（车辆工程专业论文）车辆噪声源识别及其降噪方法研究.pdf

摘要 车辆噪声是评价其等级水平的重要性能指标之一。随着人们对车辆噪声的日 益关注和车辆噪声限制标准的日渐严格，控制车辆噪声已经成为车辆工业发展中 一项重要而又紧迫的任务。本文针对某1 5 0 型摩托车噪声较大的问题，首先采用 基于声强理论的试验方法进行样车噪声源识别，找出其主要噪声源和声场分布特 性，然后综合利用吸声、隔声和隔振理论，对样车排气管和车身覆盖件进行了结 构优化设计，使样车整车噪声显著下降，达到了降低噪声的目的。 本文首先对声学理论以及车辆噪声尤其是摩托车噪声的分类、产生机理、控 制方法以及噪声源识别技术和噪声控制技术的研究现状进行了分析总结。 然后论述了声强测量的基本原理，分析了声强测量中应该注意的主要问题。 利用基于声强测量的噪声源识别技术对样车噪声源进行了识别试验，得出了其声 场分布规律，找出了主要噪声源。 最后针对主要噪声源对样车进行了降噪处理，通过改变其排气管内接管、插 入管以及多穿孔板的小孔尺寸，削减掉了频率中的主振频，同时按照吸声、隔声 理论的要求，对样车车身覆盖件尤其是进气口覆盖件，在考虑到经济性、可行性 以及进气口空气流通性的前提下，进行了结构优化设计。从而实现了降低样车整 车噪声的目的。 通过试验分析，改进后的样车噪声明显下降，整车噪声降低了4 d b ( a ) 。 关键词：噪声控制，噪声源，识别，声强，噪声 a bs t r a c t n o i s ei so n eo ft h em o s ti m p o r t a n tc r i t e r i o n st oe v a l u a t et h eq u a l i t yo fv e h i c l e s w i t hp u b l i c a t t e n t i o ni n c r e a s i n ga n dl i m i t a t i o nb e c o m i n gm o r ea n dm o r er i g i d ，v e h i c l en o i s ec o n t r o lh a s b e c o m ea ni m p o r t a n ta n du r g e n tt a s ki nv e h i c l ei n d u s t r i a ld e v e l o p m e n t a i m e da tt h ec u r r e n t s i t u a t i o no ft h er e s e a r c ho nv e h i c l ev i b r a t i o na n dn o i s e ，a n dt a k i n ga ne x a m p l eo f15 0m o t o r c y c l e ， t h i sp a p e rm a i n l yd i s c u s s e do nm a i n n o i s e s o u r c ed i a g n o s i s b a s e do nt h es o u n di n s u l a t i o nt h e o r y , a b s o r p t i o nt h e o r yv i b r a t i o ni n s u l a t i o nt h e o r ya n de x p e r i m e n t a lt e c h n o l o g y , am o d i f i c a t i o nd e s i g n o nt h ee n g i n ee x h a u s ts y s t e ma n dt h ef a i r i n gc o v e ro fm o t o r c y c l ew a se x e c u t e df o rt h ep u r p o s eo f r e d u c i n gn o i s eo fm o t o r c y c l e t h ep a p e rf i r s ta n a l y z e da c o u s t i ct h e o r y , t h ec a t e g o r yo fv e h i c l en o i s ea n dm o t o r c y c l en o i s e ， g e n e r a t i o nm e c h a n i s m ，s u m m a r i z e dn o i s ec o n t r o l l i n gm e t h o d ，t h em a i n - n o i s e s o u r c ed i a g n o s i n g i d e n t i f i c a t i o na n dn o i s ec o n t r o lm e t h o d s e c o n d l y , t h ep r i n c i p l eo fs o u n di n t e n s i t ym e a s u r e m e n tw a sd i s c u s s e d t h i sp a p