工程上将车内的异常噪声统称为“ 异响” , 具体表现为A声级虽然达标, 但声音却呈现令人极其不舒服的轰鸣或尖锐声。“ 异响” 的主要危害是使车内乘员烦躁, 降低汽车的品质和乘坐舒适性。由于其形成原因受结构设计不合理、结构共振、声学空间分布及人耳的听觉特性等因素的影响, 依据传统的A计权声压级无法有效地辨析异常噪声的产生机理, 指导相应的控制技术开发。

对于车内“ 异响” 的辨析及控制方法属于汽车噪声品质研究范畴。控制方法不单是降低噪声的声压级, 而且还要调节噪声的音质特性, 消除令人烦恼的频率成分, 保留令人愉悦的部分^[1]。需要综合考虑声音主要属性, 即声压级、综合级参数、周期性测量、响度、尖锐度、脉冲性、粗糙度和声压分布, 并以此作为评价指标, 分析其产生机理^[2]。同时也要充分考虑人作为声音接受者的特殊性。近年来主要采用主观判定方法和频谱分析方法对车内异响进行分析。Hashimoto等^[3]在对车内噪声声品质的研究中, 引用响度等声品质评价指标, 重新定义评价各工况下车内低频噪声, 并建立轰鸣级(Booming Level)分析模型。张伟等^[4]在使用传统的频谱分析方法的基础上, 结合客观心理声学参数分析方法分析车内噪声的“ 异响” , 并取得了良好评价效果。在上述研究基础上, 作者对车内异常噪声的形成机理, 车内噪声的声学特性分布以及车内“ 异响” 的控制技术进行全面分析和深入研究。

道路测试实验工况参考GB/T18697-2002《声学-汽车车内噪声测量方法》, 采用变速箱最高速12档, 分别进行匀速和急加速测试, 采集车内噪声信号。匀速工况以10 km/h为步长, 对40、50、60、70、80、90 km/h的6个工况进行测试。急加速工况是在50 s内对车辆从40 km/h加速行驶到90 km/h的工况进行测试。

1.1 重型商用车振动噪声路试实验

驾驶室内布置3个声学测试点, 2个测点分布在副驾驶员位置的人工头左右耳处, 如图1(a)所示。另一测点位于驾驶员后侧的卧铺上, 如图1(b)所示。图2显示6个三向振动加速度测试点, 位置选择悬置系统的弹性阻尼单元与驾驶室的连接处。

图1

Fig.1

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	图1 传声器测试点Fig.1 Test point of microphone

图2

Fig.2

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	图2 加速度传感器布置的测试点Fig.2 Excitation point of acceleration sensor

试验数据采集使用HEAD的SN029073数据采集分析系统, 主要由B& K传声器、HEAD人工头、三向加速度传感器、LMS的SC316W数据采集前端和笔记本电脑组成。测试前, 使用B& K声级校准器对传声器进行声学校准。

1.2 基于声品质主观评价的车内异响噪声分析

截取各工况5 s的噪声样本, 采用等级评分法对各工况车内噪声声品质进行主观烦躁度等级评价实验, 其评分标准参考国际常用的噪声评价刻度^{[5, 6]}, 如表1所示。并结合车内声品质主观评价客观量化模型的权重分析结果^{[7, 8]}, 计算双耳的声品质客观心理声学参量中的响度、尖锐度和粗糙度, 结果如表2。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 国际通用噪声主观烦躁度等级评价刻度 Table 1 International subjective evaluation grade scale of sound quality 级别 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 意见 不能接受 能不能接受的过渡 可以接受 接受对象 所有顾客 绝大多数顾客 比较挑剔的顾客 受过培训的人员

表1 国际通用噪声主观烦躁度等级评价刻度 Table 1 International subjective evaluation grade scale of sound quality

