第七章汽车NVH特性.ppt

1、第七章 车身NVH特性研究 (补充),NVH NNoise（噪声） VVibration（振动） HHarshness（声振粗糙感） 三者常同时出现且密不可分 汽车NVH特性 指在车室振动、噪声的作用下，乘员舒适性主观感受的变化特性 是人体触觉、听觉以及视觉等方面感受的综合体现，也可以用振动、噪声等性能的客观物理量加以衡量,第一节 汽车NVH特性 一、概述,汽车上的振动 路面不平度引起的车身垂直方向振动 发动机不平衡往复惯性力产生的车身振动 转向轮的摆振 传动系的扭转振动等 特点 很多振动都是随机振动，通常用振动量的均方根值来衡量，并且按照频率加权计算 对人体舒适性影响较大的振动主要表现为界面

2、点对人体输入的低频振动，频率范围180Hz左右 界面点：转向盘、仪表板、地板、座椅、耳旁,噪声 是NVH问题中很重要的部分 车内噪声 车身壁板振动产生的噪声 空气冲击摩擦车身形成的噪声 外界噪声源（如发动机、轮胎、制动器等）传入的噪声 车外噪声 城市环境主要的噪声源，必须严格控制 标准 车外噪声： GB1495-2002：汽车加速车外噪声小于88dB，M1类汽车应小于77 dB 车内噪声： 美国在1985年就规定公共汽车的车内噪声不得超过80dB 我国尚无强制性法规,噪声的计算 早期，以试验方法为主 利用诊断技术识别出噪声源，然后通过改进声源结构减小其产生的噪声，或切断噪声的传播途径来控制车内

3、噪声 仿真计算 借助噪声分析软件，建立声学模型 预测车内噪声，分析其产生机理和传播途径，在产品设计阶段对噪声进行有效控制,声振粗糙感 指的是振动和噪声的品质 不是一个与振动、噪声相并列的物理概念 描述的是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 汽车的乘坐舒适性最终要表现为人体的感觉，所以声振粗糙感在NVH特性研究中占有十分重要的地位 汽车公司采用专家实际乘坐汽车的方式来最终评价汽车NVH特性,1.噪声的客观量度 声压p是指媒质受到声扰动后压强的改变量。设静态大气压强为p0，空气受到声扰动后的压强为p，则 声强I在单位时间内流过垂直于声传播方向上的单位面积的平均声能通量 声压级

4、 声强级,二、声学基础理论,2、噪声的主观量度与计权声级 人耳对噪声的主观感受不但与声音的强弱有关，还与频率有关，在人耳敏感频段的声音听起来会更响一些 以1000Hz纯音为标准，定义其声压级为响度级，单位为phon。其它频率声音的响度级通过与1000Hz的纯音相比较确定 将不同频率下同样响度级的各点连接起来，得到等响曲线,2、噪声的主观量度与计权声级 为了使声音的量度与人耳听觉感受一致，在声级计等测量仪器上都设置了频率计权网络（即滤波器），对所测量的噪声信号按频带进行衰减 根据频率响应特性不同，计权网络可分为多种 A级计权网络 按照40phon等响曲线修正的，代表着人耳对低声压噪声响亮程度的感

5、觉 与噪声对人体的危害程度有良好的相关性，最能反映人耳与噪声频率响应特性之间的关系 应用最为广泛,汽车 激励源：发动机、传动系统、车轮和轮胎、不平路面和风等 传递器：悬架系统、 悬置系统、 车身结构系统 响应器：车身和车室空腔,三、汽车中的NVH现象,汽车 激励源：发动机、传动系统、车轮和轮胎、不平路面和风等 传递器：悬架系统、悬置系统、车身结构系统 响应器：车身和车室空腔 汽车上的NVH现象 描述乘员的主观感受 分为振动、噪声等多种感觉 将乘员的主观感受与客观的描述联系起来，用于对汽车NVH特性的评价与诊断,车身系统是整车NVH系统的响应器，其振动响应特性直接影响着整车的NVH特性 车身作为

6、振动、噪声传递途径中的重要环节，其声学传递特性也对车内的噪声水平有重要的影响 车内噪声 结构噪声：外界激励引起车身壁板振动产生的噪声 空气噪声：车室外通过车身孔隙进入车内的噪声,四、车身的NVH特性,汽车NVH特性设计方法 建立在CAE基础之上 以改善汽车NVH特性为目标 声学设计方法：以降低车内总体噪声水平为目的 汽车NVH特性设计方法贯穿于新车型的研发过程，也在现有车型的改进设计中起到重要作用,第二节 NVH特性设计方法,整车研发过程中，NVH特性研究分为以下四个阶段：,调研，对标，确定整车NVH特性目标,分级匹配各整车仿真分析 系统、子系统的NVH目标,部件结构设计，实现子系统和整车的性

