整車NVH介紹(汽車資料匯編).

1、整車 NVH 介紹 （汽車資料匯編 姜NVH 定義NVH 是指 Noise（噪聲 ,Vibration（振動 和 Harshness聲（ 振粗糙度 , 由于以上三者 在汽車等機械振動中是同時出現(xiàn)且密不可分 , 因此常把 它們放在一起進行研究。 聲振粗糙度是指噪聲和振動的品質(zhì) , 是描述 人體對振動和噪聲的主觀感覺 , 不能直 接用客觀測量方法來度量。 由 于聲振粗糙描述的是振動和噪聲使人不舒適的感覺 因此有人稱 Har shness為 不平順性。又因為聲振粗糙度經(jīng)常用來描述沖擊激勵產(chǎn)生 的使人極不舒適的瞬態(tài)響應 ,因此也有人稱 Harshness為 沖擊特性。 二、 噪聲的種 類產(chǎn)生汽車噪聲的

2、主要因素是空氣動力、機械傳動、電磁三部分。從結 構上可 分為發(fā)動機 （即燃燒噪聲 , 底盤噪聲 （即傳動系噪聲、 各部件的 連接配合引起的噪 聲 , 電器設備噪聲 （ 冷卻風扇噪聲、汽車發(fā)電機噪 聲 , 車身噪聲 （如車身結構、造型 及附件的安裝不合理引起的噪聲及 噪聲源通過各種聲學途徑傳入車內(nèi)的噪聲及汽 車各部分振動傳遞途 徑激發(fā)車身板件的結構振動向駕駛室內(nèi)輻射的噪聲組成車內(nèi) 噪聲。 。 其中發(fā)動機噪聲占汽車噪聲的二分之一以上 , 包括進氣噪聲和本體噪 聲 （如發(fā)動機振動 , 配氣軸的轉動 , 進、 排氣門開關等引起的噪聲 。 因 此發(fā)動機的減 振、降噪成為汽車噪聲控制的關鍵。此外 , 汽車

3、輪胎在高速行駛時 , 也會引起較大的噪聲。 這是由于輪胎在 地面流 動時 , 位于花紋槽中的空氣被地面擠出與重新吸入過程所引起 的泵氣聲 , 以及輪胎 花紋與路面的撞擊聲。三、 噪聲的抑制1、改進噪聲源噪聲源抑制主要為發(fā)動機減震、 進氣噪聲抑制、 排氣噪聲抑制及傳動 系噪聲 抑制 ,即優(yōu)化前消聲器、主消聲器及降低排氣吊掛剛度 ;改進 空氣濾清器 ;采用小動 不平衡量傳動軸 （在動力線校核后基礎上。 1.1、發(fā)動機減震減震墊布置原則 :動力總成懸置布置主要分為三點式、四點式兩種 , KZ218 系列車型動 力總成懸 置采用三點式布置。 動力總成質(zhì)心理論上應布置在三角形重 心上 ,并發(fā)動機懸置平

4、面法線交點應在動力總成慣性主軸上方。 懸置理論剛度計算 :液壓懸置的剛度可以隨頻率變化而變化 ,所認其剛度取值轉速應以 1 00r/min 為 刻度分段取值 ;而橡膠懸置以怠速轉速為基準進行固有頻 率計算傳遞率一般取值為 0.25,但也可根據(jù)要求調(diào)整 ,但基本上在 0.3-0. 1之間。T=1/(1-* =f/fnT:振動傳遞率 f:激振頻率 fn: 固有頻率從上式可以得出系統(tǒng)固有頻率 fn 。動力總成總動剛度計算Kd=W*(2 fn * (2 fn 根據(jù)參考懸置型式選取靜剛度曲線 , 并根據(jù)總重選取懸置靜載變形量ds 。因發(fā)動機懸置左右對稱 ,故其靜載荷 :Pf=0.5*W*b1/(b1+b