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 副驾驶员客观心理声学参数和声品质主观评价结果 Table 2 Passenger of parameters values of subjective and objective 怠速 40 km/h 50 km/h 60 km/h 70 km/h 80 km/h 90 km/h 加速 A声级/dB(A) 左耳 61.7 67.3 69.7 72.5 74.7 76.1 77.5 78.2 右耳 62.1 68.0 70.3 73.1 75.0 76.6 78.6 79 响度/Sone 左耳 16.5 24.3 32.4 39.3 44.7 45.5 48.3 50.3 右耳 17.4 25.8 33.4 40.7 45.9 46.1 49.9 51.5 尖锐度/acum 左耳 0.95 0.92 1.01 0.96 0.96 1.00 1.16 1.12 右耳 0.98 1.05 1.07 1.06 1.06 1.09 1.21 1.19 粗糙度/asper 左耳 0.823 0.85 2.38 2.75 3.16 3.25 3.44 3.23 右耳 0.985 0.985 2.52 2.98 3.28 3.30 3.57 3.4 主观烦躁度等级 7.43 7.16 6.46 5.45 5.13 5.15 5.21 5.07

表2 副驾驶员客观心理声学参数和声品质主观评价结果 Table 2 Passenger of parameters values of subjective and objective

通常声压级每增加3 dB, 噪声的能量增加1倍; 声压级每增加10 dB, 人的主观感觉响度提高1倍^[9]。结果显示, 随着车速的增加, 双耳的声压级线性增加, 但是声品质客观心理声学参数没有按同样规律变化。主观评分也没有呈线性降低。主要问题集中在70 km/h工况, 虽然A计权声压级不是最高, 但其主观评分在各工况中最低, 其响度和粗糙度值与80 km/h工况基本相同, 左耳和右耳响度差值仅为1.2 Sone。70 km/h主观感受反映为车内低频轰鸣声较严重, 驾驶室内噪声让人烦躁并感觉车辆某处存在故障。综合以上分析, 确定车内“ 异响” 发生在70 km/h工况, 其车内低频噪声问题较为突出, 并且驾驶室内的低频噪声分布异常。

1.3 基于本文方法的车内噪声异响分析

对车内噪声的评价, 国内标准都采用A计权声压级作为评价参数。A计权是以等响曲线中40方(phon)曲线的倒置来近似模拟人耳对噪声的响度级感受, 缺点是对噪声低频成分衰减较大^[4]。采集70 km/h工况下驾驶室内各测点的噪声1/3倍频程线性声压级、A计权声压级和特征响度进行比较分析。

图3对比了70 km/h工况下3个测点的1/3倍频程线性声压级与A计权声压级的频谱图。如图3(a)所示, 车内噪声空间分布不均匀, 各测点主要在以中心频率为50、63和80 Hz的3个频带存在较大差异。车内能量噪声主要集中在低频的22~36 Hz和56~71 Hz频带。各测点噪声的中高频成分相对于分布和所占的比例相对较小。如图3(b)所示, A计权声压级则反映噪声能量范围集中于50~70 Hz和230~260 Hz频段, 3个测点的峰值分布于58、236和259 Hz。对比1/3倍频程线性声压级和A计权声压级分析结果, 可看出A计权声压级结果对于低频段(22~36 Hz)衰减较大, 直接导致中频段噪声(230~260 Hz)反而较为突出。以此评价参量为指导结果, 不仅不能辨识车内“ 异响” 而且与主观评价值存在误差, 产生错误的结论。

图3

Fig.3

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	图3 驾驶室内噪声频谱Fig.3 Frequency characteristics of commercial vehicle cab

引入特征响度, 对噪声特性进一步分析。响度充分考虑频率的掩蔽效应, 反应耳朵听觉系统的这种频率选择敏感性, 采用单位为Bark的临界带宽和频率选择斜率来说明听觉系统这种特点, 临界带宽与中心频率存在如下的关系:

z=13arctan(0.76f/1000)+3.5arctan(f/7500)21

式中:f为频率; z为临界频带带宽。

如图4所示, 70 km/h工况驾驶室副驾驶员左右耳响度分布差异较小, 其中左右耳的特征响度在0~1 Bark内相差最大, 为0.4 Sone。总体噪声的响度能量主要分布于0~1.5 Bark(20~130 Hz)范围内, 占响度总值的22%, 尤其在0~1 Bark(20~89 Hz)尤为突出。在1 Bark之后, 响度大幅度递减, 4 Bark以后趋于稳定。0~1 Bark响度值相对于3~4 Bark(224~355 Hz)高出3倍。综上判断, 低频噪声能量过高, 对中高频噪声产生掩蔽效应, 造成响度和粗糙度较大, 主观烦躁度评价较低, 因此产生异常噪声。综合1/3倍频程线性声压级分析结果确定:对于驾驶室内异常噪声, 所要关注的频率应该集中于22~36 Hz和56~90 Hz频段。

