车辆及发动机NVH技术发展及控制策略

车辆及发动机NVH技术发展及控制策略第1页/共85页第一部分噪声法规的发展第2页/共85页噪声控制的意义

能源

行业基础性行业技术密集型行业高新技术型行业

环境

排放振动、噪声

社会要求安全制动，保险舒适NVH节能燃烧

发动机发展

大型化■轻量化

高速化复杂化噪声污染购买趋向居住环境交通噪声出口创汇国家竞争力影响因素的范围车辆与发动机的振动噪声特性是消费者最直接感受的产品指标在城市噪声污染中，75%是来源于以内燃机为主要噪声源的交通运输噪声。第3页/共85页噪声法规的发展国外工业发达国家自60年代末和70年代初纷纷以法规和标准的形式来控制车辆的噪声

欧共体自1969年制定噪声法规以来已经修改4次。限值变化在8-12dB之间。日本自1971年制定噪声法规以来已经修改10次。限值变化在8-10dB之间。美国自1970年制定噪声法规以来已经修改4次。中国自1979年制定噪声法规。2002出台新标准。第4页/共85页噪声法规与噪声控制技术的发展技术进步标尺结构振动与噪声关系预测技术低噪声内燃机设计燃烧系统供油系统

局部屏蔽降噪调查比较参数对噪声的影响第五阶段（2003－2005）第四阶段（1995－2002）第三阶段（1980－1994）第二阶段（1968－1979）非传统内燃机设计低排放噪声标准发展趋势机械激励燃烧激励主动控制组合优化传递函数与噪声声音主观评价模拟分析技术增压EGR电控高压供油变相位气门隔声罩低能耗结构优化20年4亿6亿8亿世界汽车保有量燃烧系统的改进欧洲、日本汽车加速行驶噪声限值变化

未来轿车71分贝第一阶段（1950-1965）ECE出台噪声法规现代分析技术ECE现行标准实施

低噪声7年第5页/共85页ECE汽车加速噪声限值的变化GB1495-79标准中国现行标准第6页/共85页日本汽车加速噪声限值的变化中国现行标准GB1495-79标准第7页/共85页各国和地区现行噪声法规的比较加速行驶噪声轿车厢式车卡车（<75KW）卡车(75kw～150KW)卡车（≥150KW）日本76768081奥地利低噪声卡车7880欧共体74767980中国2002.10.1之前8284(<3.5t)86(3.5-8t)89(>8t)2004.12.30之前77788386882005.1.1之后7476818384第8页/共85页NVH技术的发展趋势英国里卡多公司预测内燃机工业所面临的未来的挑战中，将环境压力放在第一位。要求减少内燃机对环境影响的压力主要表现为对内燃机排放和噪声制定和执行严格的法规上。奥地利AVL在讨论到柴油机发展的总趋势时认为：就柴油机的发展问题而言，最具有挑战性的要求是解决排污控制，噪声、振动和行驶平顺性（NVH）以及为取得满意的性能所耗成本与所需技术间的协调关系。第9页/共85页AVL在展望21世纪的车用柴油机时预测：对于轿车，2005年25辆轿车的噪声辐射能量相当于1970年1辆轿车的辐射量。对于货车，2005年20辆货车的噪声辐射能量相当于1970年1辆货车的辐射量。德国Audi公司在探讨柴油机技术的发展时认为：降低噪声满足法规要求是近年来发展的明显特点，并认为这种发展还会进一步加强。日本尼桑公司认为：柴油机作为降低CO2的有力手段，特别是轿车市场占有率有所发展。至于柴油机的缺点功率和黑烟等方面，由于燃烧、喷油系统和增压技术的提高，几乎已经达到与汽油机相当的水平。但振动噪声的缺点依然不能忽视，这也是柴油机推广的最大障碍。NVH技术的发展趋势第10页/共85页第二部分振动噪声控制方法和技术第11页/共85页噪声的分类与识别燃烧噪声：燃烧过程激发并通过结构辐射出去的噪声；空气动力噪声：进排气过程以及风扇的空气动力噪声；机械噪声：零部件的运动所激发的噪声；轮胎噪声：车轮与地面摩擦所产生的噪声；车身噪声：车身对各种激励的响应。第12页/共85页内燃机噪声功能性噪声燃烧噪声

