NVH：车内NVH噪声振动控制应该把握的方向
车内NVH噪声振动控制应该把握的方向:: J& [) t. G/ w+ U" f- O
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1）车内噪声源振动和噪声是车内乘坐环境和乘坐舒适性的总要组成部分。按照频率范围可分为：
- y) t1 {! x/ C; i4 m A. 影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1-8Hz(最新的研究表明：当考虑人体不同方向的响应时可到16Hz)。对于乘员其评价指标一般是：针对载货汽车的疲劳降低工效界限和针对乘用汽车的疲劳降低舒适界限，或直接采用人体加权加速度均方根值进行评价；对于货物其评价指标是：车箱典型部位的均方根加速度。主要试验标准有：ISO2635，GB***等，由于平顺性并不属于法规指标，因此在国外一般只有公司标准和限值。由于该指标于人体生理主观反映密切相关，因此试验和评价往往采用测试和主观评价相结合。 1 ?9 b T- Y, ^; Z
B. 车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：(1)激励源，主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；(2)车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。当前对于低频结构振动和噪声分析研究的方法有：计算预测分析，(1)基于有限元方法通过建立结构动力学模型取得结构固有振动模态参数对结构动力学特性进行评价，通过试验载荷分析得到振动激励并结合结构动力学模型计算振动响应；(2)基于有限元和边界元的系统声学特性计算和声响应计算。试验分析：(1)各种结构振动和声学系统的导纳测量和模态分析；(2)基于实际运行响应的工作振型分析；(3)基于机械和声学导纳测量的声学寄予率分析； / h0 d3 Y8 Q4 t! F
C. 各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生，它不仅容易使驾驶者疲劳，严重时可能使操纵失控。对于这些振动各企业都有相应的评价和限值规定。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动(即：方向盘及转向轮摆振)。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。例2：以某一种配备自动变速箱的轿车的怠速抖动问题为例，在开发过程中，我们采用了功率谱和模态试验方法（传递函数，运行模态和结构模态振型分析），分析了导致其整车和方向盘出现比较明显的怠速抖动的原因，包括动力总成和排气管系统的共振，动力总成运行激发的振动较大，方向盘共振。并且研究了振动的传递路径，指出动力总成弹性悬置是怠速抖动的传递路径。相应地介绍和讨论了一些有效的、实用化的和快速的解决方案或思路，包括加重方向盘，提高怠速，改进动力总成悬置和自动变速箱控制单元设置(挂D挡怠速时自动切换至N挡)。 0 l; `% ?# C6 I4 I
D. 空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决于系统的结构动力特性，控制方法主要是从控制各声源入手结合采用各种隔声、吸声材料降噪。其测试分析除常规方法外还有：用于声源识别的声强法，用于分析预测的统计能量法等等。
7 a$ \' L% C- e/ s( T% Z6 q E. 动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等等。与其它噪声相比由于传动系噪声产生工况的特殊性，表现在其频率结构上大多具有有调特性(相对较为单一的频率分布)。目前，如何从设计、加工制造工艺和改善啮合条件有效减小齿轮噪声已成为传动系噪声控制的最重要内容。 {" B/ `9 m8 J: }/ K J* J
整车NVH介绍8 P7 x# v$ o* }+ S6 H
一、 NVH定义
