NVH问题解答手册.doc

NVH问题解答手册奇瑞商研院整车技术部施善编写，2009-8-30 （草稿）目录第一章NVH问题介绍及分类第二章 NVH问题解答流程及详细步骤第三章 发动机NVH振源和控制第四章 傳动轴NVH振源和控制第五章 齿轮NVH振源和控制第六章 轮胎NVH振源和控制第七章 排气NVH振源和控制第八章 制动系NVH振源和控制第九章 转向系NVH振源和控制第十章 悬架系NVH振源和控制第十一章 车身NVH振源和控制第十二章 数据表及参考资料引 言鉴于商研院项目需要，决定聚团队力量编写一本汽车NVH问题解答手册，写手册的目的是为了工作上的便利，手册不是万灵药，而是工具。它不但提醒工程师方向和有效的问题解答步骤，也提供一个永无止境，不断做技术提升的平台。在编写初稿的短短数星期中，我们用P11及H13实际的NVH问题解答为依据来验证我们手册中所谈的方法。我们在2009年7，8月份每周有商研院整车技术部NVH小组讨论，参与者：陈昊、任丽丽、张承志(P11)、夏洪兵(S16)、翟挺、江迎春(A13)、郭森龙、潘龙(T11)、骆涛和施善。提供帮助的有贾新建、张宁一和朱南山(H13)。在这个操练中大家学习到的心得如下：（1）系统性的全盘考虑对NVH问题解答可省时省力；（2）以例会形式讨论对各种车辆所属相同的NVH问题了解对NVH问题有触类旁通的效果；（3）对发动机扭转共振的原因和解决方案有较深入的了解；（4）对离合器中减震器的功能开始具体的应用于奇瑞各种车噪音的降低及产品品质的提升；（5）更加明白对悬置的设计需要CAE来主导；（6）对传动轴导致的NVH问题更加了解；（7）对齿轮设计及制造工艺引起的噪音开始正面关注；（8）对理解测试报告中的表格图线作为NVH问题解答的依据有新的体会；（9）具体明白FEA可能用来帮助NVH问题解答；（10）和奇瑞测试中心就NVH问题有比较升级性的共同探讨，与产品设计，性能分析及实验测试三组人员就NVH问题解答及产品质量提升有较强的结合。当我们编写此手册时由于主要焦点在解决发动机扭转共振以至於无法花相等时间在许多较后章节的NVH问题，但随着时间我们计划将各项问题的讨论搜集完全。第一章，NVH问题介绍及分类汽车NVH问题种类很多，有以下几大类别：（1）来自传动系统，（2）来自悬架系统，（3）来自制动系统，（4）来自排气系统，（5）来自车身及其他系统。但往往各系统的问题不是单独存在而是相关的，这也是为何汽车的NVH问题时常不能迅速彻底解决的原因。举例而言，悬架系统设计直接影响传动系统在车上的布置，最容易理解的是传动轴的长度、支撑点和角度受车架及悬架布置而定，而他们的选定有可能导致NVH噪音问题。 汽车NVH工程师需要密切关注这些设计参数。另一个挑战是每一个NVH问题发生的原因往往不止一个，所以在解决问题时要把可能的原因一一研究并排除。举例言之,如果发动机二阶振源导致共振，产生了100Hz的噪音，而车上有两个零部件都有100Hz的自然频率，当我们只消除其中一个共振时，问题并不一定解决，因为另一个可能才是主要的噪音问题。对于振源是传动系统时的NVH噪音问题的追踪，我们可根据下面3变数瀑布彩图（x轴为频率，y轴为发动机转速，颜色代表噪音强度）为基准来排查（图一）。图一、三变数瀑布彩图这个方法对目前商研院的车辆开发相当有用（见本文最后附录：奇瑞测试中心用的汽车NVH有关项目表， 由该表中绿色格子显示，项目中有80% 以上的噪音问题来自传动系统相关的振源）。例如振源是发动机，或传动轴，或变速箱某对齿轮，或分速器中某对齿轮，或后桥齿轮，或进气系，或排气系，或轮胎等，这些问题都和发动机转速有关。和发动机转速无关的噪音问题有制动器，转向系，电器悬挂系，和轮胎来自地面的噪音等。 