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s r v 车身部件的n v h 特性分析及优化 摘要 汽车n v h ( 噪声、振动与舒适性) 特性是衡量汽车制造质量的一个综 合性指标。据统计，整车约i 3 的故障问题与汽车的n v h 问题有关，国际 上各大汽车公司有近2 0 的研发费用消耗在解决汽车的n v h 问题上。 车辆内部低频结构噪声是乘用车辆较常见的问题，车内低频结构噪声 主要是由车身板件受到振动源的激励产生振动向车内辐射噪声而产生，因 此车身及其n v h 特性与车内低频结构噪声有着密切的关系。论文通过测量 分析车内噪声，了解其特性，同时通过试验与理论计算相结合的方法，获 得车身部件一一后背门的n v h 特性，分析车内噪声与该部件n v h 特性的相 关性。同时发挥c a e 方法的优点，对后背门的n v h 特性进行优化，修改该 部件的结构，以消除或者降低由该部件振动引起的车内低频结构噪声。 本文通过对后背门的n v h 特性分析及其优化进行探索，在诸如后背门 动态特性的试验方法、有限元模型的建立方法，尤其是n v h 特性的优化等 方面开展了有益的工作，为进行车身及整车的n v h 特性分析及优化提供参 考。 蝴：车身部件 n v h有限祧优化 n v h a n a l y s i sa n do p t i m i z a t i o no fs r vb o d yp a r t a bs t r a c t v e h i c l en v hi sag e n e r a li t e mt om e a s u r et h ev e h i c l eq u a l i t y s t a t i s t i cs h o w s t h a to n e “r do ft h ev e h i c l em a l f u n c t i o ni sr e l a t et on v h m a n yl a r g ea u t oc o m p a n y s p e n d2 0 o ft h er e s e a r c he x p e n s e so nv e h i c l en v h v e h i c l ei n t e r i o rl o wf r e q u e n c ys t r u c t u r en o i s ei saf a m i l i a rp r o b l e mo fv e h i c l e ， w h e nb o d yp a n e l si se x c i t e db yv i b r a t i o ns o u r c e ，t h e yw i l lv i b r a t ea n dr a d i a t en o i s e t ov e h i c l ei n t e r i o ra n db r i n gt h ev e h i c l ei n t e r i o rl o wf r e q u e n c ys t r u c t u r en o i s e ，s o b o d ya n di t sn v hc h a r a c t e r i s t i ci sc l o s et i e dw i t hv e h i c l ei n t e r i o rl o wf r e q u e n c y s t r u c t u r en o i s e t h i sp a p e rm e a s u r e st h ev e h i c l ei n t e r i o r n o i s e ，a n a l y z e st h e c h a r a c t e r i s t i co ft h ev e h i c l ei n t e r i o rn o i s e ，g a i n st h en v hc h a r a c t e r i s t i co ft h eb o d y p a r tb ye x p e r i m e n ta n dt h e o r e t i c a lc a l c u l a t i o na tt h es a m et i m e ，t h e na n a l y z e st h e r e l a t i o nb e t w e e nt h eb o d yp a r tn v hc h a r a c t e r i s t i ca n dv e h i c l ei n t e r i o rn o i s e t h e n g i v e p l a yt ot h ea d v a n t a g e so fc a e t oo p t i m i z et h es t r u c t u r eo ft h eb o d yp a r t ， a c h i e v et h ea i mo fr e d u c i n go re l i m i n a t i n gt h ev e