汽车NVH分析与控制技术

1、吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室王登峰王登峰汽车汽车NVHNVH分析与控制技术分析与控制技术 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、国内汽车、国内汽车NVH研究现状研究现状3、汽车噪声源识别方法与应用、汽车噪声源识别方法与应用4、车架和车身的低频声振分析匹配、车架和车身的低频声振分析匹配5、汽车中高频噪声的、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用分析方法与应用2、声学基础、声学基础7、客车噪声分析控制技术举例、客车噪声分析控制技术举例6、关键零部件噪声控制、关键零部件噪声控制

2、-风扇风扇吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院一、国内汽车一、国内汽车NVH研究现状研究现状吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、必要性和意义、必要性和意义p 噪声污染是世界公认的三大污染源之一；噪声污染是世界公认的三大污染源之一；p 汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；p 噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；p 为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控制汽车噪声健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控

3、制汽车噪声对环境的污染和对人体危害；对环境的污染和对人体危害；p 汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒适性越来越高的要求，是对汽车适性越来越高的要求，是对汽车NVH分析与控制研究工作的持分析与控制研究工作的持续推动力。续推动力。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2、汽车噪声法规和标准、汽车噪声法规和标准 GB1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法 汽车分类汽车分类噪声限值噪声限值dB（A）第一阶段第一阶段第二阶段第二阶段2002.10.12004.12.30期间期间生产的汽

4、车生产的汽车2005.1.1以后生产的汽车以后生产的汽车M17774M2（GVM3.5t），或），或N1（GVM3.5t）：）：GVM2t2tGVM3.5t78797677M2（3.5t5t）：）：P150kWP150kW82858083N2（3.5t12t）：）：P3.5t、P150kW811dB(A) ； 轿车一般在轿车一般在74 1dB(A) 。4） 日本日本: 1）JASO Z101车外噪声试验方法车外噪声试验方法规定：规定： N2&N3（GVM）3.5t、P150kW ）81dB(A) 轿车加速行驶车外加速噪声限值轿车加速行驶车外加速噪声限值75dB(A)。p 车内车内 各国

5、虽然没有强制的标准和法规对车内噪声值进行限制，只有在各国虽然没有强制的标准和法规对车内噪声值进行限制，只有在产品鉴定或等级评定时给出不同的参考限值。产品鉴定或等级评定时给出不同的参考限值。 1）代表汽车声学品质优劣。是评价汽车产品质量重要指标之一；）代表汽车声学品质优劣。是评价汽车产品质量重要指标之一； 2）影响行驶平顺性、乘坐舒适性、客户购车取向和市场竞争力。）影响行驶平顺性、乘坐舒适性、客户购车取向和市场竞争力。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院整车噪声与整车噪声与乘坐舒适性目标乘坐舒适性目标发动机发动机吸隔声吸隔声屏蔽技术屏蔽技术消声器消声器

6、匹配优化技术匹配优化技术发动机风扇发动机风扇低噪声设计低噪声设计与优化技术与优化技术车身中车身中高频噪声吸高频噪声吸隔声与密封隔声与密封车身结构车身结构与声腔低频与声腔低频声振特性匹配声振特性匹配动力总成动力总成与车身悬置与车身悬置匹配优化匹配优化统计能量分析统计能量分析（SEA）方法）方法车身结构与车身结构与内饰声腔流固内饰声腔流固耦合分析方法耦合分析方法动力总成悬置动力总成悬置隔振与解耦，隔振与解耦，车身刚弹耦合车身刚弹耦合虚拟样机技术虚拟样机技术吸隔声材料性能吸隔声材料性能屏蔽部位和屏蔽部位和屏蔽结构优化屏蔽结构优化热声流耦合分热声流耦合分析与台架试析与台架试验相结合匹验相结合匹配设计方

7、法配设计方法CFD分析与分析与台架试验相台架试验相结合的方法结合的方法4、汽车、汽车NVH分析与控制方法分析与控制方法2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介105、汽车、汽车NVH开发流程开发流程车外噪声车外噪声车内噪声车内噪声声品质声品质乘坐舒适性乘坐舒适性结构、声腔与结构、声腔与连接件修改连接件修改车身有限元模型车身有限元模型车身结构车身结构+声腔模型声腔模型底盘模型底盘模型 成本重量和其它性能成本重量和其它性能单元目标单元目标车身声学性能车身声学性能悬置特性悬置特性车内声腔车内声腔 连接件连接件底盘输入底盘输入 副车架副车架车身部件的车身部件的动态刚度动态刚度子系统子系统目标

8、目标底盘部件的底盘部件的振动特性振动特性车身结构车身结构 减震器减震器部件有限元模型部件有限元模型(验证车身的刚度验证车身的刚度与振动特性与振动特性)(考核车身的考核车身的声学性能）声学性能）(考核底盘的振动特性考核底盘的振动特性)(考核底盘的激励力考核底盘的激励力)用户用户满意度评价满意度评价Eng.Sound at Full Throttle AccelEng.Sound at Full Throttle AccelJ25SPassatAvensisJ39AFocusGolfBMW318iAudi A4y = 1.6189x - 3.6388R2 = 0.92777.588.596.406