图4

Fig.4

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	图4 副驾驶员左右耳70 km/h特征响度Fig.4 Passenger of feature loudness for 70 km/h

图5显示加速噪声的频谱Contour图, 加速过程中副驾驶员左耳A计权声压级在38~90 Hz频段呈现一条明显的随速度变化的频率峰值曲线。当运行到70 km/h工况时, 峰值频率在58 Hz, 与振动激励的峰值频率相同, 同时也是特征响度0~1 Bark所对应的频率范围。由于实验路面平整及重型商用车的二级减震系统结构, 可以确定驾驶室振动激励源来自于动力总成的振动。综上分析确定:70 km/h工况的异常噪声主要来源于动力总成随车速变化产生的振动激励, 其频率曲线经过驾驶室结构系统固有模态区时, 激发车体系统与车内声腔在该频段产生耦合共振, 显著增加车体的某些结构振动和声辐射能量, 并在驾驶室内产生特殊的噪声声压级分布和响度分布, 其令人烦躁的低频成分大幅度增加, 掩蔽了其他频率成分。产生驾驶室内异响的具体原因需要对驾驶室的声振传递特性与结构激励的关系和驾驶室内噪声分布, 即声压级和响度分布做进一步分析。

图5

Fig.5

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	图5 副驾驶员加速噪声的频谱Contour图Fig.5 Passenger of acceleration noise for Contour picture

采用虚拟传递路径分析方法(VTPA), 对驾驶室的声振传递特性进行研究。VTPA方法是一种考虑了驾驶室结构与内部空腔直接相互耦合作用的有限元建模方法, 它采用仿真计算, 基于声-固耦合理论计算中低频噪声的声振传递函数^{[10, 11]}(NTF)。VTPA建立方程如下所示:

KS-ω2MSCtCKF-ω2MFup=FSFA2

式中:K_S与M_S分别表示结构的刚度矩阵与质量矩阵; K_F与M_F分别表示车内声腔(空气流体)的刚度与质量矩阵; C表示结构与声腔的耦合作用矩阵; F_S与F_A分别表示结构与声腔所受的载荷; u表示结构上节点的位移向量; p表示声腔上节点声压向量。

当在声-固耦合模型上各个联接点施加单位激励时, 计算得到车内目标点的声压响应即可得到联接点在每个方向到车内目标点的噪声传递函数。建立的声-固耦合模型所选取的激励点如图2所示, 一共有6个点, 18条传递路径, 车内的响应点为副驾驶员左右耳两个目标点, 可以得到激励点到响应点的传递函数矩阵如式(3)所示:

式中: F~NE表示在第N条路径上的激励; X~MN表示在第N条路径上施加激励 F~NE时第M个目标点上的响应。

虚拟传递路径分析模型的激励可以通过实验测量得到, 通过计算获得, 本文取试验激励, 则每个目标点的响应可通过方程(4)表示如下:

将70 km/h工况测得的激励力作为模型的输入, 副驾驶员双耳声压作为输出, 计算18条传递路径的传递函数及各传递路径的贡献量。通过上文分析, 驾驶室内异常噪声主要受22~36 Hz和56~90 Hz两个频段影响。如图6所示, 计算20~90 Hz频段噪声在各传递路径的声压级总贡献量, 声压级较大的3条传递路径依次是:右前悬置Z方向(FL_Damp:+Z)、后左悬置Y方向(RL:+Y)和前左阻尼器Z方向(FL_Damp:+Z)。

图6

Fig.6

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	图6 20~90 Hz各条路径的声压级贡献量Fig.6 Transfer function contribution of sound pressure level for 20-90 Hz