h i c l ei n t e r i o rl o wf r e q u e n c y s t r u c t u r en o i s e t h i s p a p e re x p l o r e s t h e a n a l y s i sa n do p t i m i z a t i o no fb o d yp a r tn v h c h a r a c t e r i s t i c ，d o n em a n yw o r k ss u c ha st h ee x p e r i m e n tm e t h o do fb o d yd y n a m i c c h a r a c t e r i s t i c ，b u i l d i n gm e t h o do fb o d yf em o d e l ，e s p e c i a l l yt h eo p t i m i z a t i o no ft h e b o d yp a r tn v hc h a r a c t e r i s t i c ，i tp r o v i d e sv a l u a b l ec o n s u l t f o rt h ef u r t h e r o p t i m i z a t i o no ft h ew h o l eb o d y k e yw o r d s ：b o d yp a r t ，n v h ，f i n i t ee l e m e n tm e t h o d ，o p t i m i z a t i o n 表2 - 1 表2 - 2 表2 3 表2 4 表2 5 表3 - 1 表3 - 2 表4 - 1 表4 - 2 表4 - 3 表5 一l 表5 2 表格清单 某车辆乘坐室壁板在两种工况下振动量值的对比一1 3 不同行驶状态下空气传声和结构传声所占比例“1 3 常用工况下车内噪声优势频率统计1 5 怠速工况下相干函数峰值频率及相干系数统计表1 8 车内噪声优势频率峰值与相干分析峰值比较关系表1 9 模态频率值及其振型描述2 4 车身部件模态振型2 5 后背门的试验模态参数3 0 后背门的试验模态振型3 1 态实验结果与理论模拟计算结果对比3 2 模型修正后车身部件模态频率及振型描述3 5 模型修正后车身部件模态振型3 6 插图清单 图2 1 车内空腔共鸣声的产生6 图2 2 发动机噪声的产生。6 图2 3 车内噪声的传播途径1 1 图2 4 定置怠速驾驶员右耳噪声与发动机舱噪声、排气噪声的相干分析 谱图；17 图2 5 定置1 5 0 0 r p m 驾驶员右耳噪声与发动机舱噪声、排气噪声的相干 分析谱图17 图2 - 6 定置2 5 0 0 r p m 驾驶员右耳噪声与发动机舱噪声、排气噪声的相干 分析谱图18 图2 7 定置3 5 0 0 r p m 驾驶员右耳噪声与发动机舱噪声、排气噪声的相干 分析谱图18 图2 8 定置4 5 0 0 r p m 驾驶员右耳噪声与发动机舱噪声、排气噪声的相干 分析谱图。18 图2 9 车内噪声优势频率峰值与相干分析峰值比较关系表。1 9 图3 1 后背门c a d 模型2 1 图3 2 后背门有限元模型2 3 图4 1 模态实验测试系统框图2 8 图6 1 后背门主要部件3 7 图6 2 第1 阶固有频率的变化曲线图4 0 图6 3 第2 阶固有频率的变化曲线图。4 0 图6 4 第3 阶固有频率的变化曲线图。4 1 图6 5 第4 阶固有频率的变化曲线图4 l 图6 - 6 第5 阶固有频率的变化曲线图。4 2 图6 7 第6 阶固有频率的变化曲线图。4 2 图6 8 结构优化板件4 5 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写 过的研究成果，也不包含为获得 金目旦王些太堂 或其他教育机构的学位或证书而使 用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明 并表示谢意。 、 学位论文作者签名： 彳仗 签字日期：2 0 0 8 年角f 。日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金8 里王些塞堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保留 并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权尘 月曼王些太堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名：、l 彳泛 导师签名： 学位论文作者签名： 歹、l 叮厶 导师签名： 签字日期：2 0 0 8 年莎月i 口日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 签字吼2 0 0 s 年z 月 电话： 邮编： 致谢 在本文即将完成之际，向在这三年中在学习和生活上给予我关心、鼓 励和支持的家人、老师、朋友表示最诚挚的感谢。 