汽车车内声场分析及降噪方法研究现状

汽车车内声场分析及降噪⽅法研究现状

摘要：本⽂⾸先对车内噪声的来源进⾏分析，然后建⽴了车室空腔声场的声学有限元模型，利⽤结构及声场动态分析技术，对车⾝结构的动态特性、车室空腔声场的声学特征进⾏了研究。在此基础上，分析了声固耦合系统在外界激励下的声学响应。阐述了车内被动噪声控制在低频噪声上的原理与应⽤。及决定主动噪声控制效果的决定因素及在车内噪声控制中应⽤的发展过程, 并指出当前研究中需解决的问题和今后的研究⽅向。关键词：车内噪声；控制；车室空腔；主动降噪

Abstract：This article first interior noise sources were analyzed, and then the establishment of a finite element model of thevehicle compartment acoustic sound field in the cavity, the use of the structure and dynamic sound field analysis of thedynamic characteristics of the body structure, the acoustic characteristics of the vehicle compartment cavities were soundfield the study. On this basis, the analysis of the acoustic excitation solid coupling system in the outside world under theacoustic response. It describes the principle and application of passive noise control car on the low-frequency noise. Anddetermine the effect of active noise control determinants and development process in the car noise control applications, andpointed out that current research problems to be resolved and future research directions.

Keywords: interior noise; control; the passenger compartment of the cavity; Active Noise Reduction0 引⾔

汽车车内噪声不但增加驾驶员和乘客

的疲劳,⽽且影响汽车的⾏驶安全。因此,车内噪声特性已成为汽车乘坐舒适性的评价指标之⼀,⽇益受到⼈们的重视。车内噪声

主要由发动机、传动系、轮胎、液压系统及结构振动引起。⽽这些噪声有直接或间接地传到车⾝结构，在车室内形成声场。车内的噪声⽔平是体现其舒适性的⼀项重要指标。为了提⾼车辆的舒适性, 世界各⼤汽车公

司都对车内噪声⽔平制定了严格的控制标准, 将车内噪声的控制作为重要的研究⽅向。特别是轿车, 车内噪声状况更是衡量轿车档次的标准之⼀。如何改善车辆内部乘员室声学环境, 降低车内噪声⽔平,提⾼车辆乘坐舒适性已成为研究的热点。1 车内噪声来源

⼀切向周围辐射噪声的振动物体都被

称为噪声源。噪声源的类型较多, 有固体的, 即机械性噪声;还有流体的, 即空⽓、⽔、油的动⼒性噪声; ⾏驶汽车的噪声包括发

动机、汽车动⼒总成所产⽣的噪声, 车⾝因发动机、道路和空⽓流的作⽤⽽振动所产⽣的噪声以及附件噪声等。车内噪声产⽣机理如图1所⽰[1]。从声源来看,车内噪声的来源主要有: 发动机噪声、进排⽓噪声、冷却风扇噪声等。车外噪声向车内传播的具体途径主要有两个: ⼀是通过车⾝壁板及门窗上所有的孔、缝直接传⼊车内;⼆是车外噪声声波作⽤于车⾝壁板,激发壁板振动,并向车内辐射噪声。从振动源来看,主要有两个⽅⾯: 发动机、底盘⼯作时产⽣的振动和路⾯激励产⽣的振动。后者频率较低,对激发噪声影响较⼩。车⾝壁板主要由⾦属板和玻璃构成,这些材料都具有很强的声反射性能。在车室门窗均关闭的条件下,上述传⼊车内的空⽓声和壁板振动辐射的固体声,都会在密闭空间内多次反射,相互叠加成为车内噪声。图1 车内噪声产⽣机理

从上述可知,发动机、底盘、路⾯作为声源和振源均可激发车内噪声,其传播途径可分为空⽓传声和固体传声两种,其中由空⽓传播的噪声主要为发动机表⾯辐射噪声和⽓体流动噪声,⽽固体传播的噪声主要为

发动机、轮胎、路⾯及⽓流等引起车⾝振动⽽向车内辐射的噪声。1.1 发动机噪声

发动机⼯作时产⽣的声强很⼤的声⾳，其声强和声频呈不规律的变化。强烈的噪声影响乘员的舒适性，长时间的噪声环境会使听⼒减弱，甚⾄失听。噪声还能引起飞⾏器结构的疲劳破坏和仪器设备失效。包括发动机⼯作时产⽣的进⽓噪声、排⽓噪声、冷却风扇噪声、结构噪声等通过空⽓, 由车⾝的缝隙或孔、洞传播⾄车内⽽形成的车内噪声, 以及由于发动机燃烧和惯性⼒矩引起的振动, 通过发动机悬架和副车架传动车⾝,⽽引起车⾝弯曲振动, 扭转振动等, 同时也会引起板件及结构产⽣局部振动, 进⼀步向车内辐射的中、低频噪声。

