基于胶带密封法的汽车各密封部位动静态泄漏噪声的试验研究*

2021-06-09杨志刚彭里奇

汽车工程 2021年5期

杨志刚，彭里奇，沈哲，3，陈力

（1.同济大学，上海地面交通工具风洞中心，上海 201804；2.上海市地面交通工具空气动力与热环境模拟重点实验室，上海 201804；3.同济大学机械工程博士后流动站，上海 201804；4.北京民用飞机技术研究中心，北京 102211）

前言

随着汽车产业的发展，车内噪声成为评价汽车性能的重要指标。高速行驶时，气动噪声在车内噪声中占主导地位［1］。汽车气动噪声一般可分为外形噪声与泄漏噪声两类［2］。研究结果表明，泄漏噪声对车内噪声的贡献较外形噪声更大［3］。

目前常用的泄漏噪声研究方法主要包括道路试验与风洞试验［4-6］，对车辆不同部件泄漏噪声特性的研究已有一定进展［7-9］，尽管国内该领域研究开展相对较晚，对相关试验方法亦有较为完善的总结［10］。但上述试验方法都无法对泄漏噪声各环节贡献进行分离，难以进一步分析不同噪声源与传声路径的贡献及特性，给后续通过改进密封结构设计与工艺提高泄漏噪声水平带来障碍。

本文中采用胶带加强密封对比方法，通过风洞试验对车门、侧窗、天窗和风窗等车身部件的动态泄漏噪声进行了测量，此外还采用静态车身隔声试验的新方法对相应部件的静态泄漏噪声性能进行补充测试。对比风洞试验与静态车身隔声试验结果，分析汽车各部件动静态泄漏噪声特征，评价不同噪声源与传声路径对泄漏噪声的贡献，分离不同机理产生的泄漏噪声，较现有方法对车辆泄漏噪声发声与传声各环节有更清晰的认识。

1 泄漏噪声概述

1.1 泄漏噪声产生机理

泄漏噪声指因密封系统而增加的车内气动噪声，可分解为噪声源与传声路径两方面，图1所示为车门密封位置泄漏噪声的产生机理。其中噪声源部分包括：

S1.空腔噪声，密封件与车身钣金件间或钣金件本身因设计、加工等因素，使车身表面存在一定空腔，气流在空腔处流动激发共振噪声；

S2.脉动压力噪声，密封胶条等部件受外部流体脉动压力作用，振动产生的噪声；

S3.气吸噪声，在内外压差作用下，气体通过密封胶条与车身间缝隙流动产生的噪声，无密封间隙时不存在此噪声。

无密封间隙时，脉动压力主要引起密封件振动噪声，其振动同时也是密封间隙产生的原因之一。当密封间隙产生后，气吸噪声成为主要噪声源。

传声路径部分包括：

W1.空气传声，当存在密封孔隙时，车外噪声通过空气传入车内；

W2.固体传声，车外噪声通过胶条等密封结构，通过声透射方式，经固体传声方式传入车内。

1.2 泄漏噪声研究方法

车辆泄漏噪声研究方法主要包括仿真研究方法与试验研究方法。现阶段仿真研究方法无法对整车级别的车辆泄漏噪声特性进行模拟，多用于对车辆特定部件、结构、密封形式的泄漏噪声研究。

图1 泄漏噪声产生机理示意图

试验研究方法主要包括实车的道路试验与风洞试验，通过在试验过程中对车辆车身表面各部件结合缝隙与沟槽进行胶带密封处理，对比密封前后车内噪声进而得到泄漏噪声有关特性。其中，道路试验无法排除动力系统噪声、道路噪声等其他噪声源影响，对于泄漏噪声的敏感性不佳。同时，道路试验受到外界环境的影响，难以保证试验工况一致性，存在试验重复性差、数据可靠性不佳等问题。因此，道路试验在泄漏噪声的研究中局限性较大，风洞试验是目前最为常用的泄漏噪声研究方法。

