第八章 汽车的NVH性能

第八章汽车的NVH性能同济大学汽车学院朱西产教授汽车NVH及要解决的问题NVH性能之所以越来越受到用户的重视，原因之一是随着汽车普遍进入广大家庭，用户对汽车的要求不仅局限于代步工具或运输工具，而且对其乘坐舒适性提出了更高的要求；原因之二是用户对NVH性能敏感度很高，随时都感受到振动噪声。

汽车振动噪声性能，又称为NVH（Noise、Vibration&Harshness）性能。NVH性能指乘员感受到的噪声、振动及相关的动态不舒适性。噪声（Noise）主要指乘客听到的车内噪声，包括发动机噪声、进排气噪声、轮胎噪声、风噪声、传动系齿轮啮合噪声、车内面板振动辐射噪声等；另外，还有车外噪声，亦即汽车行驶中对交通环境的辐射噪声。振动（Vibration）主要指乘客感觉到的方向盘、地板和座椅等的抖动，通常由发动机和不平路面的激励引起。动态不舒适性（Harshness）通常指乘客感受到的汽车非平稳运动、颠簸、冲击和刺耳的异常噪声等。NVH问题分类车内噪声车外噪声发动机进气系统风扇、电子电器轮胎及不平路面排气系统面板辐射噪声风噪车内振动（方向盘、座椅）传动系统NVH要解决的问题振动源、噪声源结构传递振动:结构传递空气传递噪声:NVH开发要解决的重点问题车身相关：（1）车身结构NVH开发（模态及传函VTF、NTF）（2）高频声学包开发（隔吸声件、内饰件）（3）结构阻尼件布置设计（4）风噪问题（立柱隔断）动力相关：（5）动力总成悬置系统匹配设计（6）发动机本体振动和噪声控制（发动机NVH）（7）进气噪声（8）排气噪声底盘相关：（9）底盘NVH开发（10）轮胎噪声控制其他：（11）关键子系统或部件NVH性能开发（变速箱、传动轴、转向管柱等）（12）电子电器噪声（风扇等）（13）整车异响等（14）门关闭声品质底盘NVH分析底盘参数（弹簧、减振器、衬套等）基本上由车辆动力学性能来确定，而不是由NVH性能确定。底盘NVH分析的主要目的有：（1）分析路面激励的各条传递路径的贡献度，从而明确底盘与车身的哪个连接点哪个方向的振动、噪声传递函数（即VTF和NTF）需要控制。这实际上就是传递路径分析（TransferPathAnalysis，TPA）方法。（2）在首先满足车辆动力学的前提下，改善由路面激励引起的NVH性能。比如平顺性的分析，用有限元模型比用多体模型更有效，因为有限元模型可以反映车身结构的振动传递特性。底盘NVH分析模型（实际上接近于整车模型）的建立步骤：（1）分别计算副车架、悬挂、整备车身、动力总成等的自然模态。（2）将各子系统的模态输入到Virtual.lab，并仔细分析和定义底盘和车身的连接关系。（3）各子系统的模态也可以是试验测量的，这时所建的整车模型称为混合模型。底盘NVH模型的建立---子系统的模态分析前副车架后副车架前悬架前稳定杆后稳定杆后悬架底盘NVH模型的建立（续）转向管柱动力总成整备车身底盘NVH模型（整车模型）底盘NVH分析结构传递路径测点方向前悬架悬架主弹簧上支座点Z下控制臂与前副车架前连接点XYZ下控制臂与前副车架后连接点XYZ减振器上支座点Z后悬架悬架弹簧上支座点Z外倾杆与后副车架的连接点XYZ下控制臂与后副车架的连接点XYZ减振器上支座点Z80km/h匀速行驶工况座椅地板Z方向振动加速度各传递路径贡献量色谱图选取的传递路径第六章汽车的平顺性汽车的平顺性

本章将具体研究以下内容：人体对振动的反应和平顺性的评价；路面不平度的统计特性；汽车振动系统的简化，系统的频率响应特性和系统参数对振动响应参数的影响；汽车平顺性的测试等。本章重点研究路面不平引起的汽车振动问题。汽车的平顺性