发动机的噪声源有：①压⽓机和风扇：各级转⼦叶⽚和导向叶⽚与⽓流相互作⽤引起的⽓动噪声;②涡轮：涡轮叶⽚与燃⽓

作⽤引起的噪声,转速越⾼噪声越⼤；③喷流：由喷管中⾼速排出的喷流与外部⽓流掺混时产⽣噪声，喷流速度越⾼噪声越⼤。涡轮喷⽓发动机喷流速度较⾼，喷流噪声⽐压⽓机和涡轮的噪声⼤。⾼流量⽐涡轮风扇发动机喷流速度低，风扇噪声占主要成分。⽕箭发动机主要是喷流掺混噪声，由于喷流能量⼤、速度⾼，所以噪声较⼤。1.2 底盘噪声

主要包括由于轮胎快速滚动对其周围空⽓形成扰动⽽产⽣的轮胎噪声, 齿轮系

啮合和振动⽽产⽣的变速器、驱动桥噪声, 旋转和振动传递⽽产⽣的传动轴噪声, 汽车⾼速⾏驶时, 空⽓紊流对车⾝的激励造成⾼频振动, 并在车内产⽣的⾼频噪声,汽车制动时产⽣鸣叫声等⼏个⽅⾯。1.3 车⾝噪声及车内附属设备噪声

包括由于车⾝的振动和空⽓与车⾝的

冲击与摩擦⽽产⽣的噪声, 以及空调机或暖风装置⼯作⽽产⽣的噪声。这些噪声源所辐射的噪声, 在车⾝周围空间形成⼀个不均匀的声场, 并主要通过两个途径向车内传播: ⼀个是通过车⾝壁板及门窗上的所有孔、缝隙直接传⼊车内; ⼆是车外噪声声波作⽤与车⾝壁板振动, 并向车内辐射噪声, 这种辐射声的强度与壁板的隔声能⼒有关, 也就是说它服从质量定律的规律。

需要注意的是，由发动机和底盘传给车⾝的振动与车外噪声声源激发车⾝壁板的振动是叠加在⼀起的，⽤⼀般的测试⽅法很难将它们区分开来。但它们的传播路径不同，所服从的规律不同，频率特性也不尽相同，所采取的降噪措施也不同。车⾝壁板主要由⾦属和玻璃构成。这些材料都具有很强的声反射性能。在车室门窗都关闭的情况下，上述传⼊室内的空⽓声和壁板振动辐射的固体声，都会在密闭空间内多次反射，所以车内噪声实际是直达声和混响声叠加的结果。所以车内噪声可⽤下式描述：RSAC IIII++=

式中，C I——车内噪声总声强；

A

I——传⼊车内的空⽓声声强；DTA III+=T

I——车外噪声透过乘坐室壁⾯进⼊车内的声强；D

I——车外噪声通过壁板上的孔缝直接传⼊车内的声强；

S I——发动机和底盘传给乘坐室，引起乘坐室壁板振动所辐射的噪声声强；R

I——上述噪声在车内封闭空间中多次反射所形成的混响声强。2车内声场分析

车内声场的分析与研究⼀直是车辆⼯程界所关注的⼀⼤课题近年来, 随着计算机的普及。数值分析技术被⼴泛应⽤到声场分析领域。由于边界元⽅法离散化误差低。离散后的联⽴⽅程组数⽬少，便于在微机上应⽤, 并且具有适合各种⼏何边界形状和边界条件的优点。在车室的结构开发设计阶段实现车室的声学优化设计创造条件。

因此，为了降低和控制汽车车内的噪声, 必须研究汽车乘坐室的声学特性。汽车乘坐室是由板件围成的⼀个封闭的空腔, 该空腔内有座椅等部件和内饰件。从模态⾓度看, 该系统同任何结构系统⼀样, 具有⾃⾝的模态频率和模态形状.声学系统的模态是以具体的声压分布为特征, 以区别于结构系统的模态特征。轿车乘坐室的声学特性与其声学模态特性相联系, 如果乘坐室空腔受到与其共鸣频率相同的激励时, 乘坐室内将发⽣声学共鸣, 车内将存在噪声[2]。特别是构成车⾝的某些板件的低频振动, 如果该振动与车内空腔的共鸣频率⼀致时, 车内将发出令⼈极其不舒服的低频轰鸣噪声。2.1 车室声腔模态分析

探讨轿车车内空腔声学模态, 获取车内空腔的声学模态频率和模态形状, 从⽽在车辆设计中可能避免车⾝板件的低频振动⽽导致的车内低频噪声的发⽣。根据车内空腔的声学模态形状, 合理进⾏车内布置和优化车内声学特性。这样, ⼈就可能处于噪声较⼩的环境中, 获得较好的舒适性。⽬前有限元法是计算复杂车⾝结构振动辐射噪声的有⼒⼯具，特别是对于车内封闭空腔的声场计算。

