汽車振動講義

汽車整車噪聲與振動控制技術(shù)武一民編著2010汽車噪聲與振動〔NVH〕介紹第一節(jié)汽車噪聲與振動概述汽車按照結(jié)構(gòu)可以分成車身系統(tǒng)、動力傳動系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)、電子系統(tǒng)、空調(diào)系統(tǒng)等子系統(tǒng)，車身系統(tǒng)包括車身、車架、懸架、座椅、和內(nèi)飾。動力傳動系統(tǒng)〔powertrain〕包括發(fā)動機、變速器、離合器、傳動軸系、進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、發(fā)動機振動隔離系統(tǒng)，如圖1-1所示。在隔振分析時，發(fā)動機和變速器被視為一個整體考慮，叫動力裝置〔powerplant〕，懸架系統(tǒng)包括輪胎、減振器、彈簧、車橋等。圖1-1動力傳動系統(tǒng)在汽車開發(fā)過程中，通常將汽車性能分解成許多性能。如果這些性能都能到達了設計要求，那么整車的性能就能到達所期望的目標。汽車性能可分為以下類別：平安性空調(diào)系統(tǒng)性能能可靠性電子系統(tǒng)性能能噪聲與振動模型制作動力性能安裝空間燃油經(jīng)濟性本錢控制發(fā)動機控制與調(diào)節(jié)性能質(zhì)量控制排放與環(huán)境性能重量控制這些性能能都涉及汽車的很多系統(tǒng)和部件。比方，噪聲與振動系統(tǒng)就涉及汽車的每個系統(tǒng)，包括車體、發(fā)動機、懸架、進氣、排氣等系統(tǒng)，如果這些系統(tǒng)的噪聲與振動都實現(xiàn)了事先設計的目標，那么整車的噪聲與振動將能到達理想的效果。汽車NVH是汽車的一項綜合性的性能指標，噪聲〔Noise)，振動〔Vibration)，聲振粗糙度〔Harshness)縮寫為NVH，主要研究車輛的噪聲和振動對整車性能與舒適性的影響，不舒適性(Harshness)—描述人對噪聲和振動的主觀感覺。在汽車設計中我們要對汽車建立恰當?shù)闹骺陀^評價指標，以顧客需求為中心，以高效、節(jié)能、環(huán)保為目標，合理確定汽車的NVH目標，運用實驗和理論分析相結(jié)合的方法建立NVH的數(shù)值模型，進行NVH性能分析，運用數(shù)值模型或?qū)嶒炦M行整車級和部件級NVH性能預測和匹配。第二節(jié)汽車企業(yè)為什么要建立NVH能力國外公司的統(tǒng)計說明，整車約有1/3的故障問題是和車輛的NVH問題有關(guān)的。而各大公司有近1/5的開發(fā)費用消耗在解決車輛的NVH問題上。隨著汽車技術(shù)的開展，汽車廠家非常重視提高噪聲振動性能，并用來展現(xiàn)新車型的性能。各大汽車公司如豐田〔Toyota〕、通用〔GM〕、福特(Ford)、克萊斯勒〔Chrysler〕等都專門設立了NVH部門，汽車NVH涉及方方面面，是核心競爭力。國內(nèi)現(xiàn)在已經(jīng)有很多整車企業(yè)和零部件企業(yè)開始了這方面的技術(shù)儲藏和實際應用。如，江鈴，福田，長安汽車等。由于NVH性能直接影響用戶的滿意度，提升汽車NVH性能是投資少見效快的工程，因此國內(nèi)汽車制造廠家已引起了足夠的重視。第三節(jié)汽車NVH的現(xiàn)狀及特點早期的汽車發(fā)動機Pe很小，噪聲與振動問題不突出。50年代以后，隨著高速公路的開展，噪聲與振動問題日漸突現(xiàn)出來。噪聲與振動問題就開始成為汽車開發(fā)工程中一個最主要的問題之一。汽車發(fā)動機Pe不斷提高，噪聲與振動也隨之增加，政府法規(guī)對噪聲的要求也越來越嚴格。隨著汽車技術(shù)的開展，不同品牌汽車的使用性能和平安性能差異日趨縮小。汽車的舒適性如振動與噪聲就常常成為區(qū)分汽車品牌好壞的重要因素之一。國家對汽車平順性的標準有：汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法；汽車平順性脈沖輸入行駛試驗方法；國家對汽車噪聲的標準有：汽車噪聲測量方法〔包括加速噪聲和勻速噪聲測量〕如歐共體對汽車通過噪聲的限制要求圖1-2歐共體不同時期的通過噪聲標準〔標準制定到1995年，趨勢為71dB〕轎車車內(nèi)噪聲變化圖1-3不同年代中檔轎車的車內(nèi)噪聲汽車噪聲與振動的產(chǎn)生從結(jié)構(gòu)上分析：圖1-4系統(tǒng)分析方法從部件上分析：圖1-4結(jié)構(gòu)振動分析從噪聲分析：圖1-5車輛噪聲分類汽車噪聲與振動的傳遞從NVH的觀點來看，汽車是一個由鼓勵源〔發(fā)動機、變速器、路面等〕、振動傳遞器〔由懸掛系統(tǒng)、懸置系統(tǒng)和邊接件組成〕和噪聲發(fā)射器〔車身〕組成的系統(tǒng)。圖1-6NVH傳遞模型汽車噪聲與振動的控制振動噪聲振動噪聲控制方法消除振動噪音產(chǎn)生的根源切斷振動噪音傳遞的路徑改善振動特性，防止共振改良旋轉(zhuǎn)件的平衡減少相對運動件摩擦參加質(zhì)量阻尼減振器共振腔消音器等排氣系統(tǒng)懸置點的布置結(jié)構(gòu)噪聲振動隔振(isolation)，如，懸置〔mount〕阻尼(damping)參加可調(diào)試減震器(tunedabsorber)空氣噪聲聲壓隔聲(isolation)，如，吸聲內(nèi)飾(insulationtrim)吸聲墻(absorption)消聲器(resonators&mufflers)處理方法：降低NVH源頭處輸入的力提供隔離措施對車輛進行模塊化管理節(jié)點安裝到位以及動態(tài)減震等第四節(jié)汽車NVH的分析方法近年來，明確的法規(guī)和客戶要求，NVH問題已從原有的法規(guī)強制轉(zhuǎn)變?yōu)榭蛻魪娭?。降低NVH不只是噪聲或振動的問題，是一個系統(tǒng)性的問題。例如汽車行駛時車廂噪聲大，查源頭在發(fā)動機，而這個噪聲問題可能就涉及到三個局部，一個是發(fā)動本身的噪聲大，一個是發(fā)動機懸置部件減振效果差，一個是車身前圍和地板隔音技術(shù)不好。在汽車噪聲與振動控制中常用的分析方法有：1.頻譜分析、相關(guān)分析、相干分析，小波分析圖1-7中通客車行駛振動信號圖1-8錘擊振動信號圖1-9響應及輸入的相干函數(shù)振動信號的頻譜分析較好確實定了振動信號的幅值大小及頻率構(gòu)成；相干函數(shù)法較好確實定了振動信號與響應信號之間關(guān)聯(lián)程度；2.振動模態(tài)分析圖1-10汽車零部件振型模態(tài)分析揭示了結(jié)構(gòu)在某階模態(tài)頻率下的振動形態(tài)，為分析結(jié)構(gòu)的振動特性奠定了根底。圖1-11汽車零部件的受力點及變形有限元法主要是解決了結(jié)構(gòu)的低頻問題，而高頻時，結(jié)構(gòu)模態(tài)密度非常高，此時，主要采用統(tǒng)計能量法。4.噪聲的聲強分析、聲全息法、傳遞路徑法圖1-12噪聲源分析方法圖1-13噪聲的傳遞路徑分析傳遞路徑法：相關(guān)分析和靈敏度分析；源/路徑/接收者多體動力學、有限元法、邊界元法、統(tǒng)計能量法的結(jié)合。圖1-14多種方法的耦合分析90年代后，振動的半主動、主動控制逐漸應用于車輛。各種吸聲與隔聲材料的應用大大提高了汽車行駛舒適性。診斷故障識別振動噪聲。試驗方法與CAE計算分析手段結(jié)合，對于故障診斷和噪聲源識別方面往往能產(chǎn)生很好的效果?？刂平档驼駝釉肼?。消除振動噪音產(chǎn)生的根源。切斷振動噪音傳遞的路徑。利用如質(zhì)量阻尼減振器可減弱和消除振動或噪音某些成份。圖1-15NVH技術(shù)分析圖1-16NVH綜合方法圖1-17行為表現(xiàn)形式第五節(jié)汽車NVH的主要工作及關(guān)鍵流程噪聲、振動設計工程師的主要任務：整車的振動控制；噪聲故障源探測；聲音舒適度的改良；產(chǎn)品的聲設計；當前，NVH的設計與產(chǎn)品設計同步進行，向并行設計開展，從以前的單個零件設計開展到現(xiàn)在的總成系統(tǒng)、整車系統(tǒng)；從線彈性分析開展到非線性分析和多物理場耦合分析，以數(shù)值仿真代替?zhèn)鹘y(tǒng)的經(jīng)驗設計，更精確和快速進行產(chǎn)品設計，縮短設計與生產(chǎn)周期。