风洞试验中不存在其他噪声源干扰，能准确地对气动噪声进行测量。同时，风洞试验能保证试验外部环境稳定，试验重复性、可靠性较佳。通过风洞试验可从整体上分析泄漏噪声特性，也可针对具体部件进行分析。然而对于泄漏噪声研究，在车辆外表面进行外加密封后，其噪声源与传声路径均受到影响。由于泄漏噪声发声与传声的多个环节被改变，风洞试验无法对某一具体环节在泄漏噪声整体中的贡献占比进行研究。

为分离各噪声源与传声路径的影响，本文中引入了静态车身隔声试验。静态车身隔声试验通过对置于确定外部声场的静止车辆进行胶带密封试验，测量静态下各密封结构的密封缝隙对于传递噪声的影响。车外没有气流，因此不存在气动噪声源。车内噪声由车外噪声通过各传声路径传入车内。与风洞试验类似，外加密封后通过孔隙传声传入车内的噪声大大减小而声透射受影响程度有限，因此其结果主要反映密封缝隙对于传递噪声的影响，可作为风洞试验的合理补充。

2 试验介绍

2.1 试验平台

本文中进行的试验包括整车风洞试验与整车静态车身隔声试验，风洞试验在同济大学上海地面交通工具风洞中心整车气动声学风洞中完成。该风洞为3∕4开口回流式整车风洞，喷口尺寸27 m2，试验段长度15 m，最大风速可达250 km∕h，风洞自由声场空间为半径6.2 m、高7 m圆柱区域，背景噪声水平在160 km∕h试验风速下低于61 dB（A）。

静态车身隔声试验在前述风洞中心整车环境舱完成，通过试验设备合理布置一定的混响时间，使得舱内各处声幅值、频率参数基本一致，近似达到混响室效果，满足静态车身隔声试验需求。试验使用环境舱尺寸为：12.3 m×5.7 m×6 m，各面均为纯钢制壁面，反射系数均大于0.95，具体试验平台设置如图2所示。

图2 静态车身隔声试验示意图

2.2 试验设备与测试对象

试验采用的试验设备包括：HEAD acoustics公司SQLAB III多通道数据采集系统；G.R.A.S.40AO型1∕2英寸自由场传声器；HEAD acoustics公司Artemis分析软件。试验测点位置位于车辆前排座位，静态隔声试验中在车外对应位置布有测点，高度距离座椅70 cm，距离头枕10 cm处。

试验测试对象选用某紧凑型两厢车，该车型车身密封系统较弱，泄漏噪声相对更为显著，能更明显地观察试验现象，便于对研究对象进行分析。

2.3 试验方法

本文中，风洞试验与静态车身隔声试验均采用胶带密封法，先将试验车辆车身表面各部件结合缝隙与沟槽均使用密封胶带进行密封处理，如图3所示，对比某一确定部件在有无外加密封的不同工况下测得的车内噪声或车身隔声量大小，在风洞试验与静态车身隔声试验中，可分别获得该部件在不同机理下产生的泄漏噪声贡献量。对各部件分别进行上述处理，最终得到不同密封部件对汽车泄漏噪声的贡献量。

图3 胶带密封法示意图

2.4 试验工况与流程

本文试验分为风洞试验与静态车身隔声试验两部分，两者工况基本一致，主要包括：未进行外加密封的初始工况，对所有缝隙与沟槽进行胶带密封的全密封工况，以及上述两种工况之间的过渡工况，即去除部分外加胶带密封的中间工况。重点关注部件包括：车门、侧窗、天窗、前后风窗。

分别在气动声学风洞与环境舱中对上述工况进行试验。风洞试验，测试时将试验车辆放在风洞驻室试验段中心位置。各工况试验风速均为140 km∕h，试验偏航角均为0°，静态车身隔声试验中试验舱内噪声始终设置为90.8 dB（A）。试验具体流程如下：

