汽车NVH分析与控制技术.ppt

,吉林大学汽车工程学院,吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室王登峰,汽车NVH分析与控制技术,吉林大学汽车工程学院,1、国内汽车NVH研究现状,3、汽车噪声源识别方法与应用,4、车架和车身的低频声振分析匹配,5、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用,2、声学基础,7、客车噪声分析控制技术举例,6、关键零部件噪声控制-风扇,吉林大学汽车工程学院,一、国内汽车NVH研究现状,吉林大学汽车工程学院,1、必要性和意义,噪声污染是世界公认的三大污染源之一；汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控制汽车噪声对环境的污染和对人体危害；汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒适性越来越高的要求，是对汽车NVH分析与控制研究工作的持续推动力。,吉林大学汽车工程学院,2、汽车噪声法规和标准,GB1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法,1）中国,车外,吉林大学汽车工程学院,ECER51规定的汽车加速行驶车外噪声限值,2）欧洲,吉林大学汽车工程学院,3）美国：因各州有独立立法权，规定的汽车噪声限值标准各不相同，N2车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱图的声强级随频率分布特性相近，最大声强值出现在1250Hz处，两侧的最大噪声是由同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。,吉林大学汽车工程学院,5、轿车车内噪声源声强识别与降噪,轿车车内声强测量网格布置,吉林大学汽车工程学院,仪表板处声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,驾驶员侧防火墙的声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,副驾驶侧防火墙的声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析,吉林大学汽车工程学院,防火墙处实施吸隔声处理,吉林大学汽车工程学院,（a）降噪前(b)降噪后,降噪前后驾驶员左踏板处声强扫描结果的对比,吉林大学汽车工程学院,（a）降噪前(b)降噪后,降噪前后仪表板处声强扫描结果的对比,吉林大学汽车工程学院,改进前后不同车速下车内噪声的对比分析,2020/5/16,57,可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由N个传声器组成的阵列（传声器的间距为y）竖立不动。据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对汽车匀速运动。由N个传声器得到的连续采样信号组成的平面H就可以称作扫描全息面。根据全息面上的声压级分布，经过声场变换就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车的主要噪声源进行识别。,声全息法噪声源识别测量方法示意图,2、声全息方法方法,2020/5/16,58,声全息法噪声源识别测量过程示意图,全息面构造示意图,吉林大学汽车工程学院,试验仪器,振动噪声数据采集系统；由15个传声器构成传声器阵列，传声器间距为10cm。,自制传声器阵列,试验在消声室内转鼓试验台上进行；近场测量网格共15行45列，距车体65cm；网格间距为10cm，最下面一行网格距地面10cm；参考传声器1位于8行10列，参考传声器2位于8行30列；试验工况为二档60km/h。,吉林大学汽车工程学院,近场声全息试验现场,1）某车型近场声全息测量试验,吉林大学汽车工程学院,车左侧近场2D等声压级图,车右侧近场2D等声压级图,2020/5/16,62,声全息方法车外噪声源识别结果,吉林大学汽车工程学院,车左侧近场3D等声压级图,车右侧近场3D等声压级图,吉林大学汽车工程学院,车左侧声场变换远场2D等声压级图,车右侧声场变换远场2D等声压级图,变换到远场距汽车纵向对称面7.5m处的结果。,变换面上距地面1.2m处的左右两侧声压级，其中左侧为68.8dB（A），右侧为69.4dB（A）；最后取车左右两侧声压级的平均值作为加速行驶车外噪声预测数据，即为69.1dB（A）。,车外动态加速噪声预测STSF,吉林大学汽车工程学院,1）车外最大动态加速噪声分析结果与验证,汽车加速行驶车外噪声测量场地及声级计的布置,吉林大学汽车工程学院,按GB1495-2002测量汽车加速行驶车外最大噪声,STSF预测69.1dB(A)与试验值只相差1.2dB(A)。