首先要感谢我的导师陈剑教授，本文所做的工作是在他的悉心指导下 完成的，陈剑教授高尚的品德、渊博的知识、积极的创新精神、宽厚的待 人胸怀使我终身受益。三年来陈老师在我的学习研究和实际工作中给予悉 心指导和热情鼓励，在此谨向恩师致以由衷的敬意和感谢。 感谢噪声与振动工程研究所诸位老师和同学的帮助。感谢吴赵生、钟 称平师兄，汪念平师姐在车辆噪声振动试验方面给予我的指导和他们所做 的大量的工作。感谢饶建渊、雷鸣准等同学在c a e 工作方面给予我的帮 助。感谢同窗韩晓峰、鲍旭清、董斌、马开柱、宋萍、倪飞、张寰、王建 楠、程昊等同学在学习和生活上给予我的帮助。 特别感谢我的家人，感谢他们这么多年来对我无微不至的关怀，感谢 他们对我精神和物质上的支持，感谢他们为我无私奉献的一切，在他们的 支持和帮助下我才能够全身心地投入到学习和研究之中，顺利完成学业并 如期完成论文工作。 感谢代芳对我最亲切的关怀。 最后再次向所有支持本文工作和所有给予作者关心和帮助的人们表示 最衷心的感谢和祝福。 作者：刘欣 2 0 0 8 年5 月 1 1 引言 第一章绪论 汽车在我国的拥有量随着我国国民经济的发展迅速增多，随之也带来了噪 声污染问题。据统计车辆噪声是目前城市噪声污染中最主要的噪声源，汽车噪 声约占整个环境噪声的7 5 。随着人们环境保护意识的逐渐提高，噪声问题越 来越受到社会、政府的高度重视。我国于2 0 0 2 年在g b l 4 9 5 1 9 7 9 机动车噪 声允许标准n 1 基础上颁布了g b l 4 9 5 - - 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测 量方法心3 。相比于1 9 9 7 年欧洲经济委员会颁布的e c e r 5 i 0 2 汽车加速行 驶车外噪声限值口3 ，g b l9 4 5 2 0 0 2 对各类车辆噪声值的限制更加严格了。而 g b l9 4 5 2 0 0 2 对车辆噪声的限制只相当于19 9 7 年欧洲经济委员会颁布的 e c e r 5 i 0 2 ，这说明我国车辆噪声控制水平与国外有很大差距，因此我国在车 辆噪声控制方面还要做很多努力，以提高我国汽车的竞争力。 同时，人们在购买汽车时，除了关注汽车的动力性、安全性之外，现在更 加关注汽车的n v h 特性，这促使汽车生产厂家积极改进汽车的n v h 特性。 n v h 是指n o i s e ( 噪声) 、v i b r a t i o n ( 振动) 和h a r s h n e s s ( 舒适性) ，由于它们在 车辆等机械中是同时出现而且是密不可分的，因此常把它们放在一起进行研 究。汽车n v h 特性是指在车室振动、噪声的作用下，乘员舒适性主观感受的 变化特性。它是人体触觉、听觉以及视觉等方面感受的综合表现。由于噪声的 计算十分复杂，因此早期汽车噪声的研究以试验方法为主，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 来控制车内噪声。现在，随着计算机技术的发展，逐渐完善的噪声分析软件可 以方便地建立声学模型并相当准确的预测汽车噪声。舒适性( h a r s h n e s s ) 指的 是振动和噪声的品质，它并不是一个与振动、噪声相并列的物理概念，它描述 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。因为汽 车的乘坐舒适性最终表现为人体的感觉，所以舒适性在n v h 特性研究中占有 十分重要的地位，这也是世界各大汽车公司坚持采用专家实际乘坐汽车的方式 来最终评价汽车n v h 特性的缘故。由于它描述的是振动和噪声使人不舒适的 感觉，因此有人称“h a r s h n e s s ”为不平顺性，又因为它经常用来描述冲击激励 产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也有人称“h a r s h n e s s ”为冲击特性。总 的说来，舒适性描述的是振动和噪声共同产生的使人感到极度疲劳的感觉。 而由结构振动引起的车内噪声给人的主观感觉是一种“轰鸣声”，严重影响 了司乘人员的乘坐舒适性，已成为影响人们对汽车质量的评价及购车选择的重 要因素之一。车内噪声的控制问题日益显示出其重要性。 1 2 本课题研究的目的和意义 汽车工业是我国国民经济的支柱产业之一，其发展水平反映了我国工业技 术的综合水平。随着汽车制造技术和计算机技术的快速发展，现代车型特别是 车身的更新换代周期大大缩短h 咱1 。而车身声学舒适性作为车身的重要设计指 标，也是用户所关心的整车性能指标之一，随着车身开发周期的缩短，其技术 有待发展。目前世界各发达国家的大型汽车制造厂商都十分重视其产品的声学 设计问题，我国在该领域的研究也已经起步。近年来，我国的汽车制造业从早 期的以引进和吸收国外现有技术及产品为主，逐步发展到现在己经开始着眼于 独立自主地开发新车型，车身设计技术是我国机械工业“九五 发展规划的主 攻方向之一，国内许多汽车生产厂家已经投资建立自己的技术开发中心。