2.1.1 声学模态理论简介

声学模态振型则是指声波在某⼀声学模态频率下，在车内空腔中传播时，⼊射波与空腔边界反射⽽形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[3]。将⽆衰减声波⽅程0122=-p cp ① 式中，2

——拉普拉斯算⼦；c 为声波流体介质中的传播速度，ρ

Kc =；

p ——流体动压⼒；

K ——流体压缩模量；ρ——流体密度。

封闭空间的问题需要考虑被封闭流体的边界条件，⽆衰减声波⽅程的边界条件为： （1）在流体-弹性固体交界⾯l S 上，如果在流体-弹性固体交界⾯为完全反射⾯，则有22tu n p n

-=ρ ② 式中，n 交界⾯的法线⽅向；22t u n ??弹性固体的法向加速度。

（2）在固定界⾯b S 上，如果固定界⾯为完全反射⾯，则有0=??np

③ 如果固定界⾯为⾮完全反射⾯，则有tu B n p n

n ??-=??ρ ④ 式中n B ——声导呐。

（3）在⾃由表⾯F S 上，忽略⽓体的密度，则 0=??np

⑤ （4）在⽆限远边界处，可以按⽆反射条件建⽴边界条件t

p c r p ??=??1 ⑥ 式中，r ——⽆限远处的法线⽅向。

当计算车内混响声场时，如果不开启车窗，车⾝刚性弱的部分就是边界条件式②；车⾝刚度强的部分就是边界条件式③；如果开启车窗，则在开启处边界条件为④。2.1.2车室声腔模态分析

车室声腔模态分析在轿车设计阶段, 车内声学模态分析为避免车⾝壁板与车内声腔声学共振提供了⾮常有价值的信息, 此外, 车内声学模态分析可以⽤来确定声腔是否被强烈地激起共振。由于车内声场是由车室壁板包围的声腔, 因此建⽴声场模型时, 可以先选出与声场接触的车⾝壁板, 并将其封闭, 然后将此封闭声腔围成的体划分实体单元, 即得到声场有限元模型。[4] 研究的三维车室声腔有限元模型如图2所⽰。图2 车室声场三维有限元模型重庆⼤学曹友强等⼈在研究车内耦合

声场时发现第1阶声场模态节线位于前排座椅处;第2阶节线位于前排座椅附近和后排座椅位置。可见, 该车室前2阶声场模态从振型上看是有利的, 可以使⼈⽿处于车内

噪声较⼩的位置。但是第1阶声场模态值与⽩车⾝结构模态第6、7、8阶值很接近, 容易引起车室声腔共鸣[5]。要避免乘坐室的低频共鸣, ⾸先应避开第⼀阶纵向频率。⼀般轿车的第⼀阶纵向模态频率为40Hz -80H z, 落在路⾯激励和发动机振动激励范围内, 很容易被路⾯或发动机振动激励出来⽽产

⽣低频轰鸣声, 使车内声学特性变坏, 这

是最应加以关注的。本次声学模态测试是在整车状态下进⾏的, 前、后排座椅全带, 获得的声学模态对该车型进⾏舒适性评价有指导意义。

2.2 结构-声场耦合系统模态分析

对整个汽车系统，车⾝受到外界激励后引起车⾝壁板振动,同时车⾝壁板的振动还要受到乘坐室封闭空间内空⽓的制约,各测点产⽣由于壁板振动产⽣的噪声再经过乘

坐室空腔放⼤和衰减才形成车内噪声。反过来,产⽣的噪声同样作⽤在车⾝壁板上放⼤或抑制壁板的振动(在乘坐室内声场共振时,这种作⽤还不容忽视)。外界的⼒作⽤须经过这样耦合后传到受声点,才形成最终的车

内噪声。应⽤声固耦合理论对某型轿车车⾝与车内噪声进⾏耦合分析，为提⾼车内噪声性能提供车⾝结构改进⽅向。2.2.1结构-声场耦合系统模态理论设车⾝壁板结构振动⽽造成车内噪声

的某点A声压值为P A ,车⾝壁板结构振动时,可看作活塞点声源的集合。由声学基本理论[6] , A点的声压P A 为mmmmLmA SRjkRVjkdP?-=∑=)exp(211