（1）在试验场地中将试验设备测试安装完毕后，将试验车辆外表面处理为全密封状态，测试该状态下车内外噪声；

（2）在全密封状态的基础上，分别揭去测试车辆四门、四窗、天窗、前后风窗处的密封胶带，测试车辆内外噪声水平；

（3）去除测试车辆外表面所有的密封胶带，使测试车辆处于基准状态，测试车辆内外噪声水平。

3 试验结果分析与讨论

试验数据分析均使用A计权的1∕3倍频程谱，选取样本长度为4 096，重叠率50%，窗函数采用Hanning窗。

3.1 各个部件贡献量

风洞试验不同密封状态下测得的车内噪声频谱如图4所示，因4 000 Hz以上频段各工况噪声特性差别较小，为便于区分不同工况结果，图中给出频谱范围为100~4 000 Hz。由图可见，去除不同位置的胶带密封后，车内噪声的变化规律不尽相同，不同密封件对某一确定频段的影响差别较大，各密封结构共同影响车内噪声特性。综合分析，外加胶带密封对中低频段的车内噪声影响较大，对高频段噪声影响相对小。对比类似研究［3］，不同车型车辆表现出了不同的动态泄漏噪声特征，表明不同车型泄漏噪声各环节贡献不同。

图4 风洞试验不同密封状态车内噪声频谱

风洞试验测得的各部件对车内噪声贡献量如图5所示。由图可见：车门对车内噪声的贡献较大，其贡献主要在中低频段，特别在约200~800 Hz的低频段，车门的贡献占据主导；天窗的贡献集中在1 000~2 500 Hz频段内，特别在1 000~2 000 Hz的频段，天窗与车门共同主导了密封结构对车内噪声的影响；在2 500 Hz时，各部件对车内噪声都有较为明显的贡献，在这一频段，密封工况相对于全密封工况噪声性能差距最大；侧窗在2 500和8 000 Hz附近存在贡献量的峰值，且在8 000 Hz以上的较高频段其贡献占主导；而在5 000~6 000 Hz时，风窗与侧窗为主要噪声源。

图5 风洞试验各部件车内噪声贡献量

静态车身隔声试验测得车外噪声、全密封工况与基准工况下的车内噪声以及两工况下车内外隔声量，如图6所示。胶带密封没有改变车身结构密封性能的基本特征，密封前后隔声量随频率变化的趋势基本一致。在试验测得的频率范围内，车身结构的隔声性能基本呈现出噪声频率越高、隔声量越大的特点。外加密封对几乎全频段的隔声性能都有所改善，但在不同频段改善的幅度有所不同。

图6 静态隔声试验结果对比图

车身表面各部件，包括车门、侧窗、天窗、前后风窗及其他对静态泄漏噪声的贡献如图7所示。总的来说，外加密封对于100 Hz左右的低频声以及800 Hz左右的中低频声影响最大。车门对于车内噪声的影响在较多频段上占主导，特别是在250 Hz以下、400 Hz及10 kHz等频段。侧窗对噪声的影响在8 000 Hz附近频段相对较大，而风窗则在5 000 Hz处影响显著。天窗的影响在中低频相对突出，但整体而言对噪声的影响较小。在1 000-5 000 Hz频段上，各部件共同影响车辆泄漏噪声性能，但总体上对隔声量的改变不显著。除上述部件以外的其他密封结构，其综合作用同样在某些频段对静态泄漏噪声有着较大的影响。

图7 静态车身隔声试验各部件隔声量贡献量

观察试验数据，在静态车身密封试验中，几乎所有部件的贡献量都在某些频段出现了负值，这一现象在风洞试验中同样被观察到。分析认为，该现象是胶带密封的试验方法一定程度上改变了密封结构特征，影响部件支撑结构模态和传声特性造成的。对于胶带密封试验法带来的额外影响及其在其他试验中的适用性等问题应加以关注与研究。

3.2 不同密封结构影响泄漏噪声特征

通过对比风洞试验与静态车身隔声试验测得各部件泄漏噪声贡献，在现有分析方法的基础上，将各部件泄漏噪声中发声环节与传声环节的贡献进行分离，确定由该部件产生的泄漏噪声中不同机理噪声的占比，得到该部件的泄漏噪声特性。

