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应用隔声罩降低汽车噪声的研究
占秫工业大学単德福李泽顾品锜
〔冥〕本文对动态情况下轻型隔声军的隔声性能做了某些理论探讨,推导了相应的插入
损失公式,并在实验室内进行了模拟实验,其结果与理论推导基本吻合。
文中应用相干分析技术确定了BJ121A型汽车的主噪声源,设计并加工了局部隔声和隧道式隔声
,结果使其车外加速噪声有所降低。
隔声罩在噪声控制工程中得到广泛应用,然而,要将其应用于动态场合(例如应用于机
动车辆),不论从理论上或实践中均不多见。一般认为,如隔声罩与振体直接相联,其隔声
性能显著变坏〔1),但用在机动车辆上,二者又必须相联。因而从理论上探讨其隔声性能,须
测其插入损失,研究隔声罩在动态场合下降噪效果变坏的影响因素是非常必要的。
动态隔声罩的插入损失
在动态隔声罩内部的混响声场中,有声源发出的声波;有罩壁向内反射的声波和由于罩
壁振动而向内辐射的声波。罩内总的声功率W为:W=Wr+Wr
式中;WI,W分别为罩内声源辐射的声功率及罩壁向内辐射的声功率。
内所罩机器的声功率Wr可用工程法确定,而Wェ为:Wr=pc〈U2〉Ar
(2)
式中;pc为介质的特性阻抗y〈U2)为罩壁振动的时间空间平均速度的均方值;A为振动表面
面积r为辐射系数,可根据简化后的支承条件确定〔2)
g(B)+A6-g2()
f<
f>fc
式中
f<
6=(f/e)さ
g1(β)=
8(1-82)
(4)
f>
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菰器
试验做了冇缝隙和全仝封闭两种,在这
ATR-30C
CF200-4
两种试验中,又分别做了(1)罩内只有
噪声
超低炳功率放大器
声罩
噪声;(2)只有振动;(:)噪声与振动
)振动激励分
共同作用;(14)内部为频带噪声与振动
共同作用四种工况。另外在以上四种试验
SR「中又分别做了:(!)简单隔声罩(内
B显器
F5853
加速度传器
外均未采取任何措施);(2)内壁贴有
电荷放大器
R-BcT泡沫製料,(3)外壁有川强筋:(1)内
磁带杌
(b振动信号拾取
石泡沭塑料、外有加强筋四种工.况的试
记永的振動信号用CF-920做了数据
白噪声
频带螺声
功字放大器
n9R-「处理,并利用前推导的公式进行了让
算,所得理论预测值与实测值基本吻合。
)d源部分
例如金封闭简单隔声罩,冇噪声和振动共
可作用时,插入损失的理论预测值为
SR38A
CE-TI
ND2
9B(A)而实测值为14,5dB(A)
、:传声器
精密声级计
MFR-30C
从实验结果看,小型隔声罩内的混响
很严重,使噪声级增加10~15dB(A)左
(aの声信長拾取
右。当在罩内加装吸声材料时,降噪效果
1测系统
明显,特别是对高频噪声;在壁裝加强
筋可降低低频噪声,大约可降4~5dB(A)。两项揩施并用,可再降10IB(1)左右。实验
中也发现,当激振频率接近罩壁板件的共振频率时,会使罩内噪声加大。
在动态情况下,-值很大程度上取决于罩壁振动辐射出去的声功率Wm。因此设计时除
应注意密封、对中高频噪声罩內最好加吸声材料外,还应尽量祓少俊给罩騂的振动能过,例
如再设置一级减振及加强罩壁的刚度等。
、BJ121A型汽车的噪声源测试与分析
为了探索隔声罩在降低汽车噪声中的作用,我们在北京汽广生产的B「121A型车上做
了试验。试验是在市郊民用机场跑道上进行的,车速通过!本小野测器生产的SMI71轮仪
及配套的SV531显示器控制。该车原始状况的车外加速噪声和滑行噪声的測试结果如表1所
表1加速噪声和滑行噪声
?」速(km/h)车外加速噪dB(A)滑行噪:dJB(A)
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从测试结果看,该车在二档加速时车外噪声超过国际3.5dB(A)。同时还可以看出
该档滑行噪声比加速噪声小15。5dB(A),因而该档的滑行噪声可以忽略不计。
为确定该车的主噪声源,采用了相于分析的方法〔4。经过近场测试。选择了三输入单输
出模型。三输入为排气噪声、发动机表面辐射噪声和风扇噪声,单输出为7.5m处的环境噪
声。测试信号用MR一30C磁带机记录,通过CF-920数据处理机进行频谱分析和常相于分
析,用PS-85计算机进行了重相干和偏相千分析,从而可以正确地判断各噪声源的贡献大
小
从图2可以看出,环境噪声的主要能量都集中在中、低频,且主要峰值均与排气噪声、风
扇噪声和发动机辐射噪声的最高峰值频率相对应。因而可看出,环境测点噪声充分包含了几
个对环境噪声贡献最大的噪声源。
1119(27512
9.8866142,52
iBJ「1u.x.17
的
br
(JB)
11,(132.I)
950(1425H2
5k H2
93.5(75H7)
5,3(137,511)
82.3(3002
NAMAM
d
(a)发动机表面辐射噪声(输入1)
(a)输出/输入1
(b)风扇噪声(输入2)
(b)输出/输入2
(c)排气噪声(输入3)
c)输出/输入3
(d)环境噪声(输出)
图2输入和输出谐
图3环境噪声与各输入间的常相干函数
由图2(C)看出,排气噪声是低频噪声,并以管道气柱共振噪声和排气基频噪声为最
大,经计算可知75HZ处的峰值就是由管道气柱共振引起的,与发动机转速无关。发动机的
燃烧基频为
4125×4
137、5(H2
60T
60X2
式中n为发动机转速,Z为气缸数,τ为行程系数。
风扇噪声主要由旋转噪声和涡流噪声组成,其最高峰值频率300日z是风扇旋转噪声的綦
频
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