研究的重點轉(zhuǎn)向較難控制的低頻噪聲和振動控制。在技術(shù)水平上，國外已研究并成功應用了一系列先進的設計、分析和測試方法，而我國汽車企業(yè)正在逐步消化、吸收、應用汽車設計技術(shù)，在整車設計中，采用動態(tài)設計和聲學設計。一、汽車NVH工作主要有以下三方面：發(fā)動機NVH，車身NVH，底盤NVH三大局部。主要內(nèi)容：發(fā)動機扭振分析，發(fā)動機進、排氣噪聲分析，發(fā)動機冷卻系統(tǒng)噪聲分析，發(fā)動機排氣消聲器匹配優(yōu)化分析，發(fā)動機懸置系統(tǒng)分析。2.車身NVH工程主要內(nèi)容：車身有限元分析，車身模態(tài)分析，車內(nèi)空腔噪聲分析，車外加速噪聲分析，輔助設備噪聲分析〔空調(diào)〕，車身壁板聲振關(guān)系分析。主要內(nèi)容：車架有限元分析，車架模態(tài)試驗分析，變速箱和驅(qū)動橋振動與噪聲分析，后橋動態(tài)特性分析，傳動系統(tǒng)彎曲共振分析〔某車速下的異常振動〕，懸架系統(tǒng)匹配分析，轉(zhuǎn)向輪擺振分析，高速行駛下的輪胎噪聲分析，制動器的振動和噪聲分析。影響振動噪聲目標制定的具體因素為：⑴顧客要求⑵政府法規(guī)⑶競爭對手⑷公司技術(shù)水平二、汽車NVH工作主要流程圖1-18車輛設計流程圖1-19設計工程過程1.NVH前期開發(fā)和設計包括新車型概念形成，根本外形設計、內(nèi)部空間人機成效學設計，因此振動噪聲的前期任務是制定征程的振動噪聲指標，并把它分解到各個系統(tǒng)與部件。2.NVH中、后期開發(fā)和設計包括車型詳細設計和模型車的驗證。主要利用CAE技術(shù)進行設計、分析。圖1-20整車系統(tǒng)設計圖1-21整車模態(tài)頻率分布表振動分析根底第一節(jié)單自由度振動系統(tǒng)單自由度振動系統(tǒng)指的是在振動過程中，振動系統(tǒng)的任一瞬間形態(tài)由一個獨立坐標即可確定的系統(tǒng)。單自由度振動系統(tǒng)是振動分析中最簡單的一種，因為它只需要一個坐標就能完整地描述其運動規(guī)律。某些實際系統(tǒng)之所以可以簡化為單自由度振系，或者是因為系統(tǒng)本身很簡單，例如，鐘、擺或者是因為實際振系分析精度要求、研究目的所限。例如，在不平路面鼓勵作用下，只研究汽車車身的垂直振動，其他質(zhì)量和其他方向的振動忽略不計，就可以把汽車這樣一個復雜的振動系統(tǒng)簡化成一個單自由度系統(tǒng)。因為單自由度系統(tǒng)的分析是振動分析的根底，即使很復雜的多自由度振動系統(tǒng)問題，經(jīng)過解耦后就轉(zhuǎn)化為單自由度系統(tǒng)問題，可以用單自由度系統(tǒng)的振動分析方法來分析。如圖1-1為典型的單自由度振動系統(tǒng)，圖1-1〔a〕所示的彈簧質(zhì)量系統(tǒng)中，質(zhì)量m只限于在垂直方向振動，只需要一個坐標x(t)即可確定其幾何位置。圖1-1〔b〕所示的系統(tǒng)為以扭轉(zhuǎn)擺振系統(tǒng)模型。圓盤只能繞其縱軸線振動，只需要一個坐標即可確定其幾何位置。扭振系統(tǒng)常采用這樣的模型。圖1-1〔c〕所示為單擺系統(tǒng)。單擺被限制在X-Y平面中振動，其幾何位置由坐標確定。雖然它也可以由坐標x(t)和y(t)共同確定，但x和y是互不獨立的。它們由約束方程相聯(lián)系圖1-1單自由度振動系統(tǒng)無阻尼單自由度系統(tǒng)的自由振動如圖1-1單自由度振動系統(tǒng)不考慮阻尼時，其運動方程可寫為：〔1-1〕或〔1-2〕式中：如初始條件為t＝0時，其通解為：還可寫成：有阻尼單自由度系統(tǒng)的自由振動當考慮系統(tǒng)阻尼時，如果系統(tǒng)為粘性阻尼時，如圖2-1單自由度振動系統(tǒng)，其運動方程可寫為：〔1-3〕引用阻尼比，可以將方程1-3改寫為：〔1-4〕其中：阻尼比其解存在三種情況：<1，解：〔1-5〕欠阻尼時系統(tǒng)仍在平衡位置附近作往復運動，但不是等幅的簡諧振動而是一種衰減振動。=1，>1；有阻尼單自由度系統(tǒng)對簡諧和周期鼓勵的響應 對單自由度系統(tǒng)當系統(tǒng)受到簡諧鼓勵作用時，得運動微分方程：〔1-6〕上式方程的解是由對應的齊次方程的通解與非齊次方程的特解疊加而得。而通解為式〔1-5〕，特解為其響應為：〔1-7〕上式中第一項為系統(tǒng)的自由衰減振動，第二項為系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應又稱強迫振動。系統(tǒng)響應的幅頻特性和相頻特性如圖1-2、1-3所示。圖1-2單自由度振動系統(tǒng)的幅頻特性圖1-3單自由度振動系統(tǒng)的相頻特性單自由度系統(tǒng)對任意鼓勵的響應 在任意鼓勵作用下，系統(tǒng)通常沒有穩(wěn)態(tài)響應，僅引起瞬態(tài)響應。當任意鼓勵停止作用后，系統(tǒng)將按固有頻率作自由振動或稱剩余振動，系統(tǒng)在任意鼓勵作用下，包括剩余振動在內(nèi)的響應稱為任意鼓勵的響應。稱單位脈沖或函數(shù)，其數(shù)學定義為：單位脈沖響應或脈沖響應函數(shù)，有系統(tǒng)對任意鼓勵的響應有：t>0〔1－8〕上式稱為杜哈梅積分，還可寫為：〔1－9〕第二節(jié)兩自由度振動系統(tǒng) 在多數(shù)振動系統(tǒng)中并不都是單自由度振動系統(tǒng)，如圖2－1所示系統(tǒng)，均需用兩個廣義坐標或確定系統(tǒng)的位置。 無阻尼單自由度系統(tǒng)在任意初始條件下產(chǎn)生的自由振動總是以固有頻率進行的簡諧振動。而兩自由度系統(tǒng)以固有頻率進行的振動與單自由度系統(tǒng)不同，前者以固有頻率進行的振動是指整個系統(tǒng)在運動過程中的某一位移形狀，稱為固有振型或主振型。而且固有頻率或固有振型的數(shù)目和自由度數(shù)目相同。圖2-1兩自由度振動系統(tǒng)自由振動頻率方程 對于圖2-2所示簡化兩自由度系統(tǒng)，可得系統(tǒng)運動微分方程：〔2－1〕方程1－10為系統(tǒng)的自由振動方程。還可化為圖2-2簡化兩自由度振動系統(tǒng)其中，為系統(tǒng)的頻率方程。，分別是系統(tǒng)的固有頻率，并且可以求出系統(tǒng)的固有振型。 多自由度系統(tǒng)主振型的階越高，節(jié)點數(shù)越多，第i階主振型一般有i-1個節(jié)點。對于彈性體來說，節(jié)點已經(jīng)不再是一個點，而是連成線和面，稱為節(jié)線或節(jié)面。由于振動系統(tǒng)在節(jié)點處不動，因而振幅受節(jié)點的限制就不易增大。節(jié)點數(shù)越多，其相應的振幅越難增大。相反，低階的主振型由于節(jié)點數(shù)少，故振動容易激起。所以，在多自由度系統(tǒng)中低頻主振動比高頻主振動危險。固有頻率和固有振型特征值問題考慮n個自由度無阻尼系統(tǒng)的自由振動。其運動方程為：〔2—2〕設此解為：X〔t〕=ucos〔ωtφ〕〔2—3〕其中：u為各質(zhì)量作同步運動時的振幅所組成的列陣。將式〔2—3〕代入〔2—2〕中得：〔K-ω2M〕或者：Ku=ω2Mu第三節(jié)汽車整車振動分析§3－1汽車振動概述如果把汽車作為一個系統(tǒng)來研究，汽車本身就是一個具有質(zhì)量、彈簧和阻尼的振動系統(tǒng)。由于汽車內(nèi)部各局部的固有頻率不同，汽車在行駛中常因路面不平、車速和運動方向的變化，車輪、發(fā)動機和傳動系統(tǒng)的不平衡，以及齒輪的沖擊等各種外部和內(nèi)部的激振作用而極易產(chǎn)生整車和局部強烈振動。汽車的這種振動使汽車的動力性得不到充分的發(fā)揮，經(jīng)濟性變壞。同時，還要影響汽車的通過性、操縱穩(wěn)定性和平順性，使乘員產(chǎn)生不舒服和疲乏的感覺，甚至損壞汽車的零部性和運載的貨物，縮短汽車的使用壽命。汽車振動和一般機械振動問題一樣，可以用前面所述研究機械振動的方法來研究汽車振動問題。但汽車是由多個系統(tǒng)組成的復雜的振動系統(tǒng)，每個系統(tǒng)都存在振動問題。下面就討論幾個主要系統(tǒng)存在的振動問題。⑴發(fā)動機和傳動系統(tǒng)：汽車行駛時因通路不平，汽缸內(nèi)的燃氣壓力和運動件的不平衡慣性力周期性變化的結(jié)果，都會使曲軸系統(tǒng)和發(fā)動機和整機產(chǎn)生振動。