凡是和发动机转速有关的噪音问题，在瀑布彩图各座标位置（x=Hz，y=rpm）会被红颜色显示出，我们可以用序号标明进行追踪。我们还可进一步标明所属振源的振动的第几阶次为问题所在。 例如上面彩图中所示最明显的黄色斜线是发动机为振源的二阶振动，其上红点为噪音高峰所在。我们的重要任务是鉴定每个红点是车上那个部件或那个系统被发动机振源二阶振动击中而生共振。做NVH问题解答时我们需要有“产品知识”来帮助，举例而言，我们要知道4气缸4冲程的发动机会有以二阶为主的振动，也会有四阶或其他阶次振动，这是永远存在的。而傳动轴可以有一阶（来自傳动轴不平衡）及二阶（来自十字轴万向节及角度设计不良）的振动问题，这傳动轴引起的NVH可能有，但如果傳动轴设计得当就不存在。此外我们也要搜集资料放在手边帮自己迅速鉴定某个（x=Hz，y=rpm）位置的红点可能由悬置设计不良造成，或是由傳动轴设计不良造成，或是由离合器中的弾簧或阻尼设计不良造成，这是我们写此手册的目的。上面的讨论针对车上部件或系统的自然频率被振源的某阶次频率击中而生共振，要注意噪音红点除可来自共振外也可来自自振，大家都知道发动机本身会生噪音，这种噪音不是共振而来， 齿轮的噪音也是自振而不是共振，轴承或松件的噪音也都是自振。自振的组件有一特点，就是它的噪音在任何发动机转速都有且随转速增大而增大。当我们量噪音制作瀑布彩图时需注意量的位置及用的设备要一致，不同变速箱档的彩图也不同，完全相同时的两张彩图才好做对比。我们也要注意瀑布彩图并不一定有完整的NVH问题的“指纹”，比如说低频振动就不一定成为噪音。又如果噪音距麦克凤远些时图上也可能看不见红点。上面的例子是测试时把麦克凤放在驾驶员的右耳位置， 但当我们测量齿轮噪音或排气噪音时麦克凤就要放在离齿轮或排气近的位置，如此量得的彩图和上面的彩图相似但强调的噪音不同。另一点要说明的是并非所有瀑布彩图的红点都是重要的，再看上图，它来自变速箱3档，这是试车时测量，通常开车不会停留在某一档的。还有人们通常对发动机在3000 Rpm以下的噪音比较敏感，也对尖锐的声音比较敏感，也对忽大忽小的声音比较敏感。忽大忽小的声音可以来自两种共振的频率很靠近时。第二章，NVH问题解答流程及详细步骤 以下阐述利用这种瀑布彩图解决NVH问题的步骤，在这个示范中我们可以理解NVH问题可以依系统作业来解决：（I ）确定振源，（）定明各部件及各系统的自然频率，（）鉴定有无共振，及（IV）解决NVH的方案：I 确定振源：用麦克风或者人工头测试车上的噪音，同时记录发动机的转速制成3变数图（瀑布图）取瀑布图红点坐标位置制定A表由A表经简单公式计算制出B表，B表提供汽车在各发动机转速时对应的可能发生的来自发动机或传动轴的振源重看一次A表和B表，将共同频率的方格勾画出，这些就是噪音问题的振源图二、NVH问题中鉴定振源的流程A表B表根据噪声瀑布图读的红点处数据对应发动机、传动轴三档自然频率(例如三档速比1.436)发动机频率(HZ)传动轴频率(HZ)序号发动机转速(rpm/min)传动轴转速(rpm/min)频率(HZ)二阶四阶一阶二阶1 2550 1776 82 85 170 3059 2 2875 2002 97 96 192 3467 3 3625 2524 120 121 242 4284 4 3750 2611 148 125 250 4487 5 4125 2873 270 138 275 4896 6 4550 3169 150 152 303 53106 7 5100 3552 167 170 340 59118 8 5375 3743 220 179 358 63125 表一、制作A表及B表的例子例如在彩图中序号为1的位置是发动机转速为2550RPM（y轴），发生的频率是82Hz（x轴），同时我们也计算在变速箱后方传动轴的转速是2550/1.436=1776RPM，依同法我们可以将A表全部填好。