鄭君峰 王強

（康明斯（中國）投資有限公司）

降低輕型客車車內(nèi)噪聲的研究

鄭君峰 王強

（康明斯（中國）投資有限公司）

為了解決某自主研發(fā)的輕型客車車內(nèi)異響且噪聲大等問題，通過頻譜分析、頻響函數(shù)等噪聲振動分析方法進行了噪聲源識別,發(fā)現(xiàn)其發(fā)動機的進氣噪聲和車身低頻結(jié)構(gòu)聲是噪聲的主要來源。針對進氣噪聲，設(shè)計了合適的1/4波長管，消除了共振頻率噪聲成分；針對結(jié)構(gòu)噪聲，調(diào)整了怠速轉(zhuǎn)速，避開結(jié)構(gòu)共振，從而降低了低頻結(jié)構(gòu)聲。改進后實車驗證表明，車內(nèi)噪聲聲壓級大幅降低,異響消除,聲品質(zhì)得到了顯著改善。

以某自主開發(fā)的輕型客車為例，針對存在的振動噪聲問題進行了系統(tǒng)的測試和分析，研究了噪聲源識別和各主要噪聲源對整車噪聲的影響。根據(jù)研究結(jié)果采取了減振降噪措施，取得了理想效果。

1 整車振動噪聲測試

汽車的噪聲主要來源于發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、輪胎、車身和汽車附件等。這些噪聲源互相關(guān)聯(lián)、互相影響，因此需要根據(jù)具體問題，設(shè)計相應(yīng)的試驗進行診斷和識別。某自主開發(fā)的輕型客車存在車內(nèi)噪聲問題，所以首先需要進行噪聲源識別，確定車內(nèi)噪聲的主要來源、噪聲源引起噪聲的機理及其傳遞路徑。噪聲源識別的第一步,就是對車內(nèi)噪聲進行主觀評價[1]。

噪聲測試在平直道路上進行，變速器分別掛空擋和3擋，油門全開，發(fā)動機轉(zhuǎn)速從低怠速到3 600 r/min。主觀感覺低怠速時車內(nèi)振動較大，有耳膜壓迫感；加速過程中聲音的線性度不好，進氣噪聲很明顯，且存在“突突”的車內(nèi)異常噪聲。進行主觀評價的同時采集了車內(nèi)噪聲，測試了駕駛員、中排乘客和后排乘客耳旁的噪聲，并做了頻譜分析。

圖1為怠速時車內(nèi)噪聲的1/3倍頻程圖。從圖1可以看出，怠速時車內(nèi)噪聲高達60 dB（A），主要由500 Hz以下的中低頻噪聲主導(dǎo)，其中低頻（25 Hz，點火頻率）噪聲很大，通常是由于整車隔振效果不好，傳遞較大的振動到車身，導(dǎo)致車內(nèi)結(jié)構(gòu)共鳴所致。圖2是車內(nèi)聲壓級隨轉(zhuǎn)速變化曲線。從圖2中可以看出，駕駛員、中排乘客和后排乘客處的聲壓級整體上看都是隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加而增加，但是局部出現(xiàn)了大的波動，聲壓級突然增加了2～3 dB（A），這個變化足以使人耳感覺到。這與主觀評價的結(jié)果基本一致。進一步從圖3的瀑布圖可以看出，駕駛員耳旁噪聲存在180 Hz和280 Hz兩個明顯的共振頻率帶，后排乘客耳旁噪聲還有150 Hz的共振頻率帶。

結(jié)合圖2和圖3進行分析，可以做如下推測：汽車加速時車內(nèi)噪聲的波動及“突突”異響和幾個共振頻率帶有很大關(guān)系，需要找出對應(yīng)的噪聲源。

由于150 Hz的共振頻率只出現(xiàn)在后排，因此首先懷疑排氣噪聲問題，所以在車外測試了排氣口的噪聲。圖4是原地加速時排氣口噪聲的瀑布圖，從圖4中可以看出，在150 Hz左右有共振頻率，由此可以說明后排對應(yīng)頻率的噪聲來自排氣口輻射噪聲。

