1、吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車動態模擬國家重點實驗室吉林大學汽車動態模擬國家重點實驗室王登峰王登峰汽車汽車NVHNVH分析與控制技術分析與控制技術 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院1、國內汽車、國內汽車NVH研究現狀研究現狀3、汽車噪聲源識別方法與應用、汽車噪聲源識別方法與應用4、車架和車身的低頻聲振分析匹配、車架和車身的低頻聲振分析匹配5、汽車中高頻噪聲的、汽車中高頻噪聲的SEA分析方法與應用分析方法與應用2、聲學基礎、聲學基礎7、客車噪聲分析控制技術舉例、客車噪聲分析控制技術舉例6、關鍵零部件噪聲控制、關鍵零部件噪聲控制

2、-風扇風扇吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院一、國內汽車一、國內汽車NVH研究現狀研究現狀吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院1、必要性和意義、必要性和意義p 噪聲污染是世界公認的三大污染源之一；噪聲污染是世界公認的三大污染源之一；p 汽車作為一種流動的噪聲污染源危害更大；汽車作為一種流動的噪聲污染源危害更大；p 噪聲對駕乘人員聽力、健康產生損害；噪聲對駕乘人員聽力、健康產生損害；p 為了保護環境和駕乘人員的身心健康，保證汽車工業可持續為了保護環境和駕乘人員的身心健康，保證汽車工業可持續健康發展，各國都制定出相應的法規或標準，來控制汽車噪聲健康發展，各國都制定出相應的法規或標準，來控

3、制汽車噪聲對環境的污染和對人體危害；對環境的污染和對人體危害；p 汽車噪聲標準或法規的越來越嚴格，以及用戶對汽車乘坐舒汽車噪聲標準或法規的越來越嚴格，以及用戶對汽車乘坐舒適性越來越高的要求，是對汽車適性越來越高的要求，是對汽車NVH分析與控制研究工作的持分析與控制研究工作的持續推動力。續推動力。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院2、汽車噪聲法規和標準、汽車噪聲法規和標準 GB1495-2002汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法 汽車分類汽車分類噪聲限值噪聲限值dB（A）第一階段第一階段第二階段第二階段2002.10.12004.12.30期間期間生產的汽

4、車生產的汽車2005.1.1以后生產的汽車以后生產的汽車M17774M2（GVM3.5t），或），或N1（GVM3.5t）：）：GVM2t2tGVM3.5t78797677M2（3.5t5t）：）：P150kWP150kW82858083N2（3.5t12t）：）：P3.5t、P150kW811dB(A) ； 轎車一般在轎車一般在74 1dB(A) 。4） 日本日本: 1）JASO Z101車外噪聲試驗方法車外噪聲試驗方法規定：規定： N2&N3（GVM）3.5t、P150kW ）81dB(A) 轎車加速行駛車外加速噪聲限值轎車加速行駛車外加速噪聲限值75dB(A)。p 車內車內 各國

5、雖然沒有強制的標準和法規對車內噪聲值進行限制，只有在各國雖然沒有強制的標準和法規對車內噪聲值進行限制，只有在產品鑒定或等級評定時給出不同的參考限值。產品鑒定或等級評定時給出不同的參考限值。 1）代表汽車聲學品質優劣。是評價汽車產品質量重要指標之一；）代表汽車聲學品質優劣。是評價汽車產品質量重要指標之一； 2）影響行駛平順性、乘坐舒適性、客戶購車取向和市場競爭力。）影響行駛平順性、乘坐舒適性、客戶購車取向和市場競爭力。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院整車噪聲與整車噪聲與乘坐舒適性目標乘坐舒適性目標發動機發動機吸隔聲吸隔聲屏蔽技術屏蔽技術消聲器消聲器

6、匹配優化技術匹配優化技術發動機風扇發動機風扇低噪聲設計低噪聲設計與優化技術與優化技術車身中車身中高頻噪聲吸高頻噪聲吸隔聲與密封隔聲與密封車身結構車身結構與聲腔低頻與聲腔低頻聲振特性匹配聲振特性匹配動力總成動力總成與車身懸置與車身懸置匹配優化匹配優化統計能量分析統計能量分析（SEA）方法）方法車身結構與車身結構與內飾聲腔流固內飾聲腔流固耦合分析方法耦合分析方法動力總成懸置動力總成懸置隔振與解耦，隔振與解耦，車身剛彈耦合車身剛彈耦合虛擬樣機技術虛擬樣機技術吸隔聲材料性能吸隔聲材料性能屏蔽部位和屏蔽部位和屏蔽結構優化屏蔽結構優化熱聲流耦合分熱聲流耦合分析與臺架試析與臺架試驗相結合匹驗相結合匹配設計方

7、法配設計方法CFD分析與分析與臺架試驗相臺架試驗相結合的方法結合的方法4、汽車、汽車NVH分析與控制方法分析與控制方法2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介105、汽車、汽車NVH開發流程開發流程車外噪聲車外噪聲車內噪聲車內噪聲聲品質聲品質乘坐舒適性乘坐舒適性結構、聲腔與結構、聲腔與連接件修改連接件修改車身有限元模型車身有限元模型車身結構車身結構+聲腔模型聲腔模型底盤模型底盤模型 成本重量和其它性能成本重量和其它性能單元目標單元目標車身聲學性能車身聲學性能懸置特性懸置特性車內聲腔車內聲腔 連接件連接件底盤輸入底盤輸入 副車架副車架車身部件的車身部件的動態剛度動態剛度子系統子系統目標目

8、標底盤部件的底盤部件的振動特性振動特性車身結構車身結構 減震器減震器部件有限元模型部件有限元模型(驗證車身的剛度驗證車身的剛度與振動特性與振動特性)(考核車身的考核車身的聲學性能）聲學性能）(考核底盤的振動特性考核底盤的振動特性)(考核底盤的激勵力考核底盤的激勵力)用戶用戶滿意度評價滿意度評價Eng.Sound at Full Throttle AccelEng.Sound at Full Throttle AccelJ25SPassatAvensisJ39AFocusGolfBMW318iAudi A4y = 1.6189x - 3.6388R2 = 0.92777.588.596.406.