e ru s e s s o u n di n t e n s i t ym e a s u r e m e n tt oi d e n t i f yt h en o i s es o u r c ea c c u r a t e l ya n dq u i c k l ya n df i n do u tt h e d i s t r i b u t i o nr u l eo ft h es o u n df i e l da n dm a i nn o i s es o u r c e f i n a l ，m a k et 0r e d u c et h en o i s eo fm a i nn o i s es o u r c e t h eh i g hn o i s el e v e lo fe n g i n ec a nb e s o l v e db yw a yo fc h a n g i n gd i m e n s i o n so ft h ei n n e rt u b e ，i n s e r t - t y p et u b ea n ds m a l lh o l eo f m u l t i - p e r f o r a t e dp l a t ef o rt h ep u r p o s eo fr e d u c i n gt h em a s t e rf r e q u e n c y t h i sm e t h o dr e d u c e dt h e n o i s e w i t ht h et h e o r yo fi n s u l a t i o n ，a b s o r p t i o na n dv i b r a t i o ni n s u l a t i o n 。t h ec o n c l u s i o ns h o w e d t h ef a i r i n gc o v e ro fm o t o r c y c l ee n g i n ei n t a k es h o u l db ei m p r o v e db a s i n go ns o u n di n s u l a t i o n t h e o r y m o r e o v e r , i nc o n s i d e r i n ge c o n o m y , f e a s i b i l i t ya n df u n c t i o nr e q u e s t s ，t h i sp a p e rp u t f o r w a r dap r a c t i c a ls c h e m e b ye x p e r i m e n t a la n a l y s i s ，t h em o t o r c y c l ea c h i e v e da na c o u s t i ce f f e c to fr e d u c i n gn o i s e t h em o t o r c y c l er e d u c e dn o i s eb y4 d b k e y w o r d s ：n o i s ec o n t r o l ，s o u r c eo fn o i s e ，i d e n t i f i c a t i o n , s o u n di n t e n s i t y , n o i s e 论文独创性声明 本人声明：本人所呈交的学位论文是在导师的指导下，独立进行 研究工作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外，对论文的 研究做出重要贡献的个人和集体，均己在文中以明确方式标明。本论 文中不包含任何未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表的成 果。 本声明的法律责任由本人承担。 论文作者签名： 啦 论文知识产权权属声明 撕净m 驴日 本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品，知识产权归 属学校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请 专利等权利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的 学术论文或成果时，署名单位仍然为长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名： 导师签名： 瑚 相坪 f 岬年b 月夕日 穸瑚啼 长安大学硕士学位论文 第一章绪论 1 1 引言 随着社会的发展，汽车工业、公路及交通运输业得到前所未有的繁荣。各种 车辆的保有量日益增加，车辆已经成为人们生活中必不可少的一种交通、运输工 具，车辆与人类的关系越来越密切。随着现代化生产和生活节奏的加快，交通设 施的增加，车辆平均行驶速度逐渐提高。同时，大型、重型汽车数量不断增加， 使得车辆发动机的功率也不断增大。