机械噪声（活塞拍击、齿轮、轴承、配气机构）空气动力噪声辐射噪声表面辐射噪声空气动力噪声进气，排气，风扇倒拖法相关分析压力频谱法单缸熄火法近场扫描法声通道法表面振动法全息摄影法表面辐射噪声空气动力噪声进气排气风扇噪声的分类与识别第13页/共85页噪声源识别在工作中要严格地细分、识别上述噪声源是非常困难的，也没有实际的意义。但是对汽车加速行驶噪声中各主要发声部件对整车噪声的贡献进行识别对于指导降噪工作是非常重要的。

噪声源的识别方法可以按功能性噪声源识别和表面噪声分布特性来进行。第14页/共85页机械噪声与燃烧噪声分离第一缸燃烧噪声第二缸燃烧噪声第三缸燃烧噪声

机械噪声单缸熄火分离原理正常运转时的噪声声功率级为Lw，由n缸共同发出的功率为Wn。当发动机中有1缸发生熄火时，输出功率就会变小，相当于原来的声功率级为依次求出，最后通过各缸燃烧噪声加和求出总的燃烧噪声燃烧噪声为＝104.28dB(A)，机械噪声为＝105.66dB(A)。总噪声中，根据能量关系，燃烧噪声占42.1％，而机械噪声占57.8％。

熄火对噪声的影响频率转速93％

熄火对轴系扭振的影响第15页/共85页表面辐射噪声分布的辨识表面振动识别原理：声功率为：声功率级：3200r/min2800r/min2000r/min近场扫描识别排气侧进气侧齿轮前侧顶侧第16页/共85页噪声源识别进行噪声源识别对于减小降噪措施的盲目性、提高降噪方案和工作的针对性和准确性，缩短研究周期、提高研究工作的效率是非常重要的。依据噪声源识别的结果，可指导降噪工作。要抓主要矛盾。噪声的叠加：75dB+75dB=78dB75dB+65dB=75dB第17页/共85页噪声的控制技术从任何发声过程来看，噪声产生的机理为：激励源→传递过程→机器表面声辐射。因此，控制噪声必须从这三方面进行考虑，既要对其进行分别研究，又要将其当作一个系统综合考虑；既要满足降噪量的大小，又要考虑技术上的可行性、方案实施的经济性，权衡利弊，确定一个比较合理可行的实用方案。支承结构内燃机表面燃烧活塞拍击轴承撞击齿轮机构激励气门拍击其它噪声第18页/共85页降低燃烧噪声，使燃烧平和，降低压力升高率。降低振动激励源，一级、二级往复惯性力的平衡和转移。减小进排气门关闭的冲击。减小活塞的拍击。激励源控制第19页/共85页降低齿轮传动的机械啮合噪声，采用皮带轮传动方式。激励源控制第20页/共85页发动机结构的优化设计，增加刚度、增加阻尼。传递途径控制第21页/共85页传递途径控制第22页/共85页局部屏蔽：对缸盖罩壳、齿轮室盖、油底壳等比较大的发声部件采用高阻尼材料覆盖件，以屏蔽这些部件的声辐射；箱式屏蔽：是将整个发动机用隔声罩包围起来，这种效果最好，比较成功的箱式屏蔽能减小发动机噪声15DB。但是这种方式需解决通风冷却问题，而且外型尺寸和质量、成本均有较大增加。表面辐射控制第23页/共85页尽管现有的排气消声器对排气噪声的消声量通常都比较可观，但是在安装尺寸允许的情况下对排气消声器的形式进行优化设计，在不损失发动机功率的情况下再取得一定的消声量是可能的，也是必须的。由于排气消声系统管路较长为薄壁系统，柔性较大，易产生附加噪声。因此通过安装方案的优化设计，合理安装，能够降低排气系统的表面辐射噪声和随机的噪声波动。消声器第24页/共85页第三部分噪声控制技术的发展第25页/共85页国外对内燃机降噪研究早有认识。七十年代国外通过局部屏蔽、全屏蔽等隔声附件的方法来降低内燃机的噪声。这种降噪方式使生产工艺复杂化，使成本提高，但是对内燃机结构的影响较小。后来出现所谓内燃机结构再设计的降噪方法，即通过修改结构动态参数来达到降低内燃机噪声的方法。在发动机结构再设计过程中，结构模态试验、有限元分析是重要工具。噪声控制技术发展第26页/共85页内燃机在标定工况下的1米噪声级与轿车或卡车的行驶噪声之间有一个经验的平均衰减差值，因此内燃机标定工况下的1米噪声级必须控制在95-97dBA之内才能可靠地满足原欧共体噪声法规规定的轿车为77dBA和卡车为83/84dBA的要求。而为了满足欧共体新的噪声法规规定的轿车74dBA和卡车79/80dBA的要求，即使在考虑了各种降噪措施后，内燃机标定工况下的1米噪声级必须控制在93-95dBA之内。噪声控制技术发展第27页/共85页为满足噪声法规的发展，对发动机的1米噪声提出了更高的要求。噪声控制技术发展第28页/共85页从欧共体和奥地利对卡车的噪声限值法规可以看到这一事实，即，降低车辆行驶噪声在技术上已经达到极限。因此要达到新法规进一步降低噪声的要求，即使继续使用局部屏蔽和全隔声罩也必须采用新的低噪声内燃机设计手段才能实现。此外，提高功率的措施同时对振动噪声也有较大的影响。噪声控制技术发展第29页/共85页但是要想使内燃机在标定工况下的噪声降低到93dBA，就必须考虑采用非传统的新型内燃机构思。同时新型低噪声内燃机还必须满足输出功率、扭矩特性、燃油消耗率、生产成本以及废气排放法规等关键性能参数的要求。对此，象奥地利的AVL和德国的FEV等均提出了非传统的低噪声内燃机结构设计的新概念。

