整车NVH介绍(正文)

1、汽车NVH技术探析摘要：随着汽车工业的迅速发展，人们对于汽车的舒适性和振动噪声控制的要求越 来越严格。据国外有关资料表明，城市噪声的70%来源于交通噪声，而交通噪声主要 是汽车噪声。它严重地污染着城市环境，影响着人们的生活、工作和健康。所以噪声 的控制,不仅关系到乘坐舒适性，而且还关系到环境保护。然而一切噪声又源于振动 ， 振动能够引起某些部件的早期疲劳损坏，从而降低汽车的使用寿命；过高的噪声既能 损害驾驶员的听力，还会使驾驶员迅速疲劳，从而对汽车行驶安全性构成了极大的威 胁。所以噪声控制，也关系到汽车的耐久性和安全性。因此振动、噪声和舒适性这三 者是密切相关的，既要减小振动，降低噪声,又要提

2、高乘坐舒适性，保证产品的经济性， 使汽车噪声控制在标准范围之内 关键词：汽车、NVH、控制一、整车NVH介绍（一）NVH定义NVH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Harsh ness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Harsh ness为冲击特

3、性。NVH噪声、振动与声振粗糙度，是衡量汽车制造质量的一个综合性问题， 它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。业界将噪声、振动与舒适性的英文 缩写为 NVH（ Noise、Vibration 、Harshness ），统称为车辆的 NVH问题，它是 国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。有统计资料显 示，整车约有1/3的故障问题是和车辆的NVH问题有关系，而各大公司有近 20%的研发费用消耗在解决车辆的NVH问题上。对于汽车而言，NVH问题是处处存在的，根据问题产生的来源又可分为发动机NVH车身NVH和底盘NVH大部分，进一步还可细分为空气动力NVH空调系统NVH道路行驶 NV

4、H制动系统 NVH等等。NVH问题是系统性的。例如有些轿车行驶时车厢噪声大，查源头在发动机，那 么这一个噪声问题可能就涉及到三个部分，一个是发动本身的噪声大，一个是 发动机悬置部件减振效果差，一个是车厢前围和地板隔音技术不好，是一个互 相关连的系统问题。当遇到车厢噪声大时，人们一般考虑加强车厢隔音技术和材料，而对真正 的噪声发生源-发动机则是无能为力，这只能是“亡羊补牢”，无法从根本上 解决问题。但如果运用 NVH解决方案，就会涉及发动机、悬置及车架等，从根 本上减少噪声产生的来源。因此，NVH问题实质是汽车设计中要解决的问题，而不是汽车进入市场后要解决的问题。汽车的发动机和车身都通过弹性元件

5、支承在车桥和轮胎上，构成一个弹性振动系统，整个系统按照各总成部件又分成多个“弹性振动子系统”。当汽车 因路面凸凹不平、发动机及传动系抖动或车轮不平衡而受激振动时，各“弹性 振动子系统”发生振动且互相关联。振动是噪声产生的根源之一，行驶时振动大的车辆往往噪声也大。因此， 从汽车NVH问题的角度看，解决噪声不能头痛治头，脚痛治脚，而应该考虑到 整车其他方面的问题，例如要考虑到车身、 发动机、轮胎、弹性支承等诸方面。2噪声的种类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

6、、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。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。（二）噪声要求欧洲的法规规定,从1996年10月起,客车的外部

7、噪声必须从77 dBA降到74dBA ,减少了一半噪声能量,到本世纪末进一步降低到71 dBAo日本的法规规定, 小型汽车在今后十年内噪声标准控制在 76 dBA以下。国内的一些大城市也计划在 2010年交通干线的噪声平均值控制在 70 dBA以内。而据国内目前有关资料表明, 国内的大客车的噪声许可值则不得超过 82 dBA ,轻型载货车为83 5 dBAo由此 可见,我国在车辆噪声控制方面还得狠下工夫。二、汽车NVH特性研究的建模和评价方法研究汽车的NVH特性首先必须利用 CAE技术建立汽车动力学模型，已经有几种比较成熟的理论和方法。多体系统动力学方法：将系统内各部件抽象为刚体或弹性体，研究

8、它们在大范围空间运动时的动力学特性。在汽车NVH特性的研究中，多体系统动力学方法主要应用于底盘悬架系统、转向传动系统低频范围的建模与分析。有限元方法（FEM）:是把连续的弹性体划分成有限个单元，通过在计算机 上划分网格建立有限元模型，计算系统的变形和应力以及动力学特性。由于有 限元方法的日益完善以及相应分析软件的成熟，使它成为研究汽车 NVH特性的重要方法。一方面，它适用于车身结构振动、车室内部空腔噪声的建模分析； 另一方面，与多体系统动力学方法相结合来分析汽车底盘系统的动力学特性， 其准确度也大大提高。边界元方法（BEM）:与有限元方法相比，边界元方法（BEM）降低了求解问题的维数，能方便地