据一些国外资料统计，机动车辆的总功率， 比其他各种动力( 如飞机、轮船、电站) 的总和大2 0 倍以上，机动车辆所辐射 的噪声，约占整个噪声环境噪声能量的7 5 。因此，在大多数情况下，各种车 辆是目前人类生存环境中最主要的噪声源。各种车辆的噪声严重干扰着周围环境 以及人们的工作、学校、生活、休息和其他社会活动，在高噪声环境中工作的人， 一般健康水平会逐年下降，疾病发病率增高【旧。因此，当今世界上许多国家， 为了有效地控制和降低车辆噪声，制定了相应的车辆允许的噪声法规。在各种车 辆的设计中，除了追求其动力性、经济性等性能外，也把噪声控制作为了一个重 要的指标。 汽车噪声控制关系到环境保护、汽车行驶的平顺性和耐久性，因此噪声控制 是非常重要的。就噪声控制来说，一般包括声源、传递途径和接受者三个方面的 控制措施。但是，不可能对汽车噪声的接受者采取措施，所以降低汽车噪声的根 本办法是对噪声源和噪声的传递进行控制。因此为了降低汽车的噪声，就要求对 噪声的识别方法和噪声的控制方法进行全面的、深入的研究。 1 2 国内外车辆噪声标准 为了有效的控制汽车噪声，各国都制订了相应的车辆噪声允许法规，被广泛 采用的是国际标准化组织推荐的i s or 3 6 2 的加速噪声试验法。我国于1 9 7 9 年也 颁布了国家标准g b l 4 9 5 7 9 机动车辆允许噪声和g b l 4 9 6 - - 7 9 机动车辆噪 声测量方法，此标准原则上是与i s or 3 6 2 基本相同的，表1 1 列出了世界主要 国家各类型车辆噪声标准的数值范围。 第一章绪论 表1 1 各类型车辆噪声标准的数值范围 车辆种类噪声级d b ( a ) ( 加速)噪声级d b ( a ) ( 匀速) 载重汽车( 总重 1 2 吨)8 9 9 27 6 8 5 载重汽车( 1 2 吨 总重 3 5 吨) 8 5 8 97 5 8 3 载重汽车( 总重 厶，令万= 厶一厶时，则总噪声级l 比 厶的增加量为： 址= l o l g ( 1 + l o 加1 万) 增量l 可由表2 1 查得。 表2 1 合成分贝的增量( d b ) 1 3 第二章声学基础理论 万0l234 56 789l ol l1 3 1 5 1 21 4 址 32 52 11 8 1 5 1 2 1 0 0 80 60 50 40 30 20 1 由表2 1 可以看出：如果两个噪声源的声级相差6 - 8 d b 或者更大时，则较弱者的 声级就可以略去不计，因为此时的附加噪声小于l d b 。由此可见，对复杂声场进行噪声 控制时，首先必须对最强的噪声源进行控制处理。 2 2 4 噪声的频谱与频程分析 噪声往往是由低频到高频无数复杂频率成分的组合，而声能按照频率的分布称为频 谱。分析噪声时，以频率为横坐标，对应的噪声级( 声压级或声强级) 为纵坐标建立的图 形称为频谱图。频谱图是进行分析、识别和控制噪声的依据。人耳可听的声音频率变化 范围为2 0 , 、, 2 0 0 0 0 h z ，高频与低频相差1 0 0 0 倍。为了方便，参照人耳对声音频率变化的 反应，把可听噪声的频率范围划分为若干频程，每个频程有上、下限和中心频率值，上、 下限频率之差被称为频带宽度【2 7 1 。设上、下限频率分别为厶和z ，中心频率为五，则 三者之间有如下关系： 1 c = 遗 t 、 即中心频率z 是上限频率以和下限频率z 的几何平均值。 一般对频程有如下定义： 五：2 n 石 ( 2 6 ) 当n = l 时，上、下限频率之比为2 ：l ，这样确定的频程称为倍频程。倍频程在可听 的声频范围内通常具有1 0 个频带，其中心频率分别为3 1 5h z ，6 3h z ， 1 2 5 h z ，2 5 0 h z ，5 0 0 h z ，1 0 0 0 h z ，2 0 0 0 h z ，4 0 0 0 h z ，8 0 0 0 h z ，1 6 0 0 0 h z 。各频带的频率范围如表 2 2 所示。 1 4 长安大学硕上学位论文 表2 2 倍频程中心频率及上下限频率 中心3 1 56 3 1 2 52 5 05 0 01 k2 k4 k8 k1 6 k 频率 ( h z ) 频率 2 24 59 01 8 03 5 57 1 01 4 k2 8 k 5 6 k 1 1 2 k 范围 ， ，一 ( h z ) 4 59 01 8 03 5 57 1 01 4 0 02 8 k5 6 k1 1 2 k2 2 4 k 为了得到比倍频程更精细的频谱，在振动与噪声测量中，通常使用1 3 倍频程，式 2 6 中的n = 1 3 ，1 3 倍频程的中心频率及范围见表2 3 表2 31 3 倍频程中心频率及上下限频率 中心频 2 02 53 1 5 4 05 06 38 01 0 01 2 5 率( h z ) 上、下 1 82 22 83 64 55 6 7 18 91 1 2 限频率 ，、，、一，、，、一 ( h z ) 2 22 83 64 55 67 18 911 21 4 1 中心频 1 6 02 0 02 5 03 1 5 4 0 05 0 06 3 08 0 0l k 率( h z ) 上、下 1 4 11 7 82 2 42 8 23 5 54 4 75 6 2 7 0 