1、普通高等教育“十一五”國家級規劃教材汽車車身設計第五章 車身nvh特性研究提綱第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸

2、聲二、車內噪聲的主動控制第七節 nvh特性研究的試驗方法一、nvh特性的評價方法二、消聲室內的噪聲試驗三、道路噪聲試驗 nvh nnoise（噪聲） vvibration（振動） hharshness（聲振粗糙感） 三者常同時出現且密不可分 汽車nvh特性 指在車室振動、噪聲的作用下，乘員舒適性主觀感受的變化特性 是人體觸覺、聽覺以及視覺等方面感受的綜合體現，也可以用振動、噪聲等性能的客觀物理量加以衡量第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性汽車上的振動 路面不平度引起的車身垂直方向振動 發動機不平衡往復慣性力產生的車身振動 轉向輪的擺振 傳動系

3、的扭轉振動等特點 很多振動都是隨機振動，通常用振動量的均方根值來衡量，并且按照頻率加權計算 對人體舒適性影響較大的振動主要表現為界面點對人體輸入的低頻振動，頻率范圍180hz左右 界面點：轉向盤、儀表板、地板、座椅、耳旁第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性噪聲是nvh問題中很重要的部分車內噪聲 車身壁板振動產生的噪聲 空氣沖擊摩擦車身形成的噪聲 外界噪聲源（如發動機、輪胎、制動器等）傳入的噪聲車外噪聲 城市環境主要的噪聲源，必須嚴格控制標準 車外噪聲： gb1495-2002：汽車加速車外噪聲小于88db，m1類汽車應小于77 db 車內噪聲

4、： 美國在1985年就規定公共汽車的車內噪聲不得超過80db 我國尚無強制性法規第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性噪聲的計算早期，以試驗方法為主利用診斷技術識別出噪聲源，然后通過改進聲源結構減小其產生的噪聲，或切斷噪聲的傳播途徑來控制車內噪聲仿真計算借助噪聲分析軟件，建立聲學模型預測車內噪聲，分析其產生機理和傳播途徑，在產品設計階段對噪聲進行有效控制第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性聲振粗糙感指的是振動和噪聲的品質不是一個與振動、噪聲相并列的物理概念描述的是人體對振動和噪聲的主觀感覺，不

5、能直接用客觀測量方法來度量汽車的乘坐舒適性最終要表現為人體的感覺，所以聲振粗糙感在nvh特性研究中占有十分重要的地位汽車公司采用專家實際乘坐汽車的方式來最終評價汽車nvh特性第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性1.噪聲的客觀量度聲壓p是指媒質受到聲擾動后壓強的改變量。設靜態大氣壓強為p0，空氣受到聲擾動后的壓強為p，則聲強i在單位時間內流過垂直于聲傳播方向上的單位面積的平均聲能通量聲壓級聲強級第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性0iwc2、噪聲的主觀量度與計權聲級 人耳對噪聲的主觀感受不但與

6、聲音的強弱有關，還與頻率有關，在人耳敏感頻段的聲音聽起來會更響一些 以1000hz純音為標準定義其聲壓級為響度級，單位為phon。其它頻率聲音的響度級通過與1000hz的純音相比較確定 將不同頻率下同樣響度級的各點連接起來，得到等響曲線第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性2、噪聲的主觀量度與計權聲級 為了使聲音的量度與人耳聽覺感受一致，在聲級計等測量儀器上都設置了頻率計權網絡（即濾波器），對所測量的噪聲信號按頻帶進行衰減 根據頻率響應特性不同，計權網絡可分為多種 a級計權網絡 按照40phon等響曲線修正的，代表著人耳對低聲壓噪聲響亮程度的感

7、覺 與噪聲對人體的危害程度有良好的相關性，最能反映人耳與噪聲頻率響應特性之間的關系 應用最為廣泛第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性汽車激勵源：發動機、傳動系統、車輪和輪胎、不平路面和風等傳遞器：懸架系統、懸置系統、車身結構系統響應器：車身和車室空腔第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性汽車激勵源：發動機、傳動系統、車輪和輪胎、不平路面和風等傳遞器：懸架系統、懸置系統、車身結構系統響應器：車身和車室空腔汽車上的nvh現象描述乘員的主觀感受分為振動、噪聲等多種感覺將乘員的主觀感受與客觀的描述聯系