其中，曲軸系統(tǒng)的扭振比擬重要，而且與整車傳動系統(tǒng)有關(guān)。發(fā)動機和傳動系統(tǒng)振動主要研究發(fā)動機在車架上的整機振動，以及除曲軸和傳動系統(tǒng)扭振以外的其它振動，如氣門機構(gòu)的振動等。發(fā)動機在車架上的整機振動會引起車身鈑金件與車架相連的其它零件等產(chǎn)生振動和噪聲，影響汽車的耐久性和舒適性，曲軸受周期性變化的干擾力作用，這種干憂力會使發(fā)動機對和傳動系統(tǒng)產(chǎn)生強烈的扭振。由于扭振引起的這些裝置的附加應力大大超過了工作應力，這會影響發(fā)動機對傳動系的工作質(zhì)量和壽命，產(chǎn)生噪聲造成嚴重的破壞。⑵制動系統(tǒng)：汽車在制動時，行駛方向的慣性力和作用在輪胎上的地面制動力所形成的力矩會使前軸負荷增大，后軸負荷減小，從而加強了制動時整車的振動。此外，當汽車制動時，不管是鼓式制動器，還是盤式制動器都會產(chǎn)生振動，并引起嚴重的噪聲。這種振動和噪聲，不僅影響乘員的舒適性，還還會嚴重污染城市環(huán)境，加速制動踏板、制動室支架、推桿總成等的疲勞破壞。有時，制動振動還會引起汽車跑偏，產(chǎn)生蛇行現(xiàn)象而嚴重影響汽車制動穩(wěn)定性。另外，制動器的振動還會使汽車的前輪、前懸架和轉(zhuǎn)向系產(chǎn)生強烈振動，引起方向盤產(chǎn)生角振動，使駕駛員的手麻木，還可能打傷駕駛員的手臂。當制動盤厚度不均、外表擺差大，不光滑時，都會引起制動時踏板的振動，而影響駕駛員工作。⑶轉(zhuǎn)向系統(tǒng)：由于轉(zhuǎn)向橫拉桿有一定的彈性，輪胎又有側(cè)向變形和側(cè)向力的作用，汽車在行駛時，前輪繞主銷左、右搖動，將這種轉(zhuǎn)向輪繞主銷的振動稱為前輪擺振。假設出現(xiàn)這樣的擺振，車輪的軌跡將是波浪形曲線，此時，汽車出現(xiàn)所謂的“蛇行”現(xiàn)象。假設經(jīng)常出現(xiàn)“蛇行”現(xiàn)象，使車輪經(jīng)常處于滑磨狀態(tài)。增加了車輪的滾動阻力，加劇了輪胎的磨損，增大了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的載荷，降低了有關(guān)零件的使用壽命。此外，前輪擺振還會惡化汽車的操縱穩(wěn)定性，使駕駛員精神緊張，疲勞加劇，從而影響行車平安。在這種情況下，駕駛員將被迫減低車速，一致不能充分發(fā)揮汽車的動力而影響汽車的使用性能?！吧咝小爆F(xiàn)象嚴重時，還會伴隨出現(xiàn)操縱機構(gòu)、車架和車身的振動，使平順性和操縱穩(wěn)定性變壞。⑷懸架系統(tǒng)：汽車行駛時，路面的不平會激起汽車的振動。當這種振動到達一定程度時，將影響乘員的舒適性、工作效率和身體健康，并使運載貨物損壞，車輪與路面之間的動載荷，不僅影響輪胎的附著效果，而且影響汽車的操縱穩(wěn)定性。由彈簧和減振器組成的懸架系統(tǒng)要緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由沖擊載荷引起的承載系統(tǒng)的振動。消除懸架系統(tǒng)的振動問題主要是研究汽車平順性，所謂汽車平順性就是保持汽車在行駛過程中乘員所處的振動環(huán)境具有一定舒適度的性能，對載貨汽車，還應包括保持貨物完好的性能，此外，還要考慮振動引起的車輪與路面間動載對車輪接地性的影響。⑸車身和車架：在分析車身和車架振動問題時，常采用有限元法。有限元法的根本思想是把連續(xù)體視為由假設干個根本單元在結(jié)點處彼此相連接的組合，把具有無限多個自由度的連續(xù)結(jié)構(gòu)振動問題變?yōu)橛邢迋€自由度的振動問題。有限元法可以歸納為劃分單元、單元特性分析及結(jié)構(gòu)綜合等三個步驟。此外，在有限元的根底上，還開展起來一種對復雜結(jié)構(gòu)進行振動分析的有效方法—組合結(jié)構(gòu)系統(tǒng)分析技術(shù)。其根本思想是把復雜結(jié)構(gòu)分分成假設干部件〔子結(jié)構(gòu)〕，每個子結(jié)構(gòu)可以用有限元法分別進行動態(tài)特性分析。再根據(jù)各部件間實際的邊界條件，將各子結(jié)構(gòu)的模態(tài)特性疊加起來，分析整個系統(tǒng)的動態(tài)特性。這樣，可以使有限元法進行分析時的自由度數(shù)大大減少，減少運算工作量，這比直接對整機進行分析要方便得多。這種方法對分析汽車整車振動有利?！?－2振動控制與設計振動控制的工程含義有兩層：振動利用；振動抑制。振動利用指利用系統(tǒng)的振動以實現(xiàn)某種工程目的，振動抑制指抑制系統(tǒng)的振動以保證系統(tǒng)正常工作，延長使用壽命。振動控制的方法分為兩大類別：振動的被動控制；振動的主動控制。(一)振動的被動控制的原理與方法振動控制是指，對系統(tǒng)的動態(tài)響應/和動不穩(wěn)定性加以控制，使系統(tǒng)的振動水平處在可以接受的范圍，并保證在使用中不出現(xiàn)自激振動。振源是系統(tǒng)產(chǎn)生過渡振動的根源，如果能減小振動產(chǎn)生的鼓勵能量，那么系統(tǒng)的過渡振動就不會出現(xiàn)。這種減小振源鼓勵能量的技術(shù)措施，稱之為消振。改變振源對需減振系統(tǒng)鼓勵能量的頻譜結(jié)構(gòu)，減小能夠傳遞到系統(tǒng)的所謂通過頻率的鼓勵能量，從而使系統(tǒng)的振動受到抑制，這種措施成為隔振。隔振設計有兩種方法：正方法與逆方法，當振源特性及其參數(shù)，計算隔振器布置方式、隔振效果，稱為正方法。在需要減振的結(jié)構(gòu)上附加輔助子系統(tǒng)，使振源的鼓勵能量分配到結(jié)構(gòu)與輔助子系統(tǒng)上，并使分配到結(jié)構(gòu)上的能量最小，這樣就可到達結(jié)構(gòu)減振的目的。這種方法稱為吸振，相應的輔助子系統(tǒng)稱為動力吸振器。緩沖與隔振很相似，與隔振不同的是緩沖將沖擊動能很快地轉(zhuǎn)化為勢能，儲存與緩沖器內(nèi)，再換滿釋放，從而減小主結(jié)構(gòu)所承受的瞬時沖擊?！捕痴駝拥闹鲃涌刂频脑砼c方法振動主動控制是振動控制領(lǐng)域內(nèi)的一個重要分支，此類控制又稱有源控制，需要消耗能量的作動機構(gòu)，而此能量要靠外界能源來補充。振動主動控制有兩種類型：開環(huán)控制；閉環(huán)控制。閉環(huán)控制就是裝在控制對象上的傳感器感受其振動，傳感器的輸出信號傳至控制器，控制器實現(xiàn)所需的控制律，其輸出為作動機構(gòu)動作的指令，作動機構(gòu)通過附加子系統(tǒng)或直接施加作用于控制對象，這樣構(gòu)成一個閉環(huán)控制系統(tǒng)?！踩痴駝釉O計的原那么與方法設計原那么包括：剛度及變形設計原那么，頻率設計原那么，振動響應設計原那么，振動耐久性設計原那么，振動穩(wěn)定性余度設計原那么，靜、動力質(zhì)量平衡度設計原那么?！?－3汽車子系統(tǒng)振動分析傳動系扭轉(zhuǎn)振動⑴傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)簡化模型 對于傳統(tǒng)的FR布置的車輛，其傳動系簡化扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)模型可如圖3－1所示：圖3-1傳動系簡化扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)模型列出力矩方程，求得系統(tǒng)固有頻率⑵分析，包括：固有振動分析：通過掃頻確定振型，振頻；用模態(tài)分析，看是否有主諧量振起。響應分析：確定振型，確定參數(shù)，可實測阻尼比⑶控制①提高零件加工精度②變換發(fā)動機③加裝減振裝置。對曲軸加動力吸振器，如液力傳動，液力偶合器是個阻尼器；對離合器加扭轉(zhuǎn)減振器，現(xiàn)在把隔振器裝在飛輪上，成雙質(zhì)量飛輪。此種修改方法稱為剛度修改，也可用質(zhì)量修改。此種方法為StructuralDynamicsModification。發(fā)動機懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計現(xiàn)代汽車的發(fā)動機及其動力總成是通過懸置安裝在汽車底盤上的，它具有：支承、限位、隔振三大功能。