噪声控制技术发展第30页/共85页

基于发动机技术新的设计概念，为满足未来最严格的噪声法规限值要求，必须采用：屏蔽措施需要特别重视的是燃油喷射和燃烧系统齿轮传动部件的布置与制造优化内燃机结构除了附件和特制的隔声罩等方面，甚至无声的辅件也要仔细考虑。所有设计方案均应考虑到大量生产的可行性和成本问题。

噪声控制技术发展第31页/共85页动力装置总成的设计噪声控制技术发展第32页/共85页噪声控制技术发展采用增加内部阻尼的低噪声汽油机结构第33页/共85页噪声控制技术发展具有很大低噪声潜力的非传统柴油机设计第34页/共85页噪声控制技术发展非传统柴油机设计不同零部件的固有模态第35页/共85页噪声预测技术进展20世纪70年代20世纪80年代20世纪90年代声辐射效率激励力求取动态响应分析边界条件确定现阶段发展方向探索性研究成果

P.J.Yorke--响应分析法Ckung---声密度测量法Affenzeller--振动传递法实验室迈向工业生产

Crocker----有限元技术

Cuschieri和Richards--单冲击Cheng和Seybert--边界元法复合方法

Kirkup和Tyrell—有限元+边界元

有限元计算强迫振动内燃机动力计算机械和燃烧激励力声边界元难点：活塞侧击力

难点：动载及施加

相关因素形状边界频率面积测量声压(声功率)和振动测量声强(声功率)与振动振动测量和阻抗计算第36页/共85页第四部分声音品质的主观评价及控制第37页/共85页噪声控制目标的发展早在80年代,对于车辆及发动机而言,设计的重点在于降低声音的能量,使得用dB(A)测量的声压级能满足正在执行或即将执行的越来越严格的噪声法规，汽车上所有的噪声发射部件都被改善，直到它们几乎达到同等的噪声能。进入90年代，在低噪声技术的基础上，人们认识到不同的发声会产生犹如八音盒、多乐器音乐会般的效果。因此当今汽车展示了不同的声音品质。声音品质的改善目标将是适应乘客要求的、易接受的、不令人厌的、动感的声音。可能的话，这种声音犹如产品的造型一样，将会是一种能展示产品特征的、有特色的声音。车辆及发动机的声音品质会对其市场和销售产生影响。所以改善产品的声音质量已变得越来越重要。第38页/共85页声音品质评价及控制在车辆及发动机声音品质主观评价技术的研究中，奥地利AVL李斯特公司的Schiffbanker和Hussain等作了开拓性的工作。通过对60种有代表性的发动机噪声的测量,按声学特征归纳为8类评价指标，提练出48个物理特征量（表1），对300个应试者作了噪声骚扰度的统计分析。其贡献在于建立了完整的噪声族谱的测试方法和以数理统计为基础的主观评价技术。第39页/共85页声音品质评价及控制如德国FEV发动机技术公司对车辆和发动机声音品质划分为11种评价指标；日本学者则将车辆噪声提炼出14类评价指标。而美国福特公司的研究人员则把车辆的启动持续时间也作为一个评价车辆声音品质的指标。英国Ricardo的研究人员则将噪声的评价归类为5种指标。第40页/共85页AVL声音品质主观评价指标分类定义符号声压级（SoundPressureLevel）线性（Linear）A计权（A-Weighted）B计权（B-Weighted）C计权（C-weighted）D计权（D-Weighted）AD计权（AD-Weighted）LINABCDAD综合级参数CombinedLevelQuantities高频级（HighFrequencyLevel）语音干扰级（SpeechInterferenceLevel）优先综合额定值（CompositeRatingofPreference）HFSILCRP周期性测量（PeriodicityMeasures）发动机转速（EngineSpeed）优先周期性（PreferredPeriodicity）点火频率（FiringFrequency）RpMPrePerFiFraq音质响度（PsychoacousticLoudness）响度级宋（LoudnessLevelSone）宋>900Hz（Sone>900Hz）响度级方（LoudnessLevelPhon）方>900Hz（Phon>900Hz）SoneGSoneTPhonGPhonT声压级：声波传播过程中介质压力的变化。