$ J" O$ U' T& f( l* ?8 N" CNVH是指Noise(噪声),Vibration(振动)和Harshness(声振粗糙度),由于以上三者在汽车等机械振动中是同时出现且密不可分,因此常把它们放在一起进行研究。声振粗糙度是指噪声和振动的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感觉，不能直接用客观测量方法来度量。由于声振粗糙描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此有人称Harshness为不平顺性。又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也有人称Harshness为冲击特性。
, G! \* @% Q' ]0 I1 F二、 噪声的种类
- {) K" ^+ e4 _6 I& f$ e产生汽车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、电磁三部分。从结构上可分为发动机(即燃烧噪声),底盘噪声(即传动系噪声、各部件的连接配合引起的噪声),电器设备噪声(冷却风扇噪声、汽车发电机噪声),车身噪声(如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声及噪声源通过各种声学途径传入车内的噪声及汽车各部分振动传递途径激发车身板件的结构振动向驾驶室内辐射的噪声组成车内噪声。)。其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上,包括进气噪声和本体噪声(如发动机振动,配气轴的转动,进、排气门开关等引起的噪声)。因此发动机的减振、降噪成为汽车噪声控制的关键。* d/ t$ h7 b& Y) V4 d) ?; b
此外,汽车轮胎在高速行驶时,也会引起较大的噪声。这是由于轮胎在地面流动时,位于花纹槽中的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起的泵气声,以及轮胎花纹与路面的撞击声。
3 T2 N. H: u+ D3 e) G% w3 n三、 噪声的抑制
4 e; d& J! H6 V2 J6 n1、 改进噪声源9 Q# H5 t$ i% l% q4 Y: `# ~
噪声源抑制主要为发动机减振、进气噪声抑制、排气噪声抑制及传动系噪声抑制，即优化前消声器、主消声器及降低排气吊挂刚度；改进空气滤清器；采用小动不平衡量传动轴（在动力线校核后基础上）。 B% x' g F7 y# O* p8 {, C
1.1、发动机减振& z/ ?$ A& B G- z" w) v4 k
减振垫布置原则：
( N! K4 P. q$ O' \7 M l9 ?5 J动力总成悬置布置主要分为三点式、四点式两种，KZ218系列车型动力总成悬置采用三点式布置。动力总成质心理论上应布置在三角形重心上，并发动机悬置平面法线交点应在动力总成惯性主轴上方。
' s& Y; s' b3 r1 t( y6 |悬置理论刚度计算:
* @* X- ~ s- j液压悬置的刚度可以随频率变化而变化，所认其刚度取值转速应以100r/min为刻度分段取值；而橡胶悬置以怠速转速为基准进行固有频率计算' u/ Q0 j( H& C0 Q' n; L% l
传递率一般取值为0.25，但也可根据要求调整，但基本上在0.3-0.1之间。
+ j5 T; m1 R0 l% o' Y) I; t' jT=1/(λ^2-1) λ=f/fn
1 \( J- Y) h" T5 ~- J. }T:振动传递率 f：激振频率 fn：固有频率
/ f6 B! F% b/ r* Q从上式可以得出系统固有频率fn。
' n. V0 N9 L, h: U; ?动力总成总动刚度计算
; s, Y0 @8 b; e# s0 Z5 |5 NKd=W*(2 fnπ)* (2 fnπ)
0 H c3 e% h7 S( `根据参考悬置型式选取静刚度曲线，并根据总重选取悬置静载变形量ds。
* j4 V' \- c f# Z
) p2 a1 c/ c! q6 K* H% L- j因发动机悬置左右对称，故其静载荷：
+ p7 I P: p! X% ?; lPf=0.5*W*b1/(b1+b2)" c2 z, }0 p/ i3 @' y9 a
变速箱支撑静载荷：
- {+ L& u- ~# b5 \$ MPr=W*b2/(b1+b2)9 G' c% W5 |) u$ E3 m# _# O7 @9 e
因此可得出发动机悬置动刚度Kf及变速箱支撑动刚度Kr.