8 8 9 1 限频率 ( h z ) 1 7 82 2 42 8 23 5 54 4 7 5 6 27 0 88 9 111 2 2 中心频 1 2 5 k1 6 k2 k2 5 k3 1 5 k4 k5 k 6 3 k8 k 率( h z ) 上、下 11 2 21 4 1 31 7 7 82 2 3 92 8 1 83 5 4 84 4 6 75 6 2 3 7 0 7 9 限频 ( h z )1 4 1 31 7 7 82 2 3 92 8 1 8 3 5 4 84 4 6 75 6 2 37 0 7 98 9 1 3 现代振动及噪声测量分析仪器，可以实现比1 3 倍频程更细的划分，比如1 1 2 倍 频程、1 2 4 倍频程以至更细的倍频程。 2 2 5 噪声的计权分析 人耳对声音的感觉不仅与声强和声压有关，而且也和频率有直接关系。在噪声控制 工程中，为了使声音的客观物理量和人耳听觉主观感受近似取得一致，人们对测量得到 的不同的声音进行了计权处理。通过计权网络后测得的声压级，已不再是客观物理量的 声压级( 线性声压级) ，而是经过听感修正的声压级，称为计权声级或噪声级。噪声的 计权有a ，b ，c 三种方式，如图2 1 所示。 a 计权声级是模拟人耳对5 5 d b 以下低强度噪声的频率特性，b 计权声级是模拟 5 5 d b 到8 5 d b 的中等强度噪声的频率特性，c 计权声级是模拟高强度噪声的频率特性。 第二章声学基础理论 三者的主要差别是对噪声低频成分的衰减程度，a 衰减最多，b 次之，c 最少。a 计权 声级由于其特性曲线接近于人耳的听感特性，因此是目前世界上噪声测量中应用最广泛 的一种，b 、c 已逐渐不用。 ， ， 一_ _ r 7 卜 ， ， 一，。 、 c 舌。权 ， 、 一， ， 1i 、：计投-一 ， ， ， ， ， t ， ， b 权 f ? 一 a 诩权 3 1 5 g 31 2 52 5 05 0 0l k2 k4 k8 k1 6 k 频率c h z ：) 图2 1a 1 3 c 计权网络频翠响应 2 3 声能与声强 2 3 1 声能 声能就是声介质中振动的动能和形变的位能之和。声波在移动，声能也在移动。设 在介质中取一个微小体积元，其体积元为，质量为m o ，在静止平衡状态时其声压为风， 密度为风，在声波的作用下，该体积元产生振速“，同时压强变为p o + p ，密度变为 岛+ 户，小体积元在声波作用下获得的总声能e 为 e = 扣 圭若 纪7 ， 定义单位体积的声能为声能密度e ，则 1 6 长安人学硕上学位论文 红+ 虿1 嘉 声场中的声压p 和质点速度u 都是时间和空间的函数，因而声场中各点的声能密度 是不相等的，随时间而变化的。 当声波是平面简谐波时，将其u ，p 代入式( 2 7 ) ，得 互：弋v o p 0 2c o s 2 ( 硝一叔) p o c ( 2 8 ) 式2 8 表明：平面声场中任意微小体积元的动能和位能的变化总是同相的，而且两 者相等，体积元中总声能也随着时间由零值到最大值之间变化，说明体积元不断接受和 放出能量，而不储存能量【2 9 ，3 0 川。 2 3 2 声强流密度和声波强度 单位时间内通过与能量传播方向垂直的单位面积的声能称为声能流密度，以w 表 示，它是一个矢量。 芸万工加 蕊 i 图2 2 是介质中的一个体积为的微小体积元，设声能流只在x 方向作一维流动， 单位时间内从左侧面流入该体积元的声能为w s y s z ，从右侧面流出的声能为 fw + 坐缸1 万y 如 o x ，则体积元中声能的变化为： 们y 出一( w + 芸万y 弘芦z 一o 出w 8 x s y s z = - o 幽w 1 7 第二章声学基础理论 而体积元中单位时间内声场的变化应是害故有： o e舢 研缸 ( 2 9 ) 式中：e 一声能密度。 式( 2 9 ) 表示声能密度的时间变化率等于声能流密度的负梯度 在三维声能流中，式( 2 9 ) 应写为 坐：一v w 街 ( 2 1 0 ) 根据声能密度的定义，式( 2 1 0 ) 的左边为： 一a ea u 上j 一塑 一a t = - p o u 研+ 一p o c 2p 畜 将物态方程、连续性方程以及运动方程代入上式，有 a e o ( p u ) 历玉 ( 2 1 1 ) 在三维声能流密度中，式( 2 1 0 ) 成为 瓦a e = 一w p u ) ( 2 1 2 ) 比较式( 2 9 ) 和式( 2 1 2 ) ，可得声能流密度为 w2 p “ 由此可得，声能流通过单位面积上的瞬时值在数量上等于该质点声压p 与振速u 的 乘积。 为了表达方便，取声能流密度一个周期的时间平均值，用i 表示 仁1 。j c r p u d tj i 称为声强，它是声场中任意一点的声波强度，等于通过与能流方向垂直的单位面积 的声能的时间平均值。 实际上声能流密度就是声强的瞬时值，即 w = ，亿，) 1 8 长安大学硕士学位论文 声强和声能流密度都是矢量，它们的指向就是声传播的方向。 1 9 第三章噪声源识别及其结果分析 第三章噪声源识别及其结果分析 随着社会的发展，摩托车噪声已成为评价摩托车等级水平的重要指标之一，它不仅 影响乘员的乘坐舒适性，也是公路交通噪声的主要来源，同时由于摩托车经常出入居民 稠密的小道小巷，也成为居住区的主要噪声源。