语音干扰级：周期性：用于低于20Hz的调制频率，在此范围内人耳能直接跟随声级变化。有起伏的信号感觉上声音较响。将1kH60dB的声音100%调制到4kH频率就能获得1vacil值。响度级：以等响度线和频带为基础，着重于听觉。响度单位是“方”（phon），响度级单位是“宋”（sone）。第41页/共85页AVL声音品质主观评价指标音质尖锐度（PsychoacousticSharpness）非计权尖锐度（UnweightedSharpness）非计权尖锐度>900Hz（UnweightedSharpness>900Hz）尖锐度（Sharpness）尖锐度>900Hz（Sharpness>900Hz）bankGbankTacumGacumT粗糙度（Roughness）计权变换级（WeightedModulationLevel）计权变换级–125HzOct（WeightedModulation–125HzOct）计权变换级–250HzOct（WeightedModulation–250HzOct）计权变换级–500HzOct（WeightedModulation–500HzOct）计权变换–1KHzOct（WeightedModulation–1KHzOct）计权变换–2KHzOct（WeightedModulation–2KHzOct）计权变换–4KHzOct（WeightedModulation–4KHzOct）平均变换80–5.7KHz（Avg.Modulation80–5.7KHz）AVL–变换–125HzOct（AVL–Modulation–125HzOct）AVL–变换–250HzOct（AVL–Modulation–250HzOct）AVL–变换–500HzOct（AVL–Modulation–500HzOct）AVL–变换–1KHzOct（AVL–Modulation–1KHzOct）AVL–变换–2KHzOct（AVL–Modulation–2KHzOct）AVL–变换–4KHzOct（AVL–Modulation–4KHzOct）AVL–变换和（AVL–ModulationSum）TOTWMOD!MOD2MOD3MOD4MOD5MOD6SMODMAVL1MAVL2MAVL3MAVL4MAVL5MAVL6SMAVL尖锐度：这个指数是声的高频成分有关。1acuma单位相当于以中心频率1kH60dB的噪声。声音粗糙度是频率在20-300Hz范围内时，人耳对振幅调制灵敏度的一个参数。将1kHz、60dB的声音调制到70Hz产生1asper的粗糙度。第42页/共85页AVL声音品质主观评价指标声压分布（SoundPressureDistribution）均值-线性（MeanValue–linear）均值-A计权（MeanValue-A-Weighted）均值(0.8-3KHz)[MeanValue(0.8-3KHz)]标准偏差-线性（StandardDeviation–linear）标准偏差-A计权（StandardDeviation-A-Weighted）标准偏差(0.8-3KHz)[StandardDeviation(0.8-3KHz)]反称性-线性（Skewness–linear）反称性-A计权（Skewness-A-Weighted）反称性(0.8-3KHz)[Skewness(0.8-3KHz)]MEANlMEANaMEANfSTDEVlSTDEVaSTDEVfSKEWlSKEWaSKEWf脉冲性（Impulsiveness）峭度-线性（Kurtosis-linear）峭度-A计权（Kurtosis-A-Weighted）峭度(0.8-3KHz)[Kurtosis(0.8-3KHz)]累积能量（CumulatedPower）CURTlCURTaCURTfCUMPOW第43页/共85页AVL的声音品质主观评价研究

