基于偏相干分析方法的怠速工况车内噪声源识别

陈 克,姜少玮,李孟宇

(沈阳理工大学 汽车与交通学院,沈阳 110159)

对于汽车行业而言,消费者对整车品质的要求严苛,除了汽车的经济性、动力性等,消费者更看重的是驾驶和乘坐舒适性.据统计,汽车故障投诉中有1/3的问题和噪声、振动与声振粗糙度(Noise,Vibration,Harshness,NVH)控制有关[1].汽车车内噪声大小作为影响驾乘人员乘坐舒适性的重要指标,不仅是提高整车品质的关键,更是企业核心竞争力的体现[2].因此,有效控制车内噪声水平势在必行.

为了有效控制汽车车内噪声,国内外研究人员针对噪声源识别问题提出的理论方法可以归纳为传统噪声源识别方法、基于信号处理技术的分析方法以及基于可视化技术的声源识别方法.传统噪声源识别方法和基于可视化技术的声源识别方法，在简单声源识别和表面噪声识别上的应用较广.当实际应用于汽车这样一个存在着多个噪声源且包含多个振动发声部件、声固耦合性复杂的系统时,有识别精度低、测试成本高的劣势；而基于信号处理技术的识别方法，在识别精度、测试手段和普适性上优势明显[3-4].

相干分析法识别车内噪声源属于数字信号处理类.该方法是以相关理论为基础,以相干函数为分析工具,本文主要采用偏相干函数，分析频域内各噪声源的输入信号与响应点的输出信号间的相干系数大小[5].偏相干函数是建立在常相干理论基础上的[6],可视为特殊的常相关函数，两者区别于偏相干分析可以在频域范围内计算系数中各非独立输入对输出的线性影响系数，而常相干分析在此方面的应用存在局限性[7].在对振动噪声信号源因果关系判断正确的前提下进行有序输入,偏相干分析能剔除其他相关输入的影响,提高在实际应用中车辆噪声源识别精确度[8].

本文在分析汽车振动噪声产生机理的基础上,进行车内噪声源测试试验以及相干性分析技术理论研究,结合谱分析识别出结构-空气噪声源,以噪声源类别判断为基础进行信号源因果关系判断,应用偏相干分析法准确识别引发车内噪声的噪声源.

1 测试目标确定及试验设计

1.1 测试目标分析

行驶中的汽车车内噪声源主要来自两方面,分别是汽车自身工作条件方面和汽车外部环境方面,而由汽车外部环境导致的噪声(如路噪、风噪等)在进行汽车设计生产过程中无法逐一实地考量进而控制.对于汽车自身工作条件所引起的噪声问题,为避免外部环境对汽车发动机悬置振动的影响,就需要进行汽车在定置怠速工况基础条件下的车内噪声源识别研究.基于此,本文所研究的影响定置工况下，车内噪声的主要噪声源有:发动机悬置系统、进气系统、排气系统以及发动机舱的共振.怠速工况下车内噪声源按结构路径和空气路径传播如图1所示.

图1 定置怠速工况下车内噪声源传播示意图Fig.1 Schematic diagram of noise source transmission

1.2 车内噪声源测试试验设计

对某国产SUV车进行振动与噪声测试,试验方法依据GB/T 18697—2002《声学汽车车内噪声测量方法》[9]进行.在定置怠速工况下,以发动机悬置被动侧的振动加速度、进气系统噪声、排气系统噪声和发动机舱噪声作为系统模型中的输入信号,驾驶员右耳处声压信号作为系统输出信号,一共布置7个振动与噪声测点,共需13个测试通道.

试验主要仪器和设备包括:某国产SUV车、32通道LMS振动噪声数据采集仪、美国PCB三向加速度传感器、丹麦GRAS传声器等,测试对象的振动与噪声各测点具体布置如图2所示.图2中测点1～3安装三向加速度传感器,测点4～7安装传声器.

图2 振动与噪声测点布置图Fig.2 Vibration and noise measuring points layout

2 车内噪声源测试数据分析

基于试验设计方案以及相干性分析的技术理论,进行试验数据处理,相干分析的研究是以相关理论为基础,以相干函数为分析工具,其流程如图3所示.

2.1 时域数据分析

在测试过程中试验车辆手刹处于制动状态,变速器位于空挡,将试验车辆预热5 min,待各系统处于平稳运行状态时开始进行数据采集.在定置怠速800 r/min工况下,采样时间10 s内测得的车内噪声源Overall曲线如图4所示.

上述分析从时域的角度对悬置点振动和空气噪声声压进行了时域特征分析,但是结构振动和空气噪声的能量、幅值的大小，不能反映与车内噪声的关系,只能反映该时刻下的幅值变化,不能以此确定噪声源,试验采集的各测点振动与噪声数据可以用来转换到频域下继续进行分析.