随着对环境保护和摩托车舒适性要求的 提高，近年来对摩托车噪声的控制已成为摩托车行业的一个重要研究课题。 目前国内外对摩托车噪声测试主要有声压法、声功率法、声强法等。声压法和声功 率法测量机器声级的大小受测量环境影响很大，因为它们是标量，难以确定声源的方向 和位置，而且需要在造价昂贵的消声室或混响室内进行。声强测量法克服了以上的不足， 测量几乎不受环境的影响，并能在现场进行，测量结果能反映声级的大小、声能的流动 方向。可见声强测量能准确确定主噪声源的位置，揭示声辐射面声强分布的规律特征。 鉴于此，在对某摩托车进行噪声控制研究中，对样车的定置噪声进行了声强测量， 通过对测量数据的分析，找出了样车的主要噪声源。 3 1 声强测量方法 声强的意义是：单位时间内通过与声波前进方向垂直的单位面积的声能。用公式表 示为： r w f s ( w m 2 ) ( 3 1 ) 在整体静止的流体介质中，声强为同一位置声压p ( x ，t ) 和u ( x ，t ) 乘积的时间平均， 表示为公式： i2 j p ( x ，r ) u ( x ，) 衍 ( 3 2 ) 因为声强= 声压木质点速度= ( 力面积) 木( 距离时间) = 能量( 面积木时间) = w s 。所以式( 3 1 ) 和式( 3 2 ) 从物理上来说是完全等同的。 根据基础声学理论，可以证明对于平面波，声压和质点速度总是同相的，对于其他 型式的声波，这两个声变量仅在远场才同相。在远场，均方声压和声强之间有一个非常 简单的关系式： 式中： ，：坠 p o c 长安大学硕士学位论文 p 膦一远场某点的均方声压； 扁一介质密度； c 一声速。 但是这个公式在近场无效【3 2 , 3 3 , 3 4 , 3 5 】。 压力 x 质点速度 位移o - 刍声曩 x 曩点速废 位移 辫童。 x 质点遮度 位移帅 a 刀 时阔早均声薯 b f j 1 o l 一 时闻平均声童 c - 本声曩么= 、弋了= 弋= 少 2 、忑7 z = x 7 么2 、了 时甸平均声强为零 图3 1 有功声场与无功声场中声强的计算 由于声强是声压与质点速度的乘积，这就存在着一个相位同步的问题，并进而引出 2 l 第三章噪声源识别及其结果分析 有功声场和无功声场的概念。声音的传播牵涉到能量的流动，但不存在声传播时仍然可 能存在声压。有功声场中存在能量流，在纯粹的无功声场中不存在能量流。在有功声场 内，声压与质点速度同步变化，声压信号与质点速度信号同相位，因此两信号的乘积得 出一个净声强值( 图3 1 、a 所示) 。 在无功声场中，声压与质点速度相位差为9 0 。，即一信号相对于另一信号移动1 4 波 长。这样，两信号相乘得到一个在零线上下正弦变化的瞬态声强，其净声强值等于零( 图 3 1 、c 所示) 。图3 1 、b 所示为声压与质点速度相位差6 0 度时的净声强。 在扩散场中，声压与质点速度之间相位随机变化，所以其净声强是零。一般情况下， 声场中既有有功成分又有无功成分，所以用声压测量确定声功率是不可靠的。但是，可 以通过测定声强来精确地计算声功率，因为声强反映能量流，声场中的无功成分对声强 无任何贡献。 在声压和质点速度这两个量中，声压测量是很容易的事情，单个传声器就能完成， 而质点速度的测量则较困难。不过，质点速度与声压梯度( 瞬态声压随距离的变化率) 之 间的关系可通过线性欧拉方程联系起来。按照这个方程，能够使用两个互相靠近并留有 间隔的传声器测出声压梯度，并由此推导出质点速度。这种方法叫做声压梯度法。 欧拉方程是牛顿第二定律在流体力学上应用的结果，在欧拉方程中压力梯度引起流 体的加速度，即： a ：一g r a a 5 p = = 。 p 式中： 扩流体的加速度； p 一流体密度； 脚一压力梯度。 上式用在声场中的一个方向上时，可简化为如下形式： 式中： 锄1o p 一= 氆p 铆 a r 一声压梯度，表示瞬时声压随距离r 的变化率。 长安大学硕士学位论文 对上式积分可得到质点速度： 一咕争 上述关系说明，如果知道声压梯度和气体密度，就能算出质点的加速度，再将加速 度对时间积分，就可以求出质点速度。 实际声场中的声压梯度是一个连续变化的函数，用两个互相靠近并且留有间隔的传 声器( 即声强探头) 测出声压差并除以传声器之问的距离，可以得出压力梯度的直线近似 ( 如图3 2 所示) ，这种方法称为有限差分近似。采用有限差分法计算声强时，质点速度 为： 一吉，铷 式中： 办，仇分别为声强探头两传声器测得的声压值。 此两传声器的平均压力为： p = 半 则 i = p e u = 一丛监f ( p 8 - p , 1 ) d t 2 p a r ju 。 式中： ，一两个传声器之间的间隔 第三章噪声源识别及其结果分析 欧拉方程 “：一三f 勘 p 。f 图3 2 声强梯度有限差分近似图 目前，基于双传声器声压梯度的声强测量仪器主要有两种。一种是用积分器和滤波 器一步一步地实现上述计算过程。称为为实时数字滤波法，另一种是借助快速傅立叶变 换，求出两个传声器的互谱，用下式算得声强： ，= 一p o a ri m 式中： 功一圆频率； h n g 加一两个传声器输出信号互谱的虚部。 