9、.606.807.007.207.407.607.80Objective MetricAPEAL SCORE用户用户满意度满意度目标设定目标设定车身声固耦合模型车身声固耦合模型+底盘模型底盘模型部件特性的部件特性的分层对标分层对标对标分析对标分析NVH性能性能分析预测分析预测车身模型车身模型底盘模型底盘模型010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)1020304050600100200300400Frequency HzSPL dB(A)0102030405

10、00100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)车内噪声车内噪声前轮前轮车身车身+输入输入Eng.Sound at Full Throttle AccelEng.Sound at Full Throttle AccelJ25SPassatAvensisJ39AFocusGolfBMW318iAudi A4y

11、 = 1.6189x - 3.6388R2 = 0.92777.588.596.406.606.807.007.207.407.607.80Objective metricAPEAL SCORE用户满意度用户满意度验证验证传递路径分析传递路径分析（TPA）(基于试验的模拟）基于试验的模拟）后轮后轮吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院二、声学基础二、声学基础2022-6-25吉林大学汽车工程学院12一、声学基础一、声学基础1、基本概念、基本概念1）声功率）声功率 指单位时间内声源辐射出来的总的声波能量，它表示声源的基指单位时间内声源辐射出来的总的声波能量，它表示声源的基本物理特性，单位是瓦（

12、本物理特性，单位是瓦（W）。）。2）声压）声压 声波在空气中传播过程中，引起空气质点振动，致使空气密度声波在空气中传播过程中，引起空气质点振动，致使空气密度发生变化，空气压强就在大气压强附近迅速起伏变化，这个压强发生变化，空气压强就在大气压强附近迅速起伏变化，这个压强起伏部分称为声压。起伏部分称为声压。 p=pf - p03）声能密度）声能密度 介质在单位体积内所包含的声能成为声能密度，它和声压之间介质在单位体积内所包含的声能成为声能密度，它和声压之间的关系为：的关系为： 22cpDrms2022-6-25吉林大学汽车工程学院134) 声强声强 单位时间内通过垂直于指定传播方向单位面积上的声音

13、能量称单位时间内通过垂直于指定传播方向单位面积上的声音能量称为声强，单位为：为声强，单位为：W/m2。声强的大小与离开声源的距离有关。声强的大小与离开声源的距离有关。 对于自由场：对于自由场： I I =p2rms/c 对于扩散场从某一方向通过单位面积的声强为：对于扩散场从某一方向通过单位面积的声强为： I I=p2rms/4c5）点声源）点声源 如果声源的尺度远小于声源与接收器之间的距离，该声源就如果声源的尺度远小于声源与接收器之间的距离，该声源就可以看成点声源。其声强随距离的变化关系为：可以看成点声源。其声强随距离的变化关系为： I I =W/4 r2 可见，声强反比于声源和接受器间的距离

14、的平方，距离增加一可见，声强反比于声源和接受器间的距离的平方，距离增加一倍则衰减倍则衰减6dB。2022-6-25吉林大学汽车工程学院142、噪声的量度与计算、噪声的量度与计算1）声压级和声强级）声压级和声强级 声压和声强一样，都是用以声压和声强一样，都是用以10为底的对数标度来度量的称为声压为底的对数标度来度量的称为声压级和声强级，单位用分贝（级和声强级，单位用分贝（dB)表示。表示。 声压级定义为：声压级定义为： Lp=20log(prms/p0)式中：式中：prms-为声压有效值；为声压有效值； p0 - 为基准声压等于为基准声压等于210-5Pa 声强级定义为：声强级定义为： Lp=1

15、0log(I/II/I0 0 )式中：式中：I I -为待测声强；为待测声强； I I0 0 - 为基准声强等于为基准声强等于10-12W/m22022-6-25吉林大学汽车工程学院15 声压级与声强级的关系：声压级与声强级的关系： LI I =Lp+10log(400/0c) 因因0 c400Ns/m2，等号右边的第二项很小，所以声强级与声压，等号右边的第二项很小，所以声强级与声压级数值近似相等。级数值近似相等。2)分贝的计算分贝的计算 当同时存在多个声源，或同一声源中存在多种频率成分时则需要当同时存在多个声源，或同一声源中存在多种频率成分时则需要求其合成声压（级）及声强（级）。求其合成声压

16、（级）及声强（级）。多个声源时，其合成的有效声压：多个声源时，其合成的有效声压：2232221nppppp合成的声压级为：合成的声压级为：)ppppp(Lnps202232221log10合成的声强级为：合成的声强级为：0321log10IIIIILnIs2022-6-25吉林大学汽车工程学院16当存在几个相同声源时，其合成声压级为：当存在几个相同声源时，其合成声压级为：nLLslog101 当当n=2n=2时，则时，则L Ls s=L=L1 1+3+3，即当，即当2 2个相同声压级的噪声源在一起时，个相同声压级的噪声源在一起时，其总声压级只比一个噪声源增加其总声压级只比一个噪声源增加3dB3

