某型汽車空氣路徑噪聲貢獻分析

王玉雷，王晨光，徐炳樺，劉杰昌，黃 煜

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州545007；2.上海交通大學 振動、沖擊、噪聲研究所 機械系統與振動國家重點實驗室，上海200240）

汽車內噪聲主要通過結構路徑和空氣路徑傳遞。結構路徑噪聲主要是輪胎不平衡動態力、路面激勵、發動機燃燒、發動機和傳動系統旋轉部件不平衡以及其他部件的相對運動產生的動態力直接或間接傳到車身，引起車身振動，進而通過車身壁板等振動輻射到車內[1–3]。空氣路徑噪聲的傳遞方式中的一種是車外噪聲通過車身縫隙直接傳遞到車內，另一種是透過車身板結構傳遞到車內。從車內噪聲的頻率角度看，低頻噪聲主要是結構聲，而中高頻段主要是空氣聲。但隨著技術的發展，結構路徑噪聲對車內噪聲的貢獻大大減小。雖然空氣路徑噪聲仍然是車內噪聲的主導，但個別頻率的空氣路徑噪聲峰值會對車輛的噪聲品質產生影響。特別地，近年來隨著電動汽車的推廣，結構路徑噪聲最主要的激勵源之一的燃油發動機在電動車內已不復存在研究空氣路徑噪聲的重要性隨之顯現出來。

結構路徑噪聲貢獻的不斷減小，使對空氣路徑噪聲貢獻的研究越來越有意義[4–5]。國內已有人通過聲學矢量法對空氣路徑噪聲貢獻進行了分析[6]，但針對某一具體型號的車輛，采用譜分析的方法分析噪聲貢獻的研究較少。

本文建立了某型汽車從發動機艙、排氣管和輪胎到車內副駕駛人耳的空氣路徑噪聲貢獻分析模型，根據互易原理[7–9]通過實驗測得了噪聲源到目標點的聲聲傳遞函數以及汽車在高速行駛工況下的聲源噪聲，比較了偏相干分析、聲學矢量分析計算噪聲貢獻量的適用情況。最后，結合譜分析理論，計算各個空氣聲源點對車內人耳目標點的噪聲貢獻量，比較在不同工況、不同頻率下各個空氣聲源的貢獻大小，針對降低空氣聲貢獻提出了一些合理化建議。

1 工程問題的提出

汽車內噪聲來源主要由結構路徑和空氣路徑所構成，空氣路徑噪聲貢獻大小雖通常不如結構路徑噪聲貢獻大，但卻反映了汽車的隔聲水平的高低，在個別頻率下較大的空氣路徑噪聲貢獻會影響整車的振動噪聲水平，給乘客帶來不舒適。

在對汽車空氣路徑傳播噪聲進行分析時，需要正確地建立從輸入到輸出的傳遞路徑分析模型，準確測試激勵到響應的傳遞函數，再結合實際運行工況下的激勵信號，對各個空氣路徑的貢獻進行分析，找出對車內噪聲貢獻較大的空氣噪聲路徑。

2 方法

2.1 空氣路徑貢獻分析模型建立

車內副駕駛右耳目標點的噪聲是各個噪聲源共同作用的結果。首先建立空氣路徑聲源到車內目標點的多輸入單輸出模型，如圖1所示。

圖1 空氣路徑噪聲輸入輸出模型

輸入信號x與輸出信號y通過實車試驗得到，傳遞函數h通過在半消聲室內的靜態聲聲傳遞函數實測得到，在實際行駛工況下車內副駕駛右耳的總響應還包括噪聲信號及通過其他路徑傳遞到人耳的響應。

2.2 互易法與傳遞函數計算

互易法的主要思想是：如果系統是被動的和時不變的，振動傳遞不隨激勵點和觀測點的位置變換而變化。也就是說互易原理表示系統在某一方向上的傳遞路徑等于相反方向的傳遞路徑。針對汽車激勵源到目標輸出點的傳遞函數測量，可以將揚聲器布置在輸出目標點上，測量實際目標點到實際激勵點的傳遞函數，這一結果和在各個激勵源分別布置揚聲器測量傳遞函數得到的結果是相同的。用公式表示互易法測量聲學傳遞函數如下