什么是汽车平顺性？

保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适程度和保持货物完好的性能。

为什么要研究汽车的平顺性？

振动影响人的舒适性、工作效能、身体健康，影响货物的完整性以及零部件的性能和寿命。平顺性研究的目的是有效控制汽车振动系统的动态特性。振动系统弹性元件阻尼元件车身、车轮质量输入路面不平度车速发动机、传动系和车轮等旋转部件的非平衡干扰输出车身传至人体的加速度悬架弹簧的动挠度车轮与路面间的动载荷评价指标加权加速度均方根值撞击悬架限位的概率行驶安全性

本章将围绕人体对振动的反应和平顺性的评价指标、路面不平度的统计特性（振动系统的输入）、振动系统的动力学分析、振动系统的输出特性等内容而展开。汽车的平顺性本章将不考虑第一节

人体对振动的反应和平顺性的评价

本节将学习人体对振动的反应、人体坐姿受振模型、平顺性的评价方法等。汽车的平顺性一、人体对振动的反应人体对振动的反应垂直方向4～12.5Hz水平方向0.5～2Hz人体最敏感传至人体的振动加速度人体对水平方向的振动比垂直方向更敏感心理生理思考：公交车和长途客车在设计时对平顺性的要求有何不同？客观因素主观因素第一节人体对振动的反应和平顺性的评价持续时间强度作用方向频率

1974年国际标准化组织制定了国际标准ISO2631：《人体承受全身振动评价指南》

1997年公布了ISO2631－1：《人体承受全身振动评价—第一部分：一般要求》

我国对相应国际标准进行了修订，公布了GB/T4970—1996《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》国际、国内与平顺性评价方法相关的标准第一节人体对振动的反应和平顺性的评价人体坐姿受振模型共3个输入点、12个方向的振动第一节人体对振动的反应和平顺性的评价位置坐标轴名称频率加权函数轴加权系数k座椅支承面wd1.00wd1.00wk1.00we0.63we0.40we0.20靠背0.80wd0.50wd0.40脚wk0.25wk0.25wk0.40频率加权函数和轴加权系数第一节人体对振动的反应和平顺性的评价即人对座椅传给人体的振动最敏感思考：由轴加权系数的不同取值可否确定人体对哪个点输入的振动最敏感？第一节人体对振动的反应和平顺性的评价ISO2631-1：1997（E）标准还规定当评价振动对健康的影响时

只考虑

这三个轴向振动，且

两个水平轴向的轴加权系数取k=1.4。

靠背水平轴向

可以由椅面水平轴向

代替，此时轴加权系数取k=1.4。

我国标准规定，评价汽车平顺性时就考虑椅面

三个轴向振动。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价人体对不同频率的振动敏感程度不同

最敏感的频率范围是4～12.5Hz。在4～8Hz频率范围，人的内脏器官产生共振；8～12.5Hz频率范围，对人的脊椎系统影响很大。

最敏感的频率范围是0.5～2Hz。大约在3Hz以下，人体对水平振动比对垂直振动更敏感，且汽车车身部分系统在此频率范围内产生共振，故应对水平振动给予充分重视。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价各轴向的频率加权函数（渐近线）频率加权函数第一节人体对振动的反应和平顺性的评价二、平顺性的评价方法1.基本评价法（1）计算各轴向加权加速度均方根值aw1）滤波网络法

将测得的

通过相应的频率加权函数

的滤波网络，得到加权加速度时间历程

。2）频谱分析法

对

进行频谱分析，得到功率谱密度函数

。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价（2）三个方向总加权加速度均方根值思考：为什么乘以系数1.4？（3）总加权振级Lawa0—参考加速度均方根值，。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价（4）评价方法Law和aw与人的主观感觉之间的关系加权加速度均方根值aw加权振级Law人的主观感觉<0.315110没有不舒适0.315～0.63110～116有一些不舒适0.5～1.0114～120相当不舒适0.8～1.6118～124不舒适1.25～2.5112～128很不舒适>2.0126极不舒适第一节人体对振动的反应和平顺性的评价位置坐标轴名称频率加权函数轴加权系数k加权加速度均方根值峰值系数座椅支承面wd1.000.0805.0wd1.000.1144.7wk1.000.4075.5we0.630.1064.9we0.400.0855.0we0.200.0114.5频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果第一节人体对振动的反应和平顺性的评价位置坐标轴名称频率加权函数轴加权系数k加权加速度均方根值峰值系数靠背0.800.2124.3wd0.500.0874.4wd0.400.1404.9wk0.250.0905.4脚wk0.250.0935.1wk0.400.3196.20.628第一节人体对振动的反应和平顺性的评价频率加权函数和轴加权系数European轿车上振动测量结果2.辅助评价法