然而 我国目前的车身声学设计水平仍然较低，导致国产汽车车内噪声指标普遍偏高， 这直接影响到产品的市场占有率。随着国内汽车市场的逐步对外开放，并最终 与国际市场接轨，这一问题将变得更为现实和严峻。 在各种类型的汽车中，乘用车辆的乘坐舒适性要求最高，车内噪声的控制 也最为严格。对于不同的汽车其车内噪声的特性和车内噪声的主要声源是不同 的，而且即使具有相同声压级的噪声，由于频谱结构的差异，它们所引起的人 耳听觉感受大不一样。所以只有了解车内噪声频率结构找出车内噪声的主要声 源才能有效地控制车内噪声。 车内噪声是车辆运行过程中，受发动机噪声、排气和进气噪声、传动系噪 声、轮胎噪声以及气流噪声等的影响，在车辆内部形成的有害声响。车内噪声 恶化了车辆的运行环境，对驾驶员和乘客的情绪、精神和生理上造成危害。 车内噪声按照噪声产生来源可分为空气声和固体声，其中，固体声是车身 因发动机、道路不平和空气气流的作用而振动所产生的噪声。汽车的车内噪声 主要取决于乘坐室的减振隔声性。重量轻的承载式车身结构和类似的减轻汽车 重量的措施都被认为会增大内部噪声，特别是低频噪声，这种低频噪声在宽广 的车速范围内发生，而一些测试表明它在2 0 2 0 0 h z 的频率范围内占优势。早 先的试验已表明壁板振动和车内噪声有紧密的关系，且乘坐室空腔的共振亦会 放大噪声。这个问题最实际的解决办法是修改车身结构，但是，要进行车身结 构的修改，首先要找到主要的振动及噪声辐射部位及噪声产生机理。因此，利 用现代的噪声测试分析方法，对车内噪声进行测试，找出主要噪声源，才能有 效地进行噪声控制工作。 本文首先探讨了车内噪声的产生机理，进而对车内噪声进行测试分析，找 到主要噪声源，进而实施修改车身结构等降噪措施。对于如何更好的修改车身 结构，改善车身声振特性，以避免由车身振动而引起的车内噪声，本文以车身 部件为例，研究如何用有限元方法，优化车身部件声振特性，降低由该部件引 起的车内噪声，进而为整车结构优化提供参考。 2 1 3 国内外研究现状 从2 0 世纪6 0 年代开始，国外就着手制定限制噪声的法规。美国环保局在 1 9 7 7 年9 月提出，从1 9 8 5 年1 月1 日起公共汽车内部噪声不得超过8 0 分贝。我国 1 9 7 9 年制定了g b l 4 9 5 7 9 机动车辆允许噪声口3 ，2 0 0 2 年颁布了新标准 g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法，该标准分两个阶段 实施，第一期限值阶段为2 0 0 2 年1 0 月1 日 - 2 0 0 4 年1 2 月3 1 日，此阶段生产的新车 要达到欧盟1 9 8 2 年1 0 月1 日制定的标准e c er 5 卜o o 中的限值；第二期限值阶段 针对2 0 0 5 年1 月1 日以后的汽车，此阶段生产的新车要达到欧盟1 9 8 8 年1 0 月1 日制 定的标准e c f r 5 卜0 i 中的限值，这样至f j 2 0 0 5 年我国的汽车噪声水平与国外差距 可缩短到7 年左右，其声压级相差约3 d b ( a ) 。关于车内噪声，我国还没有较为系 统性的限值标准，在g b 7 2 5 8 2 0 0 4 机动车运行安全技术条件哺1 规定了汽车 ( 三轮汽车和低速货车除外) 驾驶员耳旁噪声声级不应大于9 0 d b ( a ) ，客车以 5 0 k m h 的速度匀速行驶时，客车车内噪声不应大于7 9 d b ( a ) 。 汽车的车内噪声是指汽车在各种工况下乘坐室内部的各种噪声。车内噪声 是由发动机辐射噪声、进排气噪声、冷却风扇噪声、底盘噪声、轮胎噪声、风 噪声等噪声源通过车身传入车内；同时发动机自身振动、排气系统振动、传动 轴振动、悬架振动、路面激励等振动源通过传动轴、排气系统传递到车身，使 车身产生振动，产生结构辐射噪声，噪声源传入的噪声和结构辐射噪声叠加在 一起，形成了乘坐室内部的车内噪声。试验研究表明，对于密闭的车室，噪声 源传入的噪声对车内噪声的影响较小，主要是车身结构振动辐射噪声旧1 。 在工程实际中解决车内低频结构噪声，一般情况下，首先对车辆进行噪声 振动试验测量，明确车内噪声情况；然后基于测试结果，识别噪声源及传递路 径；最后制定有针对性的降噪措施。目前，车内噪声声源及传递路径识别多采 用基于试验的方法进行，例如声强测量法、偏相干分析法、相关分析法、偏奇 异值分析法等旷1 43 。在这方面，现代信号测试及处理技术获得了广泛的应用。 通过对车辆测试并实施降噪的方法可以获得较好的降噪效果，但是，由于 该方法必须依赖于实际车辆的存在，因而在车身设计阶段，无法知道所设计的 车身能够达到什么样的噪声目标。而且这种对实际车辆的降噪改进往往需要经 过多次尝试才能达到预期目的，有时还不得不对原定的降噪指标进行调整，周 期长、费用大。 通过上述分析，通过试验的方法降噪，有着很大的弊端。随着计算机技术 的发展，目前工程实际中尽可能多地利用计算机来完成以往由试验来完成的工 作，从而大大缩短设计周期并降低设计费用n 4 16 l ，这是与现代车型更新速度加 快以及用户追求个性化设计的要求相适应的。 