OA曲线是对整个采样信号在时域上的线性平均,可以看到在10 s的采样时间内怠速800 r/min的车内噪声源输入端信号处于稳定状态,符合怠速工况的实际情况,数据采集可靠,整个时段的采样信号可以作为稳态数据转换到频域下继续进行分析.

图3 试验数据处理流程图Fig.3 Test data processing flow chart

图4 车内噪声源Overall Level曲线Fig.4 Interior noise source overall level curve

2.2 相干性分析技术理论

2.2.1多输入单输出系统模型

相干性分析中,假设噪声源之间相互独立,建立多输入单输出系统模型[10],如图5所示.图5中:xn(t)为噪声源输入信号;Hny(f)为由输入到输出的传递函数;yn(t)为常参数理想线性系统的输出;n(t)为偏离线性系统的所有偏差;y(t)为偏离线性系统的所有偏差n(t)与理想输出yn(t)之和.

图5 多输入单输出系统模型Fig.5 Multi-input and single output system model

常参数理想线性系统中相干函数定义为[7]

(1)

2.2.2偏相干分析计算

偏相干分析由常相干分析的基础发展而来,能克服常相干函数在应用条件下的限制.在多输入单输出系统中,若输入信号间含有相干成分,偏相干分析可以预先将输入信号与其他信号的相干因素去掉,运用条件功率谱计算来排除信号源的相干影响,考虑图5所示模型中n个任意输入xi(t),(i=1,2,…,n)和一个输出y(t)的情况,所有这(n+1)个信号均可测.为了方便描述,现规定记录次序如下:去掉前r个输入信号,剩下的是后面的(n-r)个输入和输出y(t).条件记录记为

以上每个条件记录的条件自谱Sii·r!和Syy·r!,条件互谱Siy·r!均可计算,即

其中,最优系统Liy的计算公式为

(6)

若用y(t)=xn+1(t)来代替,则Liy变成Lij,得

(7)

对任意i，有Lii=1；任意j

(8)

(9)

实际车辆工作系统振动与噪声的传递是耦合的、非独立的[11].偏相干计算引入剩余谱的概念[12],能解决实际工程情况中多输入信号间非独立的问题,可以在各输入信号间消除相关影响后计算各输入对输出的贡献,即在剩余谱应用的基础上建立起的多输入单输出系统模型中输入信号间等效于满足独立性.模型理论应用条件为:假定噪声源信号为平稳随机信号,系统为常参数线性系统.偏相干计算的系统模型如图6所示.

图6 基于剩余谱的多输入单输出系统模型 Fig.6 Multi input and single output system model

图6是用一组有序的条件输入记录代替原始的已知输入记录,按图6所示次序选择的条件输入记录为{xi·(i-1)!},i=1,2,…,n,对于任意i,xi·(i-1)!表示前x1,x2,…,xi-1条件下的xi,即从xi中去掉x1到xi-1的线性影响后的测量信号,这些有序的条件输入是两两不相关的,偏相干的系统模型解决了相干性理论应用中对输入信号相关性的限制.这种有序输入就是输入信号与输出信号之间的因果关系判断,在国外文献中提及的有常相干函数法、发展的脉冲响应函数法和Hilbert变换法[13-14].文献[15]中论证了以上方法的缺陷,区别于以上方法,本文提出基于结构和空气噪声源特性分析法的因果关系判断:在判断噪声源类型的基础上,若某频段或工况下结构噪声为主，则该结构噪声源优先级越高；若空气噪声为主，则空气噪声源优先级越高.

2.3 车内噪声源特性分析

振动与噪声测点的频谱分析,可以在不切断噪声源与接收者关联的情况下直接反映测试结果,在定置怠速800 r/min工况下,采用发动机左、右、后3个被动侧悬置点振动加速度频谱图(见图7)和各系统噪声频谱图(见图8)作为辅助分析图.

图7 被动侧悬置点振动加速度频谱图Fig.7 Passive side mount point acceleration spectrum

图8 排气、进气、发动机舱噪声频谱图Fig.8 Exhaust,intake,engine room noise spectrum

由图7可知,发动机悬置的振动测量点在1 000 Hz以下有明显的峰值,300 Hz以下的低频能量最强.由图8可知,空气系统噪声在500 Hz以上有明显的峰值,其中1 000 Hz以上的高频能量最强.图7中在0～1 000 Hz频段曲线峰值多于图8对应频段峰值,且能量较强;图8中1 000～2 000 Hz频段曲线峰值多于图7对应频段峰值,且能量较强.由此判断汽车怠速工况下车内噪声源产生的原因如下:结构振动和空气噪声相互耦合共同作用,但0～1 000 Hz频段处主要是发动机的激励作用经悬置点传递至车身引起结构壁板振动,在驾驶室内形成辐射噪声,结构噪声为主;在1 000～2 000 Hz频段处,进气噪声、排气噪声和发动机舱噪声通过空气传播经车身孔隙进入车内,空气噪声为主.