9、处理无界区域问题，并且在计算机上也可以轻松地生成高效 率的网格，但计算速度较慢。对于汽车车身结构和车室内部空腔的声固耦合系 统也可以采用边界元法进行分析，由于边界元法在处理车室内吸声材料建模方面具有独特的优点，因此正在得到广泛的应用。统计能量分析（SEA）方法：以空间声学和统计力学为基础的统计能量分析（SEA）方法是将系统分解为多个子系统，研究它们之间能量流动和模态响应的统计特性。它适用于结构、声学等系统的动力学分析。对于中高频（300HZ）的汽车NVH特性预测，如果采用 FEM或 BEM建立模型，将大大增加工作量而且其结果 准确度并不高，因此这时采用统计能量分析方法是合理的。有人利用SEAM

10、软件对某皮卡车建立了 SEA模型，分析了它在250Hz以上的NVH特性并研究了模 型参数对它的影响，得到令人满意的结果。三、噪声的抑制（一）汽车NVH控制措施汽车振动和噪声的产生并不是相互独立，而是紧密联系的。可以说，噪声 源于振动，振动、噪声和舒适性这三者是密切相关的。既要减小振动、降低噪 声，又要提高乘坐舒适性、保证产品的安全性、环保性以及使用性能。要改善汽车的NVH特性，首先是对其振动源和噪声源的控制。这就需要改 善产生振动和噪声的零部件的结构，改善其振动特性，避免产生共振；改进旋 转元件的平衡；提高零部件的加工精度和装配质量，减小相对运动元件之问的 冲击与摩擦；改善气体或液体流动状况，

11、避免形成涡流；改善车身结构，提高 刚度；施加与噪声源振幅相当而相位相反的声音等。其次要控制振动和噪声传 递的途径。这就需要对结构的振动和噪声传递特性进行分析并改进，使之对振 动和噪声具有明显的衰减作用而不是放大；优化对发动机悬置的设计，降低发 动机向车身传递的振动；对悬架系统进行改进，阻断振动的传递；采用适合于 平面振动的阻尼材料、 适合于旋转轴类的扭振减振器以及针对其它线振动的质 量减振器；分析和改进结构，特别是车身的密封状况，提高密封性能；各种吸 音材料、隔音材料和隔音结构的研究及应用，提高汽车内部的吸音和隔音性能 等。（二）噪声的控制根据噪声产生和传播的机理，可以把噪声控制技术分为以下三

12、类：一是对噪声源 的控制,二是对噪声传播途径的控制，三是对噪声接受者的保护。其中对噪声源的控 制是最根本、最直接的措施,包括降低噪声的激振力及降低发动机部位对激振力的响 应等,即改造振源和声源。但是对噪声源难以进行控制时 ，就需要在噪声的传播途径 中采取措施，例如吸声、隔声、消声、减振及隔振等措施。汽车的减振降噪水平与整 车的动力性、经济性、可靠性及强度、刚度、质量、制造成本和使用密切相关。】传动系的主要振源有：发动机不平衡（发动机转速一、二次）扭矩变动（发动机转速各谐次）发动机燃气爆发脉冲（气缸数/2）传动轴不平衡（传动轴转速一次） 万向节不等速（传动轴转速二次）路面不平度（根据不同路面条件

13、）以轿车为例，按频域分类将部分 NVH特性情况列于下表。表1-1传动系统的NVH特性频率域激振力振动形式线性、非线性发生现象2-10HZ 发动机扭矩变化 扭转线 性颤动（振动） 2-IOHz 离合器的非线性 扭 转 非线性 震颤（振动） 10-20HZ 传动轴折弯角 扭转（弯曲） 非线性 起步时振动 20-50HZ 发动机扭矩变化扭转线 性振动（隆隆声） 20-50HZ 旋转不平衡弯 曲线性振动（隆隆声） 50-80HZ 发动机扭矩变化 扭转线 性传动系扭转振动（隆隆声） 50-80HZ 传动轴折弯角 扭 转非线性传动系扭转振动（隆隆声） 100-200HZ发动机往复惯性力 弯 曲线性动力总成