9、606.807.007.207.407.607.80Objective MetricAPEAL SCORE用戶用戶滿意度滿意度目標設定目標設定車身聲固耦合模型車身聲固耦合模型+底盤模型底盤模型部件特性的部件特性的分層對標分層對標對標分析對標分析NVH性能性能分析預測分析預測車身模型車身模型底盤模型底盤模型010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)1020304050600100200300400Frequency HzSPL dB(A)01020304050

10、0100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)010203040500100200300400Frequency HzSPL dB(A)車內噪聲車內噪聲前輪前輪車身車身+輸入輸入Eng.Sound at Full Throttle AccelEng.Sound at Full Throttle AccelJ25SPassatAvensisJ39AFocusGolfBMW318iAudi A4y

11、= 1.6189x - 3.6388R2 = 0.92777.588.596.406.606.807.007.207.407.607.80Objective metricAPEAL SCORE用戶滿意度用戶滿意度驗證驗證傳遞路徑分析傳遞路徑分析（TPA）(基于試驗的模擬）基于試驗的模擬）后輪后輪吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院二、聲學基礎二、聲學基礎2022-3-8吉林大學汽車工程學院12一、聲學基礎一、聲學基礎1、基本概念、基本概念1）聲功率）聲功率 指單位時間內聲源輻射出來的總的聲波能量，它表示聲源的基指單位時間內聲源輻射出來的總的聲波能量，它表示聲源的基本物理特性，單位是瓦（本物

12、理特性，單位是瓦（W）。）。2）聲壓）聲壓 聲波在空氣中傳播過程中，引起空氣質點振動，致使空氣密度聲波在空氣中傳播過程中，引起空氣質點振動，致使空氣密度發生變化，空氣壓強就在大氣壓強附近迅速起伏變化，這個壓強發生變化，空氣壓強就在大氣壓強附近迅速起伏變化，這個壓強起伏部分稱為聲壓。起伏部分稱為聲壓。 p=pf - p03）聲能密度）聲能密度 介質在單位體積內所包含的聲能成為聲能密度，它和聲壓之間介質在單位體積內所包含的聲能成為聲能密度，它和聲壓之間的關系為：的關系為： 22cpDrms2022-3-8吉林大學汽車工程學院134) 聲強聲強 單位時間內通過垂直于指定傳播方向單位面積上的聲音能量稱

13、單位時間內通過垂直于指定傳播方向單位面積上的聲音能量稱為聲強，單位為：為聲強，單位為：W/m2。聲強的大小與離開聲源的距離有關。聲強的大小與離開聲源的距離有關。 對于自由場：對于自由場： I I =p2rms/c 對于擴散場從某一方向通過單位面積的聲強為：對于擴散場從某一方向通過單位面積的聲強為： I I=p2rms/4c5）點聲源）點聲源 如果聲源的尺度遠小于聲源與接收器之間的距離，該聲源就如果聲源的尺度遠小于聲源與接收器之間的距離，該聲源就可以看成點聲源。其聲強隨距離的變化關系為：可以看成點聲源。其聲強隨距離的變化關系為： I I =W/4 r2 可見，聲強反比于聲源和接受器間的距離的平方

14、，距離增加一可見，聲強反比于聲源和接受器間的距離的平方，距離增加一倍則衰減倍則衰減6dB。2022-3-8吉林大學汽車工程學院142、噪聲的量度與計算、噪聲的量度與計算1）聲壓級和聲強級）聲壓級和聲強級 聲壓和聲強一樣，都是用以聲壓和聲強一樣，都是用以10為底的對數標度來度量的稱為聲壓為底的對數標度來度量的稱為聲壓級和聲強級，單位用分貝（級和聲強級，單位用分貝（dB)表示。表示。 聲壓級定義為：聲壓級定義為： Lp=20log(prms/p0)式中：式中：prms-為聲壓有效值；為聲壓有效值； p0 - 為基準聲壓等于為基準聲壓等于210-5Pa 聲強級定義為：聲強級定義為： Lp=10log

15、(I/II/I0 0 )式中：式中：I I -為待測聲強；為待測聲強； I I0 0 - 為基準聲強等于為基準聲強等于10-12W/m22022-3-8吉林大學汽車工程學院15 聲壓級與聲強級的關系：聲壓級與聲強級的關系： LI I =Lp+10log(400/0c) 因因0 c400Ns/m2，等號右邊的第二項很小，所以聲強級與聲壓，等號右邊的第二項很小，所以聲強級與聲壓級數值近似相等。級數值近似相等。2)分貝的計算分貝的計算 當同時存在多個聲源，或同一聲源中存在多種頻率成分時則需要當同時存在多個聲源，或同一聲源中存在多種頻率成分時則需要求其合成聲壓（級）及聲強（級）。求其合成聲壓（級）及聲

16、強（級）。多個聲源時，其合成的有效聲壓：多個聲源時，其合成的有效聲壓：2232221nppppp合成的聲壓級為：合成的聲壓級為：)ppppp(Lnps202232221log10合成的聲強級為：合成的聲強級為：0321log10IIIIILnIs2022-3-8吉林大學汽車工程學院16當存在幾個相同聲源時，其合成聲壓級為：當存在幾個相同聲源時，其合成聲壓級為：nLLslog101 當當n=2n=2時，則時，則L Ls s=L=L1 1+3+3，即當，即當2 2個相同聲壓級的噪聲源在一起時，個相同聲壓級的噪聲源在一起時，其總聲壓級只比一個噪聲源增加其總聲壓級只比一個噪聲源增加3dB3dB。 當有