3 偏相干分析的车内噪声源识别

车内噪声源特性分析识别出的结构和空气噪声源判别结果,解决了偏相干分析信号源的因果关系判断问题.被测车辆的橡胶悬置实际为非线性系统,但测试条件为定置怠速工况,可以将其视为弱线性系统,数据采集是在正态平稳随机过程下进行的,根据相干性理论,可以进行线性系统分析.

以结构-空气噪声源识别试验的6个噪声源测点作为输入,驾驶员右耳处噪声作为输出,建立一个6输入单输出的线性系统,如图9所示.根据车内噪声源特性分析的因果关系判断,当研究0～1 000 Hz 频段时,结构噪声源因果关系大、优先级高,则将发动机振动测点信号放置首位,其余任意排列;当研究1 000～2 000 Hz频段时,空气噪声源因果关系大、优先级高,将频谱峰值能量高,频谱峰值密度大的放置首位,其余任意排列;当研究其他频段时,同理分析.

图9 6输入单输出系统模型Fig.9 Six-input single output system

将LMS Test.lab中的实测振动与噪声数据处理后应用偏相干程序在Matlab软件中计算,计算怠速800 r/min工况下,3个发动机悬置被动侧振动测点和进气系统、排气系统、发动机舱的噪声测点偏相干系数曲线，如图10所示.

由图10可知:在0～1 000 Hz频段内,振动与噪声对车内噪声贡献较大,其中,峰值最大的为发动机右悬置,其偏相干系数约为0.91,其次是发动机后悬置和进气系统,振动测点贡献明显偏高.说明怠速工况下发动机低速运转,低频段发动机振动经过悬置点传递至车身及车架引起车内结构壁板振动是造成车内噪声的主因,该频段范围内发动机振动为主要噪声源,其中经发动机右悬置传递的贡献量最大.

图10 振动与噪声测点偏相干曲线图Fig.10 Partial coherent curve of measuring points of

在1 000～2 000 Hz频段内,峰值最大的为发动机左悬置,其偏相干系数约为0.90;其次是发动机舱和发动机后悬置,频段内噪声达到较高的原因是空气噪声与结构振动的耦合,两者共同作用形成的噪声泄露至驾驶室内,导致车内噪声压力值增大,其中经发动机左悬置传递的贡献量最大.

在2 000～3 000 Hz频段内,峰值最大的为发动机舱,其偏相干系数约为0.75;其次是排气系统和发动机右悬置,振动测点的部分贡献总体上下降,空气噪声对驾驶室内噪声的贡献增强,表明发动机的燃烧噪声和排气系统的噪声通过空气泄漏到驾驶室,其中发动机舱是主要的噪声源.

结合以上分析可知:定置怠速工况下振动与噪声在各频段内均有耦合作用,造成怠速工况下车内噪声的主要噪声源是发动机系统,发动机右悬置的振动传递至车内产生的结构噪声贡献最大.表明基于结构-空气噪声源特性分析的因果关系判断下进行信号有序的条件输入,应用偏相干分析在不同频率上能准确识别出主要噪声源,在解决实际工程问题应用中效果显著.

4 结论

通过对被测车辆振动与噪声测点的实时数据采集并处理,应用偏相干性分析得出如下结论.

(1) 车内噪声在全频域内均受结构噪声和空气噪声的耦合作用,在基于结构-空气噪声源特性分析基础上解决了信号源的因果关系判断,做到输入信号的有序输入,应用相干性分析确定影响车内噪声的主要噪声源.

(2) 针对某国产SUV车型,在定置怠速工况下进行振动与噪声测点实时采集数据,应用相干性理论识别噪声源分析得出:在0～1 000 Hz频段,发动机振动为主要噪声源,其中峰值最大的为发动机右悬置,其偏相干系数约为0.91,是主要贡献源;在1 000～2 000 Hz频段,噪声达到较高的原因是空气噪声与结构振动的耦合,其中峰值最大的为发动机左悬置,其偏相干系数约为0.90,是主要贡献源;在2 000～3 000 Hz频段,振动测点贡献量下降,空气噪声的贡献增强,其中峰值最大的为发动机舱,其相干系数约为0.75,是主要贡献源.根据偏相干系数大小可知,0～1 000 Hz频段的偏相干系数明显高于其他频段的偏相干系数,这是车辆在定置怠速工况下的主要噪声频段.由此可以验证应用偏相干分析方法可以很好地进行车内噪声源识别.