14、，传动轴弯曲振动（隆隆声） 400-2kHz 偏轴伞齿轮/啮合力弯曲/扭转线 性传动轴弯曲振动（隆隆声）发动机内部的燃烧过程和结构振动所产生的噪声，是通过发动机外表面以及与 发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射的。根据发动机表面噪声产生的机 理，又可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂，主要是由于气 缸内周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。 机械噪声是发动机工作时各运动件之间及运动件与固定件之间作用的周期变化的力 所引起的，它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。一般说来，在低 速时，燃烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击

15、振动加剧而使机械 噪声上升到主导地位。车用发动机的辐射噪声频率范围主要在500-3000HZ 内,而其主要噪声辐射部件的临界频率大致在 500-800HZ 范围内。对于发动机噪声的 评价，除考虑其辐射噪声声能量总水平外，还应考察以下噪声特性：噪声级及其随 发动机工作状态的变化关系，发动机周围空间各点噪声级数值的分布状态，空间各 点的噪声频谱以及发动机工作过程各阶段的瞬时声压级。通过这些信息，不但可以 比较和评价发动机辐射噪声的大小，还可以深入研究辐射声能在频率上的分布情况， 判断发动机工作循环中辐射声最大的阶段，以便分析产生高噪声的原因，提高噪声 控制措施并比较和评价这些措施的有效性和经济上的

16、合理性。轮胎噪声的主要产生机理，按声源的激励性质不同，轮胎噪声主要产生机理可 分三大类：（1 ）气流生机理。随着轮胎的滚动，在与路面接触区，花纹沟内空气不 断地被吸入与挤出，由此形成“空气泵”噪声，这是横向花纹的一种主要噪声机理。此生源为作起伏变化的气体，属气流噪声（2）机械声机理。由胎面花纹块不断撞击路面、轮胎结构的不均匀性以及路面 的不平性等因素激发机械噪声，是光面胎及纵向花纹的主要噪声源。（3）滤波放大机理。轮胎与路面接触处形成喇叭口几何体，对上述噪声起着滤 波放大作用。另外，胎面花纹沟与路面所围管道内的空气共振以及轮胎花纹块离开 路面处形成的亥姆霍兹共振效应主要为袋状沟的噪声机理。除了

17、发动机和轮胎以外，传动系噪声来源于变速齿轮啮合引起的振动和传动轴 旋转振动。一般采取的措施是：一是选用低噪变速器，二是发动机与变速箱及后桥主 减速器等部件与底盘用橡胶垫进行柔性连接，从而达到隔振的目的；三是控制转动轴 的平衡度,降低扭转振动。（三）汽车传动系统NVH研究状况1传动系统弯曲振动研究车辆传动系统弯曲振动在很大范围的频率内对车辆振动和噪声的产生有重要的 影响，在低频率段内的刚体振动直接影响车辆的乘坐舒适性，而在高频率段内的弹 性振动将会引起车辆的结构共振和声学共振。国内外对传动系统的弯曲振动研究起 步较早，在理论和实验研究方面都取得了相当进展。一种行之有效的理论建模方法是建立离散的集

18、中质量、弹簧及阻尼器组成的动 力学模型。这种建模方法及其实用性已为大量的计算和试验分析结果所证实，并且已 总结出了确定模型集中质量、弹性和阻尼的一般原则，能有效地用于分析解决车辆动 力传动系弯曲振动问题。後藤进在 1965年建立了具有11个自由度的动力传动系 的弯曲振动力学模型，并通过试验验证，试验结果和计算结果取得较好一致性。小林 明也建立了动力传动系弯曲振动多自由度力学模型，指出系统的弯曲振动是由发动 机运动部件往复惯性力、传动轴的不平衡等引起的，并通过实验测定有关参数值，计算系统的固有频率、振型。隋军建立包括动力总成及传动轴的5个自由度的弯曲振动力学模型,计算系统的固有振动特性和响应，指

19、出动力总成的弯曲振动是汽车飞轮 壳损坏的主要原因。与此同时，另一种行之有效的试验建模方法随着日臻完善的试验模态分析技术 有了飞速发展，在动力传动系弯曲振动特性的研究中得到广泛应用。试验模态分析 在传动系弯曲振动特性研究中的应用，经历了从单个总成发展到多个总成直至整个 动力传动系的过程。隋军、张建文对动力传动系动力总成进行了试验模态分析，认为动力总成的弯曲振动是造成汽车离合器壳开裂的主要原因。余龄利用试验模态分析 技术测定了包括动力总成及传动轴的组合系统的一阶弯曲振动频率。张金换则通过 模态试验分析研究动力传动系传动轴的临界转速。孙方宁、俄延华在整车条件下，对动力传动系弯曲振动进行模态试验，得到

