（动力机械及工程专业论文）基于发动机噪声控制的降低整车噪声理论与试验研究.pdf

独创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独 立进行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的内容以外，本论 文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文 的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本 人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 钠l 1 日期：淤芦厂月弓日 坠 1 _ - - ，| 燃 u d c 密级 公珏 编号坦毯翻璺鲤 江 葺 大 擎 硕士学位论文 基于发动机噪声控制的降低整车噪声理论与试验研究 t h e o r e t i c a la n d e x p e r i m e n t a li n v e s t i g a t i o no nr e d u c i n gv e h i c l en o i s e b a s e do nn o i s ec o n t r o l l i n go ft h ee n g i n e 指导教师 作者姓名 王忠 严雪文 申请学位级别硕士专业名称动力机械及工程 论文提交日期2 0 0 7 年3 月论文答辩日期2 0 0 7 年5 月 学位授予单位和日期江苏大学2 0 0 7 年 答辩委员会主席 评阅人 - 1 一夕广 _ t 一 一 基于发动机噪声控制的降低整车噪声理论与试验研究 t h e o r e t i c a la n de x p e r i m e n t a li n v e s t i g a t i o no nr e d u c i n g v e h i c l en o i s eb a s e do nn o i s ec o n t r o l l i n go ft h ee n g i n e 2 0 0 7 年5 月 一 ， 一 p 1 e 人 一 江苏大学硕士研究生学位论文 摘要 汽车噪声是环境噪声主要污染源之一，汽车噪声已成为评价汽车性能的重要 指标之一。随着汽车噪声限值法规要求越来越严格，降低汽车噪声已经成为一个 重要的研究课题。 针对降低汽车整车噪声的要求，根据噪声源的不同情况，采用现代噪声源识 别的技术和频谱分析方法，采用整车加速噪声的试验方法，测量了整车加速噪声、 整车近声场的分布规律，对影响整车噪声的主要声源进行了识别。采取近场声强 测量法，对发动机表面及主要零部件的声压场进行理论分析和试验研究。结果表 明，不考虑轮胎、传动系统和车身本身的噪声外，影响汽车整车噪声的主要因素 有：发动机风扇噪声、发动机表面辐射噪声等；在发动机表面辐射中，辐射噪声 较高的有油底壳、飞轮壳等。 针对油底壳表面辐射噪声的产生原理，应用有限元和边界元理论，建立了底 壳表面辐射噪声理论分析模型。运用a n s y s 软件，对油底壳的动态响应进行模 拟和分析，并将响应位移结果作为油底壳边界元声辐射计算的边界条件。对油底 壳表面振动与噪声辐射的关系以及阻尼吸声原理进行了理论研究。 在s y s n o i s c 中通过采用不同粘弹性阻尼材料平板，对油底壳采用不同阻尼层 厚度的覆盖材料、不同油底壳的结构等技术方案，进行了降低油底壳声辐射噪声 效果的模拟分析研究。结果表明：表面覆盖粘弹性阻尼材料层厚度为8 m m 时， 吸声效果最佳；采用油底壳表面覆盖粘弹性阻尼材料能有效地降低的辐射噪声。 针对整车噪声源的不同特性，采取了相应降低噪声的措施。针对风扇，提 出了改进措施；针对发动机主要声辐射部件，提出了采取粘弹性阻尼材料覆盖技 术措施；针对整车底盘的辐射噪声，提出了采用底板阻隔与防止底盘平面噪声泄 漏的方法，降低整车噪声。 通过综合应用降低噪声的措施后，整车的加速噪声从原来的8 0 6 0 d b ( a ) 降 为7 7 1 8 d b ( a ) 。 关键词：汽车，发动机，噪声，频谱分析 江苏大学硕士研究生学位论文 a bs t r a c t v e h i c l en o i s ei sam a i nk i n ds o u r c eo fe n v i r o n m e n tp o l l u t i o n i ti sa ni m p o r t a n t p a r a m e t e ro fv e h i c l e sp e r f o r m a n c e a st h el e g i s l a t i o n so fv e h i c l e sp a s s b yn o i s eg e t m o r ea n dm o r es t r i n g