后一种方法称为双通道窄带ff ，i 分析法，用这两种方法都可以测得声强。由于快速 傅立叶技术的成熟，使得f f t 分析具有较高的速度和精度，所以后一种方法是目前常用 的声强计算方法。 3 2 声强测量中应注意的关键问题 ( 1 ) 有限差分近似误差与高频限 有限差分法是用曲线上两点之间的直线段来近似表示这段曲线中点的切线斜率，这 就必然存在一定误差，用在声强测量上，这种误差与测量频率有很大的关系。如图3 3 2 4 长安大学硕上学位论文 所示，被测声信号波长比两传声器之间的距离还小时，按有限差分法测得的声压梯度完 全不能代表实际的声压梯度，这将导致完全错误的声强测量值，所以对于一定的传声器 有效间距，存在一个高频限，频率高于这个限制，误差就明显增加要得到l d b 范围内 的精度，被测信号的波长必须大于分隔器长度6 倍。下面是几种不同间隔器间距所对应 的高频： 5 0 r a m ：1 2 5 k h z 6 m m - l o k h z 1 2 m m ：5 k h z 毋 弋 夕 川王ej 王卜 锐 求n j 习卜一 图3 3 声强探头的有限差分近似误差 ( 2 ) 相位失配误差与低频限 声强探头两个传声器的间距可表示为波长的百分数，或等效地表示为两点之间的相 位变化。换言之，就是声波传过分隔器需要一定时间，分隔器之间的相位差等效于声波 传播过分隔器所用的时间。对一个实际的测量系统来说，两通道( 包括传声器、放大器、 分析仪等) 的等效参数不可能完全匹配，因此两通道之间总存在一定的系统固有的相位 差。在所有分析系统中，两个通道之间存在的相位差是不可避免的，由这种系统固有的 相位差引起的声强测量的误差称为相位失配误差，对于好的分析仪和探头组合而言，最 大相位失配是o 3 。 因为系统的固有相位差很难改变，所以就必须增大分隔器上的相位差，这样才可以 减小固有相位差对测量的影响，减小相位失配误差。要使声强测量达到l d b 的精度，分 隔器间距上被测信号的相位变化应该大于相位失配的5 倍【3 6 】。 第三章噪声源识别及其结果分析 由图3 4 可知，当所测声波的波长增大，即频率降低时，分隔器上的相位差就会减 小，而分隔器上的相位差只能减小到系统固有相位差的5 倍，此时声波的频率就是系统 能够测量的低频限。高频段波长必须等于分隔器长度的6 倍，测量误差才能忽略不计。 按此计算，分隔器长度相当于l 6 波长，分隔器两端相位差6 0 度。显然，0 3 。的相位 差是可以忽略不计的，但在低频段，例如：6 3 h z 的信号波长为5 5 m ，若采用1 2 m m 的分 隔器，其两端相位差仅为0 8 度，那么o 3 。的相位失配必然会使声强测量产生相当大 的误差。因此，相位失配将会使低频段测量精度下降，频率越低，影响越大。 可见，分隔器间距是影响声强测量误差的主要因素之一，当分隔器间距减小时，有 限差分误差将减小，但从降低系统相位失配误差来说，又希望采取较大的分隔器间距， 所以分隔器间距对声强测量误差的影响很复杂，要统一安排分隔器间距和分析频率的 上、下限。 罐 吒汐 【j 上l_ 图3 4 声强探头分隔器间距上的相位变化 长安大学硕 ：学位论文 ( 3 ) 声波入射角度的影响 如果声音与探头轴线成一定角度入射( 图3 5 ) ，检测到的相位变化就小，相位变化 的减小使测到的声强值降低c o s 0 倍。由于传声器分隔器上的相位差减小，使得相位失 配误差的影响加大，影响- f 钡t l 量的精度。因此在声强测量中应该使声波尽量以零角度入 射。 端的 a ，c 0 8 毋3 6 0 。 t _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ - _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ - 一 2 图3 5 声波与探头轴线成角度入射时的相位变化 3 3 基于声强方法的摩托车噪声源识别及其结果分析 3 1 。1 试验目的 某1 5 0 四冲程摩托车，发动机冷却方式为风式冷却，外形尺寸为：长2 0 3 m 、宽0 8 5 m 、 高1 2 8 m 。该车在使用过程中出现了怠速及行车时振动与噪声过大的问题，为了解决这 些问题，采用声强方法对摩托车进行测量分析，找出主要噪声源，为后续的整车降噪提 供基础。 3 3 2 试验环境 = 奇p 源* * 兑结果分析 长安大学机械工程学院宴验室大厅；室温2 8 摄氏度，相对湿度5 4 ，背景噪声3 7 d b 。 333 试验仪器 b & k s o u n d i n t e n s i t y a n a l y z e r t y p e4 4 3 3 ( 见图36 ) b & ks o u n dc a l i b r a t o r t y p e4 2 3 0 图36 测试仪器母( b & k 4 4 3 3 ) 3 34 试验方法 将摩托车置于实验室地面上，变速器挂空档、离合器结合、发动机空转。要准确识 别摩托车的噪声源，就必须有较高的芨动机转速，这样才能使摩托车的主要噪声源都暴 露出来。但是较高的转速会使发动机大量发热。