17、兩個聲級強度不同的噪聲源當有兩個聲級強度不同的噪聲源L L1 1和和L L2 2、且、且L L1 1LL2 2時，其合成聲時，其合成聲壓級為：壓級為： L Ls s=L=L1 1+ + L L 式中：式中：增加量增加量 L L也可以從下表中查得：也可以從下表中查得：10/ )LL(2110110logL表表2-1 2-1 合成聲壓級的增加量（合成聲壓級的增加量（dBdB）L1-L20123456789101112131415 L32.52.11.81.51.210.80.60.50.40.30.30.20.20.12022-3-8吉林大學汽車工程學院17 從表從表2-1中可以看出，如果兩個聲源

18、中的一個聲壓級超過另一個中可以看出，如果兩個聲源中的一個聲壓級超過另一個10dB以上時，較弱的聲源可以忽略不計。可見，對有多個噪聲源的以上時，較弱的聲源可以忽略不計。可見，對有多個噪聲源的汽車進行噪聲控制時，必須首先識別和治理最主要的噪聲源才會對汽車進行噪聲控制時，必須首先識別和治理最主要的噪聲源才會對汽車的整體噪聲發生作用。汽車的整體噪聲發生作用。3）頻譜）頻譜 大多數噪聲源發出的聲音通常包含許多頻率成分，進行噪聲測大多數噪聲源發出的聲音通常包含許多頻率成分，進行噪聲測量時，由傳聲器測得的噪聲信號標定后為聲壓（級）的時間歷程，量時，由傳聲器測得的噪聲信號標定后為聲壓（級）的時間歷程，為了便于

19、了解噪聲中包含的頻率成份，可對上述聲壓為了便于了解噪聲中包含的頻率成份，可對上述聲壓時間歷程信時間歷程信號進行號進行FFT變換，得到噪聲信號的頻譜，從頻譜圖中可以分析出噪變換，得到噪聲信號的頻譜，從頻譜圖中可以分析出噪聲能量隨頻率的分布規律，并為噪聲控制提供依據。聲能量隨頻率的分布規律，并為噪聲控制提供依據。圖圖2-12-1車內噪聲的頻譜車內噪聲的頻譜2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介18圖圖2-2 噪聲譜分析示意圖噪聲譜分析示意圖圖圖2-3 FFT2-3 FFT分析流程分析流程2022-3-8吉林大學汽車工程學院194）倍頻程與）倍頻程與1/3倍頻程倍頻程 倍頻程數倍頻程數n的

20、定義為：的定義為：n=log2(fH/fL)，當，當n=1時為倍頻程，當時為倍頻程，當n=1/3時為時為1/3倍頻程。倍頻程。 中心頻率定義為：中心頻率定義為：f0=(fHfL)1/2 p 帶寬帶寬 1/n倍頻程是指以某個頻率為中心的濾波器的帶寬，并可以由以倍頻程是指以某個頻率為中心的濾波器的帶寬，并可以由以下公式計算獲得：下公式計算獲得： 帶寬帶寬=(2(1/n)-1)*中心頻率中心頻率p 上下限上下限 對對1/3倍頻某個中心頻率的濾波器，倍頻某個中心頻率的濾波器， 上限頻率為上限頻率為 = 中心頻率中心頻率 *21/6 , 下限頻率下限頻率 = 中心頻率中心頻率 / 21/6p 倍頻程和倍

21、頻程和1/3 倍頻程的關系倍頻程的關系2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介20圖圖2-4 2-4 倍頻程倍頻程和和1/31/3倍頻程倍頻程的比較的比較圖圖2-5 2-5 倍頻程和倍頻程和1/31/3倍頻程中心倍頻程中心頻率與上下限頻率與上下限2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介215）頻域計權）頻域計權 在噪聲的物理量度中，聲壓級是評價噪聲強度的常用量，聲壓在噪聲的物理量度中，聲壓級是評價噪聲強度的常用量，聲壓級越高，噪聲越強。但人耳對噪聲的感覺，不僅與聲壓級有關，還級越高，噪聲越強。但人耳對噪聲的感覺，不僅與聲壓級有關，還與頻率、持續的時間等因素有關。人耳對高頻率噪聲

22、較敏感，對低與頻率、持續的時間等因素有關。人耳對高頻率噪聲較敏感，對低頻率噪聲較遲鈍。聲壓級相同而頻率不同的聲音，很可能聽起來是頻率噪聲較遲鈍。聲壓級相同而頻率不同的聲音，很可能聽起來是不一樣的。不一樣的。 為了反映噪聲的各種復雜因素對人的主觀影響程度，需要有一為了反映噪聲的各種復雜因素對人的主觀影響程度，需要有一個對噪聲的評價指標。常用的評價指標有響度級和個對噪聲的評價指標。常用的評價指標有響度級和A計權聲壓級。計權聲壓級。其中最常用的是其中最常用的是A計權。計權。 A 計權是為模仿響度級為計權是為模仿響度級為40 phon 的等響曲線的倒置曲的等響曲線的倒置曲線，它對低頻聲線，它對低頻聲(

23、500Hz以下以下)有較大衰減；有較大衰減； B 計權計權70phon等響曲線；等響曲線； C 計權計權100phon等響曲線，主要用于評價特別響或低頻等響曲線，主要用于評價特別響或低頻為主的噪聲；為主的噪聲； 線性計權對原始測量信號沒有施加任何計權的噪聲級。線性計權對原始測量信號沒有施加任何計權的噪聲級。2022-3-8吉林大學汽車工程學院22圖圖2-6 頻率計權曲線頻率計權曲線2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介236）聲學測試環境）聲學測試環境 媒質中有聲波存在的區域叫聲場。聲場大致可分為自由場、媒質中有聲波存在的區域叫聲場。聲場大致可分為自由場、混響場和壓力場。混響場和壓力