目前用计算机来研究车辆噪声问题，常用的三种方法是有限差分法、有限 元法以及边界元法。 3 有限差分法是最早的一种数值方法，它的主要思想是将微分方程化为差分 格式，用场中离散点的数值逼近所求参量。这种方法对于梁、板等结构外形较 为规则的物体的计算较为有效n7 1 ，而对于复杂结构计算精度不高。 有限元法是应用局部的近似解来建立整个定义域的解的数值计算方法。有 限元法适应性强、能对各种外形的结构得出较为合理的计算效果。1 9 6 5 年， 6 1 a d w e l l n 引将有限元法用于物体声辐射计算，但仅限于简单几何形状的物体。 之后，c r a g g s n 们应用高次元讨论了规则形状物体的声学有限元，并得出了高精 度结果，s h u k u 心叫用有限元法讨论了任意形状房间内的声场特性，尤其讨论了汽 车车室内的声压分布特性。p e t y t 心首次用等参元讨论了非规则形状物体的声 模态，并与试验结果取得了吻合。k a g a w a 心2 1 讨论了具有吸收壁面的轴对称声场 特性。在国内，沈壕，孙洪生乜33 应用有限元法求解波动方程，计算出了不规则 形状房间的简正频率，通过二维模型的计算，证明了房间的不规则性对室内扩 散声场没有影响。邵宗安等他们应用有限元法和模态分析技术对汽车车身结构振 动和车内噪声问题进行了研究。 边界元法以边界积分方程为基础，结合有限元法网格离散的优点，仅需结 构边界信息，求解变量少，数据准备少，且对于无限域问题和随时间变化的问 题特别有效。2 0 世纪6 0 年代，c h e r t o c k 心5 】，s c h e n c k 心6 1 和m e y e r 乜7 1 利用边界元法 计算了物体振动表面的声辐射和声指向特性。k o o p m a n n 口印讨论了机械结构的声 功率计算。t o b o c m a n 瞳鲥讨论了各种不同外形物体的声指向特性。在国内，赵健 等们以轴对称封闭面为例，利用边界元法计算了在任意频率下，己知表面振速 分布的辐射声场。束永平计算了某型叉车油泵齿轮箱在主要峰值频率处的表 面辐射声场。苏清祖凹23 等还利用边界元法与声强测量技术对汽车变速器的噪声 进行了预估。 1 4 本课题研究的主要内容和思路 本文以某s r v 为研究对象，研究s r v 车内噪声产生机理，通过试验进行噪声 源识别，分析车内噪声产生的原因；针对车内噪声测试结果，通过试验方法获 得车身部件一后背门的动态特性；分析车内噪声优势频率和车身部件动态特性 的相关性，找到噪声传播路径；建立车身部件的有限元模型，试图通过对车身 部件结构进行优化分析，改善车身部件动态特性，以达到降低由后背门振动引 起的车内噪声的目的。 4 第二章车内噪声产生机理及传递路径分析 2 1 汽车车内噪声的产生 2 1 1 车内噪声的产生机理 汽车的车内噪声是指汽车在各种工况下乘坐室内部的各种噪声。它是影响 汽车舒适性、语言清晰度、行车安全性以及人在车内对车外各种音响讯号识别 能力的重要因素口引。 车内噪声按其成因，大致可分为三类们。 1 空气动力性噪声 它是由气体振动而产生，包括： 1 ) 由车身外部传入车内的噪声。如发动机及其附件的工作噪声，排气噪声， 传动系统噪声，轮胎、悬架等行走系统的噪声，通过车身的孔隙传入车室。此 外还有从汽车周围传入的各种环境噪声。 2 ) 风噪声，是2 0 0 0 h z 左右高频成分形成的。从感觉来说象“吹笛声”、风 啸声等，人耳对其特别敏感。当汽车高速行驶时，除了关闭门窗时从门窗框周 围以及车身地板和前围板上的孔隙中透进空气时的风噪声，和冷暖风通风孔的 风啸声外，还有由于空气流经车身表面局部突起物产生的涡流而引起的噪声， 一般是前者更严重。 2 结构噪声 结构噪声是由固体振动而产生的。车身受到振动激励后会产生车身总体的 弯曲振动、扭转振动或各种振动的复合形式；同时还会引起板件或结构产生局 部振动。尤其当激励频率与结构固有频率吻合或接近时，将发生共振，这种振 动会造成车内噪声中最不易消除的低频噪声( 隆隆声) 。 3 车内空腔共鸣声 由于车身振动而向车内辐射的声波，在遇到障碍物反射回来时，若恰好与 原来的声波相同，则这部分声波被加强，且作为一种激励加剧结构的振动，这 种二次激励诱发结构的振动本身就是一个噪声源，称为车内空腔共鸣。图2 1 所示为车室空腔共鸣发生机理。有时车身各部振动级并不大，但是噪声级偏大， 就是这种共鸣作用。 车身作为共鸣箱，对于低频声，其作用尤其明显。对于小轿车，共鸣腔甚 至有两个：一个是车厢，一个是行李箱，而且两者互相影响。对于共鸣频率的 确定，虽然已经可用有限元计算，但因其形状复杂，多数还是靠试验。 有关资料表明，对于轿车，一阶共鸣频率常在7 0 9 0 h z ，二阶共鸣频率常 在1 3 0 - i 6 0 h z ，在车室的前方是7 0 - 9 0 h z ，上下方向是1 2 0 1 3 0 h z 。一般情况下后 座声级较前座大，四壁的声级较中央大。此外，前风窗的玻璃倾角、车室内饰 5 材料都对频率和声级有较明显的影响。 图2 - 1 车内空腔共鸣声的产生 图2 2发动机噪声的产生 2 1 2 车辆噪声源分析 汽车噪声主要由声频域内( 2 0 - 2 0 k h z ) 的汽车结构振动和某些部件的气体 脉动和涡流形成5 | ，前者为表面振动噪声，后者为空气动力性噪声。