7、能目标,样车的试验与调整,整车水平的NVH目标在项目的早期制订 主要步骤： 根据目标人群特点和顾客的驾驶评估确定与汽车NVH特性相关的重要项目，如：车内噪声、地板振动、转向盘抖动等 制订主观NVH目标 对标、顾客和专家的驾驶评价 对将要开发汽车性能的未来规划 车内的噪声水平、振动感受等 对标车试验，据此建立整车NVH目标 确定其客观性能 将主观NVH目标转化为客观的整车NVH目标 驾驶员耳旁声压级 敏感点加速度响应 车身振动模态频率等 研究并规划在这个市场定位水平上的未来NVH特性的改进趋势,一、整车NVH目标的确定,整车水平的NVH目标包括： 与不平路面有关的前座椅振动、转向盘抖动 与风噪声

8、有关的高速时的前座椅处的噪声水平 与动力总成有关的起动时的抖动 怠速期间驾驶员的右耳噪声和踏板振动水平等 汽车各系统模态频率的分配,一、整车NVH目标的确定,不同系统和子系统的模态频率对于确定汽车整体NVH特性起着关键作用 例： 为防止共振，系统模态频率之间应该分离，并与激励频率分开。 某汽车装备V6发动机，其稳态怠速转速650r/min；发动机首阶激励（第3阶）在32.5Hz，对转向柱的抖动特性影响很大 根据转向柱支承系统实际情况，将其垂直方向模态频率设置为29Hz，横向模态设置为36Hz，降低了转向柱管的抖动，改善了整车的NVH特性,分级 结合试验和CAE方法，指将整车NVH目标转化为车身

9、结构、动力总成悬置等系统和部件目标水平的过程 例如：一阶模态频率、车身接头刚度、车身在悬架上的安装部位刚度等 为设计人员提供相关部件设计的详细准则,二、NVH目标的分级,车身系统的NVH特性目标包括 弯曲和扭转刚度 模态特性 声学振动灵敏度 噪声的衰减特性 动力总成的振动及其辐射的噪声 底盘悬架系统的动态特性等,新开发汽车的分级 参考BIC汽车的基本数据实现 BIC的系统和部件NVH特性水平作为初始设计目标 再根据经验，结合实际情况进行修改，作为早期系统和部件的NVH目标 结构设计师按照部件的目标要求进行结构设计,NVH设计过程中，为进行NVH目标的分级、评价，改善汽车的NVH特性，应建立用于

10、整车NVH特性研究的CAE模型 不同子系统、不同NVH问题，采用的CAE方法不同 悬架、转向系等系统 研究其低频范围的动力学特性时主要采用多刚体系统动力学方法 对40Hz以下NVH特性的模拟非常准确 刚度较小的系统（如车身系统） 采用有限元方法建立弹性体（或柔体）模型，再与多刚体系统模型相结合，建立整车的刚弹耦合模型模拟 适用的频率范围也提高到200Hz以上,三、NVH设计中的CAE方法介绍,车内低频噪声的计算 一般是利用有限元方法实现 将车内空腔划分网格，建立有限元模型 车内空腔与车身结构模型耦合，建立声固耦合模型 计算车室空腔的声学特性，车内噪声响应 中高频（300Hz以上）NVH特性的仿

11、真 应采用建立在空间声学和统计力学基础上的统计能量分析（SEA）方法,有限元 方法 + 多 刚体系统动 力学方法， 建立整车的 刚弹耦合模 型，预测车 身的振动和 车室内的声 压。,第三节 刚弹耦合系统的仿真分析,1用模态方法描述弹性体模态综合法 动力缩减-部件模态综合法(CMS-component mode synthesis) 将有限元模型与多刚体模型相连接时，由于有限元模型的自由度数目巨大，因此必须将给定的动力学数学模型缩减为一个具有较少自由度的模型 模态综合法则是在有限元法基础上发展起来的一种对复杂结构进行振动分析的有效方法,一、刚弹耦合系统的建模理论,1用模态方法描述弹性体模态综合法