24、場。l自由場：聲波在任何方向無反射，聲場各點接受的聲音，僅有自由場：聲波在任何方向無反射，聲場各點接受的聲音，僅有來自聲源的直達聲而無反射聲。來自聲源的直達聲而無反射聲。 開闊的曠野，周圍較大范圍內無反射物，可以近似為自由開闊的曠野，周圍較大范圍內無反射物，可以近似為自由場。消聲室是一種人為的自由場。消聲室的四壁、頂棚和地板場。消聲室是一種人為的自由場。消聲室的四壁、頂棚和地板都有吸聲能力很強的吸聲材料或吸聲尖劈，消聲室可用來對聲都有吸聲能力很強的吸聲材料或吸聲尖劈，消聲室可用來對聲源、音響設備進行較準確的測量，是理想的聲學測量設備。源、音響設備進行較準確的測量，是理想的聲學測量設備。l混響場

25、：聲能量均勻分布，并在各個傳播方向上做無規則傳播混響場：聲能量均勻分布，并在各個傳播方向上做無規則傳播的聲場，稱混響場。如混響室，混響室可用于測量材料的隔聲的聲場，稱混響場。如混響室，混響室可用于測量材料的隔聲、吸聲性能、聲源聲功率。、吸聲性能、聲源聲功率。l壓力場：當聲波波長比所處腔體空間大時，聲壓分布均勻，此壓力場：當聲波波長比所處腔體空間大時，聲壓分布均勻，此時稱為壓力場。當傳聲器插入聲壓級校準器中時，即是壓力場時稱為壓力場。當傳聲器插入聲壓級校準器中時，即是壓力場。l本底噪聲：是指被測對象噪聲不存在時周圍的環境噪聲。試驗本底噪聲：是指被測對象噪聲不存在時周圍的環境噪聲。試驗時本底噪聲至

26、少要比被測對象噪聲低時本底噪聲至少要比被測對象噪聲低10dB才能保證測試精度。才能保證測試精度。2022-3-8吉林大學汽車工程學院科研情況簡介24圖圖2-7 三種典型聲場示意圖三種典型聲場示意圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院三、汽車噪聲源識別方法與應用三、汽車噪聲源識別方法與應用吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院1、聲強測試與分析方法、聲強測試與分析方法1）優點）優點p 聲強測量對測試環境的要求較低。聲強測量對測試環境的要求較低。 1）被測聲源周圍的背景噪聲對聲強測量的影響較小；）被測聲源周圍的背景噪聲對聲強測量的影響較小； 2）可以在工作現場進行。）可以在工作現場進行。p

27、聲強測量能反映出噪聲的能量及其流動情況。聲強測量能反映出噪聲的能量及其流動情況。 1）由于聲強具有方向性，所以測得的聲強可以全面反映從聲源發出）由于聲強具有方向性，所以測得的聲強可以全面反映從聲源發出的噪聲能量的傳播狀態。的噪聲能量的傳播狀態。 2）用聲強法測量聲功率時，對測量封閉面的形狀沒有特殊要求。）用聲強法測量聲功率時，對測量封閉面的形狀沒有特殊要求。p 聲強法的測量結果直觀、可視性強。聲強法的測量結果直觀、可視性強。 1）由于聲強是矢量，所以聲強測量法的后處理能力強；）由于聲強是矢量，所以聲強測量法的后處理能力強； 2）通過數據處理，可以得到聲強的矢量圖、等聲強線圖、三維聲強）通過數據

28、處理，可以得到聲強的矢量圖、等聲強線圖、三維聲強圖等。由這些圖線分析聲源的位置和頻譜特性直觀、易于掌握。圖等。由這些圖線分析聲源的位置和頻譜特性直觀、易于掌握。 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院2）聲強測量系統簡介）聲強測量系統簡介信號放大前端信號放大前端聲強探頭聲強探頭數據采集分析系統數據采集分析系統聲強測量系統組成聲強測量系統組成2022-3-8283）聲強測量網格的布置）聲強測量網格的布置p 在離被測表面一定距離處設置一個網格測量面，為了避免在離被測表面一定距離處設置一個網格測量面，為了避免被測表面近場局部反射聲波的干擾給測量結果帶來誤差，測被測表面近場局部反射聲波的干擾給測量結

29、果帶來誤差，測量面距被測表面至少應大于量面距被測表面至少應大于15cm。p 對噪聲源預先未知的大型復雜系統，可以采用先疏后局部對噪聲源預先未知的大型復雜系統，可以采用先疏后局部加密的網格以減少測試工作量，網格間距一般在加密的網格以減少測試工作量，網格間距一般在5cm 25cm之間選取。之間選取。p 測量網格一般比被測對象外表面輪廓大測量網格一般比被測對象外表面輪廓大2-3個網格間距，個網格間距，以便能覆蓋被測對象，底部的第一行測點應距地面以便能覆蓋被測對象，底部的第一行測點應距地面20cm以以上，以避免地面上，以避免地面局部反射聲波的干擾給測量結果帶來誤差。局部反射聲波的干擾給測量結果帶來誤差

30、。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院2、發動機噪聲源聲強識別、發動機噪聲源聲強識別發動機排氣側噪聲源識別發動機排氣側噪聲源識別吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院發動機排氣管側總聲強頻譜發動機排氣管側總聲強頻譜在在1KHz 1KHz 3.2kHz3.2kHz的的頻率范圍內聲強較大頻率范圍內聲強較大，最大聲強頻率發生最大聲強頻率發生在在1.6kHz1.6kHz，次高聲強，次高聲強頻率為頻率為2.5kHz2.5kHz，再次，再次依次為依次為2kHz2kHz、1.25kHz1.25kHz、1kHz1kHz及及3.2kHz3.2kHz。高。高聲強級噪聲以中高頻聲強級噪聲以中高頻為主。為主。