汽车噪声 是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。汽车噪声决定于各组成声源的声 6 级、特性和它们的相互作用。汽车主要噪声源有：发动机噪声、发动机空气动 力噪声、传动系噪声、轮胎噪声、车体振动噪声等。 2 1 2 1 发动机噪声 1 发动机噪声的产生机理 发动机噪声的产生机理，可利用图2 - 2 来说明。它的产生过程可分为激励 源、传递路径和外部辐射源三个部分。激励源有燃烧激励、机械激励和其他激 励三种。燃烧激励是气缸的燃烧压力所产生的燃烧噪声和活塞、轴承的惯性力。 机械激励主要是惯性力，如活塞撞击气缸，齿轮因扭振而相互撞击，进排气门 落座等，由此产生机械噪声。 在发动机中，由于激励多为冲击力，故其产生的噪声的频率成分丰富。同 时，被激振的发动机构造也很复杂，多数零件用螺栓机械地连接起来，分别具 有无数个固有频率，它们或独立或复合起来，以各自的固有振型相互影响，引 起复杂的振动，再沿不同的途径传递，最后由发动机表面辐射出噪声。发动机 表面的声辐射是由于结构表面的振动而产生的。发动机表面辐射的声功率与发 动机表面的振动功率成正比。与机体或缸盖直接连接的油底壳、齿轮室盖、气 门罩盖等，由于它们一般为薄壳零件，与机体、缸盖相比，刚度小，振动大， 往往是噪声的主要辐射源。 2 发动机的主要激振力 在发动机中，作用在各零件上的主要激振力( 燃烧压力和惯性力) ，均可展 开成傅氏级数的周期函数。有时，某些零件上可能同时受到两个函数f ( t ) 和f ( t ) 的作用，当为四冲程发动机时，它们的傅氏级数分别为： 1k ( f ) = 去+ ( 鲰s i n k c o t + b ：c o s k c o t ) ( 2 1 ) 厶05 f ( f ) = 4 + ( 4s i n k c o t + b xc o s k c o t ) ( 2 2 ) 厂( f ) 一一压力作用力 f ( t ) 一一机械惯性力 两个激励力的总作用结果为： f ( f ) + 饨) = 去( 鸽+ ) + ( 以+ ) s i n k c o t + ( b k + b k ) c o s k c o t ) ( 2 3 ) 发动机扭矩的付氏级数展开式为： k m = 眠+ 坂s i n ( k t o t + c k ) ( 2 4 ) 式中：一平均扭矩； m 一一发动机扭矩； 7 m r 一一扭矩各谐波分量幅值； k 一一谐波序号，k = 1 5 ，1 ，1 5 ，2 ； 缈一一曲轴的扭转角速度； 矽一一各次谐波角相位。 对于四冲程发动机，曲轴旋转两周完成一个工作循环，故以发动机曲轴转 一周为一个基本周期时，它的级数展开式的谐波数并非是整数。 从上述分析可知，发动机主要激振力( 压力，惯性力，扭振激力) 的基频及 谐波为： 厂：竺( 2 5 ) i 一一 、j - l j ， 。 6 0 r 式中：n 一一发动机转速，r m i n ； f 一一冲程系数，四冲程f = 2 ； m 一一整数，r n = 1 ，2 ，3 ，。 当发动机运行时，若压力或惯性激力谐波厂与直接或间接激励的零件的固 有频率吻合时，就会产生共振而辐射出很大的噪声来。 就扭振而言，由相位分析得，主谐量( k = 3 ，6 ，9 ，) ，次主谐k = 1 5 ，4 5 ， 7 5 扭振激力较大，这些谐量与曲轴的固有频率一致时容易引起大的扭振。 发动机扭振也激发较大的噪声，由文献 3 6 可知：当曲轴固有频率与具有大的激 振扭矩成分的回转k 次的频率一致时，则产生大的扭振振幅，并通过主轴承部分， 使曲轴箱以( k 1 ) 次频率的激振力振动。这种振动又进一步传到发动机的各个 部分，使发动机( k 1 ) 次频率成分的噪声级加强。 2 1 2 2 发动机空气动力噪声 发动机空气动力噪声包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。它是由于气体 的非稳定流动，或者说气体的扰动以及气体与物体的相互作用而产生的。 1 进气噪声 进气噪声是汽车发动机的主要空气动力噪声源之一，它是由进气门的周期 性开、闭而产生的压力起伏变化所形成的。它的主要基频为： 厂：旦( 2 6 ) r = 一 、厶u ， 。 6 0 r 式中：n 一一发动机转速，r m i n ； f 一一汽缸数； f 一一冲程系数，四冲程丁= 2 。 一般进气噪声中，f 、2 f 、3 f 的谐波成分较为明显，更高次谐波能量逐 渐减弱。 此外，气流以高速流经进气门流通截面，形成涡流，产生高频噪声。由于 进气门流能截面是在不断变化的，故这种涡流噪声便具有一定宽度的频率分布， 主要频率成分在1 0 0 0 h z 以上。涡流噪声的峰值频率为： 8 f = s h v ( 2 7 ) 一一 、， d 式中：砌一一斯脱罗哈尔数，一般取砌= o 0 5 ； v 一一气门处进气截面的气流速度，m s ； d 一一进气门直径。 