研究表明：最优参量是表示响度的Sone、表示周期性的PrePer、表示粗糙度的SMOD、表示尖锐度的Bank和表示脉冲度的kurtosis。并求得了他们相应的权重系数：

(1)

式中:Annoyanceindex为骚扰性系数，α,β,γ,δ为权重系数；f为函数；C为测量基准。第44页/共85页福特公司对启动噪声声音品质主观评价研究目的在于改善其豪华车型的声音品质。因此主观评价测试中有较强的针对性。应试者来自45岁以上的高收入阶层，以男性为主，无声学及测试方面的知识，代表了豪华车型购买者的一般特点。通过应试者对噪声的自由评论,得到影响声音品质的三个主要因素为响度、起动持续时间和声学特性。为单独考察声学特性与特征量的关系，将响度调整为恒定值，并用回归方程导出特征量的公式：

可见,起动持续时间和声学特性在主观评价中有同等的重要作用,而响度与它们相比是次要因素。第45页/共85页FEV对声音品质的主观评价研究研究者发现，影响声音品质的主要因素是饱满性（Powerfull）、阶跃激励和脉冲激励因素。研究人员发现德国人对声音的愉悦感是和声音饱满性（Powerfull）成正比的。FEV提出：在确定目标噪声时，一方面要考虑到顾客的要求，另一方面要兼顾目标的可能性。进一步分析客观特性与传动件（或其它）之间的关系，即找到发动机中的噪声源，而且要确定它们的传播途径。第46页/共85页日本人对声音品质的主观评价研究日本学者发现，对声音主观评价的主要依据是响度、脉动性和频率特性，并且日本人对声音的清脆音（Metalic）较为喜欢；日本的田佃ほか研究了日本人和德国人对发动机声音品质的主观感受的比较。在6项指标中,4项差异较大,其中2项出现了完全相反的判断。对被测的两辆日本车和一辆欧洲车，日本人和德国人根据其对声音品质的好恶作出了完全不同的取舍。第47页/共85页YAMAHA开发的发动机噪声评估仪由于摩托车发动机无遮盖且离骑车人近，所以改善声学品质对摩托车更迫切。YAMAHA是摩托车厂商中较早开始研究噪声的主观评价问题。他们的研究工作集中在怠速噪声。

YAMAHA主观评价方法的基本思想是它选择了三个参量来描述怠速噪声的主观特性，即响度、脉动性和频率特性，分别用A加权声压级、波动级和高频级。他们的实验结果表明用上述三个物理量的线形组合得到评估值与主观评估值之间有很高的相关性。而以该原理开发的噪声评估仪则提供了一种新的对周期性脉动噪声的评估指标。第48页/共85页FEV提高车辆声音品质的研究

其总体设计思想是通过研究内部噪声的主观评价，分析造成发动机噪声骚扰性的主要原因，并估计改进的潜力，确定目标噪声值，优化内燃机设计。其研究步骤为：（1）发动机噪声的实时状态分析；（2）声音品质目标值的确定；（3）零部件的声学设计。第49页/共85页FEV提高车辆声音品质的研究