8、起來，用于對汽車nvh特性的評價與診斷第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性車身系統是整車nvh系統的響應器，其振動響應特性直接影響著整車的nvh特性車身作為振動、噪聲傳遞途徑中的重要環節，其聲學傳遞特性也對車內的噪聲水平有重要的影響車內噪聲 結構噪聲：外界激勵引起車身壁板振動產生的噪聲 空氣噪聲：車室外通過車身孔隙進入車內的噪聲第一節 汽車nvh特性一、概述二、聲學基礎理論三、汽車中的nvh現象四、車身的nvh特性汽車nvh特性設計方法建立在cae基礎之上以改善汽車nvh特性為目標聲學設計方法：以降低車內總體噪聲水平為目的汽車nvh特性設計方

9、法貫穿于新車型的研發過程，也在現有車型的改進設計中起到重要作用第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹整車研發過程中，nvh特性研究分為以下四個階段：第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹調研，對標，確定整車nvh特性目標1. 整車仿真分析2. 分級匹配各系統、子系統的nvh目標部件結構設計，實現子系統和整車的性能目標樣車的試驗與調整整車水平的nvh目標在項目的早期制訂主要步驟：1. 根據目標人群特點和顧客的駕駛評估確定與汽車nvh特性相關的重要項目，如：車內噪聲、地板

10、振動、轉向盤抖動等2. 制訂主觀nvh目標對標、顧客和專家的駕駛評價對將要開發汽車性能的未來規劃車內的噪聲水平、振動感受等3. 對標車試驗，據此建立整車nvh目標確定其客觀性能將主觀nvh目標轉化為客觀的整車nvh目標駕駛員耳旁聲壓級敏感點加速度響應車身振動模態頻率等研究并規劃在這個市場定位水平上的未來nvh特性的改進趨勢第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹整車水平的nvh目標包括： 與不平路面有關的前座椅振動、轉向盤抖動 與風噪聲有關的高速時的前座椅處的噪聲水平 與動力總成有關的起動時的抖動 怠速期間駕駛員的右耳噪聲和踏板振動

11、水平等 汽車各系統模態頻率的分配第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹不同系統和子系統的模態頻率對于確定汽車整體nvh特性起著關鍵作用例： 為防止共振，系統模態頻率之間應該分離，并與激勵頻率分開 某汽車裝備v6發動機，其穩態怠速轉速650r/min；發動機首階激勵（第3階）在32.5hz，對轉向柱的抖動特性影響很大 根據轉向柱支承系統實際情況，將其垂直方向模態頻率設置為29hz，橫向模態設置為36hz，降低了轉向柱管的抖動，改善了整車的nvh特性第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中

12、的cae方法介紹分級 結合試驗和cae方法，指將整車nvh目標轉化為車身結構、動力總成懸置等系統和部件目標水平的過程 例：一階模態頻率、車身接頭剛度、車身在懸架上的安裝部位剛度等 為設計人員提供相關部件設計的詳細準則第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹車身系統的nvh特性目標包括 彎曲和扭轉剛度 模態特性 聲學振動靈敏度 噪聲的衰減特性 動力總成的振動及其輻射的噪聲 底盤懸架系統的動態特性等第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹新開發汽車的分級1. 參考bic汽車的

13、基本數據實現2. bic的系統和部件nvh特性水平作為初始設計目標3. 再根據經驗，結合實際情況進行修改，作為早期系統和部件的nvh目標4. 結構設計師按照部件的目標要求進行結構設計第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹nvh設計過程中，為進行nvh目標的分級、評價，改善汽車的nvh特性，應建立用于整車nvh特性研究的cae模型不同子系統、不同nvh問題，采用的cae方法不同 懸架、轉向系等系統 研究其低頻范圍的動力學特性時主要采用多剛體系統動力學方法 對40hz以下nvh特性的模擬非常準確 剛度較小的系統（如車身系統） 采用有限

14、元方法建立彈性體（或柔體）模型，再與多剛體系統模型相結合，建立整車的剛彈耦合模型模擬 適用的頻率范圍也提高到200hz以上第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹車內低頻噪聲的計算 一般是利用有限元方法實現 將車內空腔劃分網格，建立有限元模型 車內空腔與車身結構模型耦合，建立聲固耦合模型 計算車室空腔的聲學特性，車內噪聲響應中高頻（300hz以上）nvh特性的仿真 應采用建立在空間聲學和統計力學基礎上的統計能量分析（sea）方法第二節 nvh特性設計方法一、整車nvh目標的確定二、nvh目標的分級三、nvh設計中的cae方法介紹有限

15、元方法 + 多剛體系統動力學方法，建立整車的剛彈耦合模型，預測車身的振動和車室內的聲壓第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法動力縮減-部件模態綜合法cms 將有限元模型與多剛體模型相連接時，由于有限元模型的自由度數目巨大，因此必須將給定的動力學數學模型縮減為一個具有較少自由度的模型 模態綜合法則是在有限元法基礎上發展起來的一種對復雜結構進行振動分析的有效方法第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法動力縮減-部件模態綜合法cms 模態綜合法基本思想 把