17、dB。 当有两个声级强度不同的噪声源当有两个声级强度不同的噪声源L L1 1和和L L2 2、且、且L L1 1LL2 2时，其合成声时，其合成声压级为：压级为： L Ls s=L=L1 1+ + L L 式中：式中：增加量增加量 L L也可以从下表中查得：也可以从下表中查得：10/ )LL(2110110logL表表2-1 2-1 合成声压级的增加量（合成声压级的增加量（dBdB）L1-L20123456789101112131415 L32.52.11.81.51.210.80.60.50.40.30.30.20.20.12022-6-25吉林大学汽车工程学院17 从表从表2-1中可以看出

18、，如果两个声源中的一个声压级超过另一个中可以看出，如果两个声源中的一个声压级超过另一个10dB以上时，较弱的声源可以忽略不计。可见，对有多个噪声源的以上时，较弱的声源可以忽略不计。可见，对有多个噪声源的汽车进行噪声控制时，必须首先识别和治理最主要的噪声源才会对汽车进行噪声控制时，必须首先识别和治理最主要的噪声源才会对汽车的整体噪声发生作用。汽车的整体噪声发生作用。3）频谱）频谱 大多数噪声源发出的声音通常包含许多频率成分，进行噪声测大多数噪声源发出的声音通常包含许多频率成分，进行噪声测量时，由传声器测得的噪声信号标定后为声压（级）的时间历程，量时，由传声器测得的噪声信号标定后为声压（级）的时间

19、历程，为了便于了解噪声中包含的频率成份，可对上述声压为了便于了解噪声中包含的频率成份，可对上述声压时间历程信时间历程信号进行号进行FFT变换，得到噪声信号的频谱，从频谱图中可以分析出噪变换，得到噪声信号的频谱，从频谱图中可以分析出噪声能量随频率的分布规律，并为噪声控制提供依据。声能量随频率的分布规律，并为噪声控制提供依据。图图2-12-1车内噪声的频谱车内噪声的频谱2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介18图图2-2 噪声谱分析示意图噪声谱分析示意图图图2-3 FFT2-3 FFT分析流程分析流程2022-6-25吉林大学汽车工程学院194）倍频程与）倍频程与1/3倍频程倍频程 倍

20、频程数倍频程数n的定义为：的定义为：n=log2(fH/fL)，当，当n=1时为倍频程，当时为倍频程，当n=1/3时为时为1/3倍频程。倍频程。 中心频率定义为：中心频率定义为：f0=(fHfL)1/2 p 带宽带宽 1/n倍频程是指以某个频率为中心的滤波器的带宽，并可以由以倍频程是指以某个频率为中心的滤波器的带宽，并可以由以下公式计算获得：下公式计算获得： 带宽带宽=(2(1/n)-1)*中心频率中心频率p 上下限上下限 对对1/3倍频某个中心频率的滤波器，倍频某个中心频率的滤波器， 上限频率为上限频率为 = 中心频率中心频率 *21/6 , 下限频率下限频率 = 中心频率中心频率 / 21

21、/6p 倍频程和倍频程和1/3 倍频程的关系倍频程的关系2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介20图图2-4 2-4 倍频程倍频程和和1/31/3倍频程倍频程的比较的比较图图2-5 2-5 倍频程和倍频程和1/31/3倍频程中心倍频程中心频率与上下限频率与上下限2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介215）频域计权）频域计权 在噪声的物理量度中，声压级是评价噪声强度的常用量，声压在噪声的物理量度中，声压级是评价噪声强度的常用量，声压级越高，噪声越强。但人耳对噪声的感觉，不仅与声压级有关，还级越高，噪声越强。但人耳对噪声的感觉，不仅与声压级有关，还与频率、持续的时间等因素

22、有关。人耳对高频率噪声较敏感，对低与频率、持续的时间等因素有关。人耳对高频率噪声较敏感，对低频率噪声较迟钝。声压级相同而频率不同的声音，很可能听起来是频率噪声较迟钝。声压级相同而频率不同的声音，很可能听起来是不一样的。不一样的。 为了反映噪声的各种复杂因素对人的主观影响程度，需要有一为了反映噪声的各种复杂因素对人的主观影响程度，需要有一个对噪声的评价指标。常用的评价指标有响度级和个对噪声的评价指标。常用的评价指标有响度级和A计权声压级。计权声压级。其中最常用的是其中最常用的是A计权。计权。 A 计权是为模仿响度级为计权是为模仿响度级为40 phon 的等响曲线的倒置曲的等响曲线的倒置曲线，它对