,吉林大学汽车工程学院,四、车架和车身低频声振分析匹配,吉林大学汽车工程学院,1）车架有限元模型,用四边形板单元建模将铆钉和螺栓简化为节点，节点之间用刚体单元连接，自由度表示为XYZ三向移动；上下相对焊点视为节点，用刚体单元连接，自由度为XYZMXMYMZ。,1、车架NVH分析匹配,吉林大学汽车工程学院,2）钢板弹簧的边界条件简化处理,把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：将螺旋弹簧用杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度为XYZ，用刚体单元连接两杆底部，自由度为XYZMXMYMZ。,K1=KL2/(L1+L2)K2=KL1/(L1+L2)K1+K2=K,吉林大学汽车工程学院,3）弯曲工况车架约束模型,前钢板弹簧的两个支撑点约束XZMXMZ四个自由度；后钢板弹簧的两个支撑点约束ZMXMZ三个自由度；钢板弹簧与纵梁连接的一侧4个节点约束YMZ二个自由度；在车架后横梁中心线上选择一点约束XMZ二个自由度。,吉林大学汽车工程学院,4）车架的有限元模态分析结果,车架一阶弯曲模态,车架一阶扭转模态图,车架固有振动频率模态有限元计算结果,吉林大学汽车工程学院,6）实车空载状态下车架试验模态分析,在整车空载状态下，将20个ICP加速度传感器依次对称布置在试验样车车架的两纵梁上，拾振方向为z方向；激振点选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采用MIMO的激励方式，使用猝发随机信号，扫描频率范围为1-100Hz。,车架拾振点布置图,吉林大学汽车工程学院,车架固有频率及振型描述(单位:Hz),车架频率为4.38Hz时振型图,车架频率为7.44Hz时振型图,各固有频率均较低；若满载上述频率会更低。有限元计算结果与试验结果误差在3%范围之内。,吉林大学汽车工程学院,对标车架试验模态分析结果,7）车架振动性能的对标分析,吉林大学汽车工程学院,从表中可以看出，1）对标车型车架前端模态的振幅很小；2）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；3）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使发动机和驾驶室的振动显著减小。对标车型发动机怠速为540转/分，1/2阶的激励频率是4.5Hz，1阶的激励频率是9Hz，3阶的激励频率是27Hz。频率最低的弹性体1阶扭转频率为10.76Hz，高于发动机1/2阶和1阶频率，低于发动机转速的3阶的激励频率。对标车型车架在30-60Hz之间只有一个1阶弯曲频率（33.86Hz）和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车架基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。,吉林大学汽车工程学院,本车型车架前部是各阶模态振型的较高的点，这样只要发动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会激励起车架剧烈的振动。同时车架也会将这些振动最大限度地传递给驾驶室悬置系统。本车型发动机怠速为600转/分，1/2阶的激励频率是5Hz，1阶的激励频率是10Hz，3阶的激励频率是30Hz。车架的1阶扭转频率4.38Hz与发动机怠速1/2阶的激励频率接近，车架的1阶弯曲频率7.44Hz与发动机怠速的1阶激励频率也较接近。这将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性进行改进。,吉林大学汽车工程学院,对标车型,本车,对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板z方向振动加速度比较,本车型从1400转/分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的1阶扭转和弯曲频率与发动机怠速的1阶激励频率接近是其中的主要原因之一；对标车型在额定转速范围（红线以左）内，振动水平基本上是一致的。,吉林大学汽车工程学院,商用车车架NVH匹配设计原则：应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态的节点附近；实车状态下车架弹性体1阶扭转频率应高于发动机1/2阶和1阶频率，低于发动机的3阶激励频率。,吉林大学汽车工程学院,1）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分析,模型规模：共包含：334282个节点325541个单元其中含2099个MPCs单元。,驾驶室白车身有限元模型,对其进行自由自由状态下的有限元模态分析，得到其固有振动的频率和模态。,驾驶室白车身的模态分析与评价,2、驾驶室低频声振分析与匹配,吉林大学汽车工程学院,模态试验流程图,试验采用多点激励方式，激励频率为0-200Hz。