在这个例题中，我们只看4种可能的振源，就是发动机二阶，发动机四阶，传动轴一阶和传动轴二阶。先看发动机二阶，它对应的频率计算为，再看传动轴二阶，频率为，其余类推，这样我们就可将B表填好。接着，我们比较A表中最右边那列的数值，看看能不能在B表中同一序号下的格子找到相近的数值，在序号1的状况看，82和85是相近的，于是我们就可记下这个彩图上的红点（高噪音）的振源是发动机的二阶。、定明各部件及各系统的自然频率注意上面的瀑布彩图只能用来定明振动的振源，如果噪音来自自振则root cause已找到，但如果噪音来自共振，则我们必须测试汽车各部件及系统的自然频率来定明共振是那处发生的，有两种方法定明自然频率：（1）、以锤子击打各部件，用加速度传感器及分析仪记录各部件的自然频率值，或则以shaker给系统撞击振动进行扫频，以求系统的自然频率，另外可用应力片量扭转自然频率。如下表，我们需要广泛搜集车上各部件的参考自然频率。（2）、用有限元分析求部件的自然频率值，或者用有限元分析求传动系统弯曲及扭转自然频率。下表中的自然频率是我们最近收集到的，这项工作要继续，将资料依频率顺序排列，供日后参考。序号部件名边界状况测量的自然频率值计算的自然频率值日期工程师姓名1B16 转向柱车上35，40 HzTest center2B16 转向盘及CCB车上45 HzTest center3P11动力系弯曲（一段傳动轴）车上79 Hz2009年初Test center4P11两段的前段傳动轴车上，100 hz2009年5月Test center5P11两段的前段傳动轴车上，换成等速万向节115 hz2009年8月Test center6H13车桥桥壳Simply supported105 及630 Hz95 -1000Hz（ FEA）有630 的2009年8月翟挺7傳动系统扭转振动车上65-90Hz （FEA）2009年8月任丽丽表二、收集汽车零部件及系统自然频率的例子、鉴定有无共振比较处所得各部件及各系统的自然频率与处所得汽车来自发动机或传动轴的振源频率，如果二者结合就能得结论有共振。、解决NVH的方案：（1）、将振源的振幅减小，这就是将发动机扭矩降低或在发动机内加多平衡及减振如双质量飞轮，改进齿轮及轴承设计及制造工艺的质量， 采取等速万向节，用小的傳动轴角度，降低傳动轴速度，减小傳动轴的长度，做好每个转动部件的动平衡，做好车轮平衡。（2）在振源及共振体间加阻尼或减振器或隔离，例如发动机悬置的有效设计，离合器内阻尼的加大及加强发动机仓密封。（3）将发生振动的部件或系统的自然频率升高或降低。如果是部件往往是加大刚度，如果是系统则往往是将关键部件的刚度降低（一个例子是将动力系统离合器的弹簧刚度调低）。举例举例言，下图为P11在2009-7-14 3档WOT加速行驶时车内噪声分布图（当时用两段传动轴并用等速万向节连接，又加250N/mm的大支架悬置），这张图在前面图一的讨论中已被用过，但当时没有对各红点（17）进行讨论。 图三、P11噪音的7个红点以下对P11 3档WOT工况车内红点显示的噪声进行分析：1）号位置噪声分析：此位置对应频率为82.255Hz，对应发动机转速为2500RPM左右，此位置所在黄线为发动机二阶激励线。由悬置振动特性曲线可以看到，此悬置在发动机2500RPM时传递到车身上的振动比较大，可以初步推测位置噪声为此悬置衰减不足造成。但除了悬置设计的考虑，降低离合器弹簧刚度也需一并考虑，因为汽车动力总成的数个扭转自然频率均在50Hz100Hz范围。悬置二阶振动衰减图悬置四阶振动衰减图图四、P11的悬置测得在x、y、z三个方向的振动衰减情形2）号位置噪声峰值分析：此位置为发动机3000RPM时，某部件或系统在发动机二阶激励下共振。