20、整个动力传动系弯曲振动的模态参数。 高 云凯在台架及整车条件下，对汽车动力总成弯曲振动试验模态分析中的非线性特性 进行研究,结果表明这一非线性特性仅存在于整车条件下的试验模态分析。试验模态分析具有快速、简便地识别结构固有特性的特点，但其精度主要取决于试验者的经验 和所使用的测试仪器及分析程序。模态综合法是对动力传动系弯曲振动进行分析的有效方法，其基本思想是将传动系分为若干个子系统，在完成对各子系统的模态分析后，建立自由模态的综合方程 再利用平衡条件和约束条件将自由度简化 ，最后获得一个自由度大为缩减又保持了 系统特性的运动方程，即组合系统方程。孙方宁将一大型客车动力传动系划分为五个 子系统,通

21、过试验模态分析获得各子系统的模态参数，然后利用模态综合方法建立整 个系统的理论分析模型，编制计算程序，对该大型客车动力传动系弯曲振动的固有振 动特性进行计算，并在激振试验台上进行整个动力传动系弯曲振动的试验模态分析，结果表明理论计算和试验结果具有很好的一致性。应用模态综合方法，只需获得动力 传动系各子系统的模态参数，就可以通过计算分析给出整个动力传动系的模态参数，而不必对整个动力传动系进行模态试验，但各子系统的模态参数还需通过计算或模 态试验获得。在车辆动力传动系弯曲振动的研究中，有限元方法（FEM）也逐步引起人们的重 视,应用有限元方法不仅可以获得较精确的力学模型和充分的分析信息，便于进一步

22、进行结构优化设计分析，而且能在结构设计和改进设计阶段预估其振动特性，提出改 进设计方案。隋军应用有限元方法建立了飞轮壳及离合器壳的有限元模型，计算了飞轮壳及离合器壳的等效螺旋弹簧刚度。高云凯建立了一种轻型客车动力传动系弯曲 振动有限元模型，计算分析了其弯曲振动固有频率和固有振型，并进行动力总成弯曲 振动固有频率对离合器壳厚度等结构参数的灵敏度分析，为结构修改提供了依据。但 由于车辆动力传动系的结构复杂，许多边界条件难以确定，目前有限元分析方法，还 仅局限于动力传动系的各总成弯曲振动分析，建立整个动力传动系弯曲振动的有限 元分析模型还较困难。2.传动系统扭转振动研究车辆传动系又是一个多自由度的扭

23、转振动系统，当来自发动机、路面以及由于车 轮不平衡产生的周期性扭转激励的频率与传动系扭振系统的固有频率一致时，便会发生扭转共振，此时在动力传动系中的某些区段往往产生很大的共振载荷，甚至在齿轮副、花键副间出现敲击，从而影响车辆动力传动系零部件的工作可靠性和产生令人 不适的噪声，同时还可能引起车身垂向和纵向振动，影响乘坐的舒适性。因此，建立传 动系扭转振动分析模型，揭示其扭振特性，寻求降低扭振影响措施，是车辆工程的重 要研究课题之一。从20世纪初，人们开始注意到内燃机动力装置中实际存在的扭振问题的时候 起，一直到50年代，是扭振研究的初期阶段。在 1900年前后，各种断轴事故的 分析报告及有关文章

24、逐渐出现，扭振现象引起了关注和逐渐深入的研究。1916年德国盖格尔（Geiger ）发表了用机械式盖格尔扭振仪测量轴系扭振动的文章，使扭 转振动的研究开始进入实测和试验阶段，并逐步形成计算分析和处理扭振实际问题 的一套经验上的和初步理论上的方法。E.J .Nestorides 著的扭振手册是对这一时期扭振研究成果的相当完整的总结。在这一时期中，自由扭转振动计算主要使用 霍尔茨（Holzer）表格法或托列者都属于共振计算的近似方法，对非共振区的振幅、应力等的计算缺乏有效的办法。从 60年代到80年代，是扭振研究全面蓬勃发展 时期，一方面由于计算机技术的发展和广泛应用，为扭振研究的全面发展奠定了物