左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为3.83Hz，远小于车身结构的第一阶弹性频率20Hz，故可认为是自由支撑。输入信号为猝发随机信号，采用Hanning窗以减少泄漏误差。采用平均处理减少测量误差，每次测试平均30次。为了减少传感器对车身的附加质量，每次每个面只测12个响应点。,吉林大学汽车工程学院,测点的布置,取两个激振点，激振频率为0200Hz，频率间隔为0.195Hz。响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。测点分布均匀，能反映出结构的几何特征。共取137个测点，建立响应点布置图。,吉林大学汽车工程学院,有限元分析模态一阶扭转振型,试验模态一阶扭转振型,主要振型比较,吉林大学汽车工程学院,计算模态与试验模态的振型相关性分析,吉林大学汽车工程学院,3）驾驶室白车身模态分析、评价与应用,驾驶室白车身的模态分结果主要用于驾驶室开发设计阶段与国内外性能先进的同类驾驶室白车身进行对标分析。由于商用车驾驶室的长、宽、高尺寸接近，其一阶弯曲模态往往不明显、甚至在低频段不出现；其一阶扭转模态成为评价驾驶室性能的重要参数。商用车驾驶室白车身一阶扭转模态用于衡量驾驶室整体抗扭刚度，过低驾驶室的整体刚度不足，过高会导致驾驶室重量加大，不符合轻量化设计原则。驾驶室白车身设计的目标之一，就是在控制驾驶室重量的前提下，通过优化驾驶室的骨架设计，使驾驶室的一阶扭转频率尽可能提高。,吉林大学汽车工程学院,驾驶室内部声腔有限元建模与模态分析,1）驾驶室内部声腔的有限元建模,无座椅的声腔有限元模型，不考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。,带座椅的声腔有限元模型，考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。,吉林大学汽车工程学院,驾驶室内部声腔的前3阶振型,a)第一阶横向模态b)第一阶横向模态,吉林大学汽车工程学院,图3-6声固耦合系统简化模型,声腔模型外表面有1052个节点，全部与结构模型的节点相耦合；耦合系统中共有5665个节点、4860个单元，其中1500个四边形单元，3360个六面体单元。,驾驶室声固耦合模型情况：,驾驶室声固耦合有限元建模与模态分析,1、驾驶室声固耦合有限元建模,吉林大学汽车工程学院,a)耦合系统模态b)结构系统模态,吉林大学汽车工程学院,a)耦合系统中声腔模态b)声腔模型的模态,图3-24耦合系统中声腔模型与声腔简化模型的模态对比,吉林大学汽车工程学院,声腔声学模态试验仪器连接示意图,试验在消声室内进行，驾驶室前端用两根弹簧支承，后横梁处用充气内胎支承，在弹性元件与驾驶室接触处加橡胶垫片；信号发生器发出正弦扫描激励信号，激励频率为0-400Hz，经放大通过扬声器激励车内空腔振振动；采用多个传声器同时测量车内测点的声压响应信号，利用试验模态分析系统计算传递函数，识别声腔声学模态。,吉林大学汽车工程学院,声腔测点的分布,各测点之间的间隔为200mm，空腔测点总数为444个，分组进行测量。,吉林大学汽车工程学院,表4.2试验与仿真前四阶声学模态,a)第一阶横向b)第一阶横向,吉林大学汽车工程学院,驾驶室声固耦合振动特性的分析和评价,内饰驾驶室声固耦合系统的振动特性，可用于对商用车实车状态下驾驶室的振动性能进行分析与评价。驾驶室声固耦合系统的整体模态对应的主要低阶固有频率，应避开发动机怠速、一般公路常用行驶车速60-70km/h和高速公路行驶速度90-110km/h对应转速下的不平衡惯性力激励，对于直列六缸柴油发动机为3阶不平衡惯性力，以免驾驶室和方向盘因共振而产生抖振现象。内饰驾驶室声固耦合系统的模态振型是驾驶室阻尼减振材料布置的重要依据，阻尼减振材料应布置在驾驶室结构振动的最大应变能发生部位，才能发回其效用。,吉林大学汽车工程学院,1、白车身有限元模型的建立,模型包括27858个节点、33200个单元,3、轿车车身声振分析匹配,吉林大学汽车工程学院,2、车身超单元模型和柔体车身的建立,超单元共有13个外点,吉林大学汽车工程学院,3、前悬架子系统多体模型的建立,吉林大学汽车工程学院,4、后悬架、转向系统、轮胎子系统模型的建立,吉林大学汽车工程学院,5、底盘模型和整车刚弹耦合系统模型,底盘模型,整车模型,6、路面模型,双对数坐标下B级路面的功率谱密度曲线,在ADAMS软件中利用反谱计算公式得到路面不平度:,再将得到的路面不平度做成B级路面供平顺性分析时使用如图所示，B级路面激励谱的数学表达式分别为：,吉林大学汽车工程学院,吉林大学汽车工程学院,8、车身质心垂直方向加速度信号,吉林大学汽车工程学院,9、车身与悬架连接点处垂直方向作用力,吉林大学汽车工程学院,10、带有座椅时的车身结构有限元模型,共29936节点35490单元,吉林大学汽车工程学院,11、车室空腔模型,有座椅,无座椅,2222个节点1820个单元,2516个节点2136个单元,吉林大学汽车工程学院,12、内饰吸声材料的有限元模型,（a）顶棚（b）脚踏板（c）