然后綜合考慮180 Hz和280 Hz的共振頻率帶和“突突”異響。主觀判斷異響來自進氣口，而該車采用的是氣壓制動系統(tǒng)，提供壓縮空氣的空壓機布置在發(fā)動機氣缸蓋的一側(cè)并與發(fā)動機共用進氣系統(tǒng)。由于空壓機活塞上下運動和發(fā)動機進氣門周期性的開閉，在空壓機進氣管和發(fā)動機進氣管內(nèi)會造成壓力脈動從而輻射噪聲[2]。因此，在整車怠速時切斷空壓機進氣（堵住空壓機進氣口，空壓機空轉(zhuǎn)），分析空壓機進氣噪聲的影響。圖5是怠速時切斷空壓機進氣前、后車內(nèi)噪聲頻譜的對比，從圖5可以看出，切斷空壓機進氣后，對應(yīng)180 Hz和280 Hz頻率附近的聲壓級大幅降低，而且主觀感覺“突突”異響幾乎完全消失。據(jù)此可以判斷180 Hz和280 Hz共振頻率來自空壓機進氣噪聲，同時也是“突突”異響的噪聲源。

至此，已經(jīng)找到了幾個共振頻率及異響的噪聲源，需要進一步研究低頻結(jié)構(gòu)噪聲的問題。設(shè)計了懸置振動試驗，評估動力總成懸置的隔振率；錘擊散熱器總成和排氣管總成，評估安裝狀態(tài)下的模態(tài)頻率。測試結(jié)果表明，動力總成懸置的隔振率都在80%以上，基本滿足輕型客車隔振要求。但圖6所示的散熱器總成1階模態(tài)頻率在25 Hz左右，正好對應(yīng)低怠速750 r/min的2階點火頻率。圖7所示的排氣管總成1階模態(tài)頻率在25Hz左右，也容易與怠速振動耦合，產(chǎn)生共振。為了

驗證這種振動耦合對車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的影響，將怠速轉(zhuǎn)速從750 r/min降到700 r/min，使模態(tài)頻率與怠速點火頻率錯開。從圖8所示的車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲中可以看出，對應(yīng)的25 Hz等結(jié)構(gòu)聲改善明顯，總體聲壓級降低了近3 dB（A），可知振動耦合對車內(nèi)低頻噪聲影響很大，必須改進。

觀察空氣濾清器發(fā)現(xiàn)，長方形的進氣口截面積很大，導(dǎo)致擴張比小，進氣消聲效果不好。為此設(shè)計了一個進氣噪聲隔離試驗，客觀評價進氣噪聲對車內(nèi)噪聲的影響。即用一段長管將進氣噪聲引開，并且空氣濾清器表面覆蓋一層隔音材料。圖9是隔離進氣噪聲后怠速車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲1/3倍頻程對比圖，從中可以看出，進氣噪聲的主要影響范圍為125～400 Hz，隔離進氣噪聲后車內(nèi)噪聲降低了2.5 dB（A），即進氣噪聲對怠速車內(nèi)噪聲的貢獻率接近50%。圖10是隔離進氣噪聲后轉(zhuǎn)速變化時車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲聲壓級對比，同樣可以看出，隔離進氣噪聲后車內(nèi)加速噪聲明顯降低。因此一定要改進空氣濾清器以降低進氣噪聲。