5、2變速箱支撐靜載荷 :Pr=W*b2/(b1+b2因此可得出發(fā)動機懸置動剛度 Kf 及變速箱支撐動剛度 Kr.Kf=Pf*dsKr=Pr*ds又因發(fā)動機懸置受布置影響 （發(fā)動機高度、 車架縱梁間距等因素 及慣 性解耦 要求 ,一般布置成安裝面與 XZ 平面成一角度 。故懸置在動力總成作用下產(chǎn)生的形變可分解為 dsp 與 dsr 。dsp=ds*cos dsr=ds*sin 外力 W 可分解為剪切力 Fx 與壓縮力 Fz 。Fp=W*cosFr=W* sin 設發(fā)動機懸置的剪切剛度為 Kr 、壓縮剛度為 Kp 。Kd=Kp* cos * cos +Kr* sin * sin 橡膠懸置根據(jù)其截面一

6、般有壓縮剛度與剪切剛度比值 ; 液壓懸置一般 以 Kp=Kr*3 進行理論估算。從上式可得出發(fā)動機懸置剪切剛度 Kr 、壓縮剛度 Kp 具體數(shù)值 ,液壓懸置還可以作出估算動剛度 -頻率曲線。在懸置試制樣品生產(chǎn)出來以 后, 再進 行實車測試 , 考慮動力總成轉動慣量的影響再對參數(shù)進行一 些調(diào)整。1.2、進氣系統(tǒng)進氣噪聲主要由以下幾部分組成 :周期性壓力脈動噪聲、渦流噪聲、 汽缸的赫 姆霍茲共振噪聲、進氣管的氣柱共振噪聲。周期性壓力脈動噪聲 :在發(fā)動機氣門的開閉過程中 , 必將引起進氣管 道中空氣 壓力及速度的波動 , 引起空氣密度的周期性變化 , 產(chǎn)生周期 性壓力脈動噪聲。周期 性壓力脈動與進氣

7、管道內(nèi)的壓力脈動相吻合 , 是進氣噪聲的主要組成部分。渦流噪聲 :當高速氣流進入氣缸時 ,由于在氣流通道內(nèi)有氣門、氣門 導管、及進 氣管內(nèi)的毛刺、砂眼等障礙物 ,氣流受阻產(chǎn)生渦流噪聲。 此項內(nèi)容為發(fā)動機生產(chǎn)質(zhì) 量控制范疇。汽缸的赫姆霍茲共振噪聲 :汽缸內(nèi)氣體壓力脈動激發(fā)頻率等于與發(fā)動 機本體赫 姆霍茲共振頻率時產(chǎn)生。 此項內(nèi)容屬于發(fā)動機本體設計需考 慮因素。進氣管的氣柱共振噪聲 :進氣門關閉時 , 進氣管變成了一個一頭封閉、 一頭開 口的等截面管。管道內(nèi)的氣體由于 具有連續(xù)的質(zhì)量和可壓縮 性,在外來聲源的激振 下易發(fā)生共振。產(chǎn)生進氣管的氣柱共振噪聲。 此項內(nèi)容噪聲貢獻值一般很小。周期性壓力脈動

8、噪聲解決措施 :1.2.1、導流管進氣管探入空濾器本體內(nèi) , 配合空濾本體內(nèi)氣道設計來消除噪聲。 具 體理論參 考我不知道。1.2.2、諧振腔經(jīng)試驗測試出周期性壓力脈動共振頻率 , 然后加諧振腔消除此項噪聲。 諧振腔 設計公式 :f=C*(s/(l+t*V1/2其中:f 共振頻率、 C 聲速、 s 小孔面積、 l 小徑長度、 t 為 0.8d 、 V 容積。消聲量與 s 、 V 成正比,與 l 成反比。1.3、排氣噪聲容量設計 :V=Q*Vh*n/(1000(TN1/2V 消聲器容積、 Vh 發(fā)動機排量、 n 額定轉速、 T 發(fā)動機沖程、 N 發(fā)動 機缸 數(shù)、 Q 為常數(shù) ,根據(jù)消聲要求可取

9、2-6。消聲器長與直徑比一般取 3-5,越大越好。消聲器腔數(shù)越多消聲效果越好 , 一般取 2-5腔。 將各腔模擬為共振腔 及膨脹腔 進行矩陣傳遞法進行計算 ,但計算結果不準。現(xiàn)在有用 GT-POWER 進行消聲器設計 優(yōu)化的。也有用有限元法或邊界元法進行計算 的,但都說不準?；旧线€是以試驗 為主進行設計優(yōu)化。2、聲漏射控制抑制聲漏射主要是通過以下兩種手段來解決 :2.1、全部封堵車身板件縫隙及孔洞。2.2、車身結構空腔隔斷 ,不使車身結構存在長距離的密閉空腔以產(chǎn)生混響。3、聲透射控制3.1、3、 聲透射控制效果同消聲器一樣 ,通常用插入損失 D 來評 價 , 它表示安 裝隔聲罩前后 , 噪聲