23、低频声线，它对低频声(500Hz以下以下)有较大衰减；有较大衰减； B 计权计权70phon等响曲线；等响曲线； C 计权计权100phon等响曲线，主要用于评价特别响或低频等响曲线，主要用于评价特别响或低频为主的噪声；为主的噪声； 线性计权对原始测量信号没有施加任何计权的噪声级。线性计权对原始测量信号没有施加任何计权的噪声级。2022-6-25吉林大学汽车工程学院22图图2-6 频率计权曲线频率计权曲线2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介236）声学测试环境）声学测试环境 媒质中有声波存在的区域叫声场。声场大致可分为自由场、媒质中有声波存在的区域叫声场。声场大致可分为自由场、混

24、响场和压力场。混响场和压力场。l自由场：声波在任何方向无反射，声场各点接受的声音，仅有自由场：声波在任何方向无反射，声场各点接受的声音，仅有来自声源的直达声而无反射声。来自声源的直达声而无反射声。 开阔的旷野，周围较大范围内无反射物，可以近似为自由开阔的旷野，周围较大范围内无反射物，可以近似为自由场。消声室是一种人为的自由场。消声室的四壁、顶棚和地板场。消声室是一种人为的自由场。消声室的四壁、顶棚和地板都有吸声能力很强的吸声材料或吸声尖劈，消声室可用来对声都有吸声能力很强的吸声材料或吸声尖劈，消声室可用来对声源、音响设备进行较准确的测量，是理想的声学测量设备。源、音响设备进行较准确的测量，是理

25、想的声学测量设备。l混响场：声能量均匀分布，并在各个传播方向上做无规则传播混响场：声能量均匀分布，并在各个传播方向上做无规则传播的声场，称混响场。如混响室，混响室可用于测量材料的隔声的声场，称混响场。如混响室，混响室可用于测量材料的隔声、吸声性能、声源声功率。、吸声性能、声源声功率。l压力场：当声波波长比所处腔体空间大时，声压分布均匀，此压力场：当声波波长比所处腔体空间大时，声压分布均匀，此时称为压力场。当传声器插入声压级校准器中时，即是压力场时称为压力场。当传声器插入声压级校准器中时，即是压力场。l本底噪声：是指被测对象噪声不存在时周围的环境噪声。试验本底噪声：是指被测对象噪声不存在时周围的

26、环境噪声。试验时本底噪声至少要比被测对象噪声低时本底噪声至少要比被测对象噪声低10dB才能保证测试精度。才能保证测试精度。2022-6-25吉林大学汽车工程学院科研情况简介24图图2-7 三种典型声场示意图三种典型声场示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院三、汽车噪声源识别方法与应用三、汽车噪声源识别方法与应用吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、声强测试与分析方法、声强测试与分析方法1）优点）优点p 声强测量对测试环境的要求较低。声强测量对测试环境的要求较低。 1）被测声源周围的背景噪声对声强测量的影响较小；）被测声源周围的背景噪声对声强测量的影响较小； 2）可以在工作现场进行

27、。）可以在工作现场进行。p 声强测量能反映出噪声的能量及其流动情况。声强测量能反映出噪声的能量及其流动情况。 1）由于声强具有方向性，所以测得的声强可以全面反映从声源发出）由于声强具有方向性，所以测得的声强可以全面反映从声源发出的噪声能量的传播状态。的噪声能量的传播状态。 2）用声强法测量声功率时，对测量封闭面的形状没有特殊要求。）用声强法测量声功率时，对测量封闭面的形状没有特殊要求。p 声强法的测量结果直观、可视性强。声强法的测量结果直观、可视性强。 1）由于声强是矢量，所以声强测量法的后处理能力强；）由于声强是矢量，所以声强测量法的后处理能力强； 2）通过数据处理，可以得到声强的矢量图、等

28、声强线图、三维声强）通过数据处理，可以得到声强的矢量图、等声强线图、三维声强图等。由这些图线分析声源的位置和频谱特性直观、易于掌握。图等。由这些图线分析声源的位置和频谱特性直观、易于掌握。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2）声强测量系统简介）声强测量系统简介信号放大前端信号放大前端声强探头声强探头数据采集分析系统数据采集分析系统声强测量系统组成声强测量系统组成2022-6-25283）声强测量网格的布置）声强测量网格的布置p 在离被测表面一定距离处设置一个网格测量面，为了避免在离被测表面一定距离处设置一个网格测量面，为了避免被测表面近场局部反射声波的干扰给测量结果带来误差，测被测表面

29、近场局部反射声波的干扰给测量结果带来误差，测量面距被测表面至少应大于量面距被测表面至少应大于15cm。p 对噪声源预先未知的大型复杂系统，可以采用先疏后局部对噪声源预先未知的大型复杂系统，可以采用先疏后局部加密的网格以减少测试工作量，网格间距一般在加密的网格以减少测试工作量，网格间距一般在5cm 25cm之间选取。之间选取。p 测量网格一般比被测对象外表面轮廓大测量网格一般比被测对象外表面轮廓大2-3个网格间距，个网格间距，以便能覆盖被测对象，底部的第一行测点应距地面以便能覆盖被测对象，底部的第一行测点应距地面20cm以以上，以避免地面上，以避免地面局部反射声波的干扰给测量结果带来误差。局部反