π⑦

其中L ——壁板结构声源点数；k——为振动圆频率；d——为空⽓密度；V m ——为m点活塞点声源的振动速度；mS

——为m 点

的表⾯积；R m ——为m点与车内受声点A之间的距离。另外, 若车⾝结构i 点受到⼒i F激励时, m 点的振动速度为mV,相应的位移

与⼒之间的传递函数为miH,则有如下关系imim FjkHV=⑧

将式⑧代⼊式⑦中并两边同除i F,mmmLmmiimmmimiLmiA

AiSRjkRHdkFSRjkRFjkHjkdFPH----==∑∑==)exp(2/)exp(

)(21/121ππ⑨

根据结构试验模态分析理论，有∑∞=-+-=1*})()({***r rrirmrrrir

mrmipjkuuupjkauuH⑩

其中u mr , u ir分别为m, i 点结构振动的r 阶模态振型系数; a r 为r 阶模态正则化系数; p r 为相应传递函数极点。将式⑨代⼊式⑩中,可得∑∞=-+--=1*2})()({2***r rrir

mrrrirmrAipjkuuupjkauudkHπ其中∑==LmmmmmrAr RjkRSuu

1/)exp(∑==LmmmmmrArRjkRSuu1**/)exp(

因此,可以将⼒-声传递函数⽤模态参数表⽰出来。式⑩就是进⾏车内噪声结构-声场耦合模态分析的基本关系式。

2.2.2 结构-声场耦合系统模态分析

在进⾏汽车结构-声场耦合模态测试时,⾸先对车⾝各测点的激振, 测得车⾝壁板

结构上i 点⼒输⼊与车内受声点车内噪声声压输出的动态信号后,经过FFT分析,计算出各测点⼒-声传递函数。然后将这些⼒-声传递函数象振动传递函数⼀样进⾏曲线拟合,通过参数识别,就可将车⾝结构-声场耦合系统的模态参数识别出来[7]。由于车内低频结构噪声是车⾝结构振动与车内空腔的声学特性共同作⽤的结果,采⽤⼒-声传递函数得到的模态不仅是车⾝结构模态中

对车内噪声影响较⼤的模态,⽽且模态振型中对车内噪声影响较⼤的部位其振幅也会

得到放⼤,改进时更能做到有的放⽮。重庆⼤学李传兵博⼠等⼈在进⾏该实

验时将样车弹性⽀承起来,在车⾝壁板上布置激振测点,测点的布置要尽可能反映出车⾝外形,建⽴车⾝的⼏何线框模型。⽤脉冲锤对车⾝各测点进⾏激振,测得各传递函数,并进⾏曲线拟合和参数识别,得到该车车⾝结构与车内声场耦合系统的模态参数。[8]其中第1阶、第3阶模态频率和实车运⾏的车内噪声频率吻合较好。这两阶模态的振型有⼀个共同特征,就是车⾝顶板都有较⼤的振幅。因此,在这些频率下,车内噪声主要是由于车⾝顶板整体⼤幅度上下扇动引起的。同时,由于车⾝底板的刚度相对较⼤,在车

⾝振动过程中可以认为是不变形的,车⾝顶板的上下扇动引起的车内空腔体积变化率较⼤,极易形成低频沉闷声,极⼤地影响了

该车的乘坐舒适性。因此,应适当增加车⾝顶板部分的刚度及其⽀撑刚度,以减⼩车峰顶板的振动。从理论上讲,增加刚度后,峰值频率应

有所增加,但局部刚度增加对整体模态频率影响不是很⼤,所以这两个模态频率没有改变。因此,车⾝结构改进后车内低频声明显降低,其乘座舒适性也显著好转。3 传统的车内噪声控制

车内噪声都是由激励源、传递途径和声学响应这⼏个环节组成的。因此，对被动降噪来说，要控制噪声，应该从减⼩声源、隔断声源的传递途径和声场内消声等⼏⽅⾯⼊⼿。为了减⼩声源，对于发声的部件采⽤消声器，对于振动的部件采⽤减振器，结构设计时要使固有频率相互错开并避开激励频率；为了抑制风噪声，有效的办法是消除泄漏⽓流的间隙或采⽤改进密封元件、增加密封压⼒等措施将缝隙堵塞；为了避免空腔共鸣，可以通过修改车室形状和尺⼨的⽅法，改变空腔的共振频率，以避开常见激励的频率。

结构-声场耦合模态分析由于考虑了结构与空腔声场的耦合,能够直接针对车内噪声找出车⾝结构中存在的缺陷,更具有指导意义。通过实际应⽤表明,该⽅法能够直接找出车⾝结构的薄弱环节,并取得了明显的控制效果。该⽅法切实可⾏,物理意义明确,是进⾏车内噪声控制的理想⽅法之⼀,可以在产品开发与改进中推⼴应⽤。3.1隔声

对于发动机的噪声，可采⽤各种结构措施并选择合理的隔声材料来隔离。发动机是汽车主要组成部分之⼀,它为汽车⾏驶提供动⼒,但同时也是汽车的主要噪声、振动源。发动机⼯作时产⽣惯性激励以及不平衡⼒等,从⽽引起车内板件振动,并向车内乘座舱辐射中低频的结构噪声。从车内结构声学传递函数,传递激励⼒以及传递路径噪声贡献三个⽅⾯综合分析了车内结构噪声主要来源,识别了对车内噪声影响最为显著的传递路径。隔声效果⽤透射损失TL（dB）评价，其定义为tiWWTL lg10=式中，i