其中：H(ω)i,j是噪聲源j 到目標點i 的傳遞函數，Pi為目標點聲壓，P'j為噪聲源聲壓，Pj為將噪聲激勵源轉移到位置i之后目標點的聲壓，P'i為噪聲激勵源位置為i時的噪聲源聲壓。

計算聲聲傳遞函數前首先對輸入信號和輸出信號進行相干性分析，輸入信號與輸出信號有較強的相干性是傳遞函數計算結果正確且有意義的必要條件。

輸入和輸出點之間的常相干函數用下面的表達式計算

若輸入與輸出的相干函數接近于1，則他們之間的傳遞函數可以用下面的表達式計算

其中：Gxy(f)為互功率譜密度函數，Gxx(f)、Gyy(f)為自功率譜密度函數。

在消聲室環境中，在車內和車外布置傳聲器來測量聲壓級大小，可以得到車身的噪聲降低量，評價汽車隔聲水平，噪聲降低量用NR表示

式中：NRio為噪聲降低量，SPLin為車內聲壓級，SPLout為車外聲壓級。

2.3 傳遞路徑貢獻分析方法

傳遞函數根據互易原理在半消聲室測得，噪聲激勵在實車工況下測得，在得到激勵噪聲和傳遞函數后可以計算每條路徑的貢獻量，根據TPA理論，貢獻量計算有聲學矢量法、偏相干輸出法、重相干輸出法等。

聲學矢量法即為對于單一頻率，由各條路徑在輸出點用矢量合成的方法得出總聲壓，貢獻量等于各個傳遞路徑在輸出點所產生聲壓信號在總聲壓信號向量方向上的投影。各個路徑在目標點產生的聲壓與總聲壓可能同向或反相，貢獻可正可負，這取決于各條路徑聲壓矢量與總聲壓矢量之間的夾角。聲學矢量貢獻表達式為

其中：Pxi為第i條路徑對目標點的噪聲貢獻，Pi為第i條路徑在目標點所產生的聲壓，θi為第i條路徑在目標點所產生聲壓與總聲壓向量之間的夾角。

但是，這種方法適用于各個源相干性較強的情況，對于源之間相干程度低的情況，穩健性較差。對于穩態工況的計算分析，在對頻域信號進行平均后，也不適用這種方法。

偏相干輸出功率譜的計算分析也是解決多輸入單輸出問題的重要方法，例如一個三輸入單輸出系統有以下公式成立

其中：Gyy表示輸出自功率譜，Gnn是噪聲輸出譜，記號?1?2?…表示排除x1,x2,…引起的部分為源2 的偏相干輸出譜為源3 的偏相干輸出譜。

目標點自功率譜等于重相干輸出功率譜與噪聲輸出譜之和，也等于各個源的偏相干輸出譜與噪聲輸出譜之和。

應當注意的是，各個源的順序選擇對偏相干輸出功率譜的計算與結果的解釋影響很大，且偏相干輸出功率法得不出每個輸入造成的輸出比例。

針對每一條路徑對輸出的貢獻計算在輸入信號混疊較嚴重時可以采用偏相干輸出功率譜的方法，同時要反復更換各個源的順序，比較計算結果的不同，計算源之間的相干性，確定各條路徑的貢獻大小，這種方法在輸入信號獨立性強的情況下意義不大。

車內人耳處噪聲由空氣路徑所引起的部分可以通過計算重相干輸出功率譜的方法確定。輸出y與所有產生y 的輸入xi之間的重相干函數定義為預計的理想線性輸出譜Gvv與總測量輸出譜Gyy之比，于是