当峰值系数>9时，ISO2631-1：1997（E）标准规定用加权加速度4次方根值评价。它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响。此时采用辅助评价方法——振动剂量值。第一节人体对振动的反应和平顺性的评价汽车的平顺性

本节将介绍路面空间频率的功率谱密度，路面等级，时间频率的功率谱密度，路面对四轮汽车输入的功率谱密度等。第二节

路面不平度的统计特性一、路面不平度的功率谱密度1.路面不平度函数

路面相对基准平面的高度q，沿道路走向长度I的变化q（I）称为路面不平度函数。

用水准仪或路面计可以得到路面不平度函数。第二节路面不平度的统计特性2.路面不平度的功率谱密度

1）

的拟合公式n—空间频率（m-1），表示每米长度包括几个波长；

—参考空间频率下的路面功率谱密度，也称路面不平度系数；n0—参考空间频率，n0=0.1m-1；W—频率指数。第二节路面不平度的统计特性路面等级Gq(n0)/(10-6m3)（n0=0.1m-1）σq

/(10-3m)0.011m-1<n<2.83m-1

几何平均值几何平均值A163.81B647.61C25615.23D102430.45E409660.90F16384121.80G65536243.61H262144487.222）路面不平度8级分类标准第二节路面不平度的统计特性路面不平度分级图第二节路面不平度的统计特性3）速度功率谱密度和加速度功率谱密度速度功率谱密度加速度功率谱密度当W=2时与n无关——“白噪声”第二节路面不平度的统计特性二、空间频率功率谱密度

化为时间频率功率谱密度当空间频率n

或带宽Δn一定时，时间频率f

与带宽Δf

随车速成正比变化。第二节路面不平度的统计特性车速将代入单位频带内的“功率”（均方值）即为功率谱密度。空间频率的功率谱密度—路面功率谱密度在频带Δn内包含的“功率”。第二节路面不平度的统计特性空间频率和时间频率谱密度的关系时间频率谱密度Gq(f)空间频率谱密度Gq(n)第二节路面不平度的统计特性nfu=1/2u=1u=2112Gq(f)Δn速度u不同时，空间频率与时间频率的关系第二节路面不平度的统计特性uGq(n0)第二节路面不平度的统计特性对上式的等式两边取对数后作图，得到位移功率谱密度。uGq(n0)第二节路面不平度的统计特性对上式的等式两边取对数后作图，得到速度功率谱密度。uGq(n0)第二节路面不平度的统计特性对上式的等式两边取对数后作图，得到加速度功率谱密度。三、路面对四轮汽车输入的功率谱密度第二节路面不平度的统计特性

汽车有四个输入的振动传递时，要掌握四个车轮输入的自谱和四个车轮彼此间的互谱，共16个谱量

2，3，4），其中12个谱量两两共轭。四个车轮不平度函数的傅里叶变换为第二节路面不平度的统计特性左、右轮迹间的互谱可以表示为两个轮迹的相关函数为第二节路面不平度的统计特性侧倾角位移功率谱密度Gθ(n)与垂直位移功率谱密度

的比值与相干函数

的关系为与Gθ(n)/

曲线第二节路面不平度的统计特性当两个轮迹x（I）、y（I）的统计特性相同，即且相位谱时路面对四轮汽车输入的谱矩阵最后可以表示为第二节路面不平度的统计特性

本节将汽车振动系统简化为单质量的振动系统；分析单质量系统的自由振动和频率响应特性；分析单质量系统对路面随机输入的响应及其响应量特性参数的计算，分析悬架系统固有频率f0和阻尼比ζ对振动响应的影响；介绍悬架系统固有频率f0和阻尼比ζ的选择范围。汽车的平顺性第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动

