基于偏相干分析方法的怠速工況車內噪聲源識別

陳 克,姜少瑋,李孟宇

(沈陽理工大學 汽車與交通學院,沈陽 110159)

對于汽車行業而言,消費者對整車品質的要求嚴苛,除了汽車的經濟性、動力性等,消費者更看重的是駕駛和乘坐舒適性.據統計,汽車故障投訴中有1/3的問題和噪聲、振動與聲振粗糙度(Noise,Vibration,Harshness,NVH)控制有關[1].汽車車內噪聲大小作為影響駕乘人員乘坐舒適性的重要指標,不僅是提高整車品質的關鍵,更是企業核心競爭力的體現[2].因此,有效控制車內噪聲水平勢在必行.

為了有效控制汽車車內噪聲,國內外研究人員針對噪聲源識別問題提出的理論方法可以歸納為傳統噪聲源識別方法、基于信號處理技術的分析方法以及基于可視化技術的聲源識別方法.傳統噪聲源識別方法和基于可視化技術的聲源識別方法，在簡單聲源識別和表面噪聲識別上的應用較廣.當實際應用于汽車這樣一個存在著多個噪聲源且包含多個振動發聲部件、聲固耦合性復雜的系統時,有識別精度低、測試成本高的劣勢；而基于信號處理技術的識別方法，在識別精度、測試手段和普適性上優勢明顯[3-4].

相干分析法識別車內噪聲源屬于數字信號處理類.該方法是以相關理論為基礎,以相干函數為分析工具,本文主要采用偏相干函數，分析頻域內各噪聲源的輸入信號與響應點的輸出信號間的相干系數大小[5].偏相干函數是建立在常相干理論基礎上的[6],可視為特殊的常相關函數，兩者區別于偏相干分析可以在頻域范圍內計算系數中各非獨立輸入對輸出的線性影響系數，而常相干分析在此方面的應用存在局限性[7].在對振動噪聲信號源因果關系判斷正確的前提下進行有序輸入,偏相干分析能剔除其他相關輸入的影響,提高在實際應用中車輛噪聲源識別精確度[8].

本文在分析汽車振動噪聲產生機理的基礎上,進行車內噪聲源測試試驗以及相干性分析技術理論研究,結合譜分析識別出結構-空氣噪聲源,以噪聲源類別判斷為基礎進行信號源因果關系判斷,應用偏相干分析法準確識別引發車內噪聲的噪聲源.

1 測試目標確定及試驗設計

1.1 測試目標分析

行駛中的汽車車內噪聲源主要來自兩方面,分別是汽車自身工作條件方面和汽車外部環境方面,而由汽車外部環境導致的噪聲(如路噪、風噪等)在進行汽車設計生產過程中無法逐一實地考量進而控制.對于汽車自身工作條件所引起的噪聲問題,為避免外部環境對汽車發動機懸置振動的影響,就需要進行汽車在定置怠速工況基礎條件下的車內噪聲源識別研究.基于此,本文所研究的影響定置工況下，車內噪聲的主要噪聲源有:發動機懸置系統、進氣系統、排氣系統以及發動機艙的共振.怠速工況下車內噪聲源按結構路徑和空氣路徑傳播如圖1所示.

圖1 定置怠速工況下車內噪聲源傳播示意圖Fig.1 Schematic diagram of noise source transmission

1.2 車內噪聲源測試試驗設計

對某國產SUV車進行振動與噪聲測試,試驗方法依據GB/T 18697—2002《聲學汽車車內噪聲測量方法》[9]進行.在定置怠速工況下,以發動機懸置被動側的振動加速度、進氣系統噪聲、排氣系統噪聲和發動機艙噪聲作為系統模型中的輸入信號,駕駛員右耳處聲壓信號作為系統輸出信號,一共布置7個振動與噪聲測點,共需13個測試通道.

試驗主要儀器和設備包括:某國產SUV車、32通道LMS振動噪聲數據采集儀、美國PCB三向加速度傳感器、丹麥GRAS傳聲器等,測試對象的振動與噪聲各測點具體布置如圖2所示.圖2中測點1～3安裝三向加速度傳感器,測點4～7安裝傳聲器.

圖2 振動與噪聲測點布置圖Fig.2 Vibration and noise measuring points layout

2 車內噪聲源測試數據分析

基于試驗設計方案以及相干性分析的技術理論,進行試驗數據處理,相干分析的研究是以相關理論為基礎,以相干函數為分析工具,其流程如圖3所示.

2.1 時域數據分析

在測試過程中試驗車輛手剎處于制動狀態,變速器位于空擋,將試驗車輛預熱5 min,待各系統處于平穩運行狀態時開始進行數據采集.在定置怠速800 r/min工況下,采樣時間10 s內測得的車內噪聲源Overall曲線如圖4所示.

上述分析從時域的角度對懸置點振動和空氣噪聲聲壓進行了時域特征分析,但是結構振動和空氣噪聲的能量、幅值的大小，不能反映與車內噪聲的關系,只能反映該時刻下的幅值變化,不能以此確定噪聲源,試驗采集的各測點振動與噪聲數據可以用來轉換到頻域下繼續進行分析.