FEV的应用研究主要在三个方面:首先是进气系统的声学设计。该设计应同发动机的最高扭矩、功率特性结合起来，因而，声学模型的建立与容积效率的计算应同时进行。其次是发动机机体结构设计。这部分的声学设计应集中于机体裙部，大部分隆隆声和声音的粗糙度可通过这部分的优化设计而得到降低。最后是活塞的声学设计。活塞与气缸内壁的拍击激起了气缸和机体的振动，由而导致了噪声。活塞外形、活塞头部直径、活塞间隙和活塞销的偏心距都是容易引起噪声的参数。第50页/共85页尼桑汽车公司对整机及飞轮的研究日本尼桑汽车公司在改善发动机及整车的声音品质方面做了大量的工作。他们的研究认为,良好的声音品质应满足:⑴声压级与转速的线性关系；⑵声音的基础分量的声压级应远大于其它分量的声压级。尼桑汽车公司开展了对其4.5升V8发动机声音品质和柔性飞轮所做的研究。对V8发动机,除满足上述两点特性以外,还必须保证气缸裙部较高的刚性。因为燃烧压力是在对角线方向上施加在气缸体上的,所以容易造成扭转和弯曲振动。第51页/共85页尼桑汽车公司对整机及飞轮的研究采取的措施有:⑴曲轴材料采用锻钢,且曲轴销和曲轴颈的直径足够大,保证较高的曲柄刚度。⑵在曲轴前段皮带轮上加扭/弯减振器来减少弯曲振动。⑶使用轴承梁提高曲轴的支撑刚度，采用侧向加强气缸刚度来抑制V型机刚体的对角变形和弯曲变形。⑷利用主谐次法降低旋转方向的不平衡量。该项措施使不平衡量降低到了原来的四分之一。⑸通过使用扩张式谐振器、霍尔姆兹谐振器及管式谐振器降低了进气噪声。以上措施的采用使得VH45D发动机从怠速到转速极限皆能保持良好的音质特性。第52页/共85页第五部分振动及控制技术第53页/共85页振动及控制技术振动与噪声问题是互为相关的，尤其是弯曲振动易激发噪声。振动影响驾乘人员的舒适性和身体健康。高频振动影响人的神经系统，低频振动易激发内脏的晃动。振动影响机器本身结构可靠性。第54页/共85页振动激励源往复惯性力：以发动机的转速为基频，多谐次。低频。离心惯性力。等于发动机的转速频率。低频。进排气门关闭冲击。激励的间隔为发动机的转速频率，但冲击响应为高频。活塞拍击：拍击响应为高频。第55页/共85页轴系振动轴系振动第56页/共85页轴系振动轴系振动形式第57页/共85页减振器（扭振减振器、复合减振器）轴系振动控制第58页/共85页活塞拍击噪声及控制活塞拍击及控制第59页/共85页结构振动结构振动实际上是车架结构对其它振动激励源的一种振动响应。机体的结构振动模态基本上集中在中高频的范围里。第60页/共85页整机振动的控制整机振动的控制主要在于：隔振垫设计、主动控制支撑点的优化设计，解耦第61页/共85页第六部分天津大学在NVH领域的工作第62页/共85页天津大学的工作条件天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室建设有精密级的空间尺寸为11.4×7.2×6.9(长×宽×高)立方米的半自由声场的内燃机噪声实验室。配置了日本小野测器的精密级声级计、CF5220声学频谱分析系统和声强分析仪，购置了美国MSC公司的NASTRAN有限元计算分析软件、FATIGURE疲劳寿命分析软件和美国MDI公司的ADAMS多体动力学计算分析软件以及美国IBM公司的CATIA计算机辅助设计、比利时LMS公司的SYSNOISE声学预测分析软件分析和制造软件。为振动噪声领域的研究进一步提供了现代化的强有力的研究和开发手段。第63页/共85页近年来，在NVH研究领域，承担了国家自然科学基金、教育部重点科技项目、教育部博士点基金、云南省省校合作基金、天津市重点基金、天津市重点科技攻关等项目的研究工作。先后为昆明云内动力股份有限公司、玉柴机器股份有限公司、东风朝阳柴油机公司、潍坊柴油机股份有限公司、宗申汽车发动机公司、天津一汽夏利汽车公司、北汽福田、宗申摩托车公司等企业的近20种机型开展了柴油机、汽油机的减振降噪研究工作，取得了较好的效果。形成了发动机减振降噪的多种解决方案。天津大学的工作基础第64页/共85页提炼出的基本理论问题噪声源识别轴系振动薄壁件减振机理降噪实例设计理论

机械噪声与燃烧噪声分离声辐射效率研究表面辐射噪声识别层次识别理论应用曲轴振动与表面振动关系瑞利法扭纵耦合振动研究减振器优化设计

薄壁件阻尼因子测定结构刚度灵敏度分析薄壁件降噪实验降低机械噪声降低燃烧噪声降低空气动力性噪声降噪措施评价内燃机的激励源传递途径频率分布理论多体动力学计算组合体模型动力响应噪声预测设计更改噪声控制技术声辐射预测技术

柔体多体动力学模型建立多体动力学分析轴系扭振响应分析单体模型的建立组合体模型模态分析实验模态分析动态载荷施加边界条件的确定动态响应计算计算结果检验边界元模型建立边界条件导入声辐射结果计算结果检验修改方案确定结果比较更改的可行性第65页/共85页部件的声辐射效率研究