在汽車設計中，合理地選擇發(fā)動機的懸置，可以降低發(fā)動機振動的涉及程度，提高汽車的乘坐舒適性。.1發(fā)動機懸置系統(tǒng)模型的建立力學模型一般地，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的固有頻率通常在30HZ以下，遠比發(fā)動機最低的彈性模態(tài)頻率低的多，因此在研究發(fā)動機的低頻振動特性時，常假設發(fā)動機總成和車架為剛體。圖3-2發(fā)動機懸置系統(tǒng)力學模型對于采用四點支承的直列的發(fā)動機懸置系統(tǒng)，可建立如圖3-2所示的力學模型。定坐標系為G—，原點G取在發(fā)動機質(zhì)心處，軸平行于曲軸軸線，指向發(fā)動機前方；軸垂直于曲軸向上；軸按右手定那么確定。平動坐標系為Go—xyz，原點Go固結(jié)在發(fā)動機質(zhì)心處，靜平衡時，動定坐標系重合，剛體的廣義坐標為發(fā)動機質(zhì)心沿，，三軸向的平移x，y，z及繞x，y，z軸的轉(zhuǎn)角，，。其廣義坐標矢量記為。即有。②數(shù)學模型對上述發(fā)動機懸置系統(tǒng)力學模型可建立六自由度無阻尼自由振動方程?！?－1〕式中：—廣義坐標矢量—廣義加速度矢量—懸置系統(tǒng)質(zhì)量矩陣—懸置系統(tǒng)剛度矩陣〔3－2〕〔3－3〕 其中，在式(3－2)中，表示發(fā)動機總成的質(zhì)量，，，表示發(fā)動機繞對應下標軸的轉(zhuǎn)動慣量，，，表示發(fā)動機繞對應下標的平面的慣性積；在式(3－3)中，僅與懸置點的坐標位置有關(guān)，僅與懸置彈性主軸與定坐標系的方向角有關(guān)，僅與懸置彈性主剛度有關(guān)。.2發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計原那么 當前在汽車的總布置設計中，發(fā)動機可通過三點、四點支承形式布置在車架上，較早的發(fā)動機懸置布置多在風扇端設置一個或兩個支承點，而在飛輪端設置兩個支承點；新式的那么反過來，在風扇端設置兩個支承點，而在飛輪端那么放一個或兩個。這主要是根據(jù)發(fā)動機類型〔是汽油機還是柴油機〕，前后承載重量分配以及激振力情況而定的。三點支承的優(yōu)點是不管汽車怎樣顛簸、跳動，它總能保證各支承點處在一個平面上，這就大大改善了機體的受力情況。目前有很多汽車發(fā)動機即使是采用四點支承的也力求將飛輪端的那兩點盡量靠攏，以到達三點支承的效果。懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計通?？梢罁?jù)如下幾種原那么設計：①系統(tǒng)六自由度解耦或局部解耦通常，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的六個自由度的振動是耦合的，這樣導致發(fā)動機的振幅加大，振動頻帶過寬，要到達較好的隔振效果，那么需要使用更軟的懸置元件，這會導致柴油機及其動力總成有較大的位移，易與周圍零件發(fā)生干預，因此在設計時懸置應盡量采用解耦形式布置。從理論上講，當前后懸置的彈性中心與柴油機的質(zhì)心完全重合時，那么懸置系統(tǒng)在六個方向的振動完全解耦。但由于受到整車布置等各種條件的制約，完全解耦難以實現(xiàn)。事實上各自有度的解耦意義并非完全等同，如來自發(fā)動機的鼓勵主要是垂直方向和繞曲軸方向，因此只要在主要振動方向進行解耦即可，如采用V形對稱布置的支承形式等等。②打擊中心理論汽車行駛中，假設垂直鼓勵不通過柴油機質(zhì)心，將引起柴油機垂直振動和俯仰振動的耦合，柴油機垂直振動和傾覆振動的耦合。當柴油機剛體受到鼓勵力作用時，在柴油機剛體的振型曲線上存在著某一節(jié)點，此點的振動位移為零，即打擊中心。如應用打擊中心理論將發(fā)動機的前支承布置在激振力的作用平面內(nèi)〔氣缸體的橫向中心面處〕，后支承布置在打擊中心處，這樣可使前懸置在一旦受到干擾或沖擊時，后懸置的響應為零[3]。這就可以大大減輕激振力通過后支承向車身的傳遞，有效地減小汽車的振動。后支承位置可按〔3－4〕式確定：〔3—4〕式中：—發(fā)動機繞通過質(zhì)心的橫向主慣性軸ZZ軸的轉(zhuǎn)動慣量—發(fā)動機的質(zhì)量—發(fā)動機前支承到質(zhì)心的距離—發(fā)動機前支承到后支承間的距離③扭矩軸與彈性中心 當剛體繞任意方向的軸線旋轉(zhuǎn)時一般要產(chǎn)生一個使該旋轉(zhuǎn)軸改變方向的力矩，但是在這些任意方向的軸線中，必然存在一些軸線使剛體繞其旋轉(zhuǎn)時不產(chǎn)生改變該軸線方向的力矩，這樣的軸線就稱為剛體的主慣性軸，關(guān)于主慣性軸的轉(zhuǎn)矩就是主慣性矩。剛體內(nèi)外一般有無數(shù)的主慣性軸存在，但通過某一點只存在三個相互正交的軸，本文提出的柴油機主慣性軸即是指在質(zhì)心相互正交的三根主軸。當一個擾動力〔力矩〕作用于發(fā)動機的主慣性軸時，那么發(fā)動機沿此主慣性軸平動〔轉(zhuǎn)動〕。通常情況下，作用于發(fā)動機上的外力為繞曲軸的扭矩，而曲軸與主慣性軸不重合，因此，在此外力矩的作用下，發(fā)動機并不沿任何一根主慣性軸轉(zhuǎn)動，而是繞某一特殊的軸轉(zhuǎn)動，此軸即為扭矩軸。 如果傾覆力矩是發(fā)動機主要的外激振力，那么把前后懸置布置在扭矩軸上可以得到假設干模態(tài)的解耦，但由此引起的懸置恢復力矩很低，是不利因素，所以通常的布置是將懸置傾斜α角，使其彈性中心落在扭矩軸上，如圖3-3所示。④發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的配置固有頻率的配置就是發(fā)動機懸置系統(tǒng)的固有頻率應具有合理的分布，通過系統(tǒng)固有頻率的合理安排，圖3-3V型支承扭矩軸與彈性中心示意圖使系統(tǒng)容易避開共振區(qū)，減少發(fā)動機怠速鼓勵使整車產(chǎn)生的振動響應，以提高汽車的行駛平順性。.3懸置減振塊結(jié)構(gòu)型式發(fā)動機懸置減振塊主要存在兩種型式，一種是橡膠減振塊，一種是液力懸置。如圖3-4圖3-4液力懸置結(jié)構(gòu)及特性 從圖中可以看出，液力懸置的特性比橡膠懸置特性要好得多。圖3-5與懸置系統(tǒng)有關(guān)的評價工程在實際振動控制中，經(jīng)常采取的控制措施如圖3-6所示剛度阻尼怠速低頻振動降低或增加增加正常怠速振動降低降低行駛舒適性增加增加空鳴聲、發(fā)動機噪聲降低降低齒輪箱噪聲齒輪變速箱是機械設備中的常用的部件，在齒輪箱中，箱內(nèi)的齒輪嚙合以及軸承轉(zhuǎn)動所產(chǎn)生的振動，再加上它們所產(chǎn)生的振動鼓勵箱體產(chǎn)生的聲輻射，是主要噪聲源之一，因此必須考慮如何抑制箱體聲輻射和齒輪嚙合噪聲。抑制齒輪箱聲輻射有兩種方法；一種是提高箱壁聲輻射外表的剛度。例如將外表設計成曲面、或在壁上加筋；另一種是在壁上附加阻尼結(jié)構(gòu)，抑制壁板振動。齒輪箱齒輪噪聲通?？刹扇。糊X輪載荷較大時，可提高齒輪模數(shù)；提高加工和裝配精度；對齒輪作阻尼處理，如圖3－4所示。圖3-4齒輪加裝阻尼材料降低齒輪噪聲抑制軸承噪聲可在軸承上加裝阻尼襯套。制動系統(tǒng) 汽車制動時，行駛方向的慣性力和作用在輪胎上的地面制動力所形成的力矩會使前軸負荷增大，后軸負荷減小，從而加強了制動時整車的振動。研究發(fā)現(xiàn)主要是蹄片徑向彈性耦合、周向摩擦耦合，各個構(gòu)件的彈性耦合。研究方法：①臺架試驗②整車試驗③計算分析：有限元計算，模態(tài)試驗分析④低頻時認為剛體模型，高頻時認為彈性體模型主要結(jié)論：①制動尖叫主要由制動副的摩擦特性〔系數(shù)、外表光潔度、硬度〕、摩擦耦合特性決定。②其它構(gòu)件彈性決定尖叫的頻率和振幅③結(jié)構(gòu)因素，蹄的接觸形態(tài)〔包角等〕，試驗時蹄兩端接觸時易發(fā)生尖叫；中部先接觸叫聲小。控制方法：①增加制動底板的厚度，加強底板的剛度。②提高輪缸的支承剛度，改變蹄片的支承形態(tài)。③提高子結(jié)構(gòu)〔底板〕的模態(tài)頻率④減少本身的輻射噪聲車身與整車振動分析汽車平順性評價方法ISO2631-1:1997(E)標準規(guī)定，當振動波形峰值系效＜9〔蜂值系效是加權(quán)加速度時間歷程的峰值與加權(quán)加速度均方根值的比值〕時，用根本的評價方法－加權(quán)加速度均方根值來評價振動對人體舒適和健康的影響。根據(jù)測量，各種汽車包括超野汽車，在正常行駛工況下對這一方法均適用。用根本的評價方法來評價時，先計算各軸向加權(quán)加速度均方根值。具體有兩種計算方法①對記錄的加速度時間歷程，通過相應頻率加權(quán)函數(shù)的濾波網(wǎng)絡得到加權(quán)加速度時間歷程，按下式3-5計算加權(quán)加速度均方根值(3-5)式中，T為振動的分析時間，一般取l20s。頻率加權(quán)函數(shù)〔漸進線〕可用以下公式表示，式中頻率f的單位為Hz。②對記錄的加速度時間歷程進行頻譜分折得到功率譜密度函數(shù)，按下式計算