采用新方案的传动系统后，3000RPM的噪声依然存在。经试验测得前段轴的固有频率为125Hz，此转数下对应的100Hz二阶发动机激励并不能激起前段传动轴的共振，因此，可以推断3000RPM的噪声与前段传动轴无关，（但它会对4000RPM附近的噪声有较大贡献。）经初步分析，推测3000RPM的噪声为整个传动系统共振造成，但由于目前奇瑞对系统的扭转振动频率无法测量，尚不能证实此想法，需要试验和CAE的帮助证明。如果是传动系统的扭转频率和发动机的二阶频率耦合发生共振，可以考虑降低离合器弹簧刚度来降低传动系统的整体的模态，避开共振，但也要考虑避开低转速的共振点。在8月10号，我们将一个低刚度离合器放在P11车上试车，证明了这一点。然而当我们用低刚度离合器在P11车上时，不但在上述序号的噪音消失了，车上其它噪音也几乎都不再是问题，这又是怎么回事呢？我们的解释是，当离合器的弹簧刚度降低时离合器中的减震阻尼也同时加大，这一点会在下面详细说明。3）号位置噪声分析：由瀑布彩图看，这个红点来自125 Hz 的共振，是否如上所说就是那个前面的传动轴待查。4）号位置噪声分析：此位置为发动机3750RPM附近，此位置所在黄线为发动机四阶激励。而在3750RPM附近时，此悬置在X方向传递到车身侧有一个四阶的较大振动，推断会对号位置噪声有一定的贡献。5）在发动机二阶共振线上虽然在4000RPM仍有共振区，但这些共振区并没有对车内噪声造成Booming，可以暂时不考虑。第三章、发动机NVH的控制方法通常，我们不会过问发动机内部有些什么控制NVH的设计，但发动机无论是汽油机或柴油机都有好几样专门用来减低振动的设计，例如，曲轴上挂的平衡质量，每个发动机都装有飞轮，多数的发动机都有一个控制扭转振动的减震器，不少发动机还装有额外的平衡轴及平衡质量。在发动机外面所有的控制NVH的设计有4种：（1）悬置；（2）离合器中的减震器（弹簧及阻尼）；（3）发动机仓的密封；（4）双质量飞轮。发动机的NVH振源产生于连动部件的动力不平衡，连动部件很多：活塞、活塞杆、曲轴臂、进排气门及控制的凸轮轴、启动机、发电机、风扇、油泵、空调等。一般发动机设计都对前述项目中最前四个部件进行平衡，这便是在曲轴上加“反重量”，然而最终发动机会有至少三种不能被反重量平衡而消除的振源力及振源力矩。以四气缸线排列发动机为例，它有在动力输出轴方向的inertial torque，有在垂直上下方向的shaking force，还有在发动机前后摇摆Pitch方向的shaking moment，它们的形态都是发动机转速相关的periodic function。其中会被输出，所以在整个传动系统都会看到。一般对的减振隔离有三个方法用在发动机内部，另有一个方法用在发动机外部，在发动机内部的措施有（1）位于最前方的减振器（奇瑞发动机有）；（2）平衡轴（奇瑞发动机没有此设计）；（3）飞轮，飞轮是每个发动机都有的，奇瑞更是对2.0发动机配置了双质量飞轮。在发动机外部的措施是一个位于离合器内部的减振器。至于及，加上三者都需要由悬置的设计来减振隔离，否则会被传至车架及车身。图五、汽车离合器及其中共存的减震器零部件，特别注意减震器包括torsion spring、friction washers、cone spring及friction plate离合器在外形看来只是一个盘形薄片，但它的构造相当复杂，原因是它的中心部位是一个减振器，它的结构像三明治，其外层是和发动机飞轮一同转动的大摩擦轮，它的中心是一个轮毂，和变速箱的输入轴用花键相接，发动机动力必须经过一圈弹簧的压缩才能由大摩擦轮传送到中心轮毂，然后输入到变速箱。