e n t , h o wt oc o n t r o lt h en o i s ei sa ni m p o r t a n tr e s e a r c hs u b j e c ti n t h ef i e l do fa u t o m o b i l e t h em o d e mm e a n so fi d e n t i f y i n gt h eo r i # n a ls o u r c 2o fn o i s ea r ec o m p a r a t i v e l y r e s e a r c h e d t h ev e h i c l e sn o i s es o u r c g sa l ei d e n t i f i e db ym e a n so fs p e c t r u ma n a l y s i s a n dn o i s em e a s u r e m e n t , t h ee n g i n e sn o i s es o u r c e sa r ei d e n t i f i e db ys o u n di n t e n s i t y m e t h o d 1 1 1 er e s u l ti n d i c a t e dt h a tn l ev e h i c l e sm a i nn o i s es o u r c ec o n t a i n st h en o i s eo f f a n ，t h es t r u c t u r er a d i a t i n gn o i s eo ft h ee n g i n e a m o n gt h ee n g i n e sr a d i a t i n gn o i s e s o u r c e s ，t h en o i s eo fo i lp a na n dt i m i n gg e a rc o v e ri sh i g h t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lo fo i lp a ni se s t a b l i s h e db ya n s y s ，a n dt h em o d a l a n a l y s i si sa p p l i e dt h e o r e t i c a l l y t h eh a r m o n i cr e s p o n s eo ft h em o d e li sa n a l y z e db y a n s y s t h eh a r m o n i cr e s p o n s ed i s p l a c e m e n t sh a v eb e e nu s e da st h eb o u n d a r y c o n d i t i o nf o rc o m p u t i n gt h es t r u c t u r er a d i a t i n gn o i s eo fo i lp a nb yb e m t h er e l a t i o n b e t w e e nv i b r a t i o na n dn o i s er a d i a t i o ni sa n a l y z e d t h et h e o r yo fa b s o r b i n gn o i s eb y d a m p i n g t r e a t m e n ti sr e s e a r c h e d t h er a d i a t i n gn o i s eo fas t e e lp l a t ec o v e r e db yd a m p i n gm a t e r i a lh a sb e e n c o m p u t e d b ys y s n o i s e t h er e s u l ti n d i c a t e st h a t8 m mt h i c k n e s so fd a m p i n gm a t e r i a li s t h eb e s tt oa b s o r bn o i s e t h es t u d yi n d i c a t e st h a tt h ed a m p i n gt r e a t m e n tc a nr e d u c e t h es t r u c t u r er a d i a t i n gn o i s ee f f e c t i v e l y d i f f e r e n tc o n t r o lm e a s u r e sa r et a k e na i m i n ga td i f f e r e n tn o i s es o u