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 the vehicle compartment acoustic sound field in the cavity, the use of the structure and dynamic sound field analysis of the dynamic characteristics of the body structure, the acoustic characteristics of the vehicle compartment cavities were sound field the study. On this basis, the analysis of the acoustic excitation solid coupling system in the outside world under the acoustic response. It describes the principle and application of passive noise control car on the low-frequency noise. And determine the effect of active noise control determinants and development process in the car noise control applications, and pointed out that current research problems to be resolved and future research directions.

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

0 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：

R

S

A

C I

I

I

I+

+

=

式中，C I——车内噪声总声强；

A

I——传入车内的空气声声强；

D

T

A I

I

I+

=

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 c

p 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

K

c =；

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

22t

u n p n

??-=??ρ ② 式中，n 交界面的法线方向；2

2t 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=??n

p

③ 如果固定界面为非完全反射面，则有

t

u 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=??n

p

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

m

m

m

m

L

m

A S

R

jkR

V

jkd

P?

-

=∑

=

)

exp(

2

1

1

π

⑦

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；m

S

?——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m

V,相应的位移

与力之间的传递函数为mi

H,则有如下关系

i

mi

m F

jkH

V=⑧

将式⑧代入式⑦中并两边同除i F,

m

m

m

L

m

mi

i

m

m

m

i

mi

L

m

i

A

Ai

S

R

jkR

H

d

k

F

S

R

jkR

F

jkH

jkd

F

P

H

?

-

-

?

-

-

=

=

∑

∑

=

=

)

exp(

2

/

)

exp(

)

(

2

1

/

1

2

1

π

π

⑨

根据结构试验模态分析理论，有

∑∞

=-

+

-

=

1

*

}

)

(

)

(

{

*

*

*

r r

r

ir

mr

r

r

ir

mr

mi

p

jk

u

u

u

p

jk

a

u

u

H⑩

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 r

r

ir

mr

r

r

ir

mr

Ai

p

jk

u

u

u

p

jk

a

u

u

d

k

H

π

其中∑

=

?

=

L

m

m

m

m

mr

Ar R

jkR

S

u

u

1

/)

exp(

∑

=

?

=

L

m

m

m

m

mr

Ar

R

jkR

S

u

u

1

*

*

/)

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

t

i

W

W

TL lg

10

=

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o

TL可按以下近似计算

5.

47

lg

20-

=mf

TL 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限制，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

R

F

R

x

E

E

E

E

-

=

=1

α

式中，F

E

Ex、

、

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限制, 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

[1]靳晓雄, 张立军.汽车噪声的预测和控制[M] .上海:同济大学出版社, 2004.

[2]戴英彪,李岳林,袁凯. 汽车NVH传递路径分析法

探讨[J]. 公路与汽运,2010,02:4-7.

[3]蔡千华. 汽车室内噪声控制技术[J]. 世界汽

车,1994,02:14-17.

[4]郭学东,饶雄. 汽车车内噪声分析及控制技术的发展[J]. 农业装备与车辆工程,2007,12:9-10. [5]曹友强. 基于机敏约束阻尼的车身结构振动噪声控制研究[D].重庆大学,2011.

[6]朱才朝,秦大同,李润方. 车身结构振动与车内噪声声场耦合分析与控制[J]. 机械工程

报,2002,08:54-58.

[7]王晓军. 汽车车内噪声与车身密封性的关系探讨[J]. 北京汽车,2011,02:30-32+35.

[8]李传兵,李克强. 车内噪声控制中的结构-声场耦合模态分析方法[J]. 振动工程学

报,2002,03:99-102.

[9]左言言,张焱,刘海波. 车室内部声场的声——振耦合分析[A]. 中国力学学会、中国振动工程学会、中国航空学会、中国机械工程学会、中国宇航学会.第九届全国振动理论及应用学术会议论文集[C].中国力学学会、中国振动工程学会、中国航空学会、中国机械工程学会、中国宇航学会:,2007:5. [10]薛昊强. 汽车车身壁板振动对乘坐室内噪声的声学贡献度分析研究[D].长安大学,2015.

[11]宋现东,刘俊. 车内噪声控制措施初探[J]. 客车技术与研究,2004,01:17-19.

[12]张立军,靳晓雄,余卓平,周鋐. 轿车车内噪声控制方法研究[J]. 汽车工程,2002,01:15-19.

[13]朱才朝,秦大同,李润方. 车身结构振动与车内噪声声场耦合分析与控制[J]. 机械工程学

报,2002,08:54-58.

[14]常振臣,王登峰,周淑辉,郭骁. 车内噪声控制技术研究现状及展望[J]. 吉林工业大学学报(工学版),2002,04:86-90.

[15] T .J .Roggenkamp , M .S .Kompella and

R.J .Bernhard .Developmentof Experimentally Based Structural/Acoustic Automobile TireNoise Models .Proceedings of Noise-Con 94 ,

pp .111-116 , 1994.

[16] L.J .Oswald .Reduction of diesel engine noise inside a passengercompartments using active adaptive noise control.Proceedings of Internoise'84 , pp.483 -488 , 1984.

[17] Jerome Couche .Active control of automobi le cabin noise with conventionaland advanced speakers :(master thesis).Virginia PolytechnicInstitute and State University, 1999

[18] S .Hasegawa , T.Tabata, A.Kinoshita and

h.Hyodo.The developmentof an active noise cont rol system for automobiles .Society of Automotive Engineers Technical paper 922086, 1992. [19] A .Gonzalez , M.Ferrer , etal.Sound quality of low -frequencyand car engine noises afteractive noisecontrol .Journal of Sound and Vibration,

vol265 (3):663 -679.2003.

[20]ISO 10844: 1994 Acoustics - Specification of Test Tracks for thePurpose ofMeasuring Noise Emitted by Road Vehicles.