图六、（结合图五来看）此图显示来自发动机的动力（速度及力矩是经过离合器外围friction plate压缩torsion spring后，通过有花键的splined hub才传送到变速箱的输入轴input shaft）这个盘形薄片的更确切的名称应该是离合器及减振器，这个减振器是专门用来对付来自发动机的惯性振动扭矩的，它有两个功能。一个是提供调校动力总成系统（由发动机和变速箱、分速箱、传动轴、车桥的主减速器、半轴、轮胎等转动部件构成）的扭转自然频率。这便是那些被放在圆周方向的螺簧，调整螺簧刚度就可以调上述系统的自然频率，一旦自然频率被调到发动机振源频率所在的可能工况之外，就不会发生共振引起的共鸣（轰鸣噪音）。另外一个功能是提供降低振动的阻尼，这来自离合器中心部位的摩擦片，摩擦片被cone spring压缩造成一个和离合器外层+5，内层发生相对运动（振动），与所生运动方向相反的摩擦阻力矩，所以有阻尼作用。值得一提的是阻尼的大小不是一个定值，而是随扭转振动的振幅增大而增大，这一点可以由附图中Hysteresis曲线的面积与振幅增大而知。在8月20日将P11原有的刚度为37NM/deg的离合器换成刚度只有约为原来一半的离合器，结果是本来在3档发动机转速为2800rpm的轰鸣噪声消除了，甚至在较低速1500rpm的噪音也没有了，这个试验具体验证了我们过去一段时间对这个噪音（P7）的置疑。如果一切如我们理解的，则H13在2800rpm的轰鸣噪音也可以换小刚度的离合器一并解决。BBDDACAC图七、此图显示（1）当离合器中torsion spring刚度由AB线降低到CD线时，在同一发动机扭矩范围（180220N*m）的振动中相对而言的转角同原来的11.6312.86度区移至13.915.36度区；（2）当刚度降低的同时，离合器内的减震器的阻尼（来自friction washers）增大，比较ABBA及CDDC相对应的斜线面积。扭矩在180220（Nm）之间变化时：1）初始：Degree()11.6312.86T1(Nm)180.05219.91T2(Nm)96.77136.96扭转刚度： 阻尼：2）刚度降低30%：Degree()13.915.36T3(Nm)179.88219.93T4(Nm)96.88136.93扭转刚度：阻尼：接着谈谈动力总成系统的扭转共振自然频率求法：（1）实验法；（2）FEA。不论是弯曲自然频率或是扭转自然频率都不像求一般单一部件的自然频率来得容易。以扭转自然频率为例，我们无法用敲击或振动器扫频的试验方法求此扭转自然频率，而须用Wheatson bridge应力片贴在传动轴上并以收发信号的方法在车开动期间量取 （图八）。另外就是用有限元建立动力总成系统扭转的模型来求其自然频率，参考资料被收集在本手册内的几个附图中。图八、测量汽车动力总成扭转自然频率的设备用FEA计算传动系统自然频率：模型如图所示：转动惯量对应名称刚度对应名称I1环状物K1-2I2齿轮K2-3I3气缸1K3-4曲轴I4气缸2K4-5曲轴I5气缸3K5-6曲轴I6气缸4K6-7曲轴I7飞轮+离合器K7-8离合器减震弹簧I8变速箱K8-9传动轴I9差速器K9-10半轴I10轮胎图九、用FEA计算汽车动力总成系统扭转自然频率的I1I10及K1-2 K9-10 这些为汽车中各部件的转动惯量和扭转刚度，可以通过试验、计算、FEA等各种方法获得这些参数，带入模型，可分析得到传动系统的自然频率。若传动系统自然频率和发动机某阶、某转速下的转动频率相对应，则有可能发生共振。可通过调节离合器中减震弹簧的刚度来改变传动系统的自然频率，从而和发动机扭转频率错开，避免发生共振。第四章、传动轴为振源的NVH问题的控制传动轴可以成为汽车噪音与振动的振源有两种可能，如果传动轴没有做好转动平衡，会发生一阶振动。