当，并忽略轮胎阻尼后，汽车立体模型可简化为平面模型。

车身质量有垂直、俯仰、侧倾3个自由度，4个车轮质量有4个垂直自由度，整车共7个自由度。一、汽车振动系统的简化第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动1）总质量保持不变2）质心位置不变3）转动惯量保持不变第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动简化前后应满足以下三个条件解得令—悬挂质量分配系数。对于大部分汽车，

=0.8～1.2，即接近1。当

=1时第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动

在

=1的情况下，前、后轴上方车身部分的集中质量m2f、m2r在垂直方向的运动是相互独立的。

双轴汽车模型可以简化为车身、车轮两个自由度振动系统模型。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动

车轮部分的固有频率为10~16Hz，如果激振频率远离车轮固有频率（即5Hz以下），轮胎的动变形很小，可忽略车轮质量和轮胎的弹性，从而得到车身单质量系统模型。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动二、单质量系统的自由振动ω0—振动系统固有圆频率；ζ—阻尼比。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动齐次微分方程的解为第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动

有阻尼自由振动时，质量m2以有阻尼固有频率振动，振幅按衰减。

ζ增大，ωr下降。当ζ=1时，运动失去振荡特征。

汽车悬架系统阻尼比ζ大约为0.25，ωr比ω0只下降了3%左右，。1）与有阻尼固有频率ωr有关第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动阻尼比ζ对衰减振动的影响2）决定振幅的衰减程度阻尼比ζ对衰减振动的影响两个相邻的振幅A1与A2之比称为减振系数d由实测的衰减振动曲线得到d，即可确定系统的阻尼比ζ。阻尼比越大，振幅衰减得越快第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动三、单质量系统频率响应特性

分析幅值比、相位差随激振频率而变化的规律。对于一个常系数的线性系统（即系统的m、K、ζ为常数），当输入量

是一个简谐函数时，输出量

也是与输入量同频率的简谐函数，但两者的幅值不同，相位也不同。

输出、输入的幅值比是频率f

的函数，称为幅频特性。

相位差也是f

的函数，称为相频特性。

两者统称为频率响应特性。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动复振幅z0、q0为输出、输入谐量的幅值；1.频率响应函数的确定

由输出、输入谐量复振幅z与q的比值或

与

的傅里叶变换Z(ω)与Q(ω)的比值，可以确定频率响应函数

。

输出、输入谐量的幅值比，称为幅频特性。

输出、输入谐量的相位差，称为相频特性。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动令则第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动代入2.幅频特性第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动3.幅频特性曲线0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ

用双对数坐标做出幅频特性曲线。0.11|z/q|10

渐近线为水平线，斜率为0:1。

渐近线的“频率指数”为0。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10

渐近线斜率为-2:1。

“频率指数”为-2。-2:13.幅频特性曲线第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10

渐近线斜率为-1:1。

“频率指数”为-1。-2:1-1:13.幅频特性曲线第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1

确定低频段和高频段渐近线的交点。交点要满足3.幅频特性曲线第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1

与ζ无关，即无论阻尼比取何值，幅频特性曲线都要经过点3.幅频特性曲线第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1

共振时，单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性3.幅频特性曲线第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动4.幅频特性曲线的讨论1）低频段

|z/q|略大于1，阻尼比ζ对这一频段的影响不大。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性4.幅频特性曲线的讨论2）共振段

|z/q|出现峰值，将输入位移放大，加大阻尼比ζ，可使共振峰值明显下降。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性4.幅频特性曲线的讨论3）高频段

悬架对输入位移起衰减作用，阻尼比ζ减小对减振有利。与ζ无关第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1单质量系统位移输入与位移输出的幅频特性四、单质量系统对路面随机输入的响应1.用随机振动理论分析汽车平顺性的概述1）平顺性分析的振动响应量车轮与路面间的动载车身加速度悬架弹簧的动挠度第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动2）振动响应量的功率谱密度与均方根值第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动—振动响应量x的功率谱密度；—路面位移q的功率谱密度；—系统响应量x对输入q的幅频特性。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动—振动响应量的方差，等于均方根值。由路面不平度系数和车速确定路面位移输入的功率谱密度由悬架系统参数求出频率响应函数H（f）x～q3）概率分布与标准差的关系