OA曲線是對整個采樣信號在時域上的線性平均,可以看到在10 s的采樣時間內怠速800 r/min的車內噪聲源輸入端信號處于穩定狀態,符合怠速工況的實際情況,數據采集可靠,整個時段的采樣信號可以作為穩態數據轉換到頻域下繼續進行分析.

圖3 試驗數據處理流程圖Fig.3 Test data processing flow chart

圖4 車內噪聲源Overall Level曲線Fig.4 Interior noise source overall level curve

2.2 相干性分析技術理論

2.2.1多輸入單輸出系統模型

相干性分析中,假設噪聲源之間相互獨立,建立多輸入單輸出系統模型[10],如圖5所示.圖5中:xn(t)為噪聲源輸入信號;Hny(f)為由輸入到輸出的傳遞函數;yn(t)為常參數理想線性系統的輸出;n(t)為偏離線性系統的所有偏差;y(t)為偏離線性系統的所有偏差n(t)與理想輸出yn(t)之和.

圖5 多輸入單輸出系統模型Fig.5 Multi-input and single output system model

常參數理想線性系統中相干函數定義為[7]

(1)

2.2.2偏相干分析計算

偏相干分析由常相干分析的基礎發展而來,能克服常相干函數在應用條件下的限制.在多輸入單輸出系統中,若輸入信號間含有相干成分,偏相干分析可以預先將輸入信號與其他信號的相干因素去掉,運用條件功率譜計算來排除信號源的相干影響,考慮圖5所示模型中n個任意輸入xi(t),(i=1,2,…,n)和一個輸出y(t)的情況,所有這(n+1)個信號均可測.為了方便描述,現規定記錄次序如下:去掉前r個輸入信號,剩下的是后面的(n-r)個輸入和輸出y(t).條件記錄記為

以上每個條件記錄的條件自譜Sii·r!和Syy·r!,條件互譜Siy·r!均可計算,即

其中,最優系統Liy的計算公式為

(6)

若用y(t)=xn+1(t)來代替,則Liy變成Lij,得

(7)

對任意i，有Lii=1；任意j

(8)

(9)

實際車輛工作系統振動與噪聲的傳遞是耦合的、非獨立的[11].偏相干計算引入剩余譜的概念[12],能解決實際工程情況中多輸入信號間非獨立的問題,可以在各輸入信號間消除相關影響后計算各輸入對輸出的貢獻,即在剩余譜應用的基礎上建立起的多輸入單輸出系統模型中輸入信號間等效于滿足獨立性.模型理論應用條件為:假定噪聲源信號為平穩隨機信號,系統為常參數線性系統.偏相干計算的系統模型如圖6所示.

圖6 基于剩余譜的多輸入單輸出系統模型 Fig.6 Multi input and single output system model

圖6是用一組有序的條件輸入記錄代替原始的已知輸入記錄,按圖6所示次序選擇的條件輸入記錄為{xi·(i-1)!},i=1,2,…,n,對于任意i,xi·(i-1)!表示前x1,x2,…,xi-1條件下的xi,即從xi中去掉x1到xi-1的線性影響后的測量信號,這些有序的條件輸入是兩兩不相關的,偏相干的系統模型解決了相干性理論應用中對輸入信號相關性的限制.這種有序輸入就是輸入信號與輸出信號之間的因果關系判斷,在國外文獻中提及的有常相干函數法、發展的脈沖響應函數法和Hilbert變換法[13-14].文獻[15]中論證了以上方法的缺陷,區別于以上方法,本文提出基于結構和空氣噪聲源特性分析法的因果關系判斷:在判斷噪聲源類型的基礎上,若某頻段或工況下結構噪聲為主，則該結構噪聲源優先級越高；若空氣噪聲為主，則空氣噪聲源優先級越高.

2.3 車內噪聲源特性分析

振動與噪聲測點的頻譜分析,可以在不切斷噪聲源與接收者關聯的情況下直接反映測試結果,在定置怠速800 r/min工況下,采用發動機左、右、后3個被動側懸置點振動加速度頻譜圖(見圖7)和各系統噪聲頻譜圖(見圖8)作為輔助分析圖.

圖7 被動側懸置點振動加速度頻譜圖Fig.7 Passive side mount point acceleration spectrum

圖8 排氣、進氣、發動機艙噪聲頻譜圖Fig.8 Exhaust,intake,engine room noise spectrum

由圖7可知,發動機懸置的振動測量點在1 000 Hz以下有明顯的峰值,300 Hz以下的低頻能量最強.由圖8可知,空氣系統噪聲在500 Hz以上有明顯的峰值,其中1 000 Hz以上的高頻能量最強.圖7中在0～1 000 Hz頻段曲線峰值多于圖8對應頻段峰值,且能量較強;圖8中1 000～2 000 Hz頻段曲線峰值多于圖7對應頻段峰值,且能量較強.由此判斷汽車怠速工況下車內噪聲源產生的原因如下:結構振動和空氣噪聲相互耦合共同作用,但0～1 000 Hz頻段處主要是發動機的激勵作用經懸置點傳遞至車身引起結構壁板振動,在駕駛室內形成輻射噪聲,結構噪聲為主;在1 000～2 000 Hz頻段處,進氣噪聲、排氣噪聲和發動機艙噪聲通過空氣傳播經車身孔隙進入車內,空氣噪聲為主.