30、射声波的干扰给测量结果带来误差。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2、发动机噪声源声强识别、发动机噪声源声强识别发动机排气侧噪声源识别发动机排气侧噪声源识别吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机排气管侧总声强频谱发动机排气管侧总声强频谱在在1KHz 1KHz 3.2kHz3.2kHz的的频率范围内声强较大频率范围内声强较大，最大声强频率发生最大声强频率发生在在1.6kHz1.6kHz，次高声强，次高声强频率为频率为2.5kHz2.5kHz，再次，再次依次为依次为2kHz2kHz、1.25kHz1.25kHz、1kHz1kHz及及3.2kHz3.2kHz。高。高声强级噪声以中高频声

31、强级噪声以中高频为主。为主。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机进气侧噪声源识别发动机进气侧噪声源识别吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机进气侧面总的频谱发动机进气侧面总的频谱在在1-4kHz1-4kHz频率范围内频率范围内的声强都较大，的声强都较大，最大最大声 强 时 的 频 率 为声 强 时 的 频 率 为1.6kHz1.6kHz，次高声强频，次高声强频率为率为3.15kHz3.15kHz，再次，再次声强频率为声强频率为2kHz2kHz，以，以中、高频辐射为主。中、高频辐射为主。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3 3、商用车车外噪声源声强识别、商用车车外噪声

32、源声强识别车左侧车左侧车右侧车右侧车两侧的声强测量结果车两侧的声强测量结果 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左右两侧最大噪声源的车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱比较倍频程频谱比较吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左侧车左侧车右侧车右侧车左右两侧的声强和声功率频谱车左右两侧的声强和声功率频谱吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前后车左侧声强扫描结果对比降噪前后车左侧声强扫描结果对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 降噪前后车左侧声功率测量结果对比降噪前后车左侧声功率测量结果对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前后车右侧声强扫描结果对比降噪前后车

33、右侧声强扫描结果对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前后车左侧声功率测量结果对比降噪前后车左侧声功率测量结果对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n 降噪前后的对比分析降噪前后的对比分析 发动机冷却风扇进行低噪声设计；发动机冷却风扇进行低噪声设计； 优化匹配发动机排气消声器；优化匹配发动机排气消声器；对发动机进行合理的吸隔声降噪。对发动机进行合理的吸隔声降噪。 通过采用上述降噪措施前后，使被试车加速行驶车通过采用上述降噪措施前后，使被试车加速行驶车外噪声由改进前的外噪声由改进前的84dB(A) 下降到下降到78的的dB（A）。）。 满足国标满足国标GB1495-2002规定的

34、不大于规定的不大于78dB(A)的要的要求。求。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4、轿车车外噪声源识别、轿车车外噪声源识别p 测量网格布置测量网格布置 车外最大加速噪声出现工况：变速器挂车外最大加速噪声出现工况：变速器挂2档，将车速稳定控制档，将车速稳定控制在在60km/h不变。不变。p 试验工况试验工况在车的左右两侧距离车体在车的左右两侧距离车体15cm处的平面内布置大小为处的平面内布置大小为20cm20cm的声强扫描测量网格；的声强扫描测量网格；第一行测量网格距地面第一行测量网格距地面10cm；左右两侧网格超出车前后左右两侧网格超出车前后1个网格即个网格即20cm的距离。的距离。吉

35、林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 a) 车左侧网格车左侧网格吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院b) 车右侧网格布置车右侧网格布置车外噪声源识别试验声强测量网格布置图车外噪声源识别试验声强测量网格布置图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院31.5631252505001k2k4k8kHz203040506070dB(A)/1p W/mCursor valuesx : 20.00 Hzy : 18.74 dB-(A)/1p W/mZ: 31.5631252505001k2k4k8kHz203040506070dB(A)/1p W车左侧等声强、车左侧等声强、1/31/3倍频程频谱及声

36、功率图倍频程频谱及声功率图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院31.5631252505001k2k4k8kHz20304050607080dB(A)/1p W/mCursor valuesx : 20.00 Hzy : 16.96 dB-(A)/1p W/mZ: 31.5631252505001k2k4k8kHz3040506070dB(A)/1p W车右侧等声强、车右侧等声强、1/31/3倍频程频谱及声功率图倍频程频谱及声功率图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左右两侧最大噪声源的车左右两侧最大噪声源的1/31/3倍频程频谱图倍频程频谱图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院