16、復雜結構分為若干部件(子結構) 每個部件可用計算或試驗的方法求得模態參數 根據邊界條件，將各子結構的模態特性疊加起來，再通過平衡方程和約束方程將物理坐標約簡，得到用廣義坐標(模態坐標)表示的運動方程，由此可計算組合系統的動態響應第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法動力縮減-部件模態綜合法cms第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法通過超單元實現動力縮減，并將超單元模型轉換為彈性體元件連接到多體系統動力學模型中第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈

17、耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法彈性體有限元模型自由度 邊界自由度邊界自由度ub。邊界自由度不進行模態轉換，當高階模態被截斷時，這些自由度不會丟失任何信息 內部自由度內部自由度ui彈性體模態 約束模態約束模態 分別使每一個邊界自由度產生單位位移時，固定其它所有邊界自由度得到的靜態振型 約束模態坐標qc與相應的邊界自由度數量相等，且一一對應 由邊界自由度變形ub引起的整個彈性體的變形都可由約束模態的線性疊加得到 固定邊界的標準模態固定邊界的標準模態將彈性體的邊界自由度ub固定并計算它的特征值問題而得到的標準模態它們定義了內部自由度ui的模態變形，其品質與

18、保留的模態數量有關第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1用模態方法描述彈性體模態綜合法物理自由度u與cms法的模態以及模態坐標q之間的關系第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析0cbicinniiquuqqu 1用模態方法描述彈性體模態綜合法彈性體與剛體是非自由聯接，需引用約束模態集，建立超單元的物理坐標u與模態坐標q的聯系。稱第一次坐標變換，得到模態坐標上的解耦運動方程第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析0cbicinniiquuqqu 2多體系統中彈性體的動力學

19、方程 當彈性體連接到多體模型中時，它所有的模態信息都傳入多體系統中模態坐標模態轉換矩陣模態質量矩陣模態剛度矩陣模態頻率等 在多體系統中，首先要確定彈性體上各點的運動學關系式以及彈性體所受的作用力，根據這些條件利用拉格朗日方程推導彈性體的動力學方程第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析2多體系統中彈性體的動力學方程第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1建立整車剛彈耦合模型第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析建立車身有限元模型建立底盤的多體模型并與彈性體車身相連接進行超

20、單元分析將車身超單元轉換成為多體系統中的彈性體文件整車的剛彈耦合系統模型1建立整車剛彈耦合模型第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析前懸架adams 模型轉向系模型減振器模型1建立整車剛彈耦合模型第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析懸架彈簧特性曲線車身骨架模型車身骨架模型共有24469 個節點，29100 個單元，單元尺寸為50mm，板厚1mm。利用它建立超單元并生成柔體車身1建立整車剛彈耦合模型第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析1建立整車剛彈耦合模型 整車模型的

21、建立 將上述各種子系統在adams/car 標準模塊下進行裝配連接，就可以得到整車的仿真模型第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析2、整車剛彈耦合模型的仿真分析 模型的標定和校驗 整車虛擬樣車模型建立之后，采用與實車實驗數據對照的方法對模型進行標定和校驗第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析加速度傳感器、數據采集系統、電荷放大器、電腦等測量副車架左后懸置與車身連接處振動加速度信號，采樣頻率為4khz，采樣時間10 秒車速80 km/h 在b 級瀝青路面上行駛勻速直線行駛2、整車剛彈耦合模型的仿真分析 模型的標定

22、和校驗第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析實驗結果 柔體模型仿真副車架左后懸置處的垂向振動加速度最大值的測量結果比柔體模型仿真結果略大；柔體模型的主頻及對應的峰值能夠與試驗值較好的吻合仿真結果與試驗相比雖有一定誤差，但仍在合理范圍內。驗證了模型的合理性產生誤差的主要原因：1.與實車相比模型存在較大的簡化2.由于條件限制，模型的參數還不夠準確3.路面模型與真實的路面存在一定差距等2、整車剛彈耦合模型的仿真分析 在多體系統動力學軟件中設置不同路面和行駛工況可以對整車剛彈耦合模型進行仿真分析 例第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模

23、型的建立與仿真分析2、整車剛彈耦合模型的仿真分析 例在汽車30km/h直線行駛工況，仿真分析得到的車身質心處加速度時間歷程信號以及經過付立葉變換后的頻域信號第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析仿真開始階段（約0.32秒之前）只有前輪處于不平路面，相應的時間歷程曲線振幅比較小；隨著后輪駛上路面，振動幅度變大在頻譜圖中2hz附近的尖峰對應著車身垂直方向振動的剛體模態由于懸架系統的高頻濾波作用，50hz以上的振幅非常小2、整車剛彈耦合模型的仿真分析 例計算得到的左側車身連接點垂直方向的作用力第三節 剛彈耦合系統的仿真分析一、剛彈耦合系統的建模理論二、模型的