(3-6)2.輔助評價方法，當振動波形峰值系效＞9時，ISO2631-1：1997(E)標準規(guī)定用4次方根值的方法來評價，它能更好地估計偶爾遇到過大的脈沖引起的頂峰值系數(shù)振動對人體的影響，此時采用輔助評價方法振動劑量值為(3-7)〔二〕振動試驗數(shù)據(jù)的處理與振動規(guī)律確實定當汽車行駛時，汽車在某種車速工況下整車產(chǎn)生異常振動，如何判斷異常振動產(chǎn)生的原因是我們解決問題的關(guān)鍵，因此試驗時，在可能引起振動的部件與汽車底板上布置測點，采集汽車各測點的振動數(shù)據(jù)，并對相應數(shù)據(jù)作互相關(guān)分析，如圖3－8所示，通過數(shù)據(jù)的互相關(guān)分析確定產(chǎn)生振動的部件，并對相應部件進行控制。在汽車的傳統(tǒng)的部件中，發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計、傳動軸加裝中間支承〔提高臨界轉(zhuǎn)速〕、車架的有限元計算、前、后懸架匹配設計等方法，都是減少汽車整車振動的有效控制方法。圖3-8汽車振動數(shù)據(jù)的互相關(guān)分析汽車振動控制方法分析圖107怠速振動及產(chǎn)生原因種類正常怠速振動低頻怠速振動間歇怠速振動振動狀態(tài)連續(xù)連續(xù)間歇頻率范圍20～40Hz〔點火階次〕5～15Hz〔半個階次〕5～15Hz〔半個階次〕原因扭矩波動旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不平衡不平衡點火不均勻點火不穩(wěn)定圖145怠速振動的改善處理種類發(fā)動機處理發(fā)動機懸置系統(tǒng)處理正常怠速振動懸置設計降低剛度低頻怠速振動旋轉(zhuǎn)部件總成具有好的平衡每缸點火均勻性增加阻尼改善發(fā)動機能量吸收間歇怠速振動適宜的配氣相位恰當?shù)牡∷佘囁俚诙肼暦治龈椎谒恼侣暤目陀^屬性§4－1聲的特性參數(shù) 自然界中充滿著各種各樣的聲音，那么聲音的本質(zhì)是什么呢？ 從物理學觀點來說，它是一種波動。聲音是一種彈性波，當物體產(chǎn)生振動時，會引起物體外表空氣分子的振動，依靠空氣的慣性和彈性性質(zhì)，空氣分子的振動就以波的形式向四周傳播。 聲波傳遞能量的方式是動量的傳播。聲波的傳播中能量傳遞并不是質(zhì)點的移動來實現(xiàn)的。媒質(zhì)的質(zhì)點在此過程中僅在平衡位置左右振蕩，它的平衡位置并沒有變化。這種形式的振動稱波動。對正常人而言，聽覺系統(tǒng)所能感受到的聲音的頻率范圍，由實驗得出約為20～20000Hz。在此范圍內(nèi)的波通常稱為聲波，低于20Hz的波稱為次聲波，而高于20000Hz的波，稱為超聲波。聲的特性參數(shù)：頻率和周期、波長和聲速、聲壓、聲強、聲功率§4－2聲壓、聲強、聲功率 描述風力大小用l～12級。每一級對應于一定的風速范圍。天氣預報一般只說風力多少級，而不說風速多少。這樣做似乎不很精確，但一聽便知道風力多大，清楚明了。反之，如果天氣預報不講風力的級別而報風速多少，便可能因為風速的數(shù)值范圍太大，反倒覺得不能跟日常生活經(jīng)驗聯(lián)系了。聲學中的情況類似，從剛剛聽得出的聲強到人耳可能接觸到的最大聲強，數(shù)值相差10000億倍，即倍以上。在這樣廣闊的數(shù)值范圍內(nèi)描述其大小極不方便。所以聲學中也用聲級來描述聲的強弱。聲級包括聲強級、聲壓級和聲功率級等。這是一種無量綱的對數(shù)值，對數(shù)能壓縮數(shù)值范圍。 聲在氣體介質(zhì)中以疏密波的形式進行傳播，因此聲場中每一點的壓力都在平衡壓力上疊加一個瞬息變化的微小壓力，叫做聲壓，單位是〔Pa〕。聲壓瞬時值記作。測量聲壓的傳感器是傳聲器。聲音的強弱是由聲壓的有效值決定的。有效值就是均方根值，記作，對周期函數(shù)有：＝〔4-1〕 單位時間內(nèi)在某一點通過與某一方向垂直的單位面積的聲能量的平均值叫聲強，用符號表示，單位是W/。迄今還沒有能夠直接測量聲強的傳感器。只能用兩個聲壓傳感器通過信號分析及處理來間接測量聲強。 聲功率是聲波在單位時間內(nèi)沿傳播方向通過某一波陣面所傳遞的平均聲能量稱為平均聲能量流或稱聲功率，記作W，單位是〔瓦〕。聲功率不能直接測量，而只能根據(jù)聲壓和測量面等間接測量。 聲壓是就聲場中某一點而論的，聲強是就聲場某一點和某一方向而論的。而聲功率就某一聲源而論的。談論聲場中某一點的聲功率，或者談論某聲源的聲壓而不言明那一點，都是毫無疑義的?！?－3平面聲波的根本方程平面聲波的波動方程 當聲音的波陣面垂直于傳播方向的平面時，就稱其為平面聲波。遠離聲源的波可以近似地看作為平面波。平面波的波動方程〔一維波動方程〕為〔4-2〕球面聲波的波動方程波陣面是同心球面的波稱為球面波。其波動方程〔三維波動方程〕為〔4-3〕柱面聲波的波動方程波陣面是同軸圓柱面的波稱柱面聲波。其其波動方程為〔4-4〕§4－3頻譜和頻譜分析 如前所述，純音就是一種頻率的聲音，其瞬時聲壓如式〔4－5〕所示：〔4-5〕如果用頻率作橫坐標，作縱坐標，那么純音可用一條對應于頻率的縱線來表示〔〕〔a〕純音的頻譜〔b〕假設干種純音組成的頻譜〔c〕噪聲的連續(xù)譜 如果聲不是純音，但還是周期性的，且其周期為，那么聲壓為周期函數(shù)，記作，可按照富里葉級數(shù)展開成一系列頻率互成整倍數(shù)的余弦函數(shù)之和：式中,2,3,┄；上式可進一步寫成 式中的每一項都代表一種頻率的純音。第一項的頻率為0，“幅值”0/2就是在一個周期內(nèi)的時間平均值。以后各項頻率為，幅值為，相角為。式反映在圖上就是一組縱線，相鄰縱線之間的頻率間隔相等，都等于。所對應的頻率為基頻；>1所對應的頻率，為頻譜。這樣的圖就是頻譜。頻譜上相互分割的縱線叫譜線。因為各條譜線相互分割，所以叫離散譜。如果譜線的頻率間隔越來越小，譜線越來越密，最終連成一片，便成為連續(xù)譜，噪聲的頻譜都是連續(xù)譜。對于同樣的噪聲，用不同的分析方法得出的頻譜不同。帶寬分得越細，那么頻譜分析越精細，但所需設備越昂貴，所費時間也越多。噪聲控制工程中最常用的是倍頻程和1/3倍頻程分析。聲學上的白噪聲定義為，頻譜在所有頻率上幅值均等的噪聲。自然界井不存在真正的白噪聲。但也有能量分布在很寬的頻率范田內(nèi)、接近于白噪聲的噪聲。例如用鍾子敲鋼板時的噪聲就是。還有所謂紛紅噪聲，其幅值隨頻率增大而降低。之所以取名“白”或“粉紅”，是因為其頻率結(jié)構(gòu)與同名的光類似。此外，假設在一個相當窄的頻率范圍內(nèi)幅值顯著高于其他頻率，那么稱為窄帶噪聲。反之為寬帶噪聲?！?－4聲級和分貝通常聲級和聲功率級是以分貝表示的。這就允許我們使用對數(shù)而不用線性比例坐標。由于分貝是對所研究數(shù)量與一個任選叁考量之間的比值取以10為底的對數(shù)，因而對數(shù)值是無量綱的。因此，以分貝表示的量是選定的叁考量有關(guān)的數(shù)量級。其數(shù)學表達式為以下形式:：聲級=〔dB〕〔4-6〕一、聲強級聲強和聲壓一樣，是客觀存在的物理量。如前聽述，聲強是在聲場中單位時間內(nèi)，垂直聲波傳播方向單位面積上通過的能量。人的聽覺所能感受到的聲音，不但要有一定的頻率范圍，而且還要有一定的聲強范圍，聲強太小，聽覺感受不到，聲強太大，聽覺會受到損害。一般人聽覺能感受到的聲強范圍大約為～1W/，因此聲強級的定義為：=〔dB〕〔4-7〕式中：—所要研究的聲強;—基準聲強，=〔W/〕，相當于頻率為1000Hz的純音、健康人剛能感受到聲音的聲強。