31、吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院發動機進氣側噪聲源識別發動機進氣側噪聲源識別吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院發動機進氣側面總的頻譜發動機進氣側面總的頻譜在在1-4kHz1-4kHz頻率范圍內頻率范圍內的聲強都較大，的聲強都較大，最大最大聲 強 時 的 頻 率 為聲 強 時 的 頻 率 為1.6kHz1.6kHz，次高聲強頻，次高聲強頻率為率為3.15kHz3.15kHz，再次，再次聲強頻率為聲強頻率為2kHz2kHz，以，以中、高頻輻射為主。中、高頻輻射為主。 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院3 3、商用車車外噪聲源聲強識別、商用車車外噪聲源聲強識別車左側車左側車右側車

32、右側車兩側的聲強測量結果車兩側的聲強測量結果 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左右兩側最大噪聲源的車左右兩側最大噪聲源的1/3倍頻程頻譜比較倍頻程頻譜比較吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左側車左側車右側車右側車左右兩側的聲強和聲功率頻譜車左右兩側的聲強和聲功率頻譜吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院降噪前后車左側聲強掃描結果對比降噪前后車左側聲強掃描結果對比吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院 降噪前后車左側聲功率測量結果對比降噪前后車左側聲功率測量結果對比吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院降噪前后車右側聲強掃描結果對比降噪前后車右側聲強掃描結果對比吉林大學汽

33、車工程學院吉林大學汽車工程學院降噪前后車左側聲功率測量結果對比降噪前后車左側聲功率測量結果對比吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院n 降噪前后的對比分析降噪前后的對比分析 發動機冷卻風扇進行低噪聲設計；發動機冷卻風扇進行低噪聲設計； 優化匹配發動機排氣消聲器；優化匹配發動機排氣消聲器；對發動機進行合理的吸隔聲降噪。對發動機進行合理的吸隔聲降噪。 通過采用上述降噪措施前后，使被試車加速行駛車通過采用上述降噪措施前后，使被試車加速行駛車外噪聲由改進前的外噪聲由改進前的84dB(A) 下降到下降到78的的dB（A）。）。 滿足國標滿足國標GB1495-2002規定的不大于規定的不大于78dB(A

34、)的要的要求。求。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院4、轎車車外噪聲源識別、轎車車外噪聲源識別p 測量網格布置測量網格布置 車外最大加速噪聲出現工況：變速器掛車外最大加速噪聲出現工況：變速器掛2檔，將車速穩定控制檔，將車速穩定控制在在60km/h不變。不變。p 試驗工況試驗工況在車的左右兩側距離車體在車的左右兩側距離車體15cm處的平面內布置大小為處的平面內布置大小為20cm20cm的聲強掃描測量網格；的聲強掃描測量網格；第一行測量網格距地面第一行測量網格距地面10cm；左右兩側網格超出車前后左右兩側網格超出車前后1個網格即個網格即20cm的距離。的距離。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車

35、工程學院 a) 車左側網格車左側網格吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院b) 車右側網格布置車右側網格布置車外噪聲源識別試驗聲強測量網格布置圖車外噪聲源識別試驗聲強測量網格布置圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院31.5631252505001k2k4k8kHz203040506070dB(A)/1p W/mCursor valuesx : 20.00 Hzy : 18.74 dB-(A)/1p W/mZ: 31.5631252505001k2k4k8kHz203040506070dB(A)/1p W車左側等聲強、車左側等聲強、1/31/3倍頻程頻譜及聲功率圖倍頻程頻譜及聲功率圖吉林

36、大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院31.5631252505001k2k4k8kHz20304050607080dB(A)/1p W/mCursor valuesx : 20.00 Hzy : 16.96 dB-(A)/1p W/mZ: 31.5631252505001k2k4k8kHz3040506070dB(A)/1p W車右側等聲強、車右側等聲強、1/31/3倍頻程頻譜及聲功率圖倍頻程頻譜及聲功率圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左右兩側最大噪聲源的車左右兩側最大噪聲源的1/31/3倍頻程頻譜圖倍頻程頻譜圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院序號序號位置位置四檔四檔最大聲

37、強級最大聲強級dB(A)最大聲強級發生位置最大聲強級發生位置1 1車左側車左側86.786.7車前發動機底部車前發動機底部2 2車右側車右側87.687.6車前發動機底部車前發動機底部被試汽車向車外輻射的最大聲強級及位置被試汽車向車外輻射的最大聲強級及位置p 結論結論車前發動機底部向左右兩側輻射的噪聲，對汽車加速行駛車外車前發動機底部向左右兩側輻射的噪聲，對汽車加速行駛車外最大噪聲值影響較大最大噪聲值影響較大;車左右兩側最大噪聲源的車左右兩側最大噪聲源的1/3倍頻程頻譜圖的聲強級隨頻率分布倍頻程頻譜圖的聲強級隨頻率分布特性相近，最大聲強值出現在特性相近，最大聲強值出現在1250Hz處，兩側的最

38、大噪聲是由處，兩側的最大噪聲是由同一噪聲源輻射所致，從而為車外噪聲的有效控制指明了方向。同一噪聲源輻射所致，從而為車外噪聲的有效控制指明了方向。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院5 5、轎車車內噪聲源聲強識別與降噪、轎車車內噪聲源聲強識別與降噪轎車車內聲強測量網格布置轎車車內聲強測量網格布置吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院儀表板處聲強掃描測量結果儀表板處聲強掃描測量結果吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院駕駛員側防火墻的駕駛員側防火墻的聲強掃描聲強掃描測量結果測量結果吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院副駕駛側防火墻的聲強掃描測量結果副駕駛側防火墻的聲強掃描測量結果吉林大