12、 动力缩减-部件模态综合法CMS 模态综合法基本思想 把复杂结构分为若干部件(子结构) 每个部件可用计算或试验的方法求得模态参数 根据边界条件，将各子结构的模态特性叠加起来，再通过平衡方程和约束方程将物理坐标约简，得到用广义坐标(模态坐标)表示的运动方程，由此可计算组合系统的动态响应,1用模态方法描述弹性体模态综合法 动力缩减-部件模态综合法CMS,1用模态方法描述弹性体模态综合法 通过超单元实现动力缩减，并将超单元模型转换为弹性体元件连接到多体系统动力学模型中 弹性体有限元模型自由度 边界自由度uB。边界自由度不进行模态转换，当高阶模态被截断时，这些自由度不会丢失任何信息 内部自由度uI,弹

13、性体模态 约束模态 分别使每一个边界自由度产生单位位移时，固定其它所有边界自由度得到的静态振型 约束模态坐标qC与相应的边界自由度数量相等，且一一对应 由边界自由度变形uB引起的整个弹性体的变形都可由约束模态的线性叠加得到 固定边界的标准模态 将弹性体的边界自由度uB固定并计算它的特征值问题而得到的标准模态 它们定义了内部自由度uI的模态变形，其品质与保留的模态数量有关,物理自由度u与CMS法的模态以及模态坐标q之间的关系,2多体系统中弹性体的动力学方程 当弹性体连接到多体模型中时，它所有的模态信息都传入多体系统中 模态坐标 模态转换矩阵 模态质量矩阵 模态刚度矩阵 模态频率等 在多体系统中，

14、首先要确定弹性体上各点的运动学关系式以及弹性体所受的作用力，根据这些条件利用拉格朗日方程推导弹性体的动力学方程,2多体系统中弹性体的动力学方程,1建立整车刚弹耦合模型,建立车身有限元模型,建立底盘的多体模型并与弹性体车身相连接,进行超单元分析,将车身超单元转换成为多体系统中的弹性体文件,整车的刚弹耦合系统模型,二、 模 型 的 建 立 与 仿 真 分 析,1建立整车刚弹耦合模型,前悬架ADAMS 模型,转向系模型,1建立整车刚弹耦合模型,悬架弹簧特性曲线,车身骨架模型 共有24469 个节点，29100 个单元，单元尺寸为50mm，板厚1mm。利用它建立超单元并生成柔体车身,1建立整车刚弹耦合

15、模型,1建立整车刚弹耦合模型 整车模型的建立 将上述各种子系统在ADAMS/Car 标准模块下进行装配连接，就可以得到整车的仿真模型,2、整车刚弹耦合模型的仿真分析 模型的标定和校验 整车虚拟样车模型建立之后，采用与实车实验数据对照的方法对模型进行标定和校验,加速度传感器、数据采集系统、电荷放大器、电脑等,测量副车架左后悬置与车身连接处振动加速度信号，采样频率为4kHz，采样时间10 秒,车速80 km/h 在B 级沥青路面上行驶匀速直线行驶,2、整车刚弹耦合模型的仿真分析 模型的标定和校验,实验结果,柔体模型仿真,副车架左后悬置处的垂向振动加速度最大值的测量结果比柔体模型仿真结果略大； 柔体

16、模型的主频及对应的峰值能够与试验值较好的吻合 仿真结果与试验相比虽有一定误差，但仍在合理范围内。验证了模型的合理性 产生误差的主要原因： 与实车相比模型存在较大的简化 由于条件限制，模型的参数还不够准确 路面模型与真实的路面存在一定差距等,2、整车刚弹耦合模型的仿真分析 在多体系统动力学软件中设置不同路面和行驶工况可以对整车刚弹耦合模型进行仿真分析 例,2、整车刚弹耦合模型的仿真分析 例在汽车30km/h直线行驶工况，仿真分析得到的车身质心处加速度时间历程信号以及经过付立叶变换后的频域信号,仿真开始阶段（约0.32秒之前）只有前轮处于不平路面，相应的时间历程曲线振幅比较小；随着后轮驶上路面，振

17、动幅度变大 在频谱图中2Hz附近的尖峰对应着车身垂直方向振动的刚体模态 由于悬架系统的高频滤波作用，50Hz以上的振幅非常小,2、整车刚弹耦合模型的仿真分析 例计算得到的左侧车身连接点垂直方向的作用力,前后悬架滑柱上支点（曲线1和4）承受着大部分的簧载质量，而横向推力杆垂直方向的传递力（曲线6）几乎可以忽略 由于后车轮在前一段时间没有驶上不平路面，因此相应的连接点传递力（曲线4、5、6）几乎没有波动，曲线平直，传递力基本等于静载荷,噪声机理 激励源 传递途径 声学响应 要控制噪声，应从减小声源、隔断噪声的传递途径和声场内消声等方面入手 减小声源：对于发声的部件采用消声器，对于振动的部件采用减振