10、源向周圍輻射噪聲聲壓級的差值 . D = L 0 - L (dB隔聲罩罩壁自身的隔聲能力常用隔聲量 R 來衡量 . 對于單層勻 質(zhì)隔板 , 假定不 考慮邊界影響 , 在無規(guī)入射條件下 , 主要考慮隔板 面密度和入射聲波頻率兩個因素 時 , 常用下面的經(jīng)驗公式估算隔聲 罩罩壁自身的隔聲量 2 :R = 18lgm + 12lgf - 25 (dB式中 m 隔板面密度 (kg/m 2 ; f 入射聲波頻率 (Hz 。根據(jù)整車測試聲頻云譜 , 可以判定入射波頻率 , 然后進行理論計算選 Rv 隔聲 罩的平均隔聲量 (dB ; 擇合適密度及厚度的隔聲材料。為 滿足布置的因素及防止隔 聲板自身受到入射波

11、激勵產(chǎn)生振動噪聲 , 故 隔聲板一般采用多種材料復合三明治結 構。隔聲罩的實際隔聲能力即插入損失不僅與罩壁自身的隔聲量有關 , 而且還與罩 內(nèi)吸聲材料的平均吸聲系數(shù)以及罩壁的平均透射系數(shù)有關 , 其表達式為 :D = Rv+ 10lg (Al+ Sl式中 D 隔聲罩的插入損失 (dB ;Rv 隔聲罩的平均隔聲量 (dB ;Al 隔聲罩內(nèi)的平均吸聲系數(shù) ;Sl 隔聲罩各壁的平均透聲系數(shù) .從上式可以看出 , 隔聲材料內(nèi)安裝吸聲材料可以有效的達到良好的 降噪效果。 抑制聲透射主要是通過以下三種手段來解決 :3.1、內(nèi)飾板造型應預留吸聲材料安裝空間。3.2、根據(jù)對整車各部位進行聲云頻譜測量 ,針對各

12、部位高值噪聲頻 率在車身發(fā) 動機擋板、地板及各內(nèi)飾板貼附各種復合材料。3.3、全車盡可能的貼覆吸音材料 (所有內(nèi)飾板、空腔及地板、發(fā)動機 擋板、 頂棚等部位4、車身板件的結構振動噪聲分為兩部分 :4.1、車身板件的結構振動 :改進車身結構或工藝 ,確保各板件之間 接合可靠。 也可采用敲擊法確認阻尼片貼覆降噪。4.2、板件受入射聲波激勵 , 當入射聲波頻率與板件固有頻率相同時 , 板件產(chǎn)生 共振噪聲 :根據(jù)對整車各部位進行聲云頻譜測量及各板件振 動云譜測量比對 ,在車身 板件加各種阻尼板車內(nèi) NVH 噪聲振動控制應該把握的方向 :1 車內(nèi)噪聲源振動和噪聲是車內(nèi)乘坐環(huán)境和乘坐舒適性的總要組 成部分

13、。按照 頻率范圍可分為 :A. 影響行駛平順性的低頻振動 :它產(chǎn)生的主要振源由于路面不平度激勵使得汽車非懸掛質(zhì)量共振和發(fā)動機低頻剛體振動 , 從而引起懸 上過大的 振動和人體座椅系統(tǒng)的共振造成人體的不舒適 , 其敏感頻率 主要在 1-8Hz(最新的研 究表明:當考慮人體不同方向的響應時可到 16Hz 。對于乘員其評價指標一般是 :針 對載貨汽車的疲勞降低工效 界限和針對乘用汽車的疲勞降低舒適界限 , 或直接采用 人體加權加速 度均方根值進行評價 ; 對于貨物其評價指標是 :車箱典型部位的均方 根加速度。主要得試驗標準有 :ISO2635, GB* 等,由于平順性并不 屬于法規(guī)指標 , 因此在國