% G# P/ m) G6 G* h. O: FKf=Pf*ds
, o4 x- U; n, m) H% o. f$ hKr=Pr*ds
, h7 r( h" U# j9 b6 P又因发动机悬置受布置影响(发动机高度、车架纵梁间距等因素)及惯性解耦要求，一般布置成安装面与XZ平面成一角度θ。
0 L( a# R4 J. Q2 H/ H3 F7 W故悬置在动力总成作用下产生的形变可分解为dsp与dsr。, R! v. y$ W6 ^9 ~- P0 V. s
dsp=ds*cosθ
, N8 ?; K* z u3 u& j5 _dsr=ds*sinθ* y8 Z5 f n, [6 Q6 g! Y* d* {6 g
外力W可分解为剪切力Fx与压缩力Fz。# ?- f9 ]3 A3 g) U+ i
Fp=W*cosθ& M, D$ C# f, r: l: I6 G) N
Fr=W* sinθ
0 W, X; }$ ~: W3 I2 C; [* B2 E设发动机悬置的剪切刚度为Kr、压缩刚度为Kp。
" n3 Z9 O) P1 n5 {Kd=Kp* cosθ* cosθ+Kr* sinθ* sinθ
+ q+ [9 D+ _' ^; N4 V橡胶悬置根据其截面一般有压缩刚度与剪切刚度比值；液压悬置一般以Kp=Kr*3进行理论估算。
4 \0 |) w" O: [% n4 Z3 T从上式可得出发动机悬置剪切刚度Kr、压缩刚度Kp具体数值，液压悬置还可以作出估算动刚度-频率曲线。在悬置试制样品生产出来以后，再进行实车测试，考虑动力总成转动惯量的影响再对参数进行一些调整。5 i, ~) _8 j; X
1.2、进气系统" ^( S) e9 W3 R& s: z/ P
进气噪声主要由以下几部分组成：周期性压力脉动噪声、涡流噪声、汽缸的赫姆霍兹共振噪声、进气管的气柱共振噪声。
5 L, H. ?. m) [周期性压力脉动噪声：在发动机气门的开闭过程中，必将引起进气管道中空气压力及速度的波动，引起空气密度的周期性变化，产生周期性压力脉动噪声。周期性压力脉动与进气管道内的压力脉动相吻合，是进气噪声的主要组成部分。
( a8 Y2 a! N7 Z3 a( H. o涡流噪声：当高速气流进入气缸时，由于在气流通道内有气门、气门导管、及进气管内的毛刺、砂眼等障碍物，气流受阻产生涡流噪声。此项内容为发动机生产质量控制范畴。. ~- S% @; g) x! |
汽缸的赫姆霍兹共振噪声：汽缸内气体压力脉动激发频率等于发动机本体赫姆霍兹共振频率时产生。此项内容属于发动机本体设计需考虑因素。
% }: }) F4 g! G4 U. Z* R7 m9 i+ d进气管的气柱共振噪声：进气门关闭时，进气管变成了一个一头封闭、一头开口的等截面管。管道内的气体由于具有连续的质量和可压缩性，在外来声源的激振下易发生共振。产生进气管的气柱共振噪声。此项内容噪声贡献值一般很小。
. Y5 i3 Q2 r+ ?3 c0 z6 Z周期性压力脉动噪声解决措施：* o& z$ m0 X1 C2 u7 j* N
1.2.1、导流管4 [8 k* w/ k) o: d
进气管探入空滤器本体内，配合空滤本体内气道设计来消除噪声。具体理论参考我不知道。
3 |3 p! E2 @7 [1.2.2、谐振腔
* ]! `0 g& [; P+ N: G; Y/ f经试验测试出周期性压力脉动共振频率，然后加谐振腔消除此项噪声。& G3 p/ x4 s$ Q
谐振腔设计公式：f=C*(s/(l+t)*V)1/2: N! y' x) m! w& Z7 _( F
其中：f共振频率、C声速、s小孔面积、l小径长度、t为0.8d、V容积。
- [6 u3 ?5 W- H9 ]消声量与s、V成正比，与l成反比。
# R& P6 Y. Z* q0 G2 E1.3、排气噪声
1 Q8 B! A' E/ s3 H" X容量设计：
2 K5 ?' ^% n% h x4 z/ P: }, [4 bV=Q*Vh*n/(1000(TN)1/2)
& s9 u! o4 |8 l4 F& u. ?V消声器容积、Vh发动机排量、n额定转速、T发动机冲程、N发动机缸数、Q为常数，根据消声要求可取2-6。% E) f' Z3 T* D* Z+ I3 W