24、建立與仿真分析 前后懸架滑柱上支點（曲線1和4）承受著大部分的簧載質量，而橫向推力桿垂直方向的傳遞力（曲線6）幾乎可以忽略 由于后車輪在前一段時間沒有駛上不平路面，因此相應的連接點傳遞力（曲線4、5、6）幾乎沒有波動，曲線平直，傳遞力基本等于靜載荷在車型的開發過程中，車身的cae模型被逐漸細化設計后期，汽車內部噪聲預測是通過對車身結構和封閉空腔之間聲固耦合作用的模擬仿真得到的第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術1聲波方程及其邊界條件聲振動作為一個宏觀的物理現象，必然滿足三個基本的物理定律牛頓第二定律質量守恒定律描述壓強、溫

25、度與體積等狀態參數關系的物態方程第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術1聲波方程及其邊界條件小振幅聲波的三維波動方程小振幅聲波的三維波動方程在小振幅情況下，經過對三維運動方程、連續性方程及物態方在小振幅情況下，經過對三維運動方程、連續性方程及物態方程的線性化近似，得到均勻的理想流體媒質里聲波聲壓的三維程的線性化近似，得到均勻的理想流體媒質里聲波聲壓的三維波動方程波動方程第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術2車室聲固耦合系統的有限元方程式第四節 聲固耦合系

26、統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術2車室聲固耦合系統的有限元方程式第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術3聲學與結構力學的類比結構位移類比于流體壓力結構材料密度類比于流體體積模量的倒數結構的彈性模量（e、g）類比于流體密度的倒數第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術1建立聲固耦合模型建立車室聲固耦合模型時，車身結構模型和車室空腔聲學模型用有限元前處理程序提供的殼單元和三維實體單元分別建立第四節 聲固耦

27、合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術左圖是某轎車的車身結構有限元模型。右圖是根據結構模型建立的車左圖是某轎車的車身結構有限元模型。右圖是根據結構模型建立的車室空腔模型室空腔模型在msc.nastran軟件的模型數據文件中用材料卡mat10定義流體的體積模量和密度，并將節點和單元卡標識為流體，根據聲學與結構力學的類比關系，就得到車室空腔聲學系統的模型1建立聲固耦合模型耦合 空腔表面的節點必須與車身結構節點全部重合 在模型數據文件中定義兩個模型中相重合的節點連接（耦合）在一起，保證它們在分析時一起運動第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦

28、合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術2車室聲學系統模態分析 車室空腔的聲學特征表現為與固有頻率和振型（聲壓分布）相聯系的聲學振動模態 強迫振動下車室內部各點的總壓力響應取決于各個聲學模態被激勵的方式，車室空腔的共振會明顯增大噪聲響應第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術2車室聲學系統模態分析 車內空腔的聲學模態分析意義a.在設計過程中避免車身結構振動導致的車內共鳴噪聲b.合理布置和優化車內聲學特性，盡量使人耳處于最重要聲學模態的節線位置，從而獲得較好的舒適性聲固耦合系統模態分析可識別出系統的模

29、態頻率和振型，為預測、分析聲學響應準備必要的條件車室空腔聲學系統模態分析可得到它的模態頻率和模態振型（聲壓的分布情況），據此迅速查出耦合系統模型中以聲壓變化為主要模式的耦合模態第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術2車室聲學系統模態分析 例： 利用msc.nastran軟件對車室空腔聲學模型進行模態分析，計算出的模態頻率第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術第一階模態的頻率為0，相應的振型中車室內各點聲壓變化的幅值相同，相當于結構模態中的剛體模態2車室聲學

30、系統模態分析 例：第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術 圖a，第一階縱向聲學模態的節線處于車室中間位置，向兩端聲壓逐漸增大。室內聲壓分布是對稱的 圖b，聲壓是橫向分布的，節線處于車室的縱向對稱面上 圖c，聲學模態表現為聲壓在橫、縱兩個方向上分布的綜合模式，它的節線近似為首階橫、縱向模態節線相疊加的結果 圖d，在垂直方向上車室形狀很不規則，導致垂向模態的聲壓分布也不規則，且節線變得不清晰3車室聲固耦合系統模態分析規律規律 空腔聲學模態是通過邊界條件與車身結構的振動相耦合的，空腔聲學特性和車身結構動力學特性共同決定了車室內部的