（1）车门

车门密封结构为挤压型活动密封，密封结构处密封空腔与车身钣金接缝等都相对大，且由于外界负压的影响，随行驶速度提高，其动态密封也会逐渐变差，对实际泄漏产生较大影响。

图8 为车门在不同试验条件下噪声贡献的对比。由图可见，在250-3 000 Hz的宽频区域，风洞试验车门对车内噪声的贡献量都明显大于静态车身隔声试验。在车辆各气动声源中，空腔噪声主要为中低频噪声，而气吸噪声主要为中高频噪声。图中风洞试验测得贡献量在300和500 Hz左右的两个峰值与车门空腔的结构模态有关。而1000 Hz以上的风洞试验与静态车身隔声试验的差值则反映了车门处气吸噪声在1 000~3 000 Hz范围内的分布。

图8 风洞试验、静态车身隔声试验结果对比-车门

（2）侧窗

侧窗密封为插入式密封结构，各部件间结合相对紧密，孔隙相对较小，因而泄漏噪声在中高频有较多分布。

图9 为侧窗在不同试验条件下噪声贡献量对比。总体而言，侧窗对泄漏噪声的贡献相对小，在高频区域侧窗贡献量更大，中低频相对小，且在高频段风洞试验与静态车身隔声试验表现出了相同的趋势，表明孔隙传声在侧窗泄漏噪声中占据了较大的比重。

图9 风洞试验、静态车身隔声试验结果对比-侧窗

（3）天窗

与车门密封类似，试验车辆天窗密封也为挤压型活动密封结构，不同之处在于天窗四边均为挤压密封，其支撑系统整体类似于简单弹簧阻尼系统，受其固有模态影响较大。

图10 则展示了天窗不同试验条件下噪声贡献的对比。由图可见：在800 Hz以下的低频部分，风洞试验与静态车身隔声试验结果十分相近，在此频段，天窗孔隙传声占主导；在3 000 Hz以上的高频，天窗对噪声的贡献也相对较少；而在1 600 Hz附近，风洞试验测得天窗贡献量出现了明显峰值，结合试验现场情况，是天窗支撑较弱，在流场作用下产生间隙，因而出现较明显气吸噪声。（4）风窗

图10 风洞试验、静态车身隔声试验结果对比-天窗

风窗为固定密封结构，密封性能佳，受外界压力变化的影响相对较小。

图11 为前后风窗不同试验条件噪声贡献量的对比。由图可见，风洞试验测得的数据在不同频段呈现出明显的波动，分别在2 500和6 000 Hz附近出现了峰值，同时在800和4 000 Hz附近出现了波谷。结合试验现场情况，外加胶带密封一定程度上改变了前后风窗，特别是前落水槽处的几何外形，影响该处在高速下的外流场结构，使得在去除前后风窗外加密封后，风窗处的外形噪声相较于密封时发生了一定变化，造成试验测得贡献量数据呈现上述波动。

图11 风洞试验、静态车身隔声试验结果对比-风窗

（5）总体对比

不同密封结构静态泄漏噪声贡献在总泄漏噪声贡献中的占比如图12所示。由图可见：由于泄漏噪声对声压级总值的贡献量较小，尤其是天窗与侧窗，其静态泄漏噪声贡献仅为0.1 dB，与测量数据精度0.1 dB级别接近，整体精度略差，但所得趋势性结论不会改变；车门静态泄漏噪声贡献占比最小，说明外流场对车门密封状态的影响显著，隔声性能变差的同时产生了气吸声源，进而导致泄漏噪声性能大为下降；天窗与侧窗静态泄漏噪声贡献占比相比车门略有上升，但仍处于次要地位，说明两者受外流场影响也比较明显，但略小于车门；风窗泄漏噪声贡献等于其静态泄漏噪声，说明该类部件几乎不受外流场影响，胶带密封测试变化主要由隔声性能改变引起；车辆总体静态泄漏噪声占比介于车门与车窗之间，与前述分析相符。

图12 不同结构静态泄漏噪声贡献占总泄漏噪声比值

根据第3节分析，受外流场影响较大的活动密封结构，其动态泄漏噪声贡献占比较大，而固定密封结构反之。静态泄漏噪声可作为评价密封结构基础隔声性能的指标，在风洞试验中排除一部分由于隔声性能不足引起的泄漏噪声问题。通过对比动静态泄漏噪声试验结果，可分析各密封结构外流场作用下密封特性改变对泄漏噪声的影响，进而指导泄漏噪声性能改进。