消声器长与直径比一般取3-5，越大越好。% w6 ?( x# f% v
消声器腔数越多消声效果越好，一般取2-5腔。将各腔模拟为共振腔及膨胀腔进行矩阵传递法进行计算，但计算结果不准。现在有用GT-POWER进行消声器设计优化的。也有用有限元法或边界元法进行计算的，但都说不准。基本上还是以试验为主进行设计优化。; K/ p& J" S& U* Y+ p. ]- P
2、 声漏射控制
0 q5 \& }) @0 b: W) y# u2 |* Z" P9 Q. g抑制声漏射主要是通过以下两种手段来解决：
& T5 M2 c( X7 ~2.1、 全部封堵车身板件缝隙及孔洞。# ]' ?, F3 a+ F* r. y! o+ [+ S; e
2.2、车身结构空腔隔断，不使车身结构存在长距离的密闭空腔以产生混响。+ `0 ?- E* [" u& h* n/ U
3、 声透射控制8 L# o+ r: s6 O: Y. u
3.1、3、 声透射控制效果同消声器一样，通常用插入损失D 来评价, 它表示安装隔声罩前后, 噪声源向周围辐射噪声声压级的差值.* }2 L( Z# p9 v& @- h4 ~ G
D = L 0 - L (dB): M6 f. ~+ L+ C( z
隔声罩罩壁自身的隔声能力常用隔声量R 来衡量. 对于单层匀质隔板, 假定不考虑边界影响, 在无规入射条件下, 主要考虑隔板面密度和入射声波频率两个因素时, 常用下面的经验公式估算隔声罩罩壁自身的隔声量[ 2 ]:- b3 ^+ l1 o/ K0 N: N9 v
R = 18lgm + 12lgf - 25 (dB)
, l5 y9 Z' k6 r0 Q8 t式中m —隔板面密度(kg/m 2) ; f —入射声波频率(Hz)。" J+ I3 f4 v: ?: N9 e' L
根据整车测试声频云谱，可以判定入射波频率，然后进行理论计算选择合适密度及厚度的隔声材料。为满足布置的因素及防止隔声板自身受到入射波激励产生振动噪声，故隔声板一般采用多种材料复合三明治结构。 A+ N6 M) o' ~% k
隔声罩的实际隔声能力即插入损失不仅与罩壁自身的隔声量有关, 而且还与罩内吸声材料的平均吸声系数以及罩壁的平均透射系数有关, 其表达式为:
3 l! f8 L [. JD = Rv+ 10lg (Al+ Sl)( |8 H4 \9 N5 X5 ^
式中D —隔声罩的插入损失(dB) ;0 B7 E8 D% ?2 C
Rv—隔声罩的平均隔声量(dB) ; 4 r# g; X$ X m# \; y; u# F; J7 R8 @
Al—隔声罩内的平均吸声系数;% w, {$ x: w* o0 {0 Z, v: B1 D
Sl—隔声罩各壁的平均透声系数.
& |* m( U* B* T& K* F+ v从上式可以看出，隔声材料内安装吸声材料可以有效的达到良好的降噪效果。
2 \- N/ |; U: t抑制声透射主要是通过以下三种手段来解决：) M' \3 {" D1 g% D
3.1、内饰板造型应预留吸声材料安装空间。4 y# c2 p, J5 T: g( {: t
3.2、根据对整车各部位进行声云频谱测量，针对各部位高值噪声频率在车身发动机挡板、地板及各内饰板贴附各种复合材料。3 A) D& y9 c9 Y
全车尽可能的贴覆吸音材料(所有内饰板、空腔及地板、发动机挡板、顶棚等部位)。
/ G' m4 h; F: n% a- s2 ~! t1 x! Q4、 车身板件的结构振动噪声
6 u& \: c6 ]+ }分为两部分：; `6 w+ [6 g* z: ~: I& x' f
4.1、车身板件的结构振动：改进车身结构或工艺，确保各板件之间接合可靠。也可采用敲击法确认阻尼片贴覆降噪。
6 H- G( @0 ?7 ?0 f4.2、板件受入射声波激励，当入射声波频率与板件固有频率相同时，板件产生共振噪声：根据对整车各部位进行声云频谱测量及各板件振动云谱测量比对，在车身板件加各种阻尼板
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