25、 质基础，另一方面由于内燃机不断向高速高功率强化发展，汽车结构向轻量化方面 发展，使扭振更剧烈，更易造成断轴、传力螺栓失效和啮合齿轮齿折断等事故，同 时人们对汽车的舒适性、可靠性要求不断提高，有关注规对汽车内外噪声的限制也 日益严格，这些因素为扭振研究的全面发展提供了巨大原动力。传动系的扭振特性研究，一般是以理论计算分析为主，即根据简化前后系统的动 能和势能保持不变的原则，将系统简化为由无弹性的惯性盘和无质量的弹性轴组成 的当量系统，建立相应的动力学模型和数学模型，测定系统各零部件的结构参数，计 算扭转振动固有特性。所建模型由最初的 3个自由度简单模型发展到现在的多个自 由度的更接近实际系统的

26、扭转振动分析模型，考虑的激励也由过去的单个确定性激励发展到现在的多个确定性激励和随机性激励。进行车辆动力传动系扭振固有特性 和强迫扭振计算，还必须确定系统振动分析模型中的各参数，而阻尼参数的确定一直 是难以解决的问题，原因是目前对阻尼的机理尚未研究透彻，阻尼受许多因素的影响 而到目前为止没有一种公认可靠的方法，因此在确定阻尼时往往先作出某种假设来 简化或综合阻尼。在车辆动力传动系扭转振动阻尼的研究中，对发动机的粘性阻尼研 究较多,并提出了以发动机结构参数来确定发动机各缸线性外阻尼的经验公式，然而动力传动系其他部件总成阻尼系数的确定更为困难，绝大多数的阻尼研究仅仅停留在理论探讨以及对模态坐标下阻

27、尼比的识别，而物理坐标下的阻尼系数往往是根据经验数据来选取，这给动力传动系扭振固有特性和强迫扭振计算带来一定的局限性 和不确定性。目前车辆动力传动系扭转振动特性的理论计算分析方法已较为成熟，所建模型具有较高的精度，所采用的计算程序快捷高效，基本能够分析、解决车辆动 力传动系的扭转振动问题，如果能在模型的阻尼系数等参数的确定方面有新的突破 ， 该理论计算分析法将得到更为广泛的应用。近年来，伴随测试技术和数据处理技术的迅速发展，一些学者也在尝试将试验 模态分析和模态综合技术应用于车辆传动系扭转振动的研究，使得对传动系扭转振 动的试验研究也取得明显进展。张准、彭玉莺探讨将试验模态分析用于轴的扭振特

28、性研究,并对内燃机曲轴飞轮系统扭振进行复模态分析，建立了系统的模态模型，研究结果表明将试验模态分析用于轴的扭振特性研究是可行的，但由于试验模态分析所需的扭转振动激励的产生和响应信号的采集较困难，所以试验模态分析技术在轴的扭振特性研究中并未得到广泛应用。车辆传动系各总成的联结形式十分复杂，其边 界条件难以确定，故试验模态分析和模态综合技术在动力传动系扭转振动研究的运 用,还没取得实质性的进展。传动系扭振特性的试验研究，目前主要米用路试法和转鼓试验台法。传动系扭振 特性研究的路试法，是利用负荷拖车或使车辆在坡道上挂上某档缓慢加速到该档的 最高车速,通过处理所记录的动力传动系特定轴段的扭矩信号，利用

29、共振原理，来识别动力传动系在该档的扭转固有频率。路试法虽可在真实使用条件下测定动力传动 系的扭振特性，但如无负荷拖车，则因发动机负荷较小，激振力矩较弱，动力传动系的 扭振响应微弱，不易分析出明显的共振工况。传动系扭振特性研究的转鼓试验台法，是在转鼓试验台上做动力传动系扭振特性试验，由于加减负荷等试验条件容易控制， 因此可方便地测定不同档位、各种转速下对应不同强度的稳态响应，较为精确地识别 出系统的固有频率。转鼓试验台法的缺点是：当转鼓试验台的固有频率在动力传动系 一阶固有频率附近时，会扩大低频区的激振频率范围，不利于研究车轮不平衡对动力 传动系扭振的影响（四）传动系弯振动扭耦合研究所谓车辆传动系弯曲、扭转振动耦合，是指其弯曲振动系的弯曲振动和扭转振动 系的扭转振动之间的相互影响。车辆传动系的弯曲振动和扭转振动不仅有各自的固 有振动特性,而且存在振动耦合现象,随着动力传动系振动特性研究的进一步深入 , 动力传动系的弯曲、扭转振动耦合对其振动特性的影响 ，已开始为人所关注，成为又 一个研究发展方向。车辆传动系弯曲、扭转振动耦合机理是很复杂的，後藤进认为动力传动系弯曲振 动系和扭转振动系在驱动桥主减速器处形成耦合，当主减速器主动齿轮将驱动扭矩 传到从动齿轮上时，由于扭