31、聲壓例：試驗表明，車身壁板的振動會改動聲學模態的頻率，移動節線的位置，使車室內的噪聲響應發生重大變化 耦合系統的振動微分方程式中的質量矩陣和剛度矩陣都不對稱，特征值為復數，應采用復模態分析方法 耦合系統的模態 振型由兩部分組成：結構的變形和空腔中聲壓的分布 模態可能是由于結構的振動引起聲壓分布的變化（即結構變形占主要地位），也可能是聲壓變化引起結構的振動而產生的（即聲壓變化為主），它們分別對應著結構和空腔兩個系統各自的模態第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術3車室聲固耦合系統模態分析例：以車身結構變形為主的模態以車身結構變

32、形為主的模態 車身結構的振動（圖a）使空腔流體的聲壓發生變化，產生圖b中的振動模式 與車身結構系統相應的模態對比，耦合系統的模態頻率稍有變化，但變化量很小，而車身結構的變形部位基本沒有變化第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術3車室聲固耦合系統模態分析例：以流體聲壓變化為主的耦合系統模態以流體聲壓變化為主的耦合系統模態 結構由于流體振動（圖a）產生變形，如圖b所示。它對應著空腔系統的第一階縱向聲學模態 由于結構壁板的振動，耦合系統中空腔流體振動模態（聲壓分布）出現了變化。與空腔系統聲學模態（圖a）相比較，模態頻率變化較小，而

33、模態振型變得更加不規則，節線略微前移，前部聲壓的相對變化更大了第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析車室內部噪聲的預測是汽車nvh特性研究的重要內容與耦合系統的模態分析相比，計算車身壁板振動引起的車室噪聲可以獲得更直接更實際的nvh特性，更有利于將nvh目標與系統特性相聯系，以便進行nvh目標的分級與評價第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析方法：將整車剛彈耦合模型分析得到的車身連接點處的力作用在聲固耦合模型

34、中相應的結構節點處，可進行響應分析例：某輕型客車的簡化聲固耦合模型、車室聲學模態頻率、聲固耦合系統的模態振型第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析 設車身結構由前后懸架四點支承（圖中的1、2點及其對稱點），計算駕駛員右耳處（圖中的3點）的聲學瞬態響應，得到聲壓時間歷程曲線如圖圖中瞬態聲壓幅值比較大，主要是由于車身結構過于簡化，圖中瞬態聲壓幅值比較大，主要是由于車身結構過于簡化，沒有考慮車身骨架對壁板的加強作用以及車身內飾的減振沒有考慮車身骨架對壁板的加強作用以及車身內飾的減振吸聲作用，導致響應被放大吸

35、聲作用，導致響應被放大第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析 頻率響應分析（激勵頻率為20500hz），得到駕駛員耳旁噪聲的頻域響應 由圖可見前三個主要尖峰頻率分別是38hz、114 hz和120 hz，與表中列出的三階耦合模態頻率基本一致。尖峰是耦合模態共振形成的，這是駕駛員耳旁噪聲增大的主要原因耦合模態對聲學響應的貢獻是不一樣的，產生峰值的幾個模態都是以空腔聲壓分布為主的耦合模態，說明在耦合系統的聲學響應中空腔流體依然起到主要作用，結構變形模式對聲學響應的直接作用較小第四節 聲固耦合系統的仿真分析

36、一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析 即使是以聲壓分布為主的耦合模態，根據聲學響應點所處的聲壓分布區域不同，各模態對響應點聲壓的貢獻也是不同的 第20、29、31階耦合模態，響應點所處區域的聲壓較大（圖a），該點聲壓響應在這些模態頻率處出現尖峰 第25、28、30階模態，由于響應點處于聲學節線附近（圖b），導致聲壓響應較小，并沒有出現共振尖峰第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術4聲固耦合系統的響應分析在頻率響應分析中，在模態頻率附近聲壓在車室內的分布與其模態

37、振型基本相同第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術圖示為前述轎車在152hz附近的車內聲壓響應分布情況，它對應著耦合系統的第一階垂直方向的聲壓分布模式應用整車模型和模擬激勵可計算駕駛員界面點的響應，通過分析可以發現不符合設計目標的nvh響應。采用合理的nvh診斷方法可加快判定不良設計原因的判定nvh診斷技術診斷技術1. 強迫響應動畫在某一峰值頻率處的強迫響應動畫能夠直觀地識別出該頻率下活躍的部件需對不同頻率下的動畫進行全面研究2. 能量分布圖 動能分布圖動能分布圖 能夠識別出含動能較高的部件，顯示振動能量和聲能量在部件、車室

