共鸣声位置一致,并且前后排位置都有类似能量分布关系。

图1 车内噪声云图

为进一步明确加减速工况下车内噪声能量的阶次分布,利用CADA-X的阶次分析功能,得出车内噪声能量阶次分布图,从图2上可看出(绿色为前排位置,黄色为后排位置),车内噪声能量以二阶成分为主。

图2 车内噪声能量阶次分布图

2.3 实车板件振动特性分析
鉴于固体传播方式的噪声,最终都将通过车身板件产生振动辐射噪声,研究表明,固体振动产生声压的大小与固体振动的速度成正比,如下式:

p₁/p₂=v₁/v₂

式中:p——声压;v——振动速度。
所以进一步分析各车身板件振动,包括防火墙振动、车身底板振动、仪表盘振动、顶棚等板件振动与车内噪声的相干情况。分析结果表明,车内噪声与顶棚振动加速度的二阶相干值在0.8以上,即顶棚在转速范围为3900~4100rpm噪声的贡献程度较高。
图3为顶棚部分位置振动能量阶次分布图,从中可看出,各阶次中二阶所占能量最大,说明顶棚以发动机二阶振动为主。并从顶棚振动自功率谱图中可以发现在3900~4100rpm处的二阶振动即频率130~140Hz处有明显共振峰值。

图3 2档加速工况各阶振动能量分布图

由此得出结论,发动机的二阶振动所引起车身顶棚的振动对3900~4100rpm转速范围的较明显的噪声水平贡献较大;但对于1000~1500rpm转速范围的显著噪声水平,其能量也以二阶为主,但板件辐射噪声的贡献不是很明显。

2.4 排气噪声分析
如图4所示为各工况下排气近场噪声水平图,排气噪声在1250~2000rpm转速范围有较突出的噪声水平,这点与车内1000~1500rpm转速范围出现的显著噪声相对应,因此推断排气对该转速范围噪声贡献较大。

图4 排气近场噪声总水平图

3 试验验证
3.1 顶棚振动影响的试验验证
鉴于顶棚振动较大,所以对顶棚进行结构优化,达到抑制其振动的目的。 通过对加减速工况分析,顶棚减振效果非常明显,如图5所示为顶棚部分位置振动抑制效果(蓝色为原信号,红线为改进后信号),从图中可看出,特别是在3900~4100rpm转速范围的二阶振动幅值抑制最为明显,振动将近减少了一倍。总之,通过对顶棚结构的改善,有效地降低了顶棚的振动辐射,尤其是二阶振动辐射。

图5 顶棚振动抑制效果图

再通过顶棚结构优化之后的噪声变化分析,在加减速工况3900~4100rpm转速范围取得了良好的降噪效果,其中驾驶员右耳位置在2档加速工况下降噪约为4dB,2档减速工况下降噪声约达7dB, 后排乘客右耳位置在2档加速工况下降噪不明显,但2档减速工况下降噪也有3dB。同时3档下的测试分析结果也有较类似的结论。
因此在抑制了顶棚振动之后,对于3900~4100rpm转速范围的显著噪声,在整体上取得了良好的降噪的效果。由此证明了前述分析判断的正确性,即对于3900~4100rpm转速范围的显著噪声,车身顶棚的振动辐射贡献较大。
3.2 排气噪声影响的试验验证
为了验证排气对车内噪声的影响,使用一较大的辅助消声器将排气进行消声处理,消弱其在1250~2000rpm转速范围的突出的噪声水平,同时测量车内噪声特性的变化情况。测试结果表明,在经上述处理后,车内1000~1500rpm转速范围的噪声水平明显改善,图6 为部分工况的车内噪声的改进效果,在1000~1500rpm转速范围达到了4dB以上的降噪量,即证明了排气噪声对与车内在1000~1500rpm转速范围的噪声的贡献较大。

图6 排气处理效果图

4 结论
对于属于旋转机械信号范畴的发动机振动噪声,通过信号的三维谱阵分析能较清晰地辨识出信号的能量阶次分布,本文所研究车辆的车内噪声能量以发动机二阶为主要成份。
轿车顶棚作为车身组成中较大面积的板件容易对车内产生较大的噪声贡献,在其结构设计过程中,要重点考虑抑制其振动辐射。
虽然在两段转速范围内,车内噪声水平有类似的表象,即噪声水平都较高,主观上也产生相同的轰鸣的感觉,但产生的机理有所不同。对于1000~1500rpm转速范围的显著噪声排气系统的贡献较大,而对于3900~4100rpm转速范围的显著噪声车顶棚的振动辐射贡献较大,由此也决定了必须要采取不同的改进措施,才能有效改善车内噪声状况。

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