18、器，结构设计时要使固有频率相互错开并避开激励频率 抑制风噪声：消除泄漏气流的间隙，改进密封元件，增加密封压力等，将缝隙堵塞 避免空腔共鸣：修改车室形状和尺寸的方法，改变空腔的共振频率，以避开常见激励的频率 直接从声源上治理噪声往往受到限制，还需要采取防振、隔振、吸声、阻尼等办法,第四节 车内的降噪措施,1. 隔声 对于发动机的噪声和车外噪声，可采用各种结构措施并选择合理的隔声材料来隔离 隔声效果用透射损失TL评价（单位dB） 式中，Wi为射到隔声壁的声能量；Wt为透过隔声壁的声能量 垂直入射声波的单层隔壁透射损失 式中，m为隔壁单位面积的质量，单位为 kg/m2；f为声频率，单位为 Hz 隔壁

19、面密度愈大，声频率愈高，则隔声效果愈好,一、 隔声与吸声,1. 隔声 例： 前置发动机的工作噪声，通过前围挡板传入车内。单位面积质量或频率大1倍，隔声量仅增加 6dB，用单层隔壁的隔声效果不好。结构工艺允许时，用双层隔壁会显著提高隔声效果 汽车的前围板、地板，其上有许多穿线孔、安装孔等，能引起风啸声又会大大降低透射损失，应给予密封,几种穿线胶套的隔声效果比较实例,隔声 大多数隔声结构对高频噪声的隔声效果较好，而对低频噪声较差,某货车的发动机噪声与由其引起的驾驶室内噪声的比较，可见要进一步降低车内噪声，应研究提高隔壁在250Hz 以下的透射损失,2. 吸声 利用吸声材料作内饰，吸收入射到其上的声

20、能，减弱反射声能，从而降低车内噪声 吸声效果可用吸声系数表示,2. 吸声 在汽车上使用的吸声材料有如下几类 1)多孔性吸声材料 其机理是当声波进入材料表面的空隙，引起空隙中空气和材料微小纤维的振动，由于内摩擦和粘滞阻力，使相当一部分声能转化为热能 汽车上常用的这类吸声材料有玻璃棉、毛毯、聚胺酯泡沫塑料等。常用于中、高频吸声 2）开孔壁吸声材料 为了提高中低频噪声的吸声系数，往往在材料上开很多小孔，小孔背后保存有一定的空气层，使其能产生共振而消耗能量 它往往与多孔性吸声材料混合使用，例如车身顶篷内饰面是开孔的背后贴有一层薄泡沫塑料的人造革。其吸声性能与孔径和穿孔率有关,2. 吸声 吸声处理主要用

21、于吸收反射声，对直达声无明显效果，故在车身上有利于抑制车内共鸣噪声 吸声处理往往与隔声、防振（阻尼）处理等措施一起采用,3. 衰减处理 在一些容易引起振动的钣金件上，如地板、顶盖、前围挡板等，涂以防振阻尼材料来减少噪声辐射，即衰减处理 阻尼材料：是一种内损耗大的材料，如沥青基物质和其它高分子涂料（橡胶、树脂等） 衰减处理后，板和阻尼材料的综合损耗系数1 2为阻尼材料的损耗系数； E1为板的杨氏弹性模量； E2为阻尼材料的杨氏弹性模量； t1为板厚； t2为阻尼材料厚度,通过在管道上游采用前置麦克风拾取噪声信号，经电信号处理后，馈送给管道下游的次级声源 (扬声器)，调整次级声源的输出，使其与上游原噪声信号的幅值相等、相位相反，从而达到噪声抵消的目的 由于没有考虑声反馈等制约因素，直接按照其设想设计出来的系统无法正常工作 作为最早的前馈有源消声系统，为有源消声技术的发展奠定了理论基础,二、车内噪声的主动控制,由于噪声源和环境因素都是时变的，要想使主动控制系统跟踪它们的变化，实时调节次级声信号以达到降噪目的并不容易。最常见的就是使用自适应滤波技术 自适应滤波技术，就是滤波器通过自适应算法自动调节自身的传递函数，以使系统的目标函数（即残余噪声信号）达到极小值 自适应滤波技术能够使噪声控制系统连续不断地跟踪噪声源及环境参数的变化，自动调整控制器参数，