要注意不平衡可以来自好几个可能的原因：1、传动轴本身转动不平衡；2、传动轴连接组件转动不平衡；3、传动轴接头松动；4、传动轴接头或花键磨损；5、传动轴过长，在转动时因离心力造成偏离中心线；6、有外物（泥块）附在传动轴接头部件。一阶振动的振动频率是：发动机转速/（60*变速箱齿轮速比），过去P11发生变速箱开裂，就是因为传动轴一阶振动的振源引起，这个问题被加上中间轴承而解决，这是什么原因呢？原来传动轴短时就减低了转动不平衡的幅度。g=386 Avoid shafts flextural natural frequencyAssumed rigid simply supported shaftTo design, make f1 as high as possible.图十、计算传动轴本身Bending自然频率，（critine speed）谈到消除传动轴的一阶振动，除了在上述6件事方面密切关注之外，就是在动力总成选速比时要尽量保持传动轴的速度在花键精度公差及动平衡精度允许指标内，因为F=mr2，这是一个处在转动轴半径位置上的不平衡质量m在转速时发生一阶振源的振幅，就算平衡工作做到符合某较低速的要求，到了高速仍然会发生超标的振幅。目前车的高速可达6000/0.787=7624转，故对传动轴的精度要求及花键磨损指标要跟着提高。传动轴也能产生二阶振动，我们称传动轴是二阶的振源，不要将之和发动机的二阶振源一事相混，两者发生时传动轴的转速不同。传动轴成为二阶振源是因为传动轴的输入及输出二侧都用十字万向节且角度过大或两个角度不等才产生的，然而由于动力总成系统在车上的布置限制，采用大角度的布置在所难免，就算角度不大，如果角度在轴的输入或输出二侧不等也有二阶振源。像P11及H13采用两段的传动轴共有3个角度、及需要考虑，最理想的设计是将其中相邻的一对角尽量取相通角度，而将剩下的那个接头用等速万向节以避免问题。第五章，齿轮为振源NVH的控制齿轮在汽车中用在变速箱、分速器、主减和车桥内的分速器，每对齿轮都可以成为一个NVH问题的振源，但后桥主减的锥形齿轮的噪音问题最常发生，在当我们觉察到后桥有高噪音时，鉴定确实它成为振源的方法与前面对于鉴定发动机和传动轴为振源的方法相似，公式为。例如，发动机转速为4500RPM而变速箱3档的速比为1.5时，主减输入轴的转速为RPM，如果后桥输入齿轮的齿数是10，则由公式，表示在瀑布彩图中如果发动机在3000RPM时对应红点的横坐标是500Hz，就极有可能后桥的主减锥形齿是振源。既然噪音的振源是齿轮，我们必须设法改进齿轮设计及制造工艺，共有以下各项努力的方向：（1）Contact Ratio，这是设计值，contact ratio大时有利于降低噪音；（2）材料的变形度，采用变形度低的材料有利；（3）热处理程序及工艺产生不同质量的齿轮，要优化；（4）Surface finish，它有一定的指标；（5）调校接触面的位置，调校也是工艺的一部分。在鉴定齿轮的设计和工艺（针对噪音）是否达到指标，常用的客观测量方法是量取Transunion Error及其他尺寸包括flatners，如果齿轮生产后有噪音且没有其他方法来改进时，有一个很有效的方法是grind gear（磨齿），它的缺点是费用贵，不要将grinding和lapping（研齿）相混，后者有研磨料，只对齿轮的耐久性有帮助，对噪音帮助不大。除了在齿轮的设计和工艺上下功夫降低噪音之外也要注意齿轮安装用的转轴和相关轴承的刚度，也要注意轴承支座的刚度，特别要提出的是齿轮箱的刚度，对车桥的主减速器而言，它的齿轮箱就是桥榖，如果桥榖设计刚度不够，它的许多自然频率会被以主减速器齿轮的振源频率击中而发。图十一第六章、轮胎NVH振源和控制 大家知道轮胎性能与汽车操稳性和平顺性关系重大，它和燃油经济性也直接有关。