W——射到隔声壁的声功率；t W——透过隔声壁的声功率。对于垂直⼊射的声波，，单层隔声壁的透射损失oTL可按以下近似计算5.47

lg20-=mfTL o

式中，m——隔声壁单位⾯积的质量；f——声频率。

上式称为单层壁的质量定律[9]。可见，隔声壁⾯密度越⼤，声频率越⾼，则隔声效果越好。前置发动机的⼯作噪声对车内噪声影

响最⼤，它主要是通过前围板传⼊车内。但由质量定律可知，单位⾯积质量或频率增⼤1倍，隔声量仅增加6dB。发动机最⼤转速时的噪声可达110dB左右，如果希望o

TL为40——50dB，则前围板的质量要相当⼤。此外，⼤多数隔声结构对⾼频噪声的隔声效果较好，⽽对低频噪声较差。3.1.1对车⾝前围板的密封

车⾝前围板分隔发动机舱和驾驶室，车内有多个安装连通元件需要与发动机舱贯通，如转向轴、油门拉丝、制动拉丝、电装导线束及空调冷却通风管道等，这就需要在前围板上布置多个连通孔，这些连通孔的密封性对阻隔发动机舱噪声对车内噪声的影响⾄关重要。由于噪声的衍射特性，发动机舱中的噪声可以通过安装连通元件与前围板连通孔之间的缝隙以及前围板上的⼀些

⼯艺孔等直接传递到车内[10]。优化改进对车内结构噪声影响较⼤的板件,如对前地板以及前围板进⾏形貌优化、提⾼车⾝顶棚局部刚度等,以降低其向车内辐射的噪声声压⽔平。

因此，必须对前围板上的⼯艺孔进⾏密封，同时必须在连通元件与连通孔之间增加密封橡胶套。这就避免了噪声直接传递到车内，减弱发动机舱噪声对车内的直接影响。3.1.2 对车门窗的密封

车内感受到的噪声，有⼀部分是由于密封性不⾼，车外噪声通过车门窗传⼊的。这部分噪声包括发动机舱向外的辐射噪声，轮胎与路⾯的摩擦噪声，最主要的是车⾝外部突起结构，如⾬刷、后视镜、天线等引起的风激励噪声。车门窗密封性不好，与车门车窗挡风⾬胶条的设计密切相关。车窗的密封条设计要使车窗在各个边界处接触均匀，⽽且需要保证在车⾝表⾯不产⽣较⼤的不平整。车门和车⾝之间通过胶管或胶条进⾏密封。主密封圈四周连续，安装在车⾝上，辅助密封是在车窗线以上布置⼀个边缘胶条，并与门柱及顶板侧向结构加强部分相贴合，在车门底附加⼀个密封胶条，加强车门与底板侧向结构的贴合。由于在汽车上增加质量受到，加之隔声壁本⾝的振动还会增加透过声能，所以采⽤单层隔声壁的隔声效果往往不好。因此在实际设计⽣产中，在结构⼯艺允许的条件下，⽤双层隔壁会显著提⾼隔声效果[11]。如果汽车的发动机罩位于车厢内，最好设计成双层结构，内层表⾯涂阻尼材料，两层之间填充吸声隔声材料，四周密封性要好。如此可提⾼发动机罩的隔声性能。3.2吸声

声波通过某种介质或射到某介质表⾯时，声能减少并转换为其他能量的过程称为吸声。对同⼀个空间，改变室内声场的特性。吸声的主要作⽤是吸收室内的混响声,对直达声不起作⽤,也就是说吸声可提⾼⾳质,但对降噪能⼒效果不好；且吸声材料是以多孔、疏散的材质。常⽤的吸声材料有玻璃棉、岩棉、聚酯纤维吸⾳板、⽺⽑毡、矿渣棉、卡普隆纤维、棉⿇等植物纤维、泡沫微孔吸声砖等。