38、中的分布，分析出臨界頻率下載荷傳遞的途徑，確定存在問題的機構以便改進設計 應變能分布圖應變能分布圖3. 結構（聲學）模態貢獻圖能夠識別出不同車身結構模態對響應的貢獻情況第四節 聲固耦合系統的仿真分析一、聲固耦合系統的建模理論二、模型的建立與仿真分析三、汽車nvh特性的診斷技術統計能量分析統計能量分析方法方法概念：是利用研究對象各子系統之間具有統計意義的能量參量變化來研究其動力學特性的方法特點 用“能量”作為獨立變量解決結構、聲場間的耦合動力學問題 用能量描述動力學子系統的狀態 用功率的流動平衡方程描述耦合子系統之間的相互作用 適用于解決高頻區（單位帶寬內的振型數n5）的復雜動力學問題，而模態法

39、和有限元法則適用于解決低頻問題（n2）精度影響因素系統模態密度的大小直接影響到它的準確程度估計精度一般隨系統模型的細化而提高優缺點統計能量分析給出的是空間和頻域的平均量，得不到系統內特殊位置和頻率處響應的詳細信息能較精確地從統計意義上預示整個子系統的響應級第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法1二子系統統計能量分析模型第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法1二子系統統計能量分析模型第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統

40、計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法2統計能量分析中的主要參數及分析的一般步驟 分析系統的結構，劃分子系統并建立sea模型 確定各子系統以及其之間的統計能量分析參數，計算各子系統的振動能量 估算各子系統的動力響應第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法2統計能量分析中的主要參數及分析的一般步驟 子系統必須是有一些相似共振模態組成的子系統 模態密度 是描述振動系統貯存能量能力大小的一個物理量 式中的f是頻率（hz），n（f）是模態數的頻率函數 建立sea模型子系統的一條重要原則是子系統的模態密度必須足夠的高第五節 統計能量分

41、析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法2統計能量分析中的主要參數及分析的一般步驟 系統能量損耗 = 子系統內損耗 + 子系統間耦合損耗 內部損耗由系統阻尼特性所決定內損耗因子（阻尼損耗因子）：子系統在單位頻率內單位時間損耗能量與平均模態能量之比 耦合損耗：子系統之間能量傳輸時的損耗耦合損耗因子：兩個耦合子系統i和j在連接處振動能量的傳輸損耗第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法dpeijijipe2統計能量分析中的主要參數及分析的一般步驟 連接方式連接方式決定了子系統之

42、間的耦合作用 在統計能量分析中，子系統之間是弱耦合連接弱耦合連接的，即耦合損耗因子明顯小于子系統的內損耗因子 輸入功率輸入功率是來自外界的激勵，通常在規定的頻率帶寬上進行試驗測量或分析計算得到 確定了系統模型和參數系統模型和參數以及系統激勵系統激勵之后，就可以利用各子系統之間的功率流動平衡方程來求解各子系統的能量響應 位移、速度、加速度、壓力、應力、應變等物理量 功率譜密度或響應級第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法1.建立車身振動噪聲系統的統計能量分析模型三維空腔：駕駛室和行李箱板：頂板、擋風玻璃、駕駛室隔板和地板等板

43、件梁：而中柱等件用具有彎曲和扭轉特性的表示2.系統模型的激勵系統模型的激勵主要來自路面和發動機計算各種工況下發動機支承點和懸架支座處的振動響應，測量發動機艙內的聲壓，得到系統的輸入功率輸入功率3.子系統的模態密度理論計算：模型中比較規則的平板、玻璃板等試驗：形狀復雜的擋泥板、懸架鐘形座、車門等4.阻尼損耗因子通過測試車內聲音衰減60db的時間來計算第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法找出能量從激勵源傳入車室的主要

44、途徑，對于采取減振降噪措施具有直接的指導意義通過對各個子系統能量的對比，得到功率流動的主要途徑包括以下四條： 后橋路面輸入：后懸架鐘型座左右后輪擋泥板衣帽架和后座隔板車室聲場 前橋路面輸入：前懸架鐘型座左右前輪擋泥板隔熱墻和地板車室聲場 發動機振動：左右兩塊前擋泥板隔熱墻車室聲場 發動機輻射噪聲：擋泥板和隔熱墻車內聲場第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法通過對該車身系統sea模型的靈敏度分析，選擇以下便于實現的降噪措施 在衣帽架子系統上增加一層阻尼層，使各個頻帶的結構損耗因子增加5倍 將隔熱墻板厚加倍以增大其面密度，從而