r c e s s u c ha s i m p r o v et h ef a n ，c o v e rt h em a i np a r t so fr a d i a t i n gn o i s ew i t hd a m p i n gm a t e r i a l ，t a k e n o i s ea b s o r b i n gf l o o rt oi s o l a t et h en o i s el e a k i n gf r o mt h ec h a s s i s w h e na p p l ya l lt h e s en o i s er e d u c t i o nm e a s u r e s ，t h ee v a l u a t ev a l u eo f p a s s b y n o i s ef a l lf r o m8 0 6 0 d b ( a ) t o7 7 1 8 d b ( a ) k e yw o r d s ：a u t o m o t i v e ，e n g i n e ，n o i s e ，s p e c t r u ma n a l y s i s 一 气 一 ， 、 r r r 江苏大学硕士研究生学位论文 目录 第一章绪论1 1 1 弓i 言1 - 1 2 整车噪声源及识别方法- 1 1 3 发动机噪声及控制一4 1 4 整车噪声控制技术及国内外研究概况现状- 6 - 1 5 本课题研究内容7 一 第二章整车静态噪声源的识别与分析9 2 1 静态上况整车噪声测量分析- 9 - 2 1 - 1 整车与测点布置- 1 0 2 1 2 噪声测量结果分析- 1 l 一 2 2 频谱分析识别噪声源1 3 2 3 本章小结1 8 第三章油底壳辐射噪声的理论分析1 9 3 1 油底壳动力学分析1 9 3 1 1 有限元动力学分析理论基础一1 9 3 1 2 有限元模型2 2 3 1 3 油底壳有限元模态分析2 3 3 1 4 油底壳谐响应分析2 5 3 2 油底壳辐射噪声计算分析3 0 3 2 1 油底壳表面振动与辐射噪声的关系一3 1 3 2 2 油底壳辐射声场的计算3 2 3 2 3 阻尼处理对辐射噪声的影响分析3 3 3 - 3 本章小节4 1 第四章发动机噪声源识别及控制4 2 4 1 发动机噪声源识别4 2 4 1 1 试验条件与方案4 2 4 1 2 整机噪声声功率的试验4 3 4 1 3 整机近场声强测量4 4 4 2 发动机噪声控制4 7 4 2 1 风扇噪声控制一4 7 4 2 2 发动机辐射噪声控制5 2 4 3 本章小结5 6 第五章整车噪声的道路试验5 7 5 1 加速行驶车外噪声道路试验5 7 5 2 整车加速噪声试验结果5 7 5 2 1 发动机舱辐射噪卢5 7 5 2 2 加速行驶车外噪卢5 8 5 3 本章小结5 9 第六章结论6 0 参考文献6 1 致谢。6 3 攻读学位期间发表的文章6 4 弋 一 ， 、 ， ( 江苏大学硕士研究生学位论文 1 1 引言 第一章绪论 汽车噪声所造成的环境污染严重影响人们的工作和学习。人们长期在8 5 - 9 0 , m ( a ) 噪声级环境下工作，将会造听力损害。因此降低汽车噪声作为当今汽车 技术发展的一个重要课题得到了世晃各国的广泛重视，欧美日等一些发达国家都 已颁布了汽车噪声法规，规定了汽车噪声限值和相应的测试规范，同时还制定了 大量的包括发动机等在内的总成噪声试验标准。如欧共体、欧经会、日本、美国 等发达国家和地区每5 年左右就修订一次相关法规和标准，使汽车噪声有了大幅 度的降低【1 1 。 在我国，由于汽车的数量、品种和用途不断增加，汽车噪声已成为影响人们 生活环境质量的重要污染源，据资料统计，机动车辆它们所辐射的噪声，约占整 个环境噪声能量的7 5 。面对噪声污染日益严重的趋势，我国在2 0 0 2 制定了新 的汽车噪声标准g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法，相比 于以前的标准g b l 4 9 6 7 9 ，新的噪声标准更加全面，要求更为严格。 1 2 整车噪声源及识别方法 汽车零部件较多，形成噪声的机理不同，是一个复杂的综合噪声源。整车噪 声包括了发动机噪声、冷却系统噪声、排气噪声、空气动力噪声、传动系统噪声、 车身振动噪声和轮胎噪声。它们对整车总噪声的贡献不一，其中发动机噪声所占 比例最大，是汽车最主要的噪声源。 目前，整车噪声源识别的试验分析方法主要有消去法、频谱分析法、声压测 量法、声强测量法、表面振动测定法和声全息法1 2 1 1 3 1 4 1 5 1 。 1 消去法 消去法的基本原理是：在车辆附带全部装置的情况下运行，测定其噪声。然 后去除其中的一部分装置或控制改变部分噪声的传出，再按同样试验条件，测定 车辆的噪声。前后测定噪声的变化即可看作被拆卸或控制噪声传出装备时，对总 江苏大学硕士研究生学位论文 体噪声的贡献。