当周期性进气噪声的主要频率与进气管空气柱的固有频率一致时，空气柱 的共鸣声也很突出，管中的气柱共振频率由下式计算： f ：( 2 n - 1 ) c ( 2 8 ) 。 4 z 式中：c 一一声速，m s5 卜一一总管长，m ； n = 1 ，2 ，3 。 2 排气噪声 排气噪声是汽车及其发动机最主要的噪声源之一，它主要由周期性排气噪 声、涡流噪声和空气柱共鸣噪声组成。 周期性排气噪声是排气噪声最主要的组成部分。它是一种典型的低频噪声， 其基频计算公式见( 2 6 ) ，大多数的排气噪声中，j ，以上的高次谐波的噪声都 较低。 涡流噪声是由高速气流流过排气门和排气管道时产生的，它是连续的高频 噪声，其频率在1 0 0 0 h z 以上，而且随着气流速度的增加，频率也显著增加。 排气系统管道中的空气柱，在某些频率成分噪声的激发下，会产生共振噪 声，管道气柱共振频率同式( 2 8 ) 。如果仔细分析各种转速下的排气噪声时，某 些与转速无关的峰值，往往就是空气柱共鸣噪声。 3 风扇噪声 风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声又叫叶片噪声，是由于旋 转的叶片周期性地切割空气，引起空气的脉动而产生的，其基频z = n z 6 0 ( ，l 为 转速，r m in ；z 为叶片数) 。除基频外，它的高次谐波有时也比较突出。风扇转 动时使周围产生涡流，此涡流由于粘滞力的作用又分裂成一系列分离的小涡流。 这个涡流和涡流分裂使空气发生扰动，形成压缩过程与稀疏过程而产生涡流噪 声。它一般是宽频带噪声，主要峰值频率五= k v d ( y 为风扇圆周速度，m s ； d 为叶片在气流入射方向上的厚度，m ；常数k = o 15 一- , 0 2 2 ) ，即办与y 成正比， 而旋转叶片上各点的圆周速度随着与圆心距离的不同而连续变化，故呈明显的 连续谱。 2 1 2 3 传动系噪声 汽车传动系包括发动机与汽车驱动轮之间的一系列旋转部件。传动系是多 质量的弹性系统，当传动系的固有频率之一与干扰力矩频率吻合时，便会产生 扭振，产生噪声，传动系的弯曲振动通过支撑传给车身部件，使之产生振动与 9 噪声。 传动系中的齿轮噪声也较明显，齿轮噪声包括两种频率成分：高频噪声主 要是由齿轮的基节发生偏差引起的，是齿轮噪声的主要成分。基节偏差会使齿 轮在啮合与分离时产生撞击，即啮合撞击。在定轴系中啮合频率名= n z 6 0 ( 刀为 齿轮转速，r m i n ；z 为齿数) 。实际上齿轮传动装置总要有某种偏心，而偏心 了的齿轮旋转一周时，两个齿轮啮合的松紧程度要发生变化，导致啮合力幅值 被调制为齿轮位移的函数。这样就会发生齿轮轴传动的频率调制器啮合频率， 从而出现边频。若轴的回转频率为f ，则上下边频带为： 1 匕= f m 七 rf t = m 1 1 ( 2 9 ) 除基节误差外，齿形误差、齿面光洁度等也会产生高频噪声。 齿轮的低频噪声主要是由周节积累误差引起，由于有此误差，齿轮每转一 周就产生一次撞击，其频率为斥= n 6 0 。一般它不是主要噪声成分，只有当周 节累计误差很大时才会对整个噪声有较大影响。 齿轮啮合时，由于外力的作用，齿轮本身也会产生一些固有振动，在负荷 较大时或在低速运转时此噪声一般较为突出。如果齿轮的啮合频率和齿轮的某 阶固有频率相同时，就要激发共振噪声。 此外，齿轮箱壁的振动噪声也很大，尤其应避免齿轮的啮合频率与箱壁的 固有自振频率相同。 2 1 2 4 轮胎噪声 轮胎噪声按其产生的机理主要包括轮胎胎面花纹噪声和弹性振动噪声。 1 轮胎胎面花纹噪声 当轮胎在地面滚动时，轮胎胎面花纹凹部所包含的气体，在离开所接触的 地面时，因受到一种类似于泵的挤压作用，使空气向后方排出，引起周围空气 压力变化而产生噪声。对于常见的齿形花纹轮胎，当胎面上花纹节距相同时产 生的花纹噪声基频可简单地计算： 厂= 匕兰 ( 2 1 0 ) 。 3 6 x 2 万尺 式中：形一一车速，k m h ； s 一一轮胎花纹中节距数； r = 轮胎滚动半径，m 。 2 弹性振动噪声 车辆行驶过程中，由于轮胎弹性变化和路面凹凸不平等原因，可以激发轮 胎本身振动而产生噪声，其频率一般在2 0 0 h z 以下。 2 1 2 5 车体振动噪声 汽车行驶时，车体所受到的激励力主要来自于两个方面。一方面，发动机 及传动系的振动经支撑装置传递给车身；另一方面，不平路面引起轮胎振动， 1 0 经悬架、车架传递给车身。在这两种激励的作用下，车身的各种壁板结构产生 振动，辐射噪声。它是各种客车和载重汽车车室内部噪声产生的主要原因之一。 对于一些大型车辆( 如公共汽车) ，由于车体较长，相应的车体重量增加， 使车体整体刚性有所降低。因此在车辆行驶时( 特别是车速较高时) ，非常容 易产生车体共振，其共振频率般处于l o - 2 0 h z 范围。对于小客车来说，由于密 封性较好，车内空腔易产生亥姆霍兹共振，它的共振频率一般是在3 0 一1 5 0 h z 范 围内b 7 l 。 2 1 3 车内噪声的传递路径 从声源来看车内噪声和车外噪声的来源基本相同，即：发动机噪声，发动 机空气动力噪声、传动系噪声、轮胎噪声、车体振动噪声等。 