来自地面的振动所引起底盘或车身的NVH问题也多。然而轮胎在一些情形下自己也可以成为NVH振源，最熟悉的例子是轮胎的转动平衡没做好，于是产生一阶噪音振动，除了不平衡，当轮毂或钢圈在圆周方向几何上有变化或者轮毂及胎在三方向的刚度上不是中心对称时同样会使它成为NVH问题的根源，轮胎的振源会传达悬架、车架、车身和转向系造成其它部件的共振，如果轮胎半径为350mm，则当车速是100Km/Hr时振源的频率为13 hz :（100x1000）/(2x3.14x3600)=13, 此外轮胎也可能产生二及更高阶噪音振动A wheel and tire assembly has been run at 100 rpm on a dynamic balancing machine. The force measured at the left bearing had a peak of 2.2N at a phase angle of 45 deg with respect to the zero reference angle on the tire. The force measured at the right bearing had a peak of 1.2 N at a phase angle of -120 deg with respect to the reference zero on the tire. The wheel rim is 16 inches in diameter. Calculate the size and location with respect to the tires zero reference angle, of balance weights needed on each side of the rim to dynamically balance the tire assembly.第七章 进排气系统NVH振源和控制 目前奇瑞汽车在调校过程中也要处理排气系统相关的NVH问题，测试噪音时用靠近进排气处的麦克风收集资料，也用发动机转速为变数制成瀑布彩图，排气系的噪音如同发动机噪音的情形，也有二阶、四阶及其它阶数的明显走势。奇瑞对于进排气系NVH调校在于改变管道的几何及尺寸，又在排气悬置上改刚度及橡胶阻尼，并经供应商改共振器设计。共振器在何位置安装最能降低噪音也很重要。CAE应当被广泛使用来帮助，但目前奇瑞的方法是调校。第八章、制动系NVH振源和控制 制动器不论鼓式或是盘式都可能产生严重的噪音问题，它可以是低频（brake chatter）100200Hz，也可以是高频（brake squeal）5001000Hz。 一般对制动器噪音最关注的问题是摩擦片材料，这的确是导致噪音的首要原因，通常摩擦系数偏高的材料能帮助提升制动力矩，但也容易产生NVH问题。然而往往忽略的事情是其它制动器配件，如盘式制动器的转轮及Caliper本身的刚度与支架设计，或鼓式制动器的drum及shoe的刚度均直接会造成噪音振动。更进一步看制动器NVH问题，会发现它还和车辆的车桥及悬架的扭转刚度有关。用实验测量制动器NVH信息的方法也是用麦克风及加速度传感器，麦克风要装在制动器附近才容易测量，而且要在踩制动时才开始测量，以免收集过多不相干的数据，通常在频率图上会看见一些高峰值位置，我们的工作是降低这些峰值，除了上面已经提到过的设计方面的改进外，也可用阻尼在制动系统各处交接点。 用FEA分析制动器NVH问题时除了看系统中各部件的自然频率外也要做系统FEA分析，我们也可以用ADAMS做系统brake NVH分析，毕竟这种噪音的来源不是来自一种结构被一个振源击打发生共振，而是来自相对运动的部件因摩擦的介入而发生一个振源，此振源的本身是噪音的根源，要考虑设计整个系统的改进以化解之。