3 偏相干分析的車內噪聲源識別

車內噪聲源特性分析識別出的結構和空氣噪聲源判別結果,解決了偏相干分析信號源的因果關系判斷問題.被測車輛的橡膠懸置實際為非線性系統,但測試條件為定置怠速工況,可以將其視為弱線性系統,數據采集是在正態平穩隨機過程下進行的,根據相干性理論,可以進行線性系統分析.

以結構-空氣噪聲源識別試驗的6個噪聲源測點作為輸入,駕駛員右耳處噪聲作為輸出,建立一個6輸入單輸出的線性系統,如圖9所示.根據車內噪聲源特性分析的因果關系判斷,當研究0～1 000 Hz 頻段時,結構噪聲源因果關系大、優先級高,則將發動機振動測點信號放置首位,其余任意排列;當研究1 000～2 000 Hz頻段時,空氣噪聲源因果關系大、優先級高,將頻譜峰值能量高,頻譜峰值密度大的放置首位,其余任意排列;當研究其他頻段時,同理分析.

圖9 6輸入單輸出系統模型Fig.9 Six-input single output system

將LMS Test.lab中的實測振動與噪聲數據處理后應用偏相干程序在Matlab軟件中計算,計算怠速800 r/min工況下,3個發動機懸置被動側振動測點和進氣系統、排氣系統、發動機艙的噪聲測點偏相干系數曲線，如圖10所示.

由圖10可知:在0～1 000 Hz頻段內,振動與噪聲對車內噪聲貢獻較大,其中,峰值最大的為發動機右懸置,其偏相干系數約為0.91,其次是發動機后懸置和進氣系統,振動測點貢獻明顯偏高.說明怠速工況下發動機低速運轉,低頻段發動機振動經過懸置點傳遞至車身及車架引起車內結構壁板振動是造成車內噪聲的主因,該頻段范圍內發動機振動為主要噪聲源,其中經發動機右懸置傳遞的貢獻量最大.

圖10 振動與噪聲測點偏相干曲線圖Fig.10 Partial coherent curve of measuring points of

在1 000～2 000 Hz頻段內,峰值最大的為發動機左懸置,其偏相干系數約為0.90;其次是發動機艙和發動機后懸置,頻段內噪聲達到較高的原因是空氣噪聲與結構振動的耦合,兩者共同作用形成的噪聲泄露至駕駛室內,導致車內噪聲壓力值增大,其中經發動機左懸置傳遞的貢獻量最大.

在2 000～3 000 Hz頻段內,峰值最大的為發動機艙,其偏相干系數約為0.75;其次是排氣系統和發動機右懸置,振動測點的部分貢獻總體上下降,空氣噪聲對駕駛室內噪聲的貢獻增強,表明發動機的燃燒噪聲和排氣系統的噪聲通過空氣泄漏到駕駛室,其中發動機艙是主要的噪聲源.

結合以上分析可知:定置怠速工況下振動與噪聲在各頻段內均有耦合作用,造成怠速工況下車內噪聲的主要噪聲源是發動機系統,發動機右懸置的振動傳遞至車內產生的結構噪聲貢獻最大.表明基于結構-空氣噪聲源特性分析的因果關系判斷下進行信號有序的條件輸入,應用偏相干分析在不同頻率上能準確識別出主要噪聲源,在解決實際工程問題應用中效果顯著.

4 結論

通過對被測車輛振動與噪聲測點的實時數據采集并處理,應用偏相干性分析得出如下結論.

(1) 車內噪聲在全頻域內均受結構噪聲和空氣噪聲的耦合作用,在基于結構-空氣噪聲源特性分析基礎上解決了信號源的因果關系判斷,做到輸入信號的有序輸入,應用相干性分析確定影響車內噪聲的主要噪聲源.

(2) 針對某國產SUV車型,在定置怠速工況下進行振動與噪聲測點實時采集數據,應用相干性理論識別噪聲源分析得出:在0～1 000 Hz頻段,發動機振動為主要噪聲源,其中峰值最大的為發動機右懸置,其偏相干系數約為0.91,是主要貢獻源;在1 000～2 000 Hz頻段,噪聲達到較高的原因是空氣噪聲與結構振動的耦合,其中峰值最大的為發動機左懸置,其偏相干系數約為0.90,是主要貢獻源;在2 000～3 000 Hz頻段,振動測點貢獻量下降,空氣噪聲的貢獻增強,其中峰值最大的為發動機艙,其相干系數約為0.75,是主要貢獻源.根據偏相干系數大小可知,0～1 000 Hz頻段的偏相干系數明顯高于其他頻段的偏相干系數,這是車輛在定置怠速工況下的主要噪聲頻段.由此可以驗證應用偏相干分析方法可以很好地進行車內噪聲源識別.