振动响应量x的分布为正态分布，且均值为零时，幅值的绝对值超过的概率为P，λ与P的关系如下表。λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差σx的±λ倍以外的概率P第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差σx的±λ倍以外的概率P要求车身加速度超过1g的概率P=1%，求车身加速度的标准差。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动例1即=0.39g时，可以使超过1g的概率P=1%。λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差σx的±λ倍以外的概率P某汽车悬架弹簧动挠度

的标准差

=3cm，要求动挠度超过限位行程

即撞击限位的概率P=0.3，假设车轮上下跳动的限位行程均为，求。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动=3cm，=9cm可使撞击限位的概率为0.3%。例2λ122.5833.29P31.7%4.6%1%0.3%0.1%1－P68.3%95.4%99%99.7%99.9%正态分布情况下，超过标准差σx的±λ倍以外的概率P车轮跳离地面的条件是相应界限值当车轮与路面间的动载Fd与车轮作用于路面的静载G大小相等且方向相反时，车轮作用于路面的垂直载荷等于零。取，相对动载

/G的均方根值，求车轮跳离地面的概率。因为

向上的概率占一半，车轮跳离地面的概率是0.15%。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动例32.车身加速度的功率谱密度的计算分析

路面输入除采用外，还可以采用和。

相应地，幅频特性要采用和。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动输入、输出均方根谱之间的关系路面输入的均方根谱用双对数坐标做出路面输入均方根谱与ω的关系曲线。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动斜率为0:1斜率为1:1斜率为－1:1第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动三个幅频特性为第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动0.1110频率比λ=ω/ω010lg|z/q|-101-1lgλ0.11|z/q|10-2:1-1:1由于为一“白噪声”，与的图形完全相同，只是在双对数坐标上移动。×××可以用响应量对速度输入的幅频特性定性分析响应的均方根谱。第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动21101000.1110激振频率f/Hzζ=0.25ζ=0.5f0=1Hzf0=2Hz思考：ζ对共振峰值和高频段的影响有何不同？振动系统的固有频率f0对共振峰值有何影响？第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动ζ0.250.5f=f0=114.048.88f=f0=228.0817.76

对单质量振动系统，

/G与只相差系数1/g，因此ω0和ζ对幅频特性的影响与幅频特性的影响，从变化趋势上讲完全一样。3.车轮与路面间的相对动载

/G对的幅频特性的分析第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动4.悬架弹簧的动挠度

对幅频特性的分析第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动在低频段，λ<<1，在高频段，λ>>1，2:10:1第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动频率比λ=ω/ω00.11101010.1ζ=0ζ=0.5ζ=0.252:10:11:1-1:1思考：悬架固有频率f0对

有何影响？第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动ζ0.250.5f=f0=10.3180.159f=f0=20.1590.0805.悬架系统固有频率f0与阻尼比ζ的选择思考：悬架系统固有频率

f0和阻尼比ζ对车身振动加速度及悬架动挠度的影响有何不同？车型f0/Hz

/cm

/cmζ轿车1.2~1.115~307~9货车2~1.56~116~902.~0.4大客车1.8~1.27~155~8越野汽车2~1.36~137~13悬架系统

值的实用范围第三节汽车振动系统的简化，单质量系统的振动第四节车身与车轮双质量系统的振动汽车的平顺性一、运动方程和振型分析无阻尼自由振动时如果m1不动（z1=0）如果m2不动（z2=0）

ω0与ωt是双质量系统只有单独一个质量振动时的部分频率（偏频）。第四节车身与车轮双质量系统的振动

无阻尼自由振动时，设两个质量以相同的圆频率ω和相角

做简谐振动，振幅为z10、z20。将代入左式后可得代入得第四节车身与车轮双质量系统的振动方程有非零解的条件是z10和z20的系数行列式为零。第四节车身与车轮双质量系统的振动设某一汽车，求ω1和ω2?，质量比，刚度比例第四节车身与车轮双质量系统的振动得一阶主振型得二阶主振型第四节车身与车轮双质量系统的振动

当激振频率ω接近ω1时产生低频共振，按一阶主振型振动，车身质量m2的振幅比车轮质量m