式中：Gnn是噪聲輸出譜，則有重相干函數表達式

其中，記號y:x表示y因x1,x2,…引起的部分，為重相干函數。

將重相干函數與輸出譜相乘得到重相干輸出功率譜

重相干輸出功率譜的物理意義是在總的輸出功率譜中，由已知輸入引起的輸出功率譜部分。

在各個輸入信號獨立性較強的情況下，各個空氣路徑聲源對車內噪聲點的貢獻由下式確定

其中：Gxixi為第i 個輸入通道的自功率譜，Hxiy為第i個輸入通道與輸出y 之間的傳遞函數，由半消聲室實驗測得，contrixi為第i個輸入通道的貢獻功率譜。

通過奇異值分解可以確定輸入信號中獨立源的個數，奇異值的大小作為信號能量的量度，信號能量高則認為有較大獨立成分，可以對輸入信號做奇異值分解判斷其獨立性。

奇異值矩陣Λ中對角線上非零元素的個數等于獨立信號源的個數，由于實際測量時干擾和誤差的存在，奇異值為零的情況很少出現，可以根據奇異值的截斷誤差來確定獨立信號源個數，一般從最大奇異值向下截取20 dB，所包含的奇異值個數認為是獨立信號個數。

3 實驗測量

3.1 聲學傳遞函數測量

聲學傳遞函數測試在半消聲室中進行，由布置在車內靠近副駕駛車窗側人耳的揚聲器發出正弦掃頻信號，有效頻率范圍為200 Hz～20 00 Hz，布置在副駕駛人耳位置的麥克風與布置在發動機艙、輪胎和排氣管附近的麥克風接收這一聲信號。測試時保持車輛定置，車窗車門關閉，記錄車內目標點與發動機艙、排氣管和輪胎位置的聲信號。車內揚聲器與車外麥克風的布置如圖2所示。

3.2 實車工況噪聲激勵測量

要確定空氣路徑噪聲對車內噪聲的貢獻量，還需要測量在實際行駛工況下各個空氣聲源的實際激勵輸入。在車內副駕駛右耳位置布置一個傳聲器測量目標點噪聲信號，在發動機艙、排氣管和四個車輪位置各布置一個傳聲器測量空氣路徑聲源激勵信號。在傳聲器校準完成后，安裝上防風球。測試工況為5檔80 km/h和100 km/h，速度達到要求并穩定后，開始記錄數據，每組數據要求持續時間在15 秒以上。

圖2 車內揚聲器與車外麥克風的布置

實驗結束后，從最終數據中選擇測試時運行較平穩的一組或幾組數據進行分析，雖然60 mm 直徑防風球在高速來流下可以有效降低風噪聲干擾[10]，但是氣流拍打傳聲器振膜還是會對測量結果產生一定影響，為此，結合文獻中高速氣流下風噪聲數據對車外的噪聲測量結果進行了修正。由于輸入點到輸出點的傳遞函數只有在200 Hz～2 000 Hz才是可采信的，下面的貢獻分析頻率范圍均為200 Hz～2 000 Hz。

4 結果和討論

4.1 傳遞函數測試結果

部分空氣路徑輸入點到目標點的常相干函數和傳遞函數計算結果分別如圖3、圖4所示。

圖3 車外各個測點與車內目標點相干函數

觀察目標點與各個輸入點之間的相干函數可以發現，在揚聲器發聲的有效頻段內，輸入和輸出點的相干性接近于1，相干性極好，說明傳遞函數的測試結果是可以采信的，但是在圖中某些頻率處，相干函數較低，這些頻率處對應的輸入與輸出之間傳遞函數是不可采用的。

圖7所示傳遞函數根據互易原理確定為空氣路徑噪聲源到車內目標點的傳遞函數。

圖4 空氣聲傳遞函數幅值

該型汽車部分位置的噪聲降低量如圖5 所示。可以發現，頻率越高，車身的隔聲效果越好。

圖5 各個聲源到車內噪聲降低量

4.2 輸入信號獨立性分析

采用奇異值分解方法判斷所有輸入信號獨立成分個數，結果如圖6所示。

圖6 輸入信號奇異值分解結果

最大奇異值與最小奇異值之差在20 dB 內共包含6個信號，同輸入信號數目一致，可以認為輸入信號獨立性較好，不存在較強的混疊現象。因此下面采用重相干輸出功率譜的方法計算總的空氣路徑聲貢獻量。