45、降低輸入功率并降低隔熱墻子系統的自身能量第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法阻尼層的增加對較低頻率范圍的影響很小，但是對高頻范圍起了較大的作用這一措施對3000 hz以下的噪聲控制是很有效的，各頻帶的聲壓級基本下降23 db有限元方法和統計能量分析方法在解決振動噪聲問題時都存在一些局限性。為此，一些學者嘗試綜合利用這兩種方法進行nvh預測強耦合系統基于有限元分析的能量流動方法。利用有限元方法的模態分析結果，提取出efm的相關參數，從而使能量流動方法推廣到任意復雜的結構第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的

46、基本理論三、利用統計能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法假設兩個耦合的線性系統i和j分別受到不相關的穩態隨機激勵的作用，則兩個子系統的能量e以及輸入兩個子系統中的功率p可以寫成式中，cij為能量影響系數（eic），dij為功率影響系數（pic），si為激勵函數的自譜eic 和pic可以通過有限元分析得到的模態頻率、模態質量矩陣和模態阻尼矩陣計算得到。這樣，就可以根據激勵譜計算系統的能量響應能量流動方法在msc.nastran中是利用超單元分析技術實現的，計算時需要定義用于efm計算的頻帶范圍、阻尼損失因子、頻率阻尼等參數第五節 統計能量分析及其應用一、概述二、統計能量分析的基本理論三、利用統計

47、能量分析研究車內噪聲四、能量流動方法噪聲機理 激勵源 傳遞途徑 聲學響應要控制噪聲，應從減小聲源、隔斷噪聲的傳遞途徑和聲場內消聲等方面入手 減小聲源：對于發聲的部件采用消聲器，對于振動的部件采用減振器，結構設計時要使固有頻率相互錯開并避開激勵頻率 抑制風噪聲：消除泄漏氣流的間隙，改進密封元件，增加密封壓力等，將縫隙堵塞 避免空腔共鳴：修改車室形狀和尺寸的方法，改變空腔的共振頻率，以避開常見激勵的頻率直接從聲源上治理噪聲往往受到限制，還需要采取防振、隔振、吸聲、阻尼等辦法第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制1. 隔聲對于發動機的噪聲和車外噪聲，可采用各種結構措施并選擇合理的

48、隔聲材料來隔離隔聲效果用透射損失tl評價（單位db）式中，wi為射到隔聲壁的聲能量；wt為透過隔聲壁的聲能量垂直入射聲波的單層隔壁透射損失式中，m為隔壁單位面積的質量，單位為 kg/m2；f為聲頻率，單位為 hz隔壁面密度愈大，聲頻率愈高，則隔聲效果愈好第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制10lgitwtlw020lg47.5tlmf1. 隔聲例： 前置發動機的工作噪聲，通過前圍擋板傳入車內。單位面積質量或頻率大1倍，隔聲量僅增加 6db，用單層隔壁的隔聲效果不好。結構工藝允許時，用雙層隔壁會顯著提高隔聲效果 汽車的前圍板、地板，其上有許多穿線孔、安裝孔等，能引起風嘯聲又

49、會大大降低透射損失，應給予密封第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制幾種穿線膠套的隔聲效果比較實例1.隔聲大多數隔聲結構對高頻噪聲的隔聲效果較好，而對低頻噪聲較差第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制某貨車的發動機噪聲與由其引起的駕駛室內噪聲的比較，可見要進一步降低車內噪聲，應研究提高隔壁在250hz 以下的透射損失2. 吸聲利用吸聲材料作內飾，吸收入射到其上的聲能，減弱反射聲能，從而降低車內噪聲吸聲效果可用吸聲系數表示第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制1eeee 吸反入入2. 吸聲在汽車上使用的吸聲材料有如下幾類1)多孔性吸聲材

50、料 其機理是當聲波進入材料表面的空隙，引起空隙中空氣和材料微小纖維的振動，由于內摩擦和粘滯阻力，使相當一部分聲能轉化為熱能汽車上常用的這類吸聲材料有玻璃棉、毛毯、聚胺酯泡沫塑料等。常用于中、高頻吸聲2）開孔壁吸聲材料 為了提高中低頻噪聲的吸聲系數，往往在材料上開很多小孔，小孔背后保存有一定的空氣層，使其能產生共振而消耗能量它往往與多孔性吸聲材料混合使用，例如車身頂篷內飾面是開孔的背后貼有一層薄泡沫塑料的人造革。其吸聲性能與孔徑和穿孔率有關第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制2. 吸聲 吸聲處理主要用于吸收反射聲，對直達聲無明顯效果，故在車身上有利于抑制車內共鳴噪聲 吸聲處