14、外一般只有公司標準和限值 , 由于該指標于 人體生理主觀反映密切相關因 此試驗和評價往往采用測試和主觀評 價相結合。B. 車身結構振動和低頻噪聲 :大的車身結構振動 ,不僅引起自身 結構的疲勞損壞 而且更是車內(nèi)低頻結構輻射噪聲源。 其頻率主要分 布在 20 80Hz 的頻帶內(nèi)。由 兩方面引起 :(1激勵源;主要有:道 路激勵、動力傳動系統(tǒng)尤其是動力不平衡和燃燒 所產(chǎn)生的各階激勵、 空氣動力激勵 ; (2車身結構和主要激勵源系統(tǒng)的結構動力特性 匹配 不合理引起的路徑傳遞放大。 當前對于低頻結構振動和噪聲分析研究 的方法 有:計算預測分析 , (1 基于有限元方法通過建立結構動力學 模型取得結構固

15、有振動 模態(tài)參數(shù)對結構動力學特性進行評價 , 通過試 驗載荷分析得到振動激勵并結合結構 動力學模型計算振動響應 ; (2基于有限元和邊界元的系統(tǒng)聲學特性計算和聲響應計 算。試驗分析 : （1各種結構振動和聲學系統(tǒng)的導納測量和模態(tài)分析 ; （2基于實際運 行響應的工作振型分析 ; （3 基于機械和聲學導納測量的聲學寄予率分析;C. 各種操縱機構的振動 :操縱機構的振動主要是因為其安裝吊掛 剛度偏低或自 身結構動力特性不當或車身振動過大而產(chǎn)生 , 它不僅容 易使駕駛者疲勞嚴重時可能 使操縱失控。 對于這些振動各企業(yè)都有相 應得評價和限值規(guī)定。最為典型的是方 向盤 （線性 振動 （轉向管柱振 動 ,

16、其產(chǎn)生的主要原因是方向盤及管柱安裝總成與車 身振動或其它 激勵源發(fā)生共振 ; 另一重要得振動現(xiàn)象是行駛過程中的方向盤旋轉振 動 （即 :方向盤及轉向輪擺振 。其產(chǎn)生的原因是 :行駛過程中轉向輪 的跳動與自身的 轉動而產(chǎn)生的陀螺效應引起轉向輪的波動并被轉向 結構放大從而引起方向盤旋轉 振動。例 2:以某一種配備自動變速箱 的轎車的怠速抖動問題為例 , 在開發(fā)過程中 , 我們采用了功率譜和模 態(tài)試驗方法 （傳遞函數(shù) ,運行模態(tài)和結構模態(tài)振型分析 ,分析 了導 致其整車和方向盤出現(xiàn)比較明顯的怠速抖動的原因 , 包括動力總成和 排氣管系 統(tǒng)的共振 ,動力總成運行激發(fā)的振動較大 ,方向盤共振。并 且研究

17、了振動的傳遞路徑 指出動力總成彈性懸置是怠速抖動的傳遞 路徑。 相應地介紹和討論了一些有效 的、 實用化的和快速的解決方案 或思路,包括加重方向盤 ,提高怠速 ,改進動力總成 懸置和自動變速 箱控制單元設置 （掛 D 擋怠速時自動切換至 N 擋 。D. 空氣聲 :車內(nèi)空氣聲是由于隔聲吸聲措施不當從而使得動力傳 動系統(tǒng)噪聲、 輪胎噪聲、進排氣噪聲大量透射到車內(nèi)所致。頻率上一 般處于較高且很寬的頻帶 它并不主要取決與系統(tǒng)的結構動力特性 , 控制方法主要是從控制各聲源入手結合采 用各種隔聲、 吸聲材料降噪。其測試分析除常規(guī)方法外還有 :用于聲援識別的聲強法 , 用于分析預 測的統(tǒng)計E. 動力傳動系振動噪聲 :處于低中頻段的動力傳動系統(tǒng)振動是引 起發(fā)動機及傳 動系零部件破壞的直接原因 , 同時它還是車內(nèi)低頻噪聲 的主要振源。 它產(chǎn)生的原因 是由于各階旋轉不平衡燃燒激勵。 另外動 力傳動系還是整車最主要的噪聲源 , 典型 的有驅動橋和變速箱的齒輪 噪聲 (WHINE, 伴隨工況變化而產(chǎn)生的瞬態(tài)噪聲 (CL