对传⼊车内的噪声，常辅以吸声处理。即利⽤吸声材料做内饰，吸收⼊射到其上的声能，减弱反射的声能，从⽽降低车内噪声。吸声效果可⽤吸声系数α表⽰，即RFRxEE

EE-==1α式中，FEEx、、R

E分别为吸声材料接受⼊射的声能、吸收的声能和反射的声能[12]。在汽车上采⽤的吸声措施主要有使⽤多孔性吸声材料和开孔壁吸声材料。3.2.1多孔性吸声材料

这类材料的物理结构特征是材料内部

有⼤量的、互相贯通的、向外敞开的微孔，即材料具有⼀定的透⽓性。⼯程上⼴泛使⽤的有纤维材料和灰泥材料两⼤类。前者包括玻璃棉和矿渣棉或以此类材料为主要原料

制成的各种吸声板材或吸声构件等；后者包括微孔砖和颗粒性矿渣吸声砖等。多孔吸声材料的吸声机理是当声波⼊

射到多孔材料时，引起孔隙中的空⽓振动。由于摩擦和空⽓的粘滞阻⼒,使⼀部分声能

转变成热能;此外，孔隙中的空⽓与孔壁、纤维之间的热传导，也会引起热损失，使声能衰减。多孔材料的吸声系数随声频率的增⾼⽽增⼤，吸声频谱曲线由低频向⾼频逐步升⾼，并出现不同程度的起伏，随着频率的升⾼，起伏幅度逐步缩⼩，趋向⼀个缓慢变化的数值。

其机理是当声波进⼊材料表⾯的空隙，引起空隙中空⽓和材料微⼩纤维的振动，由于内摩擦和粘滞阻⼒，使相当⼀部分声能转化为热能。这种吸声结构相当于许多单腔共振吸声器的组合，空⽓层相当于振动系统的弹簧，板起质量作⽤[13]。当⼊射声波和系统固有频率⼀致时，孔的空⽓柱振动速度最⼤，因摩擦损失⽽吸收较多的声能。多孔性材料的吸声性能有明显选择性，其他频率处吸声性能下降很快。汽车上常⽤的这类吸声材料有玻璃棉、⽑毯及聚氨酯泡沫塑料等。α随频率增加⽽增加，故常⽤于中、⾼频吸声。3.2.2开孔壁吸声材料

为了提⾼中低频噪声的细声系数，往往在材料上开很多⼩孔⼩孔背后保存有⼀定

的空⽓层，使其它产⽣共振⽽消耗能量。它往往和多孔性吸声材料混合使⽤[14]。现代汽车的内饰材料⼀般已经考虑了吸声要求，如车⾝顶篷内饰⾯是开孔的背后贴有⼀层

薄膜沫塑料的⼈造⾰，其吸声性能与孔径⼤⼩和穿孔率有关。此外，地板和侧壁也需要做吸声处理。影响多孔材料吸声性能的参数主要有：

（1）流阻，它是在稳定的⽓流状态下，吸声材料中的压⼒梯度与⽓流线速度之⽐。当厚度不⼤时，低流阻材料的低频吸声系数很⼩,在中、⾼频段,吸声频谱曲线以⽐较⼤的斜率上升，⾼频的吸声性能⽐较好。增⼤材料的流阻，中、低频吸声系数有所提⾼；继续加⼤材料的流阻，材料从⾼频段到中频段的吸声系数将明显下降，此时，吸声性能变劣。所以，对⼀定厚度的多孔材料，有⼀个相应适宜的流阻值，过⾼和过低的流阻值，都⽆法使材料具有良好的吸声性能。

（2）孔隙率，指材料中连通的孔隙体积与材料总体积之⽐，多孔吸声材料的孔隙率⼀般在70％以上，多数达90％。（3）结构因数，材料中间隙的排列是杂乱⽆章的，但在理论上往往采⽤⽑细管沿厚度⽅向纵向排列的模型，所以，对具体的

多孔材料必须引进结构因数加以修正。

吸声处理主要⽤于吸收反射声，对直达声⽆明显效果，故在车⾝上有利于抑制车内共鸣噪声。同时吸声处理往往与隔声、衰减振动处理等⼀起采⽤。3.3衰减处理

在⼀些容易引起振动的铂⾦板，如地板、顶盖和前围挡板等，应涂⼀些防振阻尼材料来减少噪声辐射，即进⾏衰减处理。阻尼材料是⼀种内损耗⼤的材料，⼊沥青基物质和其他⾼分⼦材料（橡胶、树脂等）。衰减振动可采⽤以下措施：

（1）提⾼发动机罩的隔振、降噪的性能,罩体普遍采⽤玻璃钢材料,提⾼刚度,减⼩路⾯不平引起的罩体振动;罩体内喷附防声阻尼材料(硬质聚氨酯发泡塑料) ,利⽤其独特的粘弹性能,将吸收发动机振动的⼀部分振动能,以“热”的形式释放出去,达到减弱振动、抑制噪声的⽬的。

（2）在发动机罩的下边沿固定龙⾻胶条,使罩体与罩框的接触成为弹性接触,能有效衰减两者的撞击,避免噪声的产⽣。（3）在发动机四周的地板⾻架上焊接的⼀层薄钢板,在发动机振动激励下,极易发⽣共振,为此在钢板上粘贴⾃粘型阻尼沥青⽚,使原弹性薄板构件变成为⾃由阻尼层结构,成功控制了共振。