51、理往往與隔聲、防振（阻尼）處理等措施一起采用第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制3. 衰減處理在一些容易引起振動的鈑金件上，如地板、頂蓋、前圍擋板等，涂以防振阻尼材料來減少噪聲輻射，即衰減處理阻尼材料：是一種內損耗大的材料，如瀝青基物質和其它高分子涂料（橡膠、樹脂等）衰減處理后，板和阻尼材料的綜合損耗系數1 2為阻尼材料的損耗系數； e1為板的楊氏彈性模量； e2為阻尼材料的楊氏彈性模量； t1為板厚； t2為阻尼材料厚度第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制2222111etet3. 衰減處理防振、隔聲、吸聲和阻尼材料綜合應用的實例在設計車身內飾時，

52、既要考慮藝術造型及安全性對室內軟化的要求，又要滿足控制振動和噪聲的要求第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制通過在管道上游采用前置麥克風拾取噪聲信號，經電信號處理后，饋送給管道下游的次級聲源 (揚聲器)，調整次級聲源的輸出，使其與上游原噪聲信號的幅值相等、相位相反，從而達到噪聲抵消的目的由于沒有考慮聲反饋等制約因素，直接按照其設想設計出來的系統無法正常工作作為最早的前饋有源消聲系統，為有源消聲技術的發展奠定了理論基礎第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制由于噪聲源和環境因素都是時變的，要想使主動控制系統跟蹤它們的變化，實時調節次級聲信號以達到降噪目的并不

53、容易。最常見的就是使用自適應濾波技術自適應濾波技術，就是濾波器通過自適應算法自動調節自身的傳遞函數，以使系統的目標函數（即殘余噪聲信號）達到極小值自適應濾波技術能夠使噪聲控制系統連續不斷地跟蹤噪聲源及環境參數的變化，自動調整控制器參數，從而保持系統在最佳工作狀態下工作，由此構成的自適應噪聲主動控制系統能夠自動調節次級聲源復強度至最新狀態，得到廣泛的應用第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制單次級聲源前饋控制有源消聲系統的結構由參考信號拾取裝置（傳聲器）測得參考信號 ，輸入自適應控制器，再由控制器對參考信號進行濾波、移相、放大等處理，使輸出信號 滿足一定的特性后去激勵次級聲源

54、次級聲源的輸出與初級信號相疊加，消聲后的信號由誤差傳聲器讀入，自適應控制器根據反饋的誤差信號來修正控制參數，使系統逐漸達到最佳消聲狀態第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制有源消聲應用于工程實際的核心技術是自適應控制算法和控制器硬件系統 aanc系統最常用的控制算法有自適應控制算法和神經網絡算法等 硬件系統主要分為基于模擬電路的簡易anc系統、基于微機的通用anc系統、基于微處理器的anc應用系統三種隨著微電子技術的發展，數字信號處理器（dsp）等微處理芯片在計算速度、存儲容量、接口控制等方面的功能越來越強，配合以性能優良、計算量小的濾波器控制算法，使之成為aanc系統實用

55、化的主要發展方向第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制利用發動機的機體和各懸置點的振動加速度信號作為系統輸入，用動態神經網絡實時預測車內噪聲。利用matlab/simulink對控制系統進行仿真分析，并采用以dsp為核心運算器的車內多通道有源消聲系統控制器進行試驗驗證例：駕駛員兩耳所在車內橫向截面處的主動消聲量第六節 車內的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制結果顯示，通過合理地布放次級聲源和誤差傳感器，在駕駛員和副駕駛員兩耳活動的范圍內得到了較好的消聲效果，可達14db（lin）例：車內主要消聲區域（誤差傳聲器的布放位置處）在進行主動消聲前后的聲壓信號第六節 車內

56、的降噪措施一、隔聲與吸聲二、車內噪聲的主動控制主動消聲系統可以明顯降低車內噪聲，對發動機諧振產生的車內峰值噪聲具有明顯的抵消作用，總消聲量可達16.4db（lin）汽車nvh性能的好壞最終要由乘員實際乘坐來評價人們對振動、噪聲的感覺以及耐受能力的差別很大，進行主觀評價有很大的難度通過大量的實際調查和研究提出許多參數和指標用于評價聲質量 響度、尖銳度、粗糙度、抖動度等但許多公司仍堅持采用主觀評價方法 通過具有豐富經驗的專家實際乘坐的方式進行綜合評價 將汽車的nvh特性分為十個等級，等級越高舒適性越好 專家針對不同的車型實際乘坐，并給出車輛的nvh特性評分 通過與“對標”車輛測試結果進行對比，以評價被試車輛nvh特性的好壞第七節 nvh特性研究的試驗方法一、nvh特性的評價方法二、消聲室內的噪聲試驗三、道路噪聲試驗設計階段，還沒有樣車時，一般采用振動噪聲的客觀評價指標（振動速度、加速度和聲壓級等）來