为了冷却发动机我们使用了风机，同时 风机的使用还可以模拟摩托车的实际行驶状态。风机吹风门位于摩托车前面大约5 米处 并正对摩托车车头。 在距摩托车侧面平均距离为0 1 5 m ( 以变速器例盖表面为准) 左右的平面上，等日j 隔( 水平、垂直间距均为01 5 m ) 用细线划分出9 行1 4 列测量网格( 见图37 ) 。 测量每个网格处的声强级值并记录。通过编程对测试数据进行处理，得出测量面上的三 维声强图及相应的等声强线图。并由此找出摩托车的主要噪声源。 335 试验工况 为了全面分析摩托车的噪声状况，找出主要噪声源，我们分别对本摩托车在转速为 3 0 0 0 r m i n 、4 5 0 0 r m l n 、7 0 0 0 r m i n 三种 。况下，左、右两个侧面进行了测量。左右 的区分以驾驶员为准，以下同。 圄37 测试试验的阿括划分 = 0 * * j 维果j 图38 测试试验中的风帆放置位置 336 试验中应注意的问题 ( 1 ) 风机的放置位置应该适当( 见图3 8 ) ，离摩托车太近虽然可以提高冷击 j 效果，但 是会有较大的风致噪声，这样会使传声器产生较大的紊流，从而引起严重的测量误蔗。 同时离摩托车太近也不能很好的模拟摩托车的实际行驶状态；离摩托车太远又达刁i 到很 好的冷却效果，影响发动机的功率输出甚至损坏发动机。 ( 2 ) 测量前，需要对测量仪器进行标定，保证测量的准确性和有效性。 ( 3 ) 在测试中，声强探头必须安装防风罩，因为在测量过程中声强探头总处在很强的 风速下，如果不使用防风罩，将，。重影响测量结果，甚至使测案结果不可信。 ( 4 ) 测鼍时，依次用声强探头在每个矩形区域中部拾取信号，方向垂直于测量平而。 并始终保证声强探头在定义的测量面上。 ( j ) 测量时，必须使用三脚架尉定声强探头，以提高测量精度减小实验误差。 ( 6 ) 测试时，对每个网格处，在摩托车运转、风机，r 动时和肛l 机开动但摩托车停i l 一运 转时各测量一次，在测试结果分析中要从前者的测量值中除去后者的测量值。如果小这 样做，虽然i 叮以找出主要噪声源，但是就噪声源的具体声强级值呵能和别的实验单位测 量的具体声强级值产生差异。为了使不同测试单位或不同实验条件下的测试结果有可比 * i 大学瞬学位论文 性建议这样做。 3 37 试验结果 因为奉摩托车具有双排气管，左、右两个测量面的噪声辐射相差不大，所以f 面只 分析右侧测量面。对测试结果进行处理，得到三种工况下的三维声强及相应的等声强线 图，如图3 9 图3 1 1 所示。其中x 轴为所划分网格的列数；y 轴为所划分嗍格的行数： z 轴为对应网格处的声强级值，单位为d b ，测量选用全频带 级计权。 在不同工况下( 发动机转速不同) 下摩托车的主要噪声源排序见图3 1 1 圈3 1 3 。 ：甑管乒瓢凹蛸 i 疑76 ，。 图399 0 0 0 r m i n 时噪声t 维声强及相应的等声强线图 _ 一 第一章4 * m m 1 站* * 折 9 0 8 5 b 0 7 0 口 9 5 9 口 日蚕 j 划3 】04 5 0 0 r m i in 叫噪声。维声锄艘丰嘲竹等卢强线阿 图31 17 0 0 0 r r inu , j 噪声一维j “懂艘_ j 越的等卢强线h 一_ 一_ 一：= ! | l _l 长安人学碗学位论文 围& 1 23 0 0 0 r _ ln 摩托牟主要噪声潭排序囤 悱气苜发功帆蹙选粕牟柴 罔31 34 5 0 0 r m l n 摩托牟主要噪声源捧序h f l _ f l；f l e l f r l - t r 8 8 8 8 8 8 7 6 5 4 3 2 8 8 8 8 8 8 )( 级强声 g 口声渊m 别h 结* * “ 排气管发动机变速箱车架 。，。，一 图3 1 47 0 0 0 f r a i n 摩托车主要噪声源排序图 338 试验结果分析 ( 1 ) 由囤3 1 2 图3 1 4 可以( 声强级采用a 计权) 看出随着发动机转速的提高各个 部件辐射噪声的情况逐渐加剧。 ( 2 ) 从图3 1 2 可以看m 在摩托车转速为3 0 0 0 r m i n 时车架处的最大声强值大约为 8 3 6 d b “) ：从图3 1 3 可以看出摩托车转速为4 5 0 0 r m i n 时车架处的最大声强值大约为 8 3 9 d b ( a ) ；从图3 1 4 可以看出摩托车转速为7 0 0 0 r m i n 时车架处的最大声强值大约为 9 1 5 d b ( a ) 。由此可见本摩托牟在中、低转速时，转速的变化对车架处的声强级值影响 小大，在岛速时车架处的声强级值明显升高。 ( 3 ) 在同一r 况下各个部件辐射噪声的情况有所不同：在低转速时最大噪声源是发 动机，在中、高转速时，最大噪声源是排气管。 ( 4 ) 低转速时高声强区位于发动机盖区域。因为摩托车在定置状态下，发动机是振 动、噪声产生的根本原因。在中、高转速时高声强区位于测试区域后部的排气管位置。 这是南f 排气消声器与发动机不匹配，没有很好地起到消声作用，此时主要噪声源是发 动机的排气噪声。 