39、學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院 防火墻處同類車型吸隔聲處理的對標分析防火墻處同類車型吸隔聲處理的對標分析吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院 防火墻處實施吸隔聲處理防火墻處實施吸隔聲處理吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院（a）降噪前）降噪前 (b) 降噪后降噪后降噪前后駕駛員左踏板處聲強掃描結果的對比降噪前后駕駛員左踏板處聲強掃描結果的對比吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院（a）降噪前）降噪前 (b) 降噪后降噪后 降噪前后儀表板處聲強掃描結果的對比降噪前后儀表板處聲強掃描結果的對比吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院改進前后不同車速下車內噪聲的對比分析改進前后不同車速

40、下車內噪聲的對比分析2022-3-857p 可以對汽車的車外噪聲源進行識別，汽車行駛時，由可以對汽車的車外噪聲源進行識別，汽車行駛時，由N個傳聲器個傳聲器組成的陣列（傳聲器的間距為組成的陣列（傳聲器的間距為y）豎立不動。）豎立不動。p 據相對運動關系假定上述過程中汽車不動，則傳聲器陣列相對據相對運動關系假定上述過程中汽車不動，則傳聲器陣列相對汽車勻速運動。由汽車勻速運動。由N個傳聲器得到的連續采樣信號組成的平面個傳聲器得到的連續采樣信號組成的平面H就就可以稱作掃描全息面。根據全息面上的聲壓級分布，經過聲場變換可以稱作掃描全息面。根據全息面上的聲壓級分布，經過聲場變換就可以求得重建面（近場或遠場

41、）上的聲壓級分布，并據此對汽車就可以求得重建面（近場或遠場）上的聲壓級分布，并據此對汽車的主要噪聲源進行識別。的主要噪聲源進行識別。聲全息法噪聲源識別測量方法示意圖聲全息法噪聲源識別測量方法示意圖2、聲全息方法方法、聲全息方法方法2022-3-858聲全息法噪聲源識別測量過程示意圖聲全息法噪聲源識別測量過程示意圖全息面構造示意圖全息面構造示意圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院p 試驗儀器試驗儀器振動噪聲數據采集系統；振動噪聲數據采集系統；由由15個傳聲器構成傳聲器陣列，傳聲器間距為個傳聲器構成傳聲器陣列，傳聲器間距為10cm。自自制制傳傳聲聲器器陣陣列列 試驗在消聲室內轉鼓試驗臺上試驗

42、在消聲室內轉鼓試驗臺上進行；進行； 近場測量網格共近場測量網格共15行行45列，距列，距車體車體65cm； 網格間距為網格間距為10cm，最下面一行，最下面一行網格距地面網格距地面10cm； 參考傳聲器參考傳聲器1位于位于8行行10列，參列，參考傳聲器考傳聲器2位于位于8行行30列；列； 試驗工況為二檔試驗工況為二檔60km/h。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院近場聲全息試驗現場近場聲全息試驗現場1） 某車型近場聲全息測量試驗某車型近場聲全息測量試驗吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左側近場車左側近場2D等聲壓級圖等聲壓級圖車右側近場車右側近場2D等聲壓級圖等聲壓級圖2022-

43、3-862聲全息方法車外噪聲源識別結果聲全息方法車外噪聲源識別結果吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左側近場車左側近場3D等聲壓級圖等聲壓級圖車右側近場車右側近場3D等聲壓級圖等聲壓級圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車左側聲場變換遠場車左側聲場變換遠場2D等聲壓級圖等聲壓級圖車右側聲場變換遠場車右側聲場變換遠場2D等聲壓級圖等聲壓級圖變換到遠場距汽車縱向對稱面變換到遠場距汽車縱向對稱面7.5m處的結果。處的結果。p 變換面上距地面變換面上距地面1.2m處的左右兩側聲壓級，其中左側為處的左右兩側聲壓級，其中左側為68.8dB（A），右側為），右側為69.4dB（A）；）；p 最

44、后取車左右兩側聲壓級的平均值作為加速行駛車外噪聲預測數最后取車左右兩側聲壓級的平均值作為加速行駛車外噪聲預測數據，即為據，即為69.1dB（A）。）。p 車外動態加速噪聲預測車外動態加速噪聲預測STSF吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院1）車外最大動態加速噪聲分析結果與驗證）車外最大動態加速噪聲分析結果與驗證汽車加速行駛車外噪聲測量場地及聲級計的布置汽車加速行駛車外噪聲測量場地及聲級計的布置吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院車速車速二檔二檔車速車速三檔三檔次數次數入線車速入線車速出線車速出線車速左邊左邊右邊右邊次次數數入線車速入線車速出線車速出線車速左邊左邊右邊右邊（km/h）測量

45、值測量值測量值測量值（km/h）測量值測量值測量值測量值dB(A)dB(A)dB(A)dB(A)149.059.172.172150.356.670.169.6249.059.872.571.5250.858.170.569.8348.85972.172350.957.970.470.3450.260.572.572.6450.356.369.969.7平均值平均值72.372.1平均值平均值70.269.8最大值最大值71.3最大值最大值69.2最終值最終值70.3dB(A)按按GB1495-2002GB1495-2002測量測量汽車加速行駛車外最大噪聲汽車加速行駛車外最大噪聲STSF預測預