37、序号序号位置位置四档四档最大声强级最大声强级dB(A)最大声强级发生位置最大声强级发生位置1 1车左侧车左侧86.786.7车前发动机底部车前发动机底部2 2车右侧车右侧87.687.6车前发动机底部车前发动机底部被试汽车向车外辐射的最大声强级及位置被试汽车向车外辐射的最大声强级及位置p 结论结论车前发动机底部向左右两侧辐射的噪声，对汽车加速行驶车外车前发动机底部向左右两侧辐射的噪声，对汽车加速行驶车外最大噪声值影响较大最大噪声值影响较大;车左右两侧最大噪声源的车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱图的声强级随频率分布倍频程频谱图的声强级随频率分布特性相近，最大声强值出现在特性相近，最大声强值

38、出现在1250Hz处，两侧的最大噪声是由处，两侧的最大噪声是由同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院5 5、轿车车内噪声源声强识别与降噪、轿车车内噪声源声强识别与降噪轿车车内声强测量网格布置轿车车内声强测量网格布置吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院仪表板处声强扫描测量结果仪表板处声强扫描测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院驾驶员侧防火墙的驾驶员侧防火墙的声强扫描声强扫描测量结果测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院副驾驶侧防火墙的声强扫描测量结果副驾驶侧

39、防火墙的声强扫描测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 防火墙处实施吸隔声处理防火墙处实施吸隔声处理吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（a）降噪前）降噪前 (b) 降噪后降噪后降噪前后驾驶员左踏板处声强扫描结果的对比降噪前后驾驶员左踏板处声强扫描结果的对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（a）降噪前）降噪前 (b) 降噪后降噪后 降噪前后仪表板处声强扫描结果的对比降噪前后仪表板处声强扫描结果的对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院改进前后不同车速下车内

40、噪声的对比分析改进前后不同车速下车内噪声的对比分析2022-6-2557p 可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由N个传声器个传声器组成的阵列（传声器的间距为组成的阵列（传声器的间距为y）竖立不动。）竖立不动。p 据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对汽车匀速运动。由汽车匀速运动。由N个传声器得到的连续采样信号组成的平面个传声器得到的连续采样信号组成的平面H就就可以称作扫描全息面。根据全息面上的声压级分布，经过声场变换可以称作扫描全息面。根据全息面上的声压级分布，经过声场

41、变换就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车的主要噪声源进行识别。的主要噪声源进行识别。声全息法噪声源识别测量方法示意图声全息法噪声源识别测量方法示意图2、声全息方法方法、声全息方法方法2022-6-2558声全息法噪声源识别测量过程示意图声全息法噪声源识别测量过程示意图全息面构造示意图全息面构造示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p 试验仪器试验仪器振动噪声数据采集系统；振动噪声数据采集系统；由由15个传声器构成传声器阵列，传声器间距为个传声器构成传声器阵列，传声器间距为10cm。自自制制传传声声器器阵阵列

42、列 试验在消声室内转鼓试验台上试验在消声室内转鼓试验台上进行；进行； 近场测量网格共近场测量网格共15行行45列，距列，距车体车体65cm； 网格间距为网格间距为10cm，最下面一行，最下面一行网格距地面网格距地面10cm； 参考传声器参考传声器1位于位于8行行10列，参列，参考传声器考传声器2位于位于8行行30列；列； 试验工况为二档试验工况为二档60km/h。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院近场声全息试验现场近场声全息试验现场1） 某车型近场声全息测量试验某车型近场声全息测量试验吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左侧近场车左侧近场2D等声压级图等声压级图车右侧近场车右侧近场

43、2D等声压级图等声压级图2022-6-2562声全息方法车外噪声源识别结果声全息方法车外噪声源识别结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左侧近场车左侧近场3D等声压级图等声压级图车右侧近场车右侧近场3D等声压级图等声压级图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左侧声场变换远场车左侧声场变换远场2D等声压级图等声压级图车右侧声场变换远场车右侧声场变换远场2D等声压级图等声压级图变换到远场距汽车纵向对称面变换到远场距汽车纵向对称面7.5m处的结果。处的结果。p 变换面上距地面变换面上距地面1.2m处的左右两侧声压级，其中左侧为处的左右两侧声压级，其中左侧为68.8dB（A），右侧为），

44、右侧为69.4dB（A）；）；p 最后取车左右两侧声压级的平均值作为加速行驶车外噪声预测数最后取车左右两侧声压级的平均值作为加速行驶车外噪声预测数据，即为据，即为69.1dB（A）。）。p 车外动态加速噪声预测车外动态加速噪声预测STSF吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1）车外最大动态加速噪声分析结果与验证）车外最大动态加速噪声分析结果与验证汽车加速行驶车外噪声测量场地及声级计的布置汽车加速行驶车外噪声测量场地及声级计的布置吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车速车速二档二档车速车速三档三档次数次数入线车速入线车速出线车速出线车速左边左边右边右边次次数数入线车速入线车速出线车速出线