通常我們接觸到的聲音的聲強及聲強級如表4-1所示。表4－1幾種聲音的聲強與聲強級聲音聲強〔W/〕聲強級〔dB〕對應聲壓〔Pa〕最弱的能聽聲低聲耳語微風樹葉聲輕腳步聲穩(wěn)駛汽車通常談話高聲談話熱鬧街道噪聲火車行駛聲鉚釘聲飛機聲20102040506570809010011322二、聲功率級聲功率級是描述一個給定聲源發(fā)射的聲功率對應于參考聲功率W的關(guān)系。聲功率級定義為：=〔dB〕〔4-8〕式中—所研究的聲功率〔W〕；—W〔參考聲功率〕〔W〕例1：某一汽笛發(fā)出0.1W聲功率，試求其聲功率級。解：====1011=110〔dB〕是一個很大的聲源例2：某機器的額定功率級是125，試求其聲功率。解：====3.2 典型聲源具有的聲功率和聲功率級如表4-2所示。表4－2某些典型聲源具有的聲功率和聲功率級聲源聲功率〔〕聲功率級〔dB〕耳語談話聲一般喊叫聲卡車喇叭聲飛機發(fā)動機1507090110120三、聲壓級聲壓級和聲功率級一樣用分貝來表示，聲壓級定義為=〔dB〕=〔dB〕〔4-9〕式中—所研究聲壓的均方根值〔Pa或N/〕—國際參考聲壓，20Pa因為一般的年青人在20Pa的生壓時剛能聽到1000Hz的純音，所以把聲壓20Pa選作參考值。例3:某聲音的聲壓為2.5〔均方根值〕，試計算其聲壓級。解：==101.9〔dB〕這里值得提出的是，聲壓級和聲強級在數(shù)值上相同，但含義完全不一樣。四、分貝的計算設相加的聲壓級為，，…，，…，，按的定義得=dB聲壓比的平方為總聲壓級為：=dB或=dB這實際上反映了能量的線性疊加。同理，可得聲功率級求和及聲強求和公式=dB〔4-10〕=dB〔4-11〕式中—總聲功率級〔dB〕；—第個聲功率級〔dB〕；—總聲強級〔dB〕；—第個聲強級〔dB〕；例設＝90dB，＝95dB，＝88dB，求總聲壓級＝＝＝96.8dB表4－3為A，B兩個聲源不同聲級的計算表，當兩聲級差值為△L時，這兩個聲級的合成后的值為聲級大的值與δ之和。表4－3求合成聲級的計算表A和B的聲級差△L合成后的加值δA和B的聲級差△L合成后的加值δ012345678910分貝的減法在某些情況下要求從總的被測聲壓級中減去本底或環(huán)境聲壓級，以確定由單獨聲源產(chǎn)生的聲壓級，一般來說，本底聲壓級至少較所考慮的聲壓級低3dB，否那么測量無意義。分貝的減法與加法相似，本底噪聲可以表示為dB或所求聲源的聲壓級為：dB〔4-12〕或方便地表示為：dB在實際中需要進行兩項測量：⑴所研究機器運轉(zhuǎn)時的聲壓級—總聲壓級：⑵為所研究機器停止運轉(zhuǎn)時環(huán)境噪聲的聲壓級。例在某點假設機器停車時聲壓級＝85dB，而機器運轉(zhuǎn)時聲壓級為94dB，試求本機器在該點引起的聲壓級。解：＝＝＝93.4dB分貝的平均值在確定聲源的指向特性及求某點的平均聲壓級時要計算平均值。dB〔4-13〕例：設＝96dB，＝100dB，＝90dB，＝97dB，求平均聲壓級。解：＝＝97dB當兩次測量最大差值小于或等于5dB時，分貝的平均值可以算術(shù)平均值來近似：dB式中n—測點數(shù)目—第點測得的聲壓級〔dB〕當最大差值在5～10dB間時，那么可用下式近似：dB第五章噪聲的主觀評價§5－1響度級和響度巳經(jīng)說過，聲壓級相等但頻率不同的聲，聽起來不是等響的。人們通過大量試驗，將頻率不同但聽起來一樣響的聲壓級畫在聲壓級-頻率圖上，并連成曲線，便得等響曲線如圖5-1所示。由圖5-1看出，在同一條等響曲線上，反映聲的客觀強弱的聲壓級一般并不相同，但人耳主觀感覺卻是一樣響的。例如，聲壓級為67dB的100Hz純音，聽起來不過跟60dB的1000Hz純音一樣響。在討論人耳對聲音的主觀評價時，我們面臨著兩個問題。一個是定性的，即這個聲音響還是那個聲音響的問題。在此根底上的第二個問題是定量的，即這個聲音是那個聲音的幾倍響。通常用響度級和響度來分別解決這兩個問題。一、純音的響度級一個純音的響度級定義為等響的1000Hz純音的聲壓級，記為，單位為方〔phon〕。上述聲壓級為67dB的100Hz純音，既然聽起來跟60dB的1000Hz純音等響，那么它的響度級就是60方。當然，1000Hz的聲音同1000Hz的聲音相比，聲壓級高者聽起來響一些。結(jié)合響度級的定義，可知，響度越大那么越響。這樣，響度級解決了這個聲音響還是那個聲音響的問題。響度級越低、聲音越輕。響度級低到一定程度，聲音就聽不到了。在自由聲場中〔即不存在反射的聲揚〕中雙耳收聽的場合，聲音減小到人耳剛能聽到的聲壓級就定義為可聞閾〔見圖5-1〕。從另一方面看，可聞閾也圖5-1自由聲場中雙耳聽到的等響曲線是聲音增大到人耳剛能聽到時的聲壓。如前所述，計算聲壓級用的參考聲壓20Pa，是2000Hz純音剛能聽到的聲壓。因此，對應于2000Hz和0dB的點必定在可聞閾上。聲壓級超過135～140dB便會使聽覺機構(gòu)發(fā)生器質(zhì)性損害，因此將這個限值稱為痛閾。擴音器未調(diào)好時會發(fā)出刺耳的尖叫聲，使人耳朵作痛，那時響度級便在135方以上。二、純音的響度80方和40方相比，當然80方的聲比擬響。但是響多少？80方是否比40方響一倍？這就不能肯定。所以響度級只能定性地說明哪一個聲比擬響，但卻不能定量地說明響多少。和聲壓級一樣，響度級也是一個相對量，有時需要將它化為自然數(shù)，用響度來表示。響度的單位為宋〔sone〕，它表示聲壓為40dB的1000Hz純音產(chǎn)生的響度為1sone。響度與響度級的關(guān)系為〔5-1〕式中，S為響度〔sone〕；為響度級〔phon〕或者也可表示為=33.3lgS+40由上式知，響度級為40phon，響度為1sone，響度級為50phon，響度為2sone，響度級為60phon，響度為4sone，即響圖5-2sone〕和phon〕之間的關(guān)系度級從40phon開始，每增加10方，響度增加一倍。利用響度單位，可直接對兩種以上的聲音進行疊加，而響度級不能線性疊加。為了便于換算，phon與sone之間的關(guān)系由圖5-2所示?！?－2聲品質(zhì)一、鋒利度(sharpness)o我們把高頻段聲音占總體聲音中的比例稱為聲音的鋒利度。在噪聲頻譜分析中“重心值”是描述頻譜曲線形狀的，其值越高，聲音就越鋒利。鋒利度集成了指定響度級并做加權(quán)，別離于總響度〔這樣鋒利度和聲音大小有關(guān)〕。其中規(guī)定：中心頻率為1KHz、帶寬為160Hz的60分貝窄帶噪聲的鋒利度為1acum，鋒利度是描述了高頻段聲音對總響度的加權(quán)情況。鋒利度對聲音的舒適度影響很大，鋒利度越高，聲質(zhì)量越差?，F(xiàn)在，對鋒利度沒有一個統(tǒng)一的國際標準，但是對于鋒利度的測量和分析還是非常必要的。二、粗糙度(roughness)粗糙度這一心理聲學參數(shù)是和頻譜的調(diào)制位置、調(diào)制頻率、調(diào)制比率、調(diào)制大小等等有關(guān)。在調(diào)制頻率為70Hz調(diào)制比率為時的粗糙度最大。粗糙度還和頻譜位置有關(guān)?，F(xiàn)在已經(jīng)有幾種關(guān)于粗糙度計算的公式了。但是現(xiàn)在仍然沒有一個國際標準。但是毫無疑問的是，粗糙度的計算和分析是非常必要的。粗糙度的單位是asper。粗糙度和中心頻率，調(diào)制頻率，調(diào)制比率以及聲壓大小都有關(guān)系。頻率調(diào)制的純音信號所產(chǎn)生的粗糙度和幅值調(diào)制的純音信號根本相同。作為參考信號，粗糙度為1asper的信號是一個幅值調(diào)制的1KHz正弦波純音信號，m=1,調(diào)制頻率為70Hz，聲壓級為60分貝。三、起伏度起伏程度是和粗糙度相對應的量，但是起伏程度卻更適合評價20Hz以下調(diào)制頻率的聲音。人的聽力對高頻率調(diào)制聲音的粗糙度敏感，而對低頻率調(diào)制聲音的響度起伏程度敏感。在4Hz頻率左右的調(diào)制聲音其起伏程度最大。而調(diào)制頻率為20Hz的聲音，用起伏程度和粗糙度都難以很好的對其粗糙度進行評價，我們把這種調(diào)制聲音的粗糙度叫R粗糙度，因為字母R在德語中的發(fā)音和R粗糙度的效果很類似。而在實際工作中經(jīng)常遇到的“rumbling”的聲音也是屬于R粗糙度的評價范圍。起伏程度的計算也沒有國際標準，當然也有各種方法來計算聲音的起伏程度，其單位為vacil起伏程度是評價人的聽覺對緩慢移動的調(diào)制聲音的感受。