螂 鳃 们 趵 长安大学硕士学位论文 3 3 9 试验结论 ( 1 ) 声强法具有较好的抗背景噪声的能力，它简化了试验条件，对试验环境要求不 高，可以方便地应用于车辆的噪声测试分析。 ( 2 ) 经过对样车的噪声测试分析，确定该摩托车在低转速时，主要噪声源是发动机 噪声，中、高转速时主要噪声是排气噪声。因此要降低样车的整车噪声就需要对样车的 排气消声系统作相应的改进设计。 ( 3 ) 通过声强测试分析得到的三维声强图和等声强线图，能够定性、定量、形象地 描述样车噪声的声场特性，可有效地进行噪声源定位分析，为噪声控制提供基础。这在 提高整车降噪水平方面具有实际的重要意义。 第四章噪声控制试验及其结果分析 第四章噪声控制试验及其结果分析 4 1 噪声控制原理及原则 4 1 1 噪声控制的原理 噪声控制越来越受到人们的注意，对噪声进行控制，是指在允许的经济和工 艺条件下，通过技术措施，把噪声降低到噪声标准限值范围以内。 声音来源于物体的振动，噪声的产生、传播以及实施噪声控制的一般流程如 图4 1 所示 3 7 , 3 8 】。 图4 1 噪声控制的一般流程 噪声控制技术措施，可以选取在噪声传播过程的各环节中。根据噪声传播过 程，可以把噪声控制技术措施分为三类：对噪声声源的控制，传播途径的控制和 接受者的防护。 4 1 2 噪声控制的一般原则 噪声控制设计一般应坚持科学性、先进性和经济性的原则。 ( 1 ) 科学性：首先应正确分析发声机理和声源特性，是空气动力性噪声、机 械噪声或电磁噪声，还是高频噪声或中低频噪声，然后确定针对性的控制措施。 长安大学硕士学位论文 ( 2 ) 控制技术的先进性：这是设计追求的重要目标，但应建立在有可能实施 的基础上，控制技术不能影响原有设备的技术性能或工艺要求。 ( 3 ) 经济性：经济上的合理也是设计追求的目标之一。噪声污染属物理污染， 即声能量污染，控制目标为达到允许的标准值，但国家制订标准有其阶段性，必 须考虑当时在经济上的承受能力。 4 2 常用噪声控制方法 4 2 1 吸声技术 在噪声控制工程设计中，常用吸声材料和吸声结构来达到降噪的目的。吸声 材料按其吸声机理来分类，可以分成多孔性吸声材料及共振吸声结构两大类。 多孔材料内部具有无数细微孔隙，孔隙间彼此相通，且通过表面与外界相通， 当声波入射到材料表面时，一部分在材料表面上反射，一部分则透入到材料内部 向前传播。在传播过程中，引起孔隙中的空气运动，与形成孔壁的固体筋络发生 摩擦，由于粘滞性和热传导效应，将声能转变为热能而耗散掉。声波在刚性壁面 反射后，经过材料回到其表面时，一部分声波透回空气中，一部分又反射回材料 内部，声波的这种反复传播的过程，就是能量不断转化耗散的过程，如此反复， 直到平衡，这样，材料就吸收了部分声能。 只有材料的孔隙对表面开口，孔孔相连，且孔隙深入材料内部，才能有效地 吸收声能。有些材料内部虽然也有许多微小气孔，但气孔密闭，彼此不相通，当 声波入射到材料表面时，很难进入到材料内部，只是使材料作整体振动，其吸声 机理和吸声特性与多孔材料不同，不应作为多孔吸声材料来考虑。如聚苯和部分 聚氯乙烯泡沫塑料，内部虽然有大量气孔，但多数气孔为单个闭孔，互不相通， 它们可以作为隔热材料，但不能作为吸声材料。开孔是吸声材料的基本构造( 见 图4 2 ) a 闭孔 图4 2 多孔材料的构造 3 7 b 开孔 第四章噪声控制试验及其结果分析 多孔材料一般对中高频声波具有良好的吸声效果。影响多孔材料吸声特性的 主要因素是材料的孔隙率、空气流阻和结构因子。其中以空气流阻最为重要。 空气流阻是指在稳定气流状态下，吸声材料中压力梯度与气流线速度之比， 它反映了空气通过多空材料时的阻力。单位厚度材料的流阻，称为比流阻。当材 料厚度不大时，比流阻越大，说明空气穿透量越小，吸声性能会下降；但若比流 阻太小，声能因摩擦力、粘滞力而损耗的效率也就低，吸声性能也会下降。所以， 多孔材料存在一个最佳流阻。当材料厚度充分大时，比流阻越小，吸声越大。 共振动吸声结构一般包括薄膜与薄板共振吸声结构和穿孔板共振吸声结构。 薄膜或薄板可与背后封闭的空气形成共振系统，共振频率由单位面积薄膜或薄板 的量、薄膜或薄板后空气层厚度决定。其共振频率可按下式计算： 五= 石1 摇嚣 式中： 眠膜的单位面积质量，k g l m 2 ： l 一膜与刚性壁之间空气层的厚度，c l n 。 薄膜吸声结构的共振频率通常在2 0 0 1 0 0 0 h z 范围内，最大吸声系数约为 0 3 o 4 ，一般把它作为中频范围的吸声材料。当薄膜作为多孔材料的面层时， 结构的吸声特性取决于膜和多孔材料的种类以及安装方法。一般说来，在整个频 率范围内吸声系数比没有多孔材料只用薄膜时普遍提高。 t 图4 3 穿孔板结构 在板材上，以一定的孔径和穿孔率打上孔，背后留有一定厚度的空气层，就 成为穿孔板共振吸声结构( 见图4 3 ) ，这种吸声结构可以看作是由许多单腔共振 吸声结构并联而成。 其共振频率是： 长安人学硕上学位论文 石= 寺厥 式中： c 声速，m s 卜板后空气层厚度，m t 一板厚，m 万一孔口末端修正量，m p 一穿孔率，即穿孔面积与总面积之比。 由上式可知，板的穿孔面积越大，吸声频率越高；空腔越深或者板越厚，吸 声的频率越低。一般穿孔板吸声结构主要用于吸收低中频噪声的峰值，