第九章、转向系的NVH转向泵及其液压软管太硬太软都会产生噪音。助力转向器噪声也是重要项目。第十章、悬架系的NVH问题控制悬架系中的弹簧和减震器的功能就是来控制车辆平顺性的，前、后悬架的弹簧刚度有指标，例如前悬的偏频要在11.1Hz，后悬的偏频要在1.3Hz，又如减震器需要提供0.4的damping ratio，这些是很粗略的概念，实际设计上的考虑很多。在乘车舒适性有根据座椅上的最大允许加速度值及不得超过的时间（多少小时）为指标，当然这和整车性能包括轮胎和悬架设计都有关系，也和行车工况有很大的关系。奇瑞对悬架系的NVH问题是以调校方式来处理的，由于目标明显，一般不认为是最大问题。我们也遇过在麦弗逊悬架中减震器摩擦力大，造成舒适性问题，此项问题可以在弹簧上下座位置的微调来改进。第十一章、车身系统的NVH问题控制车身方面和NVH控制有关的工作：（1）密封；（2）车身刚度；（3）部件刚度；（4）阻尼填塞材料等。密封不到位时可以听见来自发动机或轮胎的噪音，在高速时可能有高频（吹口哨）风声。车身刚度不够时，在换道或转弯过程中可以很明显的感觉到摇摆，车身有其自然频率，当这些自然频率被车上振源频率击中时车身会发生共振。车身部件刚度不足时在不同车速时会发生共振，明显的例子是IP发生共振。下面是以S16为参考在车身NVH控制方面所做的工作。下面的表由S16项目测试报告录取作为对密封作业的参考。序号改进部件或系统改进措施备注方案描述材料及参数1发动机舱盖内饰材料原来的内饰材料更换成30mm厚玻璃纤维吸声材料玻璃纤维外包无纺布，1200g/m2采用2防火墙外侧吸音材料防火板更换25mm厚玻璃纤维吸声材料玻璃纤维外包无纺布，900g/m2采用3后视镜后视镜内外护板内安装3-5mm厚闭孔海绵,常州祺胜公司3-5mm厚闭孔海绵外护板采用4前轮罩前轮罩与翼子板空腔,用大尺寸的25mm闭孔海绵填满 25mm闭孔海绵采用5挡泥板加EVA和3M-PP吸声材料18mm3M-TAI-3047采用6门左右门护板装3M吸声材料 23mm 3M-TAI-4047采用7背门护板装3M吸声材料23mm 3M-TAI-4047采用8门把手里面装3-5mm厚闭孔海绵3-5mm厚闭孔海绵未采用9门密封条两个门密封条和后背门密封条内塞芯/采用10改进后背门密封条，保证受压均匀，密封良好/改进11A、C、D柱与门槛上A柱护板装3M吸声材料 23mm 3M-TAI-4047采用12用堵孔胶带封堵A柱下部的无用和过大孔洞，和前底板和防火墙交接处的一些过大孔堵盖封堵13上C柱护板内装3M吸声材料 23mm 3M-TAI4047采用14C柱下盖板3M吸声材料 23mm 3M-TAI4047采用15D柱上护板3M吸声材料 23mm 3M-TAI4047采用16前门槛加吸音棉23mm 3M-TAI4047采用17A、B、C柱空腔膨胀泡沫堵漏；/采用18中通道中通道内加1.5mm的EVA和3M吸声材料1.5mmEVA 3M-TAI4047采用19中通道上孔洞封堵堵盖封堵20地板前、后地板加EVA/采用21地板上的漏声孔封堵堵盖封堵22后轮罩、后备箱后轮罩空腔加EPDM泡沫25mm闭孔海绵采用23行李箱护板内加3M吸声材料3M-TAI-4047采用24堵孔，后轮罩空腔与外界相通的几个漏声孔堵盖封堵25前风档保证前风挡玻璃涂胶均匀，避免与车身之间产生缝隙，形成漏声/封堵26车窗泥槽改进车窗泥槽，提高其密封性/改进27改进车窗泥槽接角，保证车窗玻璃升起时与之贴合/改进6.2样车结构声方案，见表6表6 结构声方案序号改进方案针对的问题备注系统方案描述1进气系统3L谐振腔（83Hz）降低20003000r/min出现轰鸣声采用2空