噪声控制基础：汽车的主动控制和半主动控制概述
主动控制的概念是1933年由Lueg提出。他的设想很简单，就是在管道中安装一个传感器提取声学信号，然后经过一个控制器产生一个大小与管道声压幅值相等但是相位相反的声信号来抵消管道中的声音。图1为Lueg的设计。图1 Lueg的主动消音控制设想
五十年代，Olson做了许多主动消音的研究，他试图用这种方法消除管道中、房间内和防护耳塞的噪声。从那以后的几十年内，很多学者开始从事这方面的研究。八十年代后，很多人申请专利。但是这方面研究和应用的进展却非常缓慢，原因有三方面。
第一是受到电子技术发展的制约。在这项技术中，控制是最关键的，当快速控制系统没有发明之前，要实现主动噪声与振动控制是非常困难的。
第二主动噪声与振动控制要涉及到很多方面，比如电子技术、振动噪声理论、信号处理等等。
第三是当电子和控制技术成熟，实现主动噪声与振动控制是可行的时候，却受到成本因素的限制。
所以即使到了二十世纪的最后年代，主动噪声与振动控制多半还是停留在学术和研究阶段。近十年来，电子和控制设备成本以及控制软件价格的大幅度下降，主动噪声与振动控制在汽车上的广泛应用才变得现实。
为什么要使用主动噪声与振动控制呢?这里有两个原因，第一是政府，第二是顾客。政府法规对汽车的排放污染和噪声污染限制越来越严。比如在以往的三十多年里，欧洲的通过噪声标准不断提高。现在发动机的功率越来越大，产生的振动与噪声也在增加，可是顾客对汽车的安静与舒适要求却越来越高。为了满足这两方面的要求，就必须采用更多的噪声与振动控制设备，而且消音器的容积越来越大。可是重量增加会影响到汽车行驶的经济性能，体积的增加又受到安装空间的限制。於是主动控制慢慢地在汽车上应用起来。
开环控制和闭环控制 图2表示一个开环控制系统。在这个系统内，控制对象的特征是确定的，系统的输出完全取决于输入。对于某个特点的输入就有相应的输出。
图2 开环控制系统
图3表示一个闭环的控制系统。输出与输入的关系没有开环控制那么简单，也就是说，假定输入给定了，一般得不到所需要的输出。系统的实际输出和理想输出有所差别。为了使实际输出尽可能的接近理想输出，就必须将实际输出反馈回来与理想输出进行比较。两者的差值为：
将其再乘上一个放大系数，作为控制系统的输入。这个放大系数通常叫著控制增益因子，用K表示。
图3 闭环控制系统
在汽车控制中，闭环控制是用得最为广泛的。对主动控制系统来说基本是都是闭环控制，而对于半主动控制系统来说，有闭环控制也有开环控制。
反馈控制与超前控制 汽车噪声与振动控制中有两种最基本的方法：反馈控制与超前控制。图4表示一个反馈控制系统。反馈控制系统包括误差传感器，控制装置和扬声器。误差传感器测量信号，输入到控制装置，再推动扬声器，产生一个与前行主声源的声波幅度相等而相位相反的次声源。主声源的声波与次声源的声波在误差传声器的位置抵消，从而达到消音目的。
图4 反馈控制系统
图5表示一个超前控制系统。这个系统中有误差传感器，控制装置、扬声器和参考传感器。参考信号与误差信号同时传递到控制装置，然后再推动扬声器产生次声源。超前控制系统与反馈系统的根本不同是超前系统采用了参考信号。这样系统遇到微小的干扰时，它可以自我调节。超前控制系统是一个自适应系统。而反馈控制是一个非自适应系统。
图5 超前控制系统
控制的方法非常多，如最优控制、双状态控制、模糊控制、神经网络控制等等。但目前在汽车上使用的控制多半还是传统和经典的控制，如比例控制、微分控制、积分控制等等。
主动控制与半主动控制 在汽车噪声与振动控制系统中，都有主动控制与半主动控制。图6表示一个动力装置主动振动控制系统。动力装置通过隔振器安放在车架上，其振动通过隔振器传到车架，同时路面的振动也通过车胎等部件传递到车架。为了减小这些振动，一个主动控制系统装在车架上，并产生一个相位与振动相差1800的力来抵消一部分振动。这个控制力是由一个额外能量供应系统来提供的。
图6 动力装置主动振动控制系统
主动控制的好处是可以有效地控制振动与噪声，但是其缺陷是成本高、需要额外的能源供应系统、增加重量、系统的可靠性降低、维修困难等。半主动控制能够克服主动控制的这些弱点。图7表示一个闭环的半主动控制系统。比较图7与图6，其差别是在半主动控制系统中，没有额外的能源供应系统。半主动控制中的激励力来自振动系统本身的能量。当系统振动时，一部分能量储存起来，经过控制器调节后，在适当的时候释放出来抵消传递到框架上的振动。
图7 闭环的半主动控制系统
半主动振动控制也可以是开环的，如图8所示。图中没有了传感器来反馈车架的振动信号。只要发动机的振动特性确定了，通过激励装置作用到车架上的力也就确定了。
图8 开环半主动振动控制系统
半主动控制的成本低，结构简单，没有额外的能源供应系统，但是其应用受到限制。半主动控制对低频控制效果好，对高频噪声振动很难控制。
状态空间分析 在系统的动力分析中，通常是用二阶的微分方程来表示。如图3.2中的单自由度阻尼系统，假设基础不运动，那么运动方程可以写成：
用下面的式子代表上式中的变量：
将上面两式代入运动方程中得到下面两个方程：
或者写成矩阵形式：
式中，u=F(t)为控制力。
经过上面的变换，运动方程中的二阶微分方程就变为了一阶微分方程。这种用一阶微分方程表示一个系统的方程就是系统的状态方程。
一般来说，对於一个多自由度系统，状态方程可以写成：
式中，X是状态矢量，Y是输出矢量，u是输入矢量，A和C是系统矩阵，B和D是系统增益因子。
将系统的动力方程写成了状态方程，就可以对系统实行实时计算、识别、分析与控制。
现在主动噪声与振动控制在汽车上的应用越来越多，而且这种趋势还在继续。随著电子控制系统成本的大幅度下降，主动控制不仅在豪华车上应用，而且开始在普通汽车上应用。
主动控制的好处在于：它能在一定宽的频率范围内控制振动与噪声。被动控制一旦设计好了，其作用效果的频率范围也就却定了，但有多个频率需要控制时，就需要多个被动控制系统。可是一套主动控制系统可以随著频率变化而调节。这样主动控制可以减轻设备重量和体积，还可以进行声音质量的体调节和设计。
但主动控制也有缺陷：系统的可靠性降低、维修困难;在排气等高温系统中受到温度环境的限制。主动控制提供的次级声源能量还受到限制。比如在发动机主动隔振中，目前基本上是对怠速状态效果好，在高速状态时，由于需要的推动功率大，所以很难实现。虽然控制设备的成本在大幅度降低，但是与被动控制相比，成本还是显得高了。
本文内容摘录自《汽车进排气系统的噪声与振动》讲义，作者：庞剑，系长安汽车工程研究总院副院长和总工程师，该讲义2005年5月写于美国密西根，系作者撰写的《汽车噪声与振动：理论与应用》的一部分。
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