46、測69.1 dB(A)與試驗值只相差與試驗值只相差1.2dB(A) 。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院四、車架和車身低頻聲振分析匹配四、車架和車身低頻聲振分析匹配吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院1 1） 車架有限元模型車架有限元模型 p 用四邊形板單元建模用四邊形板單元建模p將鉚釘和螺栓簡化為節點，節點將鉚釘和螺栓簡化為節點，節點之間用剛體單元連接，自由度表示之間用剛體單元連接，自由度表示為為XYZ三向移動；三向移動；p 上下相對焊點視為節點，用剛體上下相對焊點視為節點，用剛體單元連接，自由度為單元連接，自由度為XYZMXMYMZ。 1、車架、車架NVH分析匹配分析匹配吉林大學

47、汽車工程學院吉林大學汽車工程學院2 2）鋼板彈簧的邊界條件簡化處理鋼板彈簧的邊界條件簡化處理 RODRODRBE2RBE2桿1桿2 把鋼板彈簧簡化兩個螺旋彈簧和剛體單元：將螺旋彈簧用把鋼板彈簧簡化兩個螺旋彈簧和剛體單元：將螺旋彈簧用桿單元模擬，螺旋彈簧與車架的連接用剛體單元模擬，自由度桿單元模擬，螺旋彈簧與車架的連接用剛體單元模擬，自由度為為XYZ，用剛體單元連接兩桿底部，自由度為，用剛體單元連接兩桿底部，自由度為XYZMXMYMZ 。 K1=KL2/(L1+L2) K2=KL1/(L1+L2) K1+K2=K吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院3 3）彎曲工況車架約束模型）彎曲工況車架約

48、束模型16346134613462626346p 前鋼板彈簧的兩個前鋼板彈簧的兩個支撐點約束支撐點約束XZMXMZ四個自由度；四個自由度；p 后鋼板彈簧的兩個后鋼板彈簧的兩個支撐點約束支撐點約束ZMXMZ三個自由度；三個自由度；p 鋼板彈簧與縱梁連鋼板彈簧與縱梁連接的一側接的一側4個節點約個節點約束束YMZ二個自由度；二個自由度；p 在車架后橫梁中心在車架后橫梁中心線上選擇一點約束線上選擇一點約束XMZ二個自由度。二個自由度。 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院4 4）車架的有限元模態分析結果）車架的有限元模態分析結果車架車架一階彎曲模態一階彎曲模態 車架車架一階扭轉模態圖一階扭轉模態圖

49、車架固有振動頻率模態有限元計算結果車架固有振動頻率模態有限元計算結果固有頻率固有頻率4.367.4112.0126.12振型描述振型描述一階扭轉一階扭轉一階彎曲一階彎曲二階扭轉二階扭轉二階彎曲二階彎曲吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院6）實車空載狀態下車架試驗模態分析）實車空載狀態下車架試驗模態分析p 在整車空載狀態下，將在整車空載狀態下，將20個個ICP加速度傳感器依次對稱布置在試加速度傳感器依次對稱布置在試驗樣車車架的兩縱梁上，拾振方向為驗樣車車架的兩縱梁上，拾振方向為z方向；方向；p 激振點選在車架前部右側，試驗使用多點激振模態分析系統，采激振點選在車架前部右側，試驗使用多點激振模

50、態分析系統，采用用MIMO的激勵方式，使用猝發隨機信號，掃描頻率范圍為的激勵方式，使用猝發隨機信號，掃描頻率范圍為1-100Hz。車架拾振點布置圖車架拾振點布置圖吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院振型描述振型描述一階扭轉一階扭轉一階彎曲一階彎曲二階扭轉二階扭轉二階彎曲二階彎曲計算固有頻率計算固有頻率4.367.4112.0126.12試驗固有頻率試驗固有頻率4.384.387.447.4412.6312.6326.8526.85車架固有頻率及振型描述車架固有頻率及振型描述 (單位單位:Hz)車架頻率為車架頻率為4.38 Hz4.38 Hz時振型圖時振型圖車架頻率為車架頻率為7.44 Hz

51、7.44 Hz時振型圖時振型圖p各固有頻率均較低；若滿載上述頻率會更低。各固有頻率均較低；若滿載上述頻率會更低。p有限元計算結果與試驗結果誤差在有限元計算結果與試驗結果誤差在3%范圍之內。范圍之內。模態名稱模態名稱振型振型頻率頻率(Hz)(Hz)阻尼比阻尼比一階扭轉一階扭轉101076763 359%59%一階彎曲一階彎曲333386861 149%49%二階扭轉二階扭轉666669691 142%42%二階彎曲二階彎曲919149491 198%98%吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院對對標標車車架架試試驗驗模模態態分分析析結結果果7）車架振動性能的對標分析）車架振動性能的對標分析吉林

52、大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院 從表中可以看出，從表中可以看出，1）對標車型車架前端模態的振幅很小；）對標車型車架前端模態的振幅很小；2）各階模態的節點幾乎都位于同一位置附近；）各階模態的節點幾乎都位于同一位置附近；3）便于將發動機和駕駛室的前懸置都選在這個點上，從而使）便于將發動機和駕駛室的前懸置都選在這個點上，從而使發動機和駕駛室的振動顯著減小。發動機和駕駛室的振動顯著減小。 對標車型發動機怠速為對標車型發動機怠速為540轉轉/分，分，1/2階的激勵頻率是階的激勵頻率是4.5Hz，1階的激勵頻率是階的激勵頻率是9 Hz，3階的激勵頻率是階的激勵頻率是27 Hz。 頻率最低的彈性體頻率

53、最低的彈性體1階扭轉頻率為階扭轉頻率為10.76Hz，高于發動機，高于發動機1/2階和階和1階頻率，低于發動機轉速的階頻率，低于發動機轉速的3階的激勵頻率。階的激勵頻率。 對標車型車架在對標車型車架在30-60Hz之間只有一個之間只有一個1階彎曲頻率（階彎曲頻率（33.86Hz）和模態，車架這一模態其前部振幅較小，所以說，對標車型的車和模態，車架這一模態其前部振幅較小，所以說，對標車型的車架基本上可以避開發動機和路面激勵對車架的影響。架基本上可以避開發動機和路面激勵對車架的影響。 吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院n 本車型車架前部是各階模態振型的較高的點，這樣只要發本車型車架前部是各階