该方法试验难度大，难以分析整车的噪声分布规律。 2 频谱分析法 频谱分析法是指针对噪声在一定频带范围内声压分布情况，分析噪声的成分 和性质。汽车和发动机产生噪声的机理不同，能量分布的频谱范围不同。在汽车 和发动机的噪声频谱图上，总会出现若干峰值，表明该噪声的主要能量就集中在 这几个频率处，特别是集中在最高峰值频率处。 整车噪声是由各种声源所辐射的噪声叠加而成，其某测点的噪声频谱特性是 各组成声源的频谱特性，在该测点处叠加( 空间矢量的叠加) 的结果。当其组成声 源频谱上的峰值频率，与整车噪声频谱上的某一峰值频率相对应时，说明整车噪 声在该频率处的噪声是由上述某声源所产生的。特别是上述两频谱最高峰值频率 相对应时，表明该声源就是整车噪声的主要声源。通过研究汽车各个组成部分产 生的噪声频谱特性和整车噪声频谱分布规律，可以分析出各个组成部分对噪声的 贡献幅度，找出主要噪声源。 3 声压法 声压测量法是利用传声器将声场中某点的瞬时声压信号转变为电信号，通过 处理放大的电信号直接得到声压级的方法。可以通过测量车辆表面声压分布规律 判断噪声源。声压测量法的测量精度低，测声源和其他声源声波的反射以及测试 环境等对测量结果的影响较大。 4 声强法 宙 源 r 图l 双传声器测试示意图 声强测量法是汽车噪声源识别分析的新技术。该方法测量精度高，背景噪声 影响小，适合现场测量，己经成为汽车噪声源识别的主要方法。现代声强测量采 一 7 气 产 江苏大学硕士研究生学位论文 用双传声器法，如图1 所示。 利用相距很近的双传声器测得声场中某处相邻两点的声压，用两处的声压平 均值代表该处声压，用两声压之差与传声器间距之比代表该处的声压梯度在测量 方向上的分量。若分别沿3 个正交方向在同一处测量，则可合成3 个分量，得到 声压梯度。据声学理论可知，声场中某点的质点振动速度矿可用声压p 在该点的 空间梯度g r a d p 来表示，即： 1 y = 一二i g r a d p d t p v 再根据式，。p 矿，即得瞬时声强，。 目前，国内外工程上最普遍采用的声强测量方法是互谱法，它是通过声压 与振动速度互相关函数在t = o 时的傅立叶变换，公式为： ，( 厂) = 一，。【g ：，杪) 】( 2 ，犯缸f ) 式中，( 厂) 为时均声强，g ：。驴) 为两扬声器声压信号互功率谱密度函数。利用 互谱法可直接测得声强谱，各窄频带上的声强分量之和即是测得的总声强。 5 表面振动测定法 表面振动测定法，将测量对象表面划分成若干小单元，以振动传感器依次测 量各单元表面的振动速度，再由式w p o c 。s v 2 盯，得到振动表面辐射声功率 分布，从而可以识别噪声源。 6 声全息法 上述的测量分析方法1 - - 5 ，只能对静止车辆的噪声源进行识别，不能直接用 来识别运动汽车的噪声源。近些年来，一种新的噪声研究技术声全息方法在整 车噪声测量中得到了实际应用。 声全息方法的原理，首先在采样面上记录包括声波振幅和相位信息的全息数 据，然后利用声全息重建公式，推算出重建面上的声场分布，它利用了声的强度 信息和声的相位信息。清华大学应用该方法对轻型车的噪声源进行了识别【6 胴。 以上各噪声源识别法都有一定的适用条件：当车速在6 0 k m h 以内时，整车 噪声以发动机噪声和传动系噪声为主，所以以采用分析各组成噪声大小的办法为 江苏大学硕士研究生学位论文 主，有消去法、频谱分析法、声压测量法、声强测量法、表面振动测定法等；随 着车速的不断提高( 6 0 k i n h ) ，汽车运动中产生的轮胎噪声和风声逐步增大，成 为主要研究对象，可以采用声全息法识别主噪声源。 1 3 发动机噪声及控制 发动机噪声对整车的噪声影响很大，降低发动机噪声对整车噪声控制有重要 意义。 发动机声源噪声按其形成机理可分为：结构振动辐射噪声( 也称固体表面辐 射噪声) 和空气动力性噪声。结构振动辐射噪声的声功率取决于其激振源、振动 传递函数和辐射表面的辐射效率。空气动力噪声则直接由气体引起。发动机空气 动力性噪声主要包括进气、排气和风扇噪声，通过改善进排气系统和消声器可以 降低噪声。而结构噪声由于噪声源较多、噪声源的频率差别大、振动传递路径较 多、发动机的结构非常复杂等原因，控制比较困难。发动机结构振动辐射噪声控 制是研究的一个重点内容引。 发动机结构振动辐射噪声的产生可以归纳为三个过程，即振动发生、振动传 播和噪声辐射，如图2 所示。第一个过程是结构受力产生振动，如果该结构位于 发动机表面则直接辐射噪声。第二个过程是振动的传递过程，对于内部的振动部 件，如活塞、连杆、曲轴、轴承等的振动，需要先传递到发动机表面，再对外辐 射噪声。对燃烧噪声而言，它的激振力是缸内压力波动，具有脉冲性。缸内压力 引起的固体声( 振动) 通过气缸盖和气缸套向外传出的途径叫做外部传播途径； 通过活塞活塞销连杆曲轴轴承座传给机体曲轴箱和油底壳的途径叫做内部传播 途径。