影響起伏程度的幾個因素：①起伏的比例；，②聲壓級大??；調(diào)制的程度；起伏程度的標準參考聲頻率為1KHz、聲壓級為60分貝的純音信號在頻率調(diào)制為4Hz時的幅值調(diào)制度為100%這樣的聲音其起伏程度為1vacil§5－3計權(quán)聲級前面討論的響度是感覺量，能定量地描述人對噪聲的感受程度。其間考慮了頻率對感覺的影，根據(jù)人耳對不同頻率的聲音有不同靈敏度的特性，在許多聲學測量儀器中設計了一種特殊的經(jīng)過一定計權(quán)的濾波器稱為計權(quán)網(wǎng)絡。經(jīng)過計權(quán)網(wǎng)絡測量的聲級，已經(jīng)考慮了人耳聽覺的特性，因此與人的主觀感覺有較好的相關(guān)性。一、三種計權(quán)聲級在評價組成某噪聲的各頻帶聲壓級總的后果時，假設測試儀器僅簡單地將它們按能量法那么相加，那么反映不出這種由頻率影響引起的感覺上的差異。因此，人們試圖使測試儀器〔聲級計〕模仿人耳的特點，也能對聲壓級相同但頻率不同的噪聲產(chǎn)生不同的“感覺”。一種較為簡單的方法是，對各頻帶聲壓級按其中心頻率進行修正，然后按能量法那么相加，修正可在儀器內(nèi)自動進行。方法是將聲信號經(jīng)網(wǎng)絡濾波，使有些頻率成份衰減掉一些，而使另一些頻率成份增強一些。修正后的各頻帶聲壓級與等響的1000Hz純音的聲壓級接近。這種方法叫做加權(quán)或計權(quán)。然后按能量法那么相加，便得計權(quán)聲級。目前國際上最常用的計權(quán)方法有三種，反映在聲級計上就是A計權(quán)，B計權(quán)和C計權(quán)。它們是從等響曲線出發(fā)，對不同頻率的聲音信號進行不同程度的衰減，使儀器能近似地符合人耳對聲音的響應。A計權(quán)網(wǎng)絡是模擬人耳對40Phon純音的響應，它使電信號中的低頻段有較大的衰減。在噪聲測量中多以A網(wǎng)絡測得的聲級代表噪聲的強弱。B計權(quán)網(wǎng)絡是模擬人耳對70Phon純音的響應，它使電信號通過時，低頻段有一定衰減。C計權(quán)網(wǎng)絡是模擬人耳對l00Phon純音的響應，在整個頻段中有幾乎是平直的響應。它讓所有頻率的電信號幾乎一樣地通過。因此C網(wǎng)絡代圖5-3A、B、C計權(quán)網(wǎng)絡頻率響應特性表了聲頻范圍內(nèi)總聲級。最近某些聲級計又設置了D網(wǎng)絡來評價飛機噪聲。三種計權(quán)網(wǎng)絡的頻率響應曲線如圖5-3所示?？梢钥闯?，對于A檔在低頻范圍衰減相當大，在l250～5000Hz反而略有提高。對于C檔，在可聽聲范圍內(nèi)根本上是平坦的。對于B檔那么介干兩者之間。在有些聲級計中還設置D檔計權(quán)網(wǎng)絡，對高頻聲作了較大補償，主要用于評價航空噪聲。聲級計上不經(jīng)計權(quán)網(wǎng)絡濾波的那么稱為線性檔。大量的試驗研究說明，A計權(quán)聲級與人的主觀感覺、煩惱程度、聽力損失程度均有較好的相關(guān)性，它已被許多采用作為標準中的一個重要評價量。經(jīng)過A，B，C三檔計權(quán)網(wǎng)絡濾波后測得的各頻帶聲壓級按能量法那么相加所得之總聲壓級叫做A，B，C計權(quán)聲級，簡稱A，B，C聲級，分別記為，，，單位都是dB，不過分別加上A，C·成為dBA，dBB，dBC。線性檔記為。目前在噪聲控制中，廣泛采用A聲級作為噪聲評價的主要指標。原先規(guī)定，A聲級只是在55方以下時才近似地表示響度級，也就是說，A計權(quán)僅用于55dB以下的聲壓級；55～85dB聲壓級要用B計權(quán)；85dB以上的聲壓級要用C計權(quán)。不過近年來的研究工作及實踐經(jīng)驗說明，即使對于較高的聲級，用A聲級評價與用其它指標進行評價所得結(jié)果根本上是互相協(xié)調(diào)的，這說明A聲級與其他評價指標間有某種內(nèi)在聯(lián)系，能從聽力損傷和煩惱兩方面反映出人對噪聲的響應。由于A聲級容易直接測定，并且A計權(quán)網(wǎng)絡的衰減特性是完全確定的，用A聲級評價易于對不同的測量結(jié)果進行比擬，因此把A聲級作為噪聲評價的指標是很適宜的。二、A計權(quán)聲級的計算噪聲控制工程中，經(jīng)常需要把倍頻程或工1/3倍頻程聲壓級換算成A計權(quán)聲級和總聲級。例如對某一聲源采用噪聲控制技術(shù)時，根據(jù)各頻帶的降噪隔噪效果估計值可預測可望到達的各頻帶聲壓級，再換箕成A聲級。又如測定各頻帶聲壓級時，可將測得的數(shù)據(jù)換算成A聲級，并與儀器直接測得的A聲級比照，作為一種校驗。由各頻帶聲壓級換拓成A聲級時，可從各頻帶聲壓級加上該頻帶中心頻率所對應的A計權(quán)修正值，然后以能量為根底相加得〔5-2〕式中，為第個頻帶的聲壓級，為第個頻帶所對應的A計權(quán)網(wǎng)絡修正值，簡稱A修正，以dB為單位。A修正可由表5-l查得。值得注意的是；在評價減噪措施的實際效果時，單憑A聲級的減少量是不夠的，必須同時給出噪聲頻譜的變化。通常所說的噪聲級，如果不加特別說明，指的就是A聲級。其單位為dB，不一定記為dBA。例2－2試由以下倍頻程聲壓級計算總的A聲級中心頻率63125250500100020004000800016000聲壓數(shù)74667161607582808790解：對應于各中心頻率的A修正如下：中心頻率63125250500100020004000800016000〔dB〕0＝＝90dBA表5-1不同頻帶的A修正中心頻率〔Hz〕A修正〔dB〕中心頻率〔Hz〕A修正〔dB〕1016202540506380100125160200250315400500630800100012501600200025003150400050006300800010000125001600020000－0§5－4噪聲評價曲線和噪聲評價數(shù)一、噪聲評價曲線A聲級是單一的數(shù)值，是噪聲的所有頻率成分的綜合反映。用A聲級對噪聲作主觀評價的優(yōu)點是簡單方便，缺點是不能準確地反映出噪聲源的頻譜特性。一個噪聲的各個頻帶對人的干擾程度是不同的。只要其中有一個頻帶的干擾到達一定程度，人就會感到不舒服。但是A聲級卻可能還反映不出這種不舒服，因為它只是所有頻率成分的綜合反映。拿學生的考試成績打比方A聲級相當于總分。兩個學生總分一樣，可能其中一個各科成績差不多，另一個卻是偏科的：數(shù)學物理得總分值，可是語文不及格。評定成績優(yōu)劣時，一種方法是只看總分；便看不出偏科的問題。另一種方法是看各科成績：只要有一門比方語文不及格，就把他打人不及格學生的一檔里去。當然，為此先要制訂出及格的標準線，例如語文總分值為100分，及格線為60分；生物總分值為70分，那么42分算及格；而數(shù)學總分值為120分，那么72分才及格。類似地，為了說明某噪聲各頻帶中干擾最強的頻帶糟糕到什么程度，需要一組具有相同干擾程度的聲壓級-頻率曲線，作為圖5-4噪聲評價曲線衡量及格與不及格的尺度。國際標準化組織(ISO)提出的噪聲評價曲線〔取其英文名noiserating之縮寫，稱為NR曲線〕正是順應這一需要而產(chǎn)生的〔圖5－4〕。在同一條噪聲評價曲線上，各倍頻帶的聲壓級可認為具有相同程度的干擾〔注意，相同程度的干擾并不意味著等響〕二、噪聲評價數(shù)每一條噪聲評價曲線都對應于一個噪聲評價數(shù)NR，規(guī)定NR值等于該曲線上中心頻率為l000Hz的倍頻帶聲壓級的分貝整數(shù)，但無量綱。每一條噪聲評價曲線都可以被選作評價一個噪聲是否許可的標準。例如規(guī)定以NR＝80為標準，那么某噪聲倍頻帶頻譜中只要有一個頻帶的聲壓級超出NR80曲線，使認為該噪聲超出了許可標準。但假設將噪聲標準放寬到NR＝85，那么該噪聲又可能成為符合許可標準的了。三、根據(jù)噪聲評價數(shù)確定噪聲評價曲線考慮到高頻噪聲對人體的干擾比低頻噪聲更為嚴重，所以各條噪聲評價曲線高頻段的聲壓級控制的低些，而低頻段控制的高些。噪聲評價數(shù)NR跟與它對應的噪聲評價曲線上的個倍頻帶聲壓級的關(guān)系式如下：＝式中，，為常數(shù)，單位是dB，數(shù)值見表2-5。表5-2NR曲線的、數(shù)值表中心頻率〔Hz〕631252505001000200040008000〔55.4〕120〔0.681〕表中對應于＝1000Hz有＝0，。這說明任何一條噪聲評價曲線的NR數(shù)值與該曲線l000Hz倍頻帶聲壓級的數(shù)值一致。