45、车速左边左边右边右边（km/h）测量值测量值测量值测量值（km/h）测量值测量值测量值测量值dB(A)dB(A)dB(A)dB(A)149.059.172.172150.356.670.169.6249.059.872.571.5250.858.170.569.8348.85972.172350.957.970.470.3450.260.572.572.6450.356.369.969.7平均值平均值72.372.1平均值平均值70.269.8最大值最大值71.3最大值最大值69.2最终值最终值70.3dB(A)按按GB1495-2002GB1495-2002测量测量汽车加速行驶车外最大噪声汽

46、车加速行驶车外最大噪声STSF预测预测69.1 dB(A)与试验值只相差与试验值只相差1.2dB(A) 。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院四、车架和车身低频声振分析匹配四、车架和车身低频声振分析匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1 1） 车架有限元模型车架有限元模型 p 用四边形板单元建模用四边形板单元建模p将铆钉和螺栓简化为节点，节点将铆钉和螺栓简化为节点，节点之间用刚体单元连接，自由度表示之间用刚体单元连接，自由度表示为为XYZ三向移动；三向移动；p 上下相对焊点视为节点，用刚体上下相对焊点视为节点，用刚体单元连接，自由度为单元连接，自由度为XYZMXMYMZ。 1、车架

47、、车架NVH分析匹配分析匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2 2）钢板弹簧的边界条件简化处理钢板弹簧的边界条件简化处理 RODRODRBE2RBE2杆1杆2 把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：将螺旋弹簧用把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：将螺旋弹簧用杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度为为XYZ，用刚体单元连接两杆底部，自由度为，用刚体单元连接两杆底部，自由度为XYZMXMYMZ 。 K1=KL2/(L1+L2) K2=KL1/(L1+L2) K1+K2=K吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3 3）

48、弯曲工况车架约束模型）弯曲工况车架约束模型16346134613462626346p 前钢板弹簧的两个前钢板弹簧的两个支撑点约束支撑点约束XZMXMZ四个自由度；四个自由度；p 后钢板弹簧的两个后钢板弹簧的两个支撑点约束支撑点约束ZMXMZ三个自由度；三个自由度；p 钢板弹簧与纵梁连钢板弹簧与纵梁连接的一侧接的一侧4个节点约个节点约束束YMZ二个自由度；二个自由度；p 在车架后横梁中心在车架后横梁中心线上选择一点约束线上选择一点约束XMZ二个自由度。二个自由度。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4 4）车架的有限元模态分析结果）车架的有限元模态分析结果车架车架一阶弯曲模态一阶弯曲模态

49、车架车架一阶扭转模态图一阶扭转模态图车架固有振动频率模态有限元计算结果车架固有振动频率模态有限元计算结果固有频率固有频率4.367.4112.0126.12振型描述振型描述一阶扭转一阶扭转一阶弯曲一阶弯曲二阶扭转二阶扭转二阶弯曲二阶弯曲吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院6）实车空载状态下车架试验模态分析）实车空载状态下车架试验模态分析p 在整车空载状态下，将在整车空载状态下，将20个个ICP加速度传感器依次对称布置在试加速度传感器依次对称布置在试验样车车架的两纵梁上，拾振方向为验样车车架的两纵梁上，拾振方向为z方向；方向；p 激振点选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采激振点

50、选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采用用MIMO的激励方式，使用猝发随机信号，扫描频率范围为的激励方式，使用猝发随机信号，扫描频率范围为1-100Hz。车架拾振点布置图车架拾振点布置图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院振型描述振型描述一阶扭转一阶扭转一阶弯曲一阶弯曲二阶扭转二阶扭转二阶弯曲二阶弯曲计算固有频率计算固有频率4.367.4112.0126.12试验固有频率试验固有频率4.384.387.447.4412.6312.6326.8526.85车架固有频率及振型描述车架固有频率及振型描述 (单位单位:Hz)车架频率为车架频率为4.38 Hz4.38 Hz时振型图时振型

51、图车架频率为车架频率为7.44 Hz7.44 Hz时振型图时振型图p各固有频率均较低；若满载上述频率会更低。各固有频率均较低；若满载上述频率会更低。p有限元计算结果与试验结果误差在有限元计算结果与试验结果误差在3%范围之内。范围之内。模态名称模态名称振型振型频率频率(Hz)(Hz)阻尼比阻尼比一阶扭转一阶扭转101076763 359%59%一阶弯曲一阶弯曲333386861 149%49%二阶扭转二阶扭转666669691 142%42%二阶弯曲二阶弯曲919149491 198%98%吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对对标标车车架架试试验验模模态态分分析析结结果果7）车架振动性能的

52、对标分析）车架振动性能的对标分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 从表中可以看出，从表中可以看出，1）对标车型车架前端模态的振幅很小；）对标车型车架前端模态的振幅很小；2）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；3）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使发动机和驾驶室的振动显著减小。发动机和驾驶室的振动显著减小。 对标车型发动机怠速为对标车型发动机怠速为540转转/分，分，1/2阶的激励频率是阶的激励频率是4.5Hz，1阶的激励频率是阶的激励频率是9 Hz，3阶的激励频率是阶的激励频率