2 減振降噪措施及效果

根據(jù)以上測試和分析結(jié)果，并結(jié)合實際條件，對樣車進行了減振降噪工作。

2.1 進氣消聲特性改進

進氣系統(tǒng)的噪聲主要是指進氣口處的噪聲。該樣車的測試結(jié)果表明進氣噪聲對車內(nèi)噪聲貢獻非常大，而且空壓機的進氣噪聲存在共振頻率，所以需要改進進氣消聲特性。空氣濾清器除了過濾空氣外，另一個重要功能是消除進氣口的噪聲。空氣濾清器相當(dāng)于一個擴張消聲器，其容積大小和尺寸決定了傳遞損失和中心頻率。空氣濾清器的容積一般要求至少達到發(fā)動機容積的3倍以上，才能達到良好的消聲效果[3]?？紤]樣車的安裝空間，選擇了一款容積為21 L的空氣濾清器（是發(fā)動機容積的5倍）。空氣濾清器消聲的另一方面考慮是管道的截面積，管道截面積越小，擴張消聲器擴張比就越大，因此傳遞損失就越大，消聲效果就越好。為此，選擇新空氣濾清器的擴張比是6.5?？諌簷C進氣共振頻率原理是當(dāng)聲波傳到旁支消聲器后，一部分入射波被返回主管形成反射波，一部分入射波繼續(xù)在主管傳播形成投射波。利用消聲器內(nèi)某些頻率的反射波與主管的入射波相位相反，相互抵消，使得入射波的幅值降低[3]。這是一種共振消聲器，通常包括赫爾姆茲消聲器和1/4波長管兩種形式?？紤]到成本和可操作性，決定選擇1/4波長管。

1/4波長管共振頻率為：

式中，c為聲速；L為波長管的長度；r是波長管半徑。

可見影響1/4波長管的因素是長度和截面積，長度決定了傳遞損失的頻率，其截面積與進氣主管的截面積之比決定了傳遞損失的幅值大小[4]。試驗得到需要消除的共振頻率是180 Hz和280 Hz。根據(jù)計算，需要內(nèi)徑為25 mm、長度為490 mm和320 mm的兩根波長管。

2.2 結(jié)構(gòu)振動噪聲改進

結(jié)構(gòu)振動噪聲改進措施包括減少散熱器總成和排氣系統(tǒng)總成隔振軟墊的剛度、降低安裝頻率、與怠速點火頻率錯開等，但考慮到改進成本和軟墊的耐久性，決定采取調(diào)整怠速轉(zhuǎn)速到700 r/min的方式來改善車內(nèi)結(jié)構(gòu)振動噪聲。

2.3 車內(nèi)降噪

前圍鈑金和地板用EVA+PU做隔聲處理，駕駛艙地板用熱熔性阻尼膠進行局部加強。對內(nèi)飾件進行改進，選用隔聲、吸聲效果好的內(nèi)飾材料。

由于排氣系統(tǒng)空間的限制，未考慮加裝二級消聲器來消除排氣共振頻率。

2.4 改進效果

圖11是改進前、后怠速車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲的1/3倍頻程對比，從圖11中可以看出，低頻結(jié)構(gòu)聲和對應(yīng)進氣噪聲的125～400 Hz頻率段噪聲有明顯改善，聲壓級降低了近4 dB（A）。圖12是改進前、后加速車內(nèi)噪聲的聲壓級對比，相比原狀態(tài)，車內(nèi)各點噪聲明顯降低，中間轉(zhuǎn)速區(qū)可降低3～5 dB（A），且主觀感覺進氣噪聲減弱很多。圖13是改進前、后車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲的瀑布圖對比，可以看到1/4波長管有效消弱了共振頻率，達到了預(yù)期效果。

Study on Reducing Interior Noise of Light Bus

Zheng Junfeng,Wang Qiang
（Cummins(China)Investment Co.,Limited）

Unacceptable abnormal and excessive in-cab noise has been found on one self-developed light bus.To identify noise source,noise vibration analysis methods,i.e.frequency spectrum analysis,frequency-response function,etc., are made,which shows that engine intake noise and body low-frequency structural noise are the main noise sources.For intake noise,a 1/4 wavelength pipe is designed to attenuate resonance frequency noise;for structural noise,idle speed is adjusted to avoid structural resonance,thus reducing low frequency structural noise.With those improvement measures,the in-cab noise has been reduced dramatically with abnormal noise eliminated,sound quality is also improved obviously.

Lightbus,Interiornoise,Noisesourceidentification,Resonanceacoustic attenuation,Frequency spectrum analysis

輕型客車 車內(nèi)噪聲 聲源識別 共振消聲 頻譜分析

U467.4+93

A

1000-3703（2015）12-0008-04