第三个过程是由固体振动变成空气辐射噪声，就是振动表面辐射噪声的过 程。 图2 柴油机表面辐射噪声产生过程 l f 江苏大学硕士研究生学位论文 由以上分析，可以看出结构振动噪声主要由以下三部分组成：第一，燃烧活 塞拍击或齿轮啮合等噪声源；第二，振动激励的传递路径，如活塞、连杆、 曲轴、气缸盖等；第三，噪声辐射表面，如机体、油底壳、齿轮室或飞轮罩壳。 从发动机结构振动噪声的组成以及产生的机理分析可以看出，降低发动机噪 声的措施，可以从以下三个方面着手：一是减小振动和噪声激励，包括改善燃烧 特性、减小活塞与缸套间隙、减小运动件的质量等措施；二是合理设计结构，如 采用合理的刚度分布、采用隔振措施等以减小振动响应和振动传播：三是采用阻 尼、隔声等措施来减小噪声辐射。 国内外学者对发动机噪声控制进行了大量的研究工作。目前，噪声研究已经 进入c a e 技术与试验技术相结合的新阶段，结构噪声控制的研究深入到降低噪声 的结构优化设计阶段。结构噪声优化控制的基础是结构噪声预测，不少研究者在 发动机的振动和噪声预测方面进行了较深入的研究，得到了多种噪声预测方法， 主要有平板理想化法、辐射效率法、r a y l e i g h 积分法、f e m 法、b e m 法等。 国外k e n t u c k y 大学的s e y b e r t 等用b e m 和r a y l e i g h 积分法( 单极子点声源) 预测发动机部件的噪声辐射，并对比了两种方法的差另o t 9 1 t 1 0 1 ；s h u n gh s u n g 等采 用边界元法预测了运转机器的结构振动与辐射噪声【l l 】；t o y o t a 公司的 y a s u h i k on i s h i m u r a 等分析了内燃机部件的噪声辐射特性，并将其应用于整车噪 声的降低【1 2 1 ：s n o w d o n , j c 等研究了橡胶类材料与构件的结构阻尼效果【1 3 】；丰田 公司s h i g e h i r ou s u d a 等进行了降低新型3 l 直喷柴油机振动与噪声的试验研究 1 1 4 o 国内天津大学舒歌群、郝志勇等教授进行了车用发动机表面辐射噪声源识 别、内燃机噪声的声强测量、扭转振动的机理及控制等研列”】【1 6 1 ；第二汽车厂 邓晓龙，张宗杰等研究人员采用f e m b e m 方法预测发动机油底壳的噪声辐射【1 7 】； 吉林大学李慧珍、葛蕴珊等教授进行了边界元法预测发动机辐射噪声的研裂1 8 1 ； 大连理工大学黎胜，赵德有教授采用耦合有限元边界元方法研究加筋板的声传 输【1 9 1 ；北京理工大学张保成等教授进行了基于a t v 的内燃机结构声辐射预测技术 研究【刎；江苏大学姜哲教授等从自功率谱的角度讨论了振动表面局部辐射性质与 声能量辐射，建立了振动表面与声场之间的联系【2 1 l 。 江苏大学硕士研究生学位论文 1 4 整车噪声控制技术及国内外研究概况现状 目前，噪声的控制研究主要为两大方向，一种是有源消声( 又名噪声主动控 制) 。它是一种利用反噪声信号与原有噪声信号产生抵消性干涉的降噪方法。与 传统的利用吸声材料的被动降噪方法比较，它具有两个显著优点：1 ) 低频范围降 噪效果好；2 ) 对被降噪对象结构上的改动小。八十年代末到九十年代中期，随着 控制系统理论和数字信号处理技术( d s p ) 的发展，有源消声开始以自适应、三维 空间有源消声为主要研究方向。国内一些著名的声学实验室，在自适应有源消声 控制器及算法方面都取得了很重要的研究成果，如南京大学，西北工业大学，中 科院声学所等。九十年代后期，人们开始尝试将神经网络方法应用到有源消声中， 使用人工神经网络解决传统自适应有源消声算法在应用中稳定性不足等缺点。有 源噪声控制技术在汽车上的应用研究目前主要体现在排气噪声、车室内噪声、发 动机架等方面。1 9 9 9 年，日本的a o k ik ，s h i k a t at 等开发一种自适应滤波器控制 的发动机主动控制机，并在一台柴油车上进行了试验1 2 2 】；浙江大学2 0 0 0 年采用自 主开发的自适应有源噪声控制系统，在一台高强化柴油机上进行控制排气噪声试 验研究【2 3 】；同济大学2 0 0 5 年根据车内声学模态对压电陶瓷优化配置和采用基于神 经网络的控制策略进行控制，并在桑塔纳2 0 0 0 型轿车上进行验证【刎。 另一种是被动消声，如吸声降噪，隔声降噪，阻尼降噪。通过提高制造加工 精度和工艺水平来降噪，使用低噪声产品降噪，使用附加产品，如进、排气消声 器来降噪，对产品进行结构改型，使结构振动固有频率与激振频率避开而降噪等。 由于上述方法原理简单，且已经总结出比较成熟的系统理论，实施相对比较容易。 发达国家通过使用被动消声方法，可以使汽车噪声降低t 1 0 d b - - 一2 0 d b l 2 5 1 。 吸声降噪是指在噪声源周围布置可吸收声能的材料或者结构，降低声能的反 射量，使混响声大幅降低，从而降低声源传出的噪声。