因此，任何一條噪聲評價數(shù)為NR的噪聲評價曲線都通過分貝值等于NR的1000Hz所對應的那一點。四、根據(jù)噪聲頻譜確定噪聲評價數(shù)如果一個噪聲的倍頻程頻譜正好與某一條NR曲線相吻合，使以此NR值作為該噪聲的噪聲評價數(shù)。不過，實際的噪聲頻譜不會正好與某一條噪聲評價曲線一致。通常規(guī)定在保證噪聲頻譜不超出評價曲線的條件下，以最靠近噪聲頻譜的評價曲線來確定該噪聲的噪聲評價數(shù)。五、根據(jù)噪聲評價曲線確定A計權(quán)聲級設某個噪聲的倍頗程頻譜正好與某一條噪聲評價曲線一致，那么它一方面具有該NR曲線的噪聲評價數(shù)NR，另一方面它的第個倍頻帶聲壓級可由式〔2-14〕確定，所以具有確定的A計權(quán)聲級。可見每一個噪聲評價數(shù)NR對應著一個A聲級值，其關(guān)系為:＝式中，為A修正，見表2-1，，為第個倍頻帶的系數(shù)，見表2-2。近似地可寫成＝0.8NR＋18〔dBA〕，當<75dBA＝NR＋5〔dBA〕，當>75dBA例2-3NR=40和80，分別求對應的。解:NR＝40，那么由式〔2-16〕，得＝50dBA；NR＝80，那么由式〔2-17〕，得＝85dBA。注意，反過來，根據(jù)給定的求對應的NR是沒有意義的。因為給定噪聲之后。它的各倍頻帶聲壓級的分布并非唯一確定的。六、噪聲評價曲線在降噪工作中的應用如果某噪聲的倍頻程頻譜在某個頻帶上超出了規(guī)定的噪聲評價數(shù)所對應的噪聲評價曲線，那么只要針對這個頻帶采取降噪措施使之不超出規(guī)定的噪聲評價曲線即可，而不必全面降低其它各頻帶的噪聲。ISO的NR曲線的噪聲級范圍是0～130dB，適用于中心頻率從31.5Hz到8000Hz的9個倍頻程。我國采用ISO的NR曲線。美國1957年制定類似的噪聲標準曲線NC〔noise－criteriacurves〕，l971年又制定優(yōu)先噪聲標準曲線PNC〔preferrednoise－criteriacurves〕。§5－5等效連續(xù)A聲級一、穩(wěn)態(tài)噪聲與非穩(wěn)態(tài)噪聲上述各種主觀評價指標主要用于評價短時間內(nèi)的噪聲或者雖然長時間作用著，但卻是穩(wěn)態(tài)的噪聲。當噪聲的A聲級隨時間起伏變化時，就成為非穩(wěn)態(tài)噪聲。對非穩(wěn)態(tài)噪聲就不能用前述對穩(wěn)態(tài)噪聲的評價方法，而要用其他方法。方法之一是從能量平均值的角度來評價噪聲，這就是等效連續(xù)A聲級，簡稱等效聲級，記作。二、等效連續(xù)A聲級等效連續(xù)A聲級的定義為：＝〔dBA〕〔5-3〕式中，T為考察的總時間，為隨時間變化的A聲級。這個定義式是建立在按能量平均的根底上的。如果噪聲是穩(wěn)態(tài)的，即為常數(shù)，等效聲級就是該噪聲的A聲級。式〔〕適用于為時間的連續(xù)函數(shù)、而且對它作連續(xù)測量的場合。但是，實際問題中，噪聲往往隨時間作階躍性的變化，即在一些時間段內(nèi)噪聲近似是穩(wěn)態(tài)的，A聲級變化不大；但在不同的時間段內(nèi)，A聲級卻有顯著變化，例如電冰箱，織布車間的噪聲是穩(wěn)定的，但對出入于車間的機修工來說是階躍的。內(nèi)燃機穩(wěn)定在一種工況下工作時的噪聲有一個穩(wěn)定的A聲級；變換一種工況，就有另一個穩(wěn)定的A聲級，于是可按聲級的不同劃分為假設干個時間段來求：＝〔dBA〕式中，為第個時間段內(nèi)的A聲級，為第個時間段與總時間之比。另一些情況下，雖然是時間的連續(xù)函數(shù)，但對應的測定和記錄卻是間斷的，便也用〔2－19〕計算。測得某柴油機在10小時內(nèi)各時間段的平均A聲級如下表，求等效聲級。時間〔h〕13平均A聲級80757779解：＝

＝＝78.5dB＝79dB第六章噪聲的測量及儀器§6－1引言評定噪聲環(huán)境，制定噪聲級標準等都需要進行噪聲測量，噪聲測量的另一目的是為了測定某一機器部件的噪聲級并查明其噪聲源。這對評價機器的品質(zhì)、控制其噪聲是必不可少的。聲學測量還被廣泛地應用于研究吸聲材料和吸聲結(jié)構(gòu)，隔聲構(gòu)件、各種消聲結(jié)構(gòu)元件時聲學特性。大型、重要設備的工作狀態(tài)監(jiān)測也離不開噪聲測量。聲音的主要特征為聲壓、頻率、質(zhì)點振速聲功率聲強等。其中聲壓及其頻率分布是兩個主要參數(shù)，也是測量的主要對象。為了精確地測量聲源輻射的聲壓，必須有精密的傳聲器和放大器，記錄儀器以及特定的聲學測量環(huán)境，三者缺一不可。為了了解噪聲隨頻率的變化情況，還需要將記錄的噪聲送入頻譜分析儀器中進行進一步的分析。這些頻譜分析系統(tǒng)都采用高速計算機及快速傅利葉變換技術(shù)，能夠快速地、甚至實時地得到噪聲的各種信息。圖3－1為噪聲測量系統(tǒng)的示意圖。圖6-1噪聲測量系統(tǒng)的示意圖除了聲壓和頻率測量以外，不少機器設備允許聲級的指標用它的聲功率級表示。此外，由第一章所述，聲強為聲場中某點處，在一個與指定方向垂直的單位面積上單位時間內(nèi)通過的平均聲能，故聲強測量有其獨特的優(yōu)點，尤其隨快速博利葉變換技術(shù)的出現(xiàn)和計算機的開展，聲強窄帶譜分祈的處理得到了較好的解決，聲強測量也受到普遍的重視?！?－2噪聲測量環(huán)境一、近場和遠場當聲音以平面波傳播時，聲壓與質(zhì)點、振速同相，此時聲強。但大多數(shù)聲源并不輻射平面聲波，聲壓與質(zhì)點的、振速不同相，上式就不適用丁?？拷曉礈y得的聲壓可能有很大的起伏，而隨距離的變化聲壓有許多分布很密的最大最小值。這個靠近聲源的區(qū)域稱為近場。由于近場聲壓的波動性，所以一般不能以近場測得的聲壓級來估計聲源的聲功率，也不用它來預測遠場的聲壓級。聲源的近場范圍大小是聲頻率聲聲源尺寸的函數(shù)。根據(jù)經(jīng)驗，近場范圍通常取為l～2倍的聲源特征尺寸，另一方面，測點位置離聲中心〔近似取為聲源的幾何中心〕距離r必須大于感興趣頻率波長，r>λ＝c/f，以忽略近場效應。在遠離聲源的地方，質(zhì)點振速和聲壓成為平面波的簡單關(guān)系，這一區(qū)域通常稱為遠場，遠場具有如下特性：⑴當聲源為球面聲波時，聲壓與離聲源中心的距離r成反比；⑵聲壓與噪聲符合的關(guān)系通常滿足以下條件就可以認為是遠場；⑴離聲源外表最近的距離至少等于感興趣頻率的一個波長；⑵離聲源最近的外表距離至少要等于聲源的特征尺寸。在遠場中，離聲源距離每增加一倍、聲壓下降一倍，即衰減6dB。故可以用遠場內(nèi)的聲壓級來估計聲源的聲功率，也可以用遠場中一處的聲壓級預計另一位置的聲壓。 除特殊需要外，如噪聲源的識別、聲源的聲壓級或聲功率測量均在遠場進行。圖6－2顯示了穩(wěn)態(tài)時的聲壓級與測點距聲源距離r的關(guān)系。圖左邊的一條虛線是近場和遠場的分界線，這條虛線的右測局部的一條近似直線，是當距離增加一倍，聲壓級下降6dB的局部。二、自由聲場和混響聲場圖6-2聲壓級隨聲源距離變化的關(guān)系上面所述的近場和遠場都是在忽略外界干預的清況下討論的。實際上，聲波從聲源向外輻射時，聲能的一局部在傳播過程中總要遇到障礙物，并被反射回聲源處，在離聲源較近處，聲場中只有聲源直接輔射的直達聲，就稱為聲源的自由聲場或直達聲場。相反，在干預具有主要效應的區(qū)域，直達聲不起作用，就稱為聲源的混響聲場。如果聲源輻射的是純音，那么由于聲音在室內(nèi)形成駐波，使混響聲場的聲壓足位置的函數(shù)；如聲源是寬帶的，并存在反射面時，混響聲壓是較均勻的，圖3-2右邊的虛線表示了自由聲場和混響聲場的分界線，此線的位置是聲源所在環(huán)境的函數(shù)。在實際測量中，假設聲源直達聲的奉獻超過混響聲時，就可以認為進人了自由聲場。由上面可以知道，自由聲場是只有直達聲而無反射聲的聲場。在實際環(huán)境中要獲得這樣的聲場是很困難的，要做到絕對沒有反射聲的影響也是不可能的。但只能使反射聲盡可能小，一致和直達聲相比可以忽略不計，即可以獲得一個近似的自由聲場。在實際測量中獲得自由聲場的方法很多。如可以將聲源懸用于半空中，周圍設有反射場，這時聲源輻射的聲場就是自由聲場。但這種方法易受氣候影響。有條件的地方可以建立具有自由聲場特性的試驗室——消聲室。但消聲室的建立需要大量的資金，一般的單位不具備這樣的條件。在這些研究中還需要建立具有混響聲場特性的實驗室—混響窒。三、