（4）粘弹沥青阻尼材料粘弹沥青阻尼材料属于⾼分⼦聚合物,⾼分⼦聚誉物材料在交变应⼒作⽤的情况下, 链状⼤分⼦的链段运动要克服阻⼒, 需要⼀定的时间, 因此形变往往滞后于应⼒的变化。如果应⼒变化的频率过⾼, 链段就根本来不及运动, 不会发⽣形变。⽽在⼀定频率和温度范围内, 这种滞后现象⼗分明显滞后的形变运动意味着要克服很⼤的阻⼒, 这就将外⼒转换为热能粘弹聚合物所具有的阻尼性能。4 车内主动噪声控制

传统的噪声控制技术通常采⽤过滤吸收和屏蔽的⽅法, 通过噪声声波与声学材料或声学结构的相互作⽤消耗声能, 从⽽

达到降噪的⽬的, 属于被动式的控制⽅法。由于这种控制⽅法在低频段控制效果不理想。相⽐于传统的噪声被动控制技术，噪声主动控制技术能更好地降低车内的低频噪声，因此，⽤主动控制的⽅法对车内低频噪声进⾏控制,逐渐受到⼴泛的关注和重视。

故⼈们由被动式噪声控制逐渐发展到今⽇

的主动噪声控制(Active Noise Control,简称ANC)。噪声主动控制⼜称有源消声。4.1主动噪声控制原理

它的原理是：所有的声⾳都由⼀定的频谱组成，如果可以找到⼀种声⾳，其频谱与所要消除的噪声完全⼀样，只是相位刚好相反（相差180°），就可以将这噪声完全抵消掉。关键就在于如何得到那抵消噪声的声⾳。图3 ANC基本原理

主动噪声控制基本原理如图3所⽰。该结构是通过在管道上游采⽤前置麦克风拾取噪声信号, 经电信号处理后, 送给管道下游的次级声源, 调整次级声源的输出,使其与上游噪声信号的相位相反⽽达到降

噪⽬的。该模型在提出之初，由于当时电⼦技术的, 这⼀控制⽅法未能实现。到了上世纪60 、70 年代, 随着电⼦技术的发展,尤其是80 年代以来, 在超⼤规模集成电路的制造, ⾼速信号处理器(DSP)的开发成功, 使得主动噪声控制技术得到飞速发展。4.2影响ANC 效果的因素

对⼀个实际的主动噪声控制系统, 是否能取得好的控制效果, 关键的因素有[15]:(1)初级声源的类型和特征:对于主动噪声控制, 最合适的噪声源是集中参数噪声源, 它可以⽤尽量少的初级声源获得最

⼤降噪量。从控制的⾓度看, 如果初级噪声是单频噪声、离散线谱噪声或窄带噪声, 则控制系统更容易收敛到稳定状态, ⽽宽带噪声的控制则要难得多。

(2)次级声源和误差传感器的位置和个数:为了获得全局空间上完全复制初级声场, 也就是使次级声场成为初级声场的“镜像” , ⽽误差传感器应尽量使实际的控制⽬标逼近理论上的控制⽬标。

(3)参考信号及其质量:如果能够获得参考信号, 我们就可以构造前馈控制器,

反之, 就只能采⽤反馈控制器。⼀般说来, 前馈控制器结构简单, 易于保持稳定;反馈

控制器是最后⼀项选择。好的参考信号应该尽量少受到噪声“污染” ,误差传感器处的初级噪声保持最⼤程度的相关。(4)⾃适应算法及其控制器硬件:宽带

噪声的抵消效果、系统稳定性、控制器的复杂程度均与⾃适应算法的类型有关。好的⾃适应算法应该兼顾收敛性、鲁棒性和计算量三⽅⾯。控制器硬件的主要指标是采样频率、计算速度、有限字长效应等, 它们应该能够实时、准确地完成⾃适应算法确定的功能。

4.3车内主动噪声控制技术及其发展

⾃上世纪50 年代, 在⼈们还没有弄明⽩噪声产⽣机理的时候, 汽车车内空间的

噪声问题就被提出了出来。把主动噪声控制技术应⽤到车内噪声控制, 最早出现在20 世纪80 年代。当时,研究⼯作主要集中在控制发动机噪声上。第⼀个主动噪声控制系统由Oswald 提出[16], 是⼀个由⼀个扬声器, ⼀个麦克风, ⼀个参考信号组成单输⼊单

输出主动降噪系统。该系统对200 赫兹以下低频噪声, 降噪效果⾮常显著。⼀个波形发⽣器⽤来把从发动机转速计得到的脉冲序

列转换成⼀系列频率与发动机转速相同的

正弦波。这些正弦波的幅值和相位被调相、叠加, 使得扬声器产⽣抵消处噪声的反噪声。对单⼀频率降噪可达30分贝, Oswald还发现:不管发动机的⼯作状态及转速如何, 主动噪声控制系统可降噪⾄⾼于本地噪声5 ～ 7 分贝。