吸声材料基本原理：当声 波进入材料孔隙时，引起孔隙中的空气和材料的细小纤维波动，由于摩擦和粘滞 阻尼作用，使声能变成热能而耗散。吸声材料在汽车上的应用主要有两方面：一 是用在发动机壳上来吸声和降低其声辐射效率；二是用在汽车顶棚以降低车室内 噪声以及顶棚声辐射【2 5 1 。 隔声降噪就是使用某种隔声装置将噪声源与周围区域隔离，使其辐射噪声不 能直接辐射到周围区域，从而控制噪声。隔声法常用的装置有隔声罩、隔声室和 一 气 r 江苏人学硕士研究生学位论文 隔声屏，在汽车上常采用发动机隔声罩将辐射噪声强烈的发动机遮蔽起来【2 5 1 。 阻尼降噪就是在发生振动的金属薄板上涂贴阻尼材料，以抑制其振动，从而 降低其辐射噪声。其降噪原理：当金属薄板受激发而产生弯曲振动时，其振动能 量传给涂贴其上具有高内损耗系数的阻尼材料，引起阻尼材料内部相互错动和摩 擦，使薄板大部分振动能量变成热能而损耗1 2 6 l 。采用阻尼材料，针对汽车各零部 件及其表面进行减振降噪处理已是成熟的技术，目前在汽车上使用的阻尼材料主 要有以下几种：1 ) 粘弹阻尼材料2 ) 高阻尼涂料3 ) 高阻尼合金4 ) 复合型阻尼钢板 5 1 宽温域高性能阻尼材料1 2 6 1 1 2 7 1 。 目前国外对发动机、消声器、变速箱，冷却系等主要声源己经有比较成熟的 理论计算和产品开发设计程序，总成的噪声己较低，为有效降低车内、外噪声创 造了良好的条件。此外，汽车噪声控制还有包括车辆高速行驶时出现的风噪和轮 胎噪声。 我国对降低汽车噪声的主要研究工作集中在：底盘、发动机、传动系统、排 气系统、车辆外形设计以及材料、材质等。随着国内对整车噪声控制越来越重视， 引入许多新盼、验研究手段和技术，数值解析和模拟方法已广泛应用于汽车噪声 的分析研究。例如声强测量法、模态试验法、矢量合成分析法等，也有一些国内 学者运用有限元法、边界元法等数值解析手段进行汽车车身、发动机进排气管道 系统及消声器等结构的声学特性分析和结构一声耦合场分析，女n 2 0 0 4 年江苏大学 康永等运用边界元理论，推导出板件声辐射的边界元计算公式，运用声学计算软 件s y s n o i s e ，计算出某摊铺机地板声辐射在驾驶员耳旁位置处的响应，计算结果 与实测数据趋势吻合团】。我国在发动机整机和整车降低噪声的工程化产品开发过 程中也取得了较大的成果。2 0 0 4 年5 月玉柴4 1 1 2 z l q 发动机台架噪声测试通过 a v l 公司验收，整机降低4 4 d b ( a ) ；重庆红岩汽车公司通过装配先进发动机总成， 在发动机周围增设了声学屏障，对驾驶室和发动机都采取加装隔声吸声装置，并 对发动机罩进行隔声处理，装配不锈钢制造的消声器总成，采用硅油风扇等措施 使红岩重卡整车噪声降至8 4 d b 以下。 1 5 本课题研究内容 发动机噪声在整车噪声中占主要位置，本课题以降低发动机噪声为主要手 江苏大学硕士研究生学位论文 段，从而实现降低整车噪声的研究目的。通过近场声压法和频谱分析法识别整车 主要噪声源，如发动机噪声、风扇噪声、表面辐射噪声等，初步确定整车主要部 件噪声的大小及其在整车噪声中所占的幅度。利用声强法进一步确定发动机各部 件表面噪声大小。建立油底壳有限元模型，通过f e m b e m 方法对其辐射噪声进 行预测并对其结构进行改进，针对各降噪部件所采用的原理和方法进行了重点的 研究，达到降低整车噪声的目的。具体工作如下： ( 1 ) 采用试验研究的方法，在汽车静态工况时采用近场声压法和频谱分析法， 在关键噪声源处布置测点，分别在对应于整车二档、三档5 0 k m h 发动机转速下 测量这些测点处噪声级大小，并对试验数据进行分析，得到整车表面及底盘平面 噪声分布规律。 ( 2 ) 采用a n s y s 建立了油底壳有限元模型，对其进行模态分析及谐响应分析 等动力学分析，并采用边界元分析软件s y s n o i s e 建立了油底壳噪声辐射的计算模 型，对油底壳采用阻尼材料覆盖前后以及采用加强板前后的降噪效果进行预测， 分析油底壳噪声的变化规律，为降低整车噪声提供了理论依据。 ( 3 ) 在半消声实验室内，通过发动机台架试验，对发动机主要零部件；风扇 油底壳、飞轮壳以及摇臂罩盖等薄壁件的噪声特性进行了分析。采用声强法对发 动机主要零部件的表面噪声及声辐射的规律进行了研究。 ( 4 ) 针对辐射噪声源如摇臂罩盖、飞轮壳、油泵采取覆盖阻尼材料的方法降 低其噪声；针对油底壳采取覆盖阻尼材料及更换复合油底壳的措施降低其辐射噪 声；针对风扇采取改变叶片叶数、叶片形状等措施降低风扇噪声。对各种降低发 动机噪声的措施进行了对比，结合理论和试验提出降低噪声的有效方法。 依照g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法进行加速 噪声试验，对降低整车噪声的措施进行评价，得到降低整车噪声的有效措施。 