驾驶室的低频结构噪声主要源于驾驶室板材与驾驶室内空腔的耦合振动, 其激励源是动力总成的结构振动, 图7为提取的贡献量最大路径的传递函数和结构激励。58 Hz处传递函数的峰值频率与激励的峰值频率重合, 也正好与位于异常噪声58 Hz处的A计权声压级峰值重合。上述分析可以确定结构与驾驶室内声腔共振是在56~90 Hz频段上产生较大的噪声的原因。而激励力在24 Hz和48 Hz附近也存在峰值, 在25 Hz附近尤为突出, 且位于异常噪声的22~36 Hz频段上, 则可推断出此处产生异常噪声的原因是由于动力总成振动产生的激励过大。综上分析, 车内“ 异响” 主要是右前悬置Z方向、后左悬置Y方向和前左阻尼器Z方向在22~36 Hz激励力较大, 以及58 Hz附近的结构与声腔共振两个原因, 从而导致驾驶室内产生特殊的噪声分布。

图7

Fig.7

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	图7 传递函数和连接处的激励Fig.7 Mount for transfer function and excitation

采用70 km/h工况的激励力, 基于结构模态的有限元声-固耦合模型, 计算驾驶室异响噪声的声压级和响度分布, 分析驾驶室内异常噪声形成原因。

声压级峰值频率为58 Hz, 其在20~90 Hz的声压分布具有代表性, 如图8所示。可以确定噪声能量主要来源于驾驶室前底板以及门板和左右后围板的下半部分与驾驶室声腔的耦合振动。图9和图10分别显示驾驶室副驾驶员双耳位置58 Hz的声压级和0~1 Bark响度的X方向场点分布图。

图8

Fig.8

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	图8 58 Hz驾驶室内声-固耦合振动的声压分布Fig.8 Sound pressures distribution of cab resonance coupling for 58 Hz

图9

Fig.9

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	图9 58 Hz驾驶室内X方向声压分布Fig.9 Field point sound pressures distribution in X direction of cab for 58 Hz

图10

Fig.10

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	图10 0~1 Bark驾驶室内X方向响度分布Fig.10 Field point loudness distribution of in X direction cab for 0-1 Bark

驾驶室内的声压呈线性分布, 规律基本上表现为车内底部横向两侧大、中间小的状态。声腔靠近驾驶室底板和门板底部位置的声压最高, 并向驾驶室中上部辐射, 逐渐呈线性衰减, 中部最小。而驾驶室内的响度呈非线性分布规律。具体表现为底部两侧大, 在中间副驾驶员左耳位置区域衰减中断, 局部区域内响度值不变。原因是0~1 Bark内, 22~36 Hz和56~90 Hz两个频段产生的响度值在该区域对其他频段的响度产生掩蔽效应, 使局部范围内响度衰减较小, 造成了我们所听到的低频异常噪声, 通过场点分布判断其主要源于副驾驶员侧底板和门板底侧。综上所述, 可以通过以下方法控制驾驶室“ 异响” :优化悬置系统的阻尼单元, 增加其对22~36 Hz激励力的衰减性能; 对副驾驶员侧前底板和门板底侧增加自由阻尼优化, 降低该区域的壁板的噪声辐射。

(1)针对驾驶室内的异常噪声, 结合主观判定方法, 引入客观心理声学参量中的响度、粗糙度和尖锐度, 对车内噪声信号进行频谱分析。可以弥补A计权声压级低频噪声衰减大以及忽略掩蔽效应的缺点。准确地确定驾驶室内异常噪声源于22~36 Hz和56~90 Hz频段。

(2)结合驾驶室激励与传递函数分析, 确定驾驶室内异常噪声在22~36 Hz频段内源于25 Hz结构激励力过大; 异常噪声在56~90 Hz频段内则由于驾驶室结构、声腔与激励力在58 Hz的耦合共振。

(3)驾驶室内声压分布表现为底部两侧大、中间小的状态。而由于响度具有掩蔽效应, 驾驶室内响度分布表现为底部两侧大, 中间区域不随声音能量的传播线性衰减, 而是呈现响度值不变的特点。则车内“ 异响” 分布产生的主要原因是25 Hz结构激励力峰值和副驾驶员侧前底板和门板底部在58 Hz的耦合共振。

(4)结合以上分析, 可以通过改善驾驶室悬置系统中右前悬置Z方向、后左悬置Y方向和前左阻尼器Z方向弹性阻尼元件的隔振性能, 增加对动力总成振动激励在22~36 Hz的幅值的衰减效果。或者对驾驶室右侧前地板和门板添加自由阻尼约束, 来改变驾驶室声腔的边界条件, 避开58 Hz的结构共振, 能根本上解决70 km/h工况下的异常噪声。