80 年代末期发展起来的采⽤⾃适应滤

波⽅法的⾃适应主动降噪技术可实现选择性降噪, 并能⾃动跟踪声场参数和噪声源的变化, 可有效解决车辆上传统降噪措施

对同⼀型号车辆治理中存在的离散度问题。国外⼀些汽车公司及研究机构于80 年代后期开始尝试将主动降噪技术应⽤到车内噪

声控制上, 并相继推出了⼀些试验性系统。⽇本尼桑公司1991 年在其蓝鸟轿车上开始装备主动降噪系统, 可降低车内噪声5 ～6 分贝[17]。

⽇本尼桑公司于1991 年在其新型的BlueBird 轿车上开始装备有源降噪系统，可降低车内噪声(5～6)dB。1992 年，德国研制了汽车内使⽤的有源降噪⽿罩，采⽤反馈控制型有源降噪原理，不但降低了噪声，⽽且还可以清晰地听到其它信息和⾳乐，在500Hz以下的衰减量达到了30dB。1992 年, 第⼀套商业化的发动机主动噪声控制系统

由⼀家汽车制造商投⼊⽣产。下⼀步的发展是控制路⾯噪声, 这个问题更具有挑战性,因为路⾯和轮胎的相互作⽤本⾝就是随机不确定的, 以及噪声源分布在4 个轮胎上。

在1994 年,Roggenkamp 提出⼀个试验⽤轮胎噪声模型[18] , 这个模型考虑了结构噪声及空⽓噪声。对结构声,它使⽤了轿车车⾝上的⼒和车内的压⼒之间的测量传

递函数;对空⽓声, 使⽤轮胎周围的压⼒和车内压⼒的频率响应函数。作者⽤NIS 分析来决定外部麦克风的最优数⽬和最佳位置。这个模型在⼀辆轿车上进⾏了核实, 结论是, 只有在低频率尤其是低于150 赫兹时, 对轮胎噪声的预测才是有效的。1995 年，⽇本的Tamamura 和Shibata 对由发动机振动产⽣的车内噪声进⾏了降

噪研究，建⽴的噪声主动控制系统选⽤多通道⾃适应滤波- X 算法，将传统的滤波-X 最⼩均⽅根算法扩展为多通道滤波- X最⼩均⽅根算法。该系统对各种情况下( 如加速、减速) ，发动机振动产⽣的车内噪声进⾏分析，并且考虑了⾃适应系统的传递系数、⾃适应速度、额外的噪声成分和噪声所产⽣的回响等影响因素，最后在四缸发动机丰⽥汽车的不同位置上布放主声源和次级声源进

⾏降噪实验，取得了很好的降噪效果。

2003 年, 西班⽛巴伦西亚⼯业⼤学的A .Gonzalez, M .Ferrer 等⼈对汽车发动机噪声经主动噪声控制后的车内⾳质进⾏

了研究。客观评价的结果是可获得10 dB 的降噪量, 主观评价的结论是除去⼀⼩部分⼈对于安静产⽣恐惧外, ⼤部分⼈都获得了舒适感[19] 。5 结语

本⽂分析了声学模型的声学模态，再对声振耦合⽅程进⾏阐述，分析车⾝振动辐射声场的特性。随着物理学、电声学、⼯程学、数字信号处理、⾃动控制、⼈⼯智能、系统科学等技术的发展, 车内噪声控制技术将发⽣历史性变⾰。

(1)随着材料⼯业的发展, 如何研制和

选⽤体积⼩、重量轻、吸声隔声效果好的复合声学材料来降低车内噪声将得到⾼度重视。(2)结构声振动控制技术为从边界⾯的振动控制解决有界空间声传⼊问题提供了新的可能性。未来，车内有源消声技术将

在多通道、⾮线性、鲁棒等多个⽅⾯展开，对宽带噪声控制的多通道⾃适应A N C 系统以及基于⼈⼯神经⽹络的有源消声系统会

成为研究的重点和热点使⽤特殊材料如形状记忆合⾦和压电涂层等进⾏有源动态控制的尝试[20], 即所谓智能材料的研究可⼤⼤提⾼其对环境的适应与控制能⼒。(3)由于车辆舱室噪声场不同于⼀般封

闭的简谐声场, 声场、声学条件和环境复杂, 因此还需在这⽅⾯进⼀步研究。研究主动降噪技术在降低车内噪声中的应⽤, 改善国

产汽车的NVH 性能, 具有较⼤的潜⼒, 但⽬前国内尚没有成熟的车内主动噪声控制系统。

(4)主动降噪的机理研究还不够全⾯深⼊,尤其对于复杂的三维空间声场。由于车

辆舱室噪声场不同于⼀般封闭的简谐声场, 声场、声学条件和环境复杂, 因此更需在这⽅⾯进⼀步研究。6 参考⽂献

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