、 江苏大学硕士研究生学位论文 第二章整车静态噪声源的识别与分析 在噪声控制中，声源识别是一项极为重要的工作，它是进行噪声控制的前提 和基础。噪声控制必须针对主要声源着手，如果主要声源得不到有效地控制，对 次要声源采取再多的措施都是无济于事的。另一方面，噪声源识别又是极其复杂 的，同一台机器大多存在多个声源，而且声源之间相互干扰。整车噪声的可能来 源几乎包括汽车上的所有声源，既有发动机燃烧噪声，也有发动机机械噪声，既 有动力传动系等运转零部件的机械噪声，也有风扇、进、排气等空气动力性噪声， 既有车身覆盖件等零部件受迫振动辐射的结构噪声，也有轮胎滚动形成的空气扰 动噪声和泵气噪声等。 噪声源识别的目的就是要从复杂的声源系统中，通过采用科学合理的手段， 找出主要声源的部位、能量分布、频率特性等，为噪声控制提供科学依据。由于 汽车整车噪声形成原因较复杂，要控制汽车这样的复杂噪声源的噪声，首先必须 确定各个组成声源声、噪声的辐射能力，然后采取针对性的控制措施。 利用近场声压法在静态工况下确定汽车辐射噪声的分布，初步得到整车主要 噪声源，但不能确定噪声源的具体部位和噪声的辐射能力，必须借助其他声源识 别方法。测量汽车静态工况下所得的声压频谱图，并结合各部件的理论计算频率， 可确定某部件在整车噪声中所占的频谱成份。由于汽车许多部件所产生的噪声频 率都与曲轴频率有关，因此往往会很难判断噪声是由哪个部件所产生，但频谱分 析对噪声控制措施的采取具有重要的参考作用。因此综合采用近场声压法和频谱 分析法识别整车噪声源 2 9 1 1 3 0 1 3 1 1 。 2 1 静态工况整车噪声测量分析 静态工况整车噪声测量时将汽车高置于水泥台上，四周空旷，背景噪声与汽 车噪声相比可忽略不计。首先在汽车周围噪声的产生的部位，布置了若干测点， 采用近场声压法测量了发动机转速从8 0 0 r m i n 到4 0 0 0 r m i n 各个测点的声压级， 得到整车的噪声分布情况。然后针对声压级较高的几个测点采用频谱分析法，分 析其噪声特性，从而得到静态工况下整车的主要噪声源。 江苏大学硕上研究生学位论文 2 1 1 整车与测点布置 整车噪声测量示意图如图2 1 所示。运用近场声压法识别汽车的主要噪声源， 围绕各噪声源设置了1 2 个测点，如图2 2 所示。 荫 图2 1 整车噪声测量示意图 脯 图2 2 噪卢测量测点的布置 其中：1 、2 测点与散热器风扇中心在同一水平面上，距离散热片大约l o o n 3 、4 测点与车轮轴在同一水平平面内，距挡泥板大约l o c m 5 测点与散热风扇在同一平面内距离风扇叶片大约1 5 c m 6 测点在油泵一侧，距离底盘左侧的一个连接螺栓大约1 0 0 n 7 测点在发动机排气管一侧，距离底盘右侧的一个连接螺栓大约 l o c m 8 测点在变速箱一侧，距离底盘左侧的一个连接螺栓大约l o c m 9 测点在消声器与排气管连接处，与底盘连杆的连接处相平 江苏大学硕士研究生学位论文 1 0 测点距离油底壳底面中心大约l o c m 1 1 测点距离主消声器底面中心大约l o c r a 1 2 测点在偏离汽车排气管中心线4 5 。的轴线上，距离排气管 5 c r a 在测量过程中传声器正对发声源，且在测量过程中尽量减少振动等因素对试验结 果的影响。 2 1 2 噪声测量结果分析 ( 1 ) 整车表面噪声分布 由试验结果得到各测点处的声压级随发动机的转速变化关系，如图2 3 和图 2 4 。从图中可以看出： 12 0 11 6 9 12 q 0 8 琶0 4 | 旧| 0 0 9 6 9 2 8 8 1 4 0 0 1 6 0 0 1 8 0 0 2 0 0 0 2 2 0 0 2 4 0 0 2 6 0 0 2 8 0 0 3 0 0 0 3 2 0 0 3 4 0 0 3 6 0 0 转速( r m i n ) 图2 3 静态倍频程声压级测鼍值 4 14 0 016 0 018 0 02 0 0 0 2 2 0 0 2 4 0 0 2 6 0 0 2 8 0 0 3 0 0 0 3 2 0 0 3 4 0 0 3 6 0 0 转速( r m in ) 图2 4 静态1 3 倍频程声乐级测量值 ( 1 ) 发动机转速升高，各个测点处的噪声级相应增大，且测点6 、7 、8 、9 、 1 0 处的测量值增加较多，这说明随着转速增加，机械噪声开始起重要影响。发动 约侣侄宝鸵 1 1 1 1 1 1 一一口器出奴 江苏大学硕士研究生学位论文 机转速为2 0 0 0 r r a i n 时，多数测点的声压级在9 0 1 0 0 d b ( a ) 之间；当转速上升到 3 2 0 0 r r a i n 时，各测点的声压值在1 1 0 d b ( a ) 蔓e 右。 ( 2 ) 风扇打开后，测点5 处的噪声会有大幅度增大。比如当发动机转速从 3 3 0 0 r m i n 上升到3 4 0 0 r m i n 时，风扇由关闭到打开，声压级增加了7 d b ( a ) 。 ( 3 ) 从曲线走势看，测点1 、2 、5 、6 、7 、1 0 的噪声较大，在发动机转速为 2 0 0 0 r r a i n 时，声压级都在9 9 d b ( a ) 以1 - _ ；在发动机转速为3 2 0 0 r r a i n 时，声压级 都在1 0 7 d b 以上。 ( 2 ) 底盘平面噪声分布 根据试验结果得出当发动机转速为2 0 0 0 r m i n 和3 2 0 0 r m i n 时，发动机底盘 平面的噪声分布如图2 5 和图2 6 ，从中可以看出： ( 1 ) 沿x 轴方向，整车底盘噪声从车头到车尾噪声逐渐降低，发动机所在处 陬1 5 m ) g - 噪声较大；沿y 轴方向，汽车右侧噪声高于左侧，车前端g 0 5 m ) q b 部( 风扇所在处) 噪声出现峰值。 ( 2 ) 转速为3 2 0 0 r m i n 时底盘平面平均噪声水平比发动机转速2 0 0 0 r r a i n 时， 要高出1 2 d b ( a ) 。2 0 0 0 r m i n 时，噪声源分布在风扇、油底壳及排气管等处。风 扇处的噪声值最高，为1 0 2 d b ( a ) ；其次是油底壳附近，其噪声声压级为1 0 0 d b ( a ) 左右；排气侧大约为9 8 d b ( a ) 。当发动机转速为3 2 0 0 r r a i n 时，主要噪声源分布 在风扇、油泵、油底壳及排气管等处，风扇处噪声最大，其声压级为1 1 4 d b ( a ) ； 其次是油泵处的噪声为1 1 2 d b ( a ) ；排气管侧的噪声大约为1 1 0 d b ( a ) ；油底壳附 近的为1 0 7 d b ( a ) 。 图2 5 底盘平面噪声0 0 0 0 r m i n ) 江苏大学硕士研究生学位论文 图2 6 底盘平面噪声( 3 2 0 0 r 加【哟 2 2 频谱分析识别噪声源 根据前面分析，发动机转速较高时，噪声级较大。按照整车加速噪声的测量 方法，重点分析在汽车二档进、出线发动机转速( 3 2 0 0 r m i n 和3 5 0 0 r m i n ) 时，测 点5 、6 、7 、1 0 的频谱，运用s d 3 8 0 频谱分析软件进行分析，其频谱特性如表 2 1 所示。 表2 1 整车噪声频谱特性 。搿纪 测点 主峰值频段a )次主峰频段饵z )最大声压级a b ( a )风扇情况 52 5 0 - - 4 0 01 0 0 0 1 6 0 01 1 9 8 开 2 8 0 066 3 1 0 0 6 3 0 1 0 0 01 0 6 7关 r m i n76 3 1 0 04 0 0 6 3 01 0 6 8关 1 06 3 1 0 04 0 0 - 6 3 01 0 7 7 开 5 2 5 0 - 4 0 01 0 0 0 1 6 0 01 2 0 6开 3 2 0 061 0 0 一1 6 06 3 0 - 1 0 0 01 0 9 2 关 r m i n71 0 0 - 1 6 06 3 0 - 1 0 0 0 1 1 0 5开 1 01 0 0 1 6 06 3 0 1 0 0 01 0 5 2 关 52 5 0 4 0 01 0 0 0 1 6 0 0 1 2 7 0开 3 5 0 061 0 0 1 6 06 3 0 - 1 0 0 01 1 1 3关 r r a i n74 0 0 - 6 3 01 0 0 1 6 0 1 1 2 7开 1 01 0 0 1 6 04 0 0 - 6 3 01 0 8 6 开 5 2 5 0 4 0 01 0 0 0 一1 6 0 0 1 2 9 5开 删61 0 0 - 1 6 0 6 3 0 - 1 0 0 01 1 6 6开 r m i n 74 0 0 - 6 3 01 0 0 1 6 01 1 6 8 开 1 01 0 0 1 6 04 0 0 一6 3 0 1 1 5 1开 江苏大学硕士研究生学位论文 从表中可以看出：主要噪声峰值频率集中在0 - - 1 0 0 0 h z 范围内。不同转速 下，测点5 处噪声总是占据主要位置，其能量主要集中在1 0 0 0 - - 1 6 0 0 h z 范围内。 6 、7 、1 0 测点处噪声级大小相当，随转速增加，测点1 0 处噪声峰值增加幅度比 6 、7 点小。下面分别针对各测点所对应的部件做频谱分析。 江苏大学硕士研究生学位论文 一般是宽频带噪声，其主要峰值频率为： 脚詈 式中，h 为常数，数值大约在0 1 5 0 2 2 之间；v 为风扇圆周线速度，m s ；d 为 叶片在气流入射方向上的厚度，m 。由于旋转叶片的圆周速度随旋转中心的距离 而变化，从圆心到叶片尖端的速度是连续变化的，因此，风扇所产生的涡流噪声 频率为连续谱。 ( a ) n = 3 2 0 0 r r a i n ，1 1 0 5 d b a ，风扇开 ( b ) n 2