53、是27 Hz。 频率最低的弹性体频率最低的弹性体1阶扭转频率为阶扭转频率为10.76Hz，高于发动机，高于发动机1/2阶和阶和1阶频率，低于发动机转速的阶频率，低于发动机转速的3阶的激励频率。阶的激励频率。 对标车型车架在对标车型车架在30-60Hz之间只有一个之间只有一个1阶弯曲频率（阶弯曲频率（33.86Hz）和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车架基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。架基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n 本车型车架前部是各阶模态振型的较高

54、的点，这样只要发本车型车架前部是各阶模态振型的较高的点，这样只要发动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会激励起车动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会激励起车架剧烈的振动。同时车架也会将这些振动最大限度地传递给架剧烈的振动。同时车架也会将这些振动最大限度地传递给驾驶室悬置系统。驾驶室悬置系统。n本车型发动机怠速为本车型发动机怠速为600转转/分，分，1/2阶的激励频率是阶的激励频率是5Hz，1阶的激励频率是阶的激励频率是10Hz，3阶的激励频率是阶的激励频率是30Hz。车架的。车架的1阶扭阶扭转频率转频率4.38Hz与发动机怠速与发动机怠速1/2阶的激励频率接近，车架的阶的激励频率

55、接近，车架的1阶弯曲频率阶弯曲频率7.44Hz与发动机怠速的与发动机怠速的1阶激励频率也较接近。这阶激励频率也较接近。这将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性进行改进。进行改进。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对对标标车车型型本本车车对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板z方向振动加速度比较方向振动加速度比较p本车型从本车型从1400转转/分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的1阶扭转和阶扭转和弯曲频率与发动机怠速的弯曲频率与发动机怠速的1阶

56、激励频率接近是其中的主要原因之一；阶激励频率接近是其中的主要原因之一；p 对标车型在额定转速范围（红线以左）内，振动水平基本上是一致的。对标车型在额定转速范围（红线以左）内，振动水平基本上是一致的。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院商用车车架商用车车架NVH匹配设计原则：匹配设计原则：p 应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态的节点附近；的节点附近；p 实车状态下车架弹性体实车状态下车架弹性体1阶扭转频率应高于发动机阶扭转频率应高于发动机1/2阶和阶和1阶阶频率，低于发动机的频率，低于发动机的3阶激励频率。阶激励频率。吉林

57、大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分析）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分析模型规模：模型规模：共包含：共包含： 334282 334282个节点个节点 325541325541个单元其中个单元其中含含20992099个个MPCsMPCs单元。单元。驾驶室白车身有限元模型驾驶室白车身有限元模型 对其进行自由对其进行自由自自由状态下的有限元模态分由状态下的有限元模态分析，得到其固有振动的频析，得到其固有振动的频率和模态。率和模态。u 驾驶室白车身的模态分析与评价驾驶室白车身的模态分析与评价2、驾驶室低频声振分析与匹配、驾驶室低频声振分析与匹配吉林大学汽车

58、工程学院吉林大学汽车工程学院信号发生器信号发生器功率放大器功率放大器激振器激振器被试白车身被试白车身力传感器力传感器 信号采集系统信号采集系统电荷放大器电荷放大器加速度传感器加速度传感器n 模态试验流程图模态试验流程图 试验采用多点激励方式，激励频率为试验采用多点激励方式，激励频率为0-200Hz0-200Hz。 左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为3.83Hz，远小于车身结构的第一阶弹性频率，远小于车身结构的第一阶弹性频率20Hz，故可认为是自由支撑。，故可认为是自由支撑。 输入信号为猝发随机信号，采用输

59、入信号为猝发随机信号，采用HanningHanning窗以减少泄漏误差。窗以减少泄漏误差。 采用平均处理减少测量误差，每采用平均处理减少测量误差，每次次测测试平均试平均3 30 0次。次。 为了减少传感器对车身的附加质量，每次每个面只测为了减少传感器对车身的附加质量，每次每个面只测1212个响应点。个响应点。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n 测点的布置测点的布置 取两个激振点，激振频率为取两个激振点，激振频率为0200Hz，频率间隔为，频率间隔为0.195Hz。 响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。 测点分布

60、均匀，能反映出结构的几何特征。测点分布均匀，能反映出结构的几何特征。 共取共取137137个测点，建立响应点布置图。个测点，建立响应点布置图。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院有限元分析模态一阶扭转振型有限元分析模态一阶扭转振型试验模态一阶扭转振型试验模态一阶扭转振型n 主要振型比较主要振型比较吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 计算模态计算模态试验模态试验模态1 12 23 34 41 10.9540.9540.0260.0260.0200.0200.0680.0682 20.0570.0570.9140.9140.1020.1020.1050.1055 50.0170.0170.107