54、模態振型的較高的點，這樣只要發動機的階次振動與車架的彈性體模態相接近，就會激勵起車動機的階次振動與車架的彈性體模態相接近，就會激勵起車架劇烈的振動。同時車架也會將這些振動最大限度地傳遞給架劇烈的振動。同時車架也會將這些振動最大限度地傳遞給駕駛室懸置系統。駕駛室懸置系統。n本車型發動機怠速為本車型發動機怠速為600轉轉/分，分，1/2階的激勵頻率是階的激勵頻率是5Hz，1階的激勵頻率是階的激勵頻率是10Hz，3階的激勵頻率是階的激勵頻率是30Hz。車架的。車架的1階扭階扭轉頻率轉頻率4.38Hz與發動機怠速與發動機怠速1/2階的激勵頻率接近，車架的階的激勵頻率接近，車架的1階彎曲頻率階彎曲頻率7

55、.44Hz與發動機怠速的與發動機怠速的1階激勵頻率也較接近。這階激勵頻率也較接近。這將嚴重惡化車架與整車的振動性能，需要對車架的振動特性將嚴重惡化車架與整車的振動性能，需要對車架的振動特性進行改進。進行改進。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院對對標標車車型型本本車車對標車型和本車型緩加速工況下駕駛室底板對標車型和本車型緩加速工況下駕駛室底板z方向振動加速度比較方向振動加速度比較p本車型從本車型從1400轉轉/分（紅線位置）開始，振動突然加大，車架的分（紅線位置）開始，振動突然加大，車架的1階扭轉和階扭轉和彎曲頻率與發動機怠速的彎曲頻率與發動機怠速的1階激勵頻率接近是其中的主要原因之一；階

56、激勵頻率接近是其中的主要原因之一；p 對標車型在額定轉速范圍（紅線以左）內，振動水平基本上是一致的。對標車型在額定轉速范圍（紅線以左）內，振動水平基本上是一致的。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院商用車車架商用車車架NVH匹配設計原則：匹配設計原則：p 應將發動機和駕駛室懸置盡可能布置在車架主要彈性體模態應將發動機和駕駛室懸置盡可能布置在車架主要彈性體模態的節點附近；的節點附近；p 實車狀態下車架彈性體實車狀態下車架彈性體1階扭轉頻率應高于發動機階扭轉頻率應高于發動機1/2階和階和1階階頻率，低于發動機的頻率，低于發動機的3階激勵頻率。階激勵頻率。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院

57、1）駕駛室白車身的有限元建模與低頻模態分析）駕駛室白車身的有限元建模與低頻模態分析模型規模：模型規模：共包含：共包含： 334282 334282個節點個節點 325541325541個單元其中個單元其中含含20992099個個MPCsMPCs單元。單元。駕駛室白車身有限元模型駕駛室白車身有限元模型 對其進行自由對其進行自由自自由狀態下的有限元模態分由狀態下的有限元模態分析，得到其固有振動的頻析，得到其固有振動的頻率和模態。率和模態。u 駕駛室白車身的模態分析與評價駕駛室白車身的模態分析與評價2、駕駛室低頻聲振分析與匹配、駕駛室低頻聲振分析與匹配吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院信號發生

58、器信號發生器功率放大器功率放大器激振器激振器被試白車身被試白車身力傳感器力傳感器 信號采集系統信號采集系統電荷放大器電荷放大器加速度傳感器加速度傳感器n 模態試驗流程圖模態試驗流程圖 試驗采用多點激勵方式，激勵頻率為試驗采用多點激勵方式，激勵頻率為0-200Hz0-200Hz。 左右前縱梁用彈簧支撐、后橫梁用充氣內胎支撐、最高剛體模態頻率為左右前縱梁用彈簧支撐、后橫梁用充氣內胎支撐、最高剛體模態頻率為3.83Hz，遠小于車身結構的第一階彈性頻率，遠小于車身結構的第一階彈性頻率20Hz，故可認為是自由支撐。，故可認為是自由支撐。 輸入信號為猝發隨機信號，采用輸入信號為猝發隨機信號，采用Hanni

59、ngHanning窗以減少泄漏誤差。窗以減少泄漏誤差。 采用平均處理減少測量誤差，每采用平均處理減少測量誤差，每次次測測試平均試平均3 30 0次。次。 為了減少傳感器對車身的附加質量，每次每個面只測為了減少傳感器對車身的附加質量，每次每個面只測1212個響應點。個響應點。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院n 測點的布置測點的布置 取兩個激振點，激振頻率為取兩個激振點，激振頻率為0200Hz，頻率間隔為，頻率間隔為0.195Hz。 響應點布置在車身骨架交接處，盡量避開各主要模態節點位置。響應點布置在車身骨架交接處，盡量避開各主要模態節點位置。 測點分布均勻，能反映出結構的幾何特征。測點分

60、布均勻，能反映出結構的幾何特征。 共取共取137137個測點，建立響應點布置圖。個測點，建立響應點布置圖。吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院有限元分析模態一階扭轉振型有限元分析模態一階扭轉振型試驗模態一階扭轉振型試驗模態一階扭轉振型n 主要振型比較主要振型比較吉林大學汽車工程學院吉林大學汽車工程學院 計算模態計算模態試驗模態試驗模態1 12 23 34 41 10.9540.9540.0260.0260.0200.0200.0680.0682 20.0570.0570.9140.9140.1020.1020.1050.1055 50.0170.0170.1070.1070.5790.5790.0