汽车车内轰鸣声研究及其工程优化

⑨通过噪声汽车车内轰鸣声研究及其工程优化响汽车企业的生存与发展。 器(车身)组成的系统，如图1所示。文就此课题展开讨论。汽车在封闭状态下，车内空气会形成许动模态或声腔模态，当发动机激励或路面激励时，车身某些钣金的振动频率与密闭空气的固有模态频率一致，将会产生很强的耦合作用，空气就会产生体积变化，在车内出现头晕、恶心等症状，此现象称为轰鸣(booming)。轰鸣声属于低频噪声，通常在轰鸣声产生的源头。NVH提出存在的主要问题,作为下一步工作的主要内容；客观评价主要是通过客观数据发现存在的观评价和客观评价有效结合有利于车型NVH开发，一般制定如下主要评价内容[1]：①怠速噪声和振动②加速过程的噪声和振动③匀速过程的噪声和振动④减速噪声和振动⑤高速风噪声⑥叽叽嘎嘎声(异响)⑦启动和熄火时的噪声和振动⑧轮胎噪声汽车乘员舱的壁板是由多块薄钣金冲时，会与其反射的声波相互叠加而形成合成恰好位于波峰位置，其反射声波在蔽障处与处即四分之一波长位置相位相反，相互消减2处和蔽障处相位相同，声压振幅最大，成为声压波腹[3]，也就是汽车乘员舱产生轰鸣在四分之一波长的奇数倍位置上为声压波节，四分之一波长的偶数倍位置上，为声压建立有限元模型进行声学流固耦合分架、进排气等激励源与车身连接点数量众多，详细建模效率低下且不利于价值规律的励源、车身壁板与声腔模态的关系。对于封闭在一长方体的空气所形成的合来描述[4]，比如纵向第一阶表示声压主要 (1)计算：简化模型中每块板可以表示风挡玻璃、防火域的钣金并非直接相连，如风挡与顶棚、防火墙与地板都是由横梁进行连接。分析人员进行流固耦合分析，计算声学灵敏度，输出i(0,1,2,…)、j(0,1,2,…)、k(0,1,2,…)分别表示三个方向上模态的阶次。通过公式(1)计算，可以得到沿纵向、横向、竖向或者不同方向组合的声腔模态的理论频率座椅、仪表板等内饰对声波的反射也有影响，其声腔模态的频率与振型会有不同。频率没有变化，声压值明显提高，可以判断21Hz处轰鸣声是由板的声辐射引起。与简度响应化车身的模态结果对比分析可知，1号板21Hz时有局部模态，模态能量高，其辐射噪声足以产生轰鸣声[5]。波的长度，前排和后排位于声压波腹位置，位于声压波节位置，声压较低。②95Hz时车内的声压峰值，三个位置二阶纵向声腔模态频率一致。③在一阶声腔模态频率47Hz之前，出现了21Hz的声压峰值，前排和中排声压值为82dB，后排为72dB，为了辨识21Hz处声压峰值是由声腔模态还是由板的声辐射引起，通常在有限元模型中设定不同声音的传播速度来确定图8改变声速引起的声学灵敏度变化会感觉到明显的“轰轰”声并产生偏高的压程人员结合主观评价的描述，采用LMSTest.Lab测试工具，设定相应的测试工况，3档全油门，发动机转速从1500rpm加速至5000rpm开展车内噪声测试，如图9所示。对加速车内噪声声压级扫描曲线分析可知，当发动机转速为2500rpm时，车内噪声达到72分贝，与主观感受相匹配。修改后的一阶纵向声腔模态频率由47Hz图12车内声腔模态声的目的。在新车项目实际的开发过程中，当样车制作以后进行主要结构件的变更会面临巨大的时间成本、费用成本。此课题的解决方案结合项目经验及工程实际采用行业内常见的方法：增加动力吸振器[6]。动力吸振器是J.奥蒙德罗伊德等在1928年提出的方法，其原理是在振动物体上的反作用力可使振动物体的振动减小。基于动力吸振器原理，设计动力吸振器安装在副车架上，如图13所示。通过多轮次和实车确认优化吸振器的质量、阻尼、刚度等参数。该吸振器的动态响应曲线如图14所示。噪声与轰鸣声有较强的相关性。结合图10，经过噪声阶次分析、传递路径分析、相关性分析逐步排除了进气系统、排气系统、发动图10相关性排查图图11、图12分别是采用CAE技术对副车图10相关性排查图合。当发动机转速为2500rpm时，副车架的轰鸣声，造成驾乘人员很不舒服。副车架模态图13动力吸振器安装示意83.8720.030.040.050.060.070.080.090.0100.0110.0Hz图14动力吸振器线动态响应曲线该吸振器的质量1.5kg，固有频率为84Hz，与副车架Z向振动(发动机转速2500r/min)时振动频率基本一致。减振器为普通水泥路面，测试工况