离散计算法原理阻抗计算振动测量油底壳复合阻尼油底壳齿轮室罩缸盖罩机体第66页/共85页油底壳声辐射效率研究离散计算法与传统方法对比声辐射系数与辐射阻抗离散计算法影响因素单元划分数量

边界条件安装状态激励方式第67页/共85页噪声源的层次识别原理层次识别图的构建分析并确定评价点贡献比例层次判断矩阵建立计算判断矩阵最大特征值及特征向量振动信号测试评价点噪声测试一致性检验15432层次总排序AB1B2B3B4B5Wλmax=5.1063CR=0.024<0.1B111/61/41/51/20.0589B2613240.3902B341/311/220.1911B451/22120.2561B521/41/21/210.1037油底壳缸盖罩齿轮室罩第68页/共85页曲轴振动与机体表面振动耦合关系振动信号的偏向干分析原理偏相干函数反映多输入单输出线性系统中某一输入与输出间的相关程度重相干函数是衡量所建立模型可靠性的依据扭振与表面振动表面振动纵振弯曲振动扭振相干分析纵振与表面振动两倍频弯振与表面振动结论表面振动是曲轴振动激励的结果，曲轴扭／弯／纵三个方向的振动共同对表面振动起作用；扭振不能激励起强烈的表面振动，但会导致倍频表面振动；弯曲振动是表面振动的主要激励源；纵向振动本身频率成分少，只对部分频率有较高的相干系数；控制曲轴轴系振动可以降低群部表面振动。第69页/共85页扭振减振器优化设计

灵敏度分析减振器设计采用每次改变一个参数(如刚度k1)的同时，保留其它参数不变减振器设计优化计算与传统方法对比扭转刚度的灵敏度曲线

转动惯量的灵敏度曲线

最优化目标函数采用基于偏导迭代的newton-rephson法进行优化计算，求出扭振减振器最佳刚度及阻尼系数值

参数1号2号3号4号固有频率fd(Hz)414435337441对数衰减系数0.693161.470.95190.5274刚度系数27209299551807530780阻尼系数2.331485.1242.58161.8656实验验证第70页/共85页薄壁件阻尼因素薄壁件阻尼减振机理分析

高分子材料是由无数个单体分子共聚或缩聚而成，同时具有粘性液体和弹性固体特性,当高分子聚合物受拉时，一方面材料的分子链被拉伸，另一方面还产生分子之间链段的滑移普通板与阻尼板的区别润滑油的影响温度的影响频率的影响减振机理阻尼测量方法第71页/共85页结构刚度的灵敏度分析

通过修改部分油底壳结构，观察结构参数变化对油底壳模态的影响ABCD第三阶整体扭转第五阶平板局部模态第三阶整体弯曲第九阶底面局部模态第72页/共85页油底壳改进实验研究复合阻尼罩壳的降噪实验结构改进的降噪实验隔振措施的降噪实验

普通钢板复合阻尼板第73页/共85页内燃机低噪声改进低噪声内燃机降低燃烧噪声降低机械噪声降低空气动力噪声增压技术调整供油提前角提高制造精度等级选配风扇降噪措施评价综合采取各种降噪措施，能够使柴油机整机噪声降低2dB(A)。但各种降噪措施单独所取得的降噪量并不能够进行线性叠加，各种方法综合应用涉及到参数匹配的问题第74页/共85页降噪系统的方法论

激励源特征表面振动特征传递路径特征进行内燃机低噪声改进的时候，可以采用移频技术进行改进设计，而在进行内燃机设计过程中，就要在设计之前充分考虑零部件模态频率分布。第75页/共85页活塞-轴系多体动力学模型的建立曲柄连杆机构由活塞、连杆和曲轴三大基本构件所组成柔性多体动力学分析过程曲轴实体模型的建立及标示曲轴模态分析柔体曲轴组合模型混合方程组可得系统中物体上任意点在系统运动过程中各个时刻的位置、速度和加速度及瞬时动态响应。

Pro/epatranadams第76页/共85页动力学分析结果及轴系动态响应对主轴承载荷的影响柔性体与刚性体的载荷变化趋势基本一致，但是在第一主轴承及第五主轴承上柔性体的载荷要比刚性体小，而第二、三、四主轴承则出现相反的情况。刚性的载荷最大、最小极值之差没有柔性体大，而且柔性体会出现多次峰值且最大、最小极值之差较大，这表明