研究结果表明，车厢外的噪声向车厢内的传播是按空气传播的规律进行 的，如图2 3 所示。具体途径有两个： 第一个途径是：通过车厢壁板( 包括地板、顶板和四周的壁板) ，门窗上所 有的孔、缝，直接传入车厢内。称之为空气传播噪声。 第二个途径是：车厢外的声源或振动( 源) 作用于车身壁板，激发壁板振动， 并向车厢内辐射噪声。称之为结构传播噪声。 结构传播噪声是振动通过结构件传播至车身，引起车身的振动，再由车身 板壁振动辐射噪声至车内，形成车内噪声；空气传播噪声则是各种噪声源所辐 射的噪声通过空气，由车身的缝隙传播至车内，形成车内噪声。具体地： 1 发动机和惯性力引起的振动，通过发动机悬架和副车架传到车身上，引 起车身结构的振动，并进一步向车内辐射中低频噪声；伴随发动机运行产生的 排气噪声、进气噪声、风扇噪声、结构噪声等由空气通过车身的孔、缝隙传至 车内或通过车身板壁透射至车内。 2 传动系由于质量不平衡及齿轮啮合产生的振动，传到车身引起车身振动 并进而辐射中低频噪声至车内；传动系运转发出的噪声则由空气传播至车内。 3 汽车高速行使时，空气紊流对车身的激励造成车身板壁的高频振动，并 向车内辐射高频噪声；另外，由空气与后视镜等车身表面摩擦、紊流等作用产 生的风噪声则通过车窗或孔隙传至车内。 4 悬架系统由路面不平激起振动，这种振动通过悬架与车身的支点传至车 身引起车身的振动，进一步造成车内低频噪声：作为悬架系统组成部分的减振 器、轮胎等在工作过程中所产生的噪声则通过车身的缝隙，由空气传至车内。 振动源产生的振动，通过汽车的机体传递到车厢与机体的联结处，激发车 厢产生强烈振动，并向车厢内辐射强烈的噪声。机体传给车厢壁的振动与车厢 外声波激发起的车厢壁的振动是迭加在一起的，很难区分，但因它们的传播途 径不同，频率特性不尽相同，因而采取的降噪措施不同。 图2 - 3 车内噪声的传播途径 车厢内的噪声实际上是直达声与多次反射声迭加的结果，称为车内空腔共 鸣声。因此在未加降噪措施的情况下，车厢内的噪声有可能比卸去车厢后相同 位置的噪声要大( 指未采用任何吸声材料的空车厢) 。 通过以上分析，车厢内噪声可以用以下公式描述： p c = 只+ b + 最= 片+ 昂4 - b + b ( 2 11 ) 式中：只一一车厢内噪声的总声压； 只一一传入车厢内的空气声的声压只= 最+ 昂； 只一一路面、发动机和底盘引起的振动传给车厢后，壁板振动所辐 射的声压； 只一一车厢外噪声透过车厢壁进入车厢内的声压； 只一一车厢外的噪声从壁面上的孔、缝漏入室内的声压； 只一一上述噪声在车厢内封闭空间中多次反射所形成的混响声压。 即车厢内噪声是由空气声、固体声和混响声三部分组成。 为了确定固体声和空气声的主次，需将只与弓、昂之和进行比较。因在 试验技术上有一定的困难，常采用分项测试方法。先在同一运转工况下，利用 堵塞与不堵塞车室上所有孔缝进行对比测试的办法，判明车室上孔缝传声( 即 只) 占车内噪声总能量的比率，通常这部分噪声处于次要地位。再在车辆停车 的情况下，利用外部声源对车室进行空气激励测定壁板的振动量值( 此时车室壁 板振动量的大小，即表征着只的大小) ，并与车辆运转时测得的室壁板振动量 值( 此振动量值表征着只与b 之和的大小) 进行对比。表2 一l 为某车辆的试验分 析结果。 由表2 1 可知，发动机和底盘传给车室的振动，远远超过由空气声激发起 的车室壁板振动。虽然无法判明该车车室中只超过的具体量值，但可以肯定， 在该驾驶宝中只占第一位，而只是属于第二位的。由此可知，在对该车室采取 1 2 降噪措施时，应优先治理固体声，即采取有效隔振或阻尼减振措施，在此基础 上，再进一步治理空气声，即进行有效的隔声；同时辅以吸声措施，以降低车 内的混响声。 表2 - 1 某车辆乘坐室壁板在两种工况下振动量值的对比 测点在驾驶车室振动加速度级d b 室中的位置 发动机停转，外部声源激励时挂上空档原地空转时 仪表板 5 4 29 1 5 左侧壁板中部 5 8 59 1 5 后壁板中部5 6 1 9 2 5 右侧壁板中部 5 6 09 4 5 车室右前支撑处 9 0 o 右侧门板中部 5 5 09 1 0 右侧玻璃窗中部 8 2 0 前玻璃窗中部 9 1 0 右侧地板中部 9 3 0 顶板中部 5 6 o 另外，为了控制固体传播产生的噪声及空气传播产生的噪声，还必须分清 此两类噪声的频率结构。 结构传播噪声与空气传播噪声的产生机理不一样，所以两者产生的噪声频 率成分也不一样，结构传播噪声主要集中在中低频率段，一般不高于4 0 0 h z ， 空气传播主要集中在中高频率段，一般在5 0 0 h z 以上，在4 0 0 h z 到5 0 0 h z 之间 空气传播和结构传播都有可能。表2 - 2 说明了不同行驶状态下空气传播于结构 传播所占的比例。 表2 - 2 不同行驶状态下空气传声和结构传声所占比例 匀速加速减速 行使状态 空气传播结构传播空气传播结构传播空气传播结构传播 比例 5 1 4 9 4 2 5 5 7 5 4 0 5 5 9 5 由表2 2 可知，在通常匀速行驶的情况下，空气传播噪声与结构传播噪声 的强度大致相同；而在加速或减速行驶时，结构传播噪声所占的比例均超过