4.3 空氣路徑噪聲對車內噪聲的貢獻分析

在100 km/h 和80 km/h 工況下汽車運行的重相干輸出功率譜和各個空氣聲傳遞路徑的貢獻如圖7至圖10所示。

圖7 空氣路徑聲重相干貢獻譜（100 km/h）

圖8 各個空氣聲路徑貢獻譜（100 km/h）

圖9 空氣路徑聲重相干貢獻譜（80 km/h）

從圖7和圖9中可以發現，空氣路徑噪聲對于車內噪聲貢獻較小，但在個別頻率下仍會對車內噪聲產生較大影響。無論100 km/h 還是80 km/h，在250 Hz～260 Hz范圍內車內噪聲都存在明顯峰值，這正對應輪胎的空腔共振頻率。空腔共振噪聲是由從路面輸入激勵使輪胎和車輪構成的超低壓空腔聲響系統共振而產生。

對于主要峰值頻率為254 Hz 的空氣路徑噪聲貢獻作單獨分析，結果如圖11所示。

圖10 各個空氣聲路徑貢獻譜（80 km/h）

圖11 頻率為254 Hz時空氣路徑聲貢獻（100 km/h）

右前輪貢獻最大，左前輪其次，其他位置空氣聲貢獻較小，距離目標點更近的聲源位置對輸出響應的貢獻更大。

在100 km/h 工況下，在298 Hz、323 Hz 和348 Hz 處都出現了較大峰值，在298 Hz 處，空氣聲的貢獻量相對其他頻率處較大，在這一頻率下對各個空氣路徑聲的貢獻進行了分析，結果如圖12所示。

圖12 頻率為298 Hz時空氣路徑聲貢獻（100 km/h）

在這一頻率下左前輪與右前輪貢獻最大，輪胎的空氣聲路徑貢獻大于發動機艙和排氣管的空氣聲貢獻。觀察全頻段貢獻譜圖可以發現無論哪一組工況，左前輪與右前輪的貢獻在絕大多數頻率下是最大的，在80 km/h 勻速工況下，左右前輪與其他空氣路徑聲源的貢獻的差距會縮小。

汽車行駛過程中測得的數據顯示后輪相對前輪噪聲更大一些，但是由于傳遞路徑較遠，傳遞函數偏小，導致對副駕駛右耳目標點的噪聲貢獻沒有前輪的貢獻大，這又證明了傳遞函數對空氣聲貢獻影響較大，對車輛進行整改時建議減少前輪位置車身的孔隙。

并不是所有頻率下輪胎噪聲的貢獻都大于其他位置的空氣路徑聲貢獻，從圖8和圖10中可以發現，2 種工況下頻率在800 Hz 時，發動機艙空氣聲貢獻均較大，以100 km/h 工況為例，對800 Hz 下噪聲貢獻進行分析，結果如圖13 所示，這一頻率下發動機艙貢獻明顯大于其他空氣聲路徑，應予以關注。

圖13 頻率為800 Hz時空氣路徑聲貢獻（100 km/h）

5 結語

本文針對某型汽車發動機艙、排氣管和輪胎的空氣路徑噪聲貢獻進行了研究分析。通過研究發現，在以較高速度勻速行駛的條件下，空氣路徑噪聲貢獻處于次要地位，空氣聲的貢獻相對車內實際噪聲要小10 dB～20 dB，隨著車速的增大，空氣聲對車內噪聲貢獻的比例逐漸增大。尤其在高頻下空氣聲的貢獻甚至要超過結構聲的貢獻，但是在1 000 Hz以下的低頻區域仍以結構路徑貢獻為主。

這一車型應用時較少在100 km/h以上的速度下行駛，對空氣聲改進的優先級在結構聲之后，但對于空氣聲貢獻較大的單頻應作重點分析。在絕大多數頻率下，左右前輪對車內目標點的噪聲貢獻要大于其他位置空氣聲貢獻，整體看來，距離目標越近的空氣聲源位置對目標點的噪聲貢獻越大。