地板,（d）侧围（e）座椅（f）衣帽架,吉林大学汽车工程学院,13、在声腔表面加吸声单元得到内饰声腔有限元模型,吉林大学汽车工程学院,14、车室声固耦合系统模型,界面上1232个节点全部耦合,吉林大学汽车工程学院,车身结构扭转模态车身结构弯曲模态,15、白车身结构的有限元模态分析,吉林大学汽车工程学院,16、车室空腔的模态分析,（a）空腔第一阶纵向模态（b）空腔第一阶横向模态,吉林大学汽车工程学院,17、车身结构与空腔耦合有限元模型的模态分析,（a）耦合系统振动模态（b）车身结构振动模态,耦合系统与车身结构,吉林大学汽车工程学院,耦合系统与声腔,（a）耦合系统模态（b）空腔系统模态,吉林大学汽车工程学院,18、车身12个连接点共同作用的车内声压响应,吉林大学汽车工程学院,19、发动机激励下的车内噪声响应,驾驶员右耳声压频谱图,后排座椅声压频谱图,吉林大学汽车工程学院,20、怠速工况驾驶员耳旁处声压仿真与试验结果间的比较,吉林大学汽车工程学院,21、车身结构阻尼对车内噪声的影响,加入阻尼的车体骨架有限元模型,吉林大学汽车工程学院,（a）车身振动模态（b）加入阻尼的车身振动模态,加入阻尼对车身振动模态的影响,吉林大学汽车工程学院,车身结构阻尼对车内噪声的影响,加入结构阻尼对驾驶员右耳旁声压的影响,吉林大学汽车工程学院,加入结构阻尼对后座椅中间测点声压的影响,吉林大学汽车工程学院,五、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用,吉林大学汽车工程学院,1、统计能量分析方法概述,图4-1有限元、边界元和统计能量分析法的应用频段范围,吉林大学汽车工程学院,2、SEA方法输入参数与输出结果1）输入参数子系统模态密度；子系统损耗因子；子系统间的耦合损耗因子；2）外部能量激励地面对车身的激励；动力总成对车身激励；车身外空气压力波动能量激励；发动机辐射声波激励；3）输出各子结构平均能量响应,2020/5/16,121,3、某轿车的子结构划分情况（共划分为35个子系统）,吉林大学汽车工程学院,统计能量分析模型图,4、统计能量分析模型,吉林大学汽车工程学院,100km/h匀速行驶时基础车驾驶员耳旁噪声预测与试验对比,吉林大学汽车工程学院,7、车用吸隔声材料声学性能测试装置,阻抗管声学材料测量系统,吉林大学汽车工程学院,8、建立的车用吸、隔声材料声学性能数据库,不同材料隔声量曲线,不同材料的吸声性能测试结果,吉林大学汽车工程学院,隔热墙施加隔声阻尼材料前后车内声压级对比,9、采取不同吸隔声方案对车内噪声的影响,吉林大学汽车工程学院,增加地板和挡泥板阻尼层前后车内声压级对比,吉林大学汽车工程学院,加厚隔热墙前后车内声压级对比,吉林大学汽车工程学院,对衣帽架增加阻尼层和吸声材料前后车内声压级对比,吉林大学汽车工程学院,10）采取综合降噪措施车内噪声预测,改善车内吸隔声处理前后车内声压级对比,吉林大学汽车工程学院,六、汽车关键零部件低噪声优化设计,吉林大学汽车工程学院,1、发动机冷却风扇的低噪声优化设计,1）风扇的三维实体建模,根据风扇的几何参数，用三维CAD软件CATIA建立风扇三维实体模型如图6-1所示,图6-1某风扇的三维实体模型,吉林大学汽车工程学院,2）风扇性能的风筒试验,1-集流器2-压力计3-网栅节流器4-风筒5-进气整流栅6-锥形接头7-风扇图6-2风扇的进气试验装置,吉林大学汽车工程学院,1-复合测压计2-压力计3-出气整流栅4-风筒5-锥形节流器6-锥形接头7-风扇图6-3风扇的出气试验,吉林大学汽车工程学院,图6-4风扇通流区模型,按照风扇性能的风筒试验方法，规定的要求建立风扇的CFD仿真分析模型。,3）风扇的CFD建模,吉林大学汽车工程学院,图6-5风扇的旋转流体区模型,吉林大学汽车工程学院,表6-1仿真模型各区域几何参数,图6-6风扇通流区网格图,吉林大学汽车工程学院,图6-7风扇旋转流体区网格图,吉林大学汽车工程学院,流场边界和区域类型确定及仿真边界条件设定,用FLUENT软件来仿真计算冷却风扇的流场和声场，主要区域类型包括三个：进口、出口、壁面区域。气流进口设置为压力进口，出口设置为压力出口，风扇、通流区内壁与流体相接触的所有边界均设为壁面区域。不考虑散热器对空气的加热作用，流动介质视为标准空气。在进口处给定流动总压力为大气压力，流动方向为沿轴向流动。出口处没有附加压力作用，相对大气压力为0Pa。通流区的流动雷诺数在104，属于湍流运动进出口紊流度均设为0.5，采用旋转坐标法来设置风扇转速，转速为2100r/min，旋转方向沿z轴正向，将质量流率的监测面设置在管道区出口处。,吉林大学汽车工程学院,4）风扇仿真结果分析,图6-8x0截面及叶片壁面上速度分布图,吉林大学汽车工程学院,图6-9叶片壁面上的速度分布图,吉林大学汽车工程学院,图6-10通流区流线,吉林大学汽车工程学院,图6-11监测面静态压力云图,吉林大学汽车工程学院,图6-12风扇吸力面静态压力云图,图6-13风扇吸力面静态压力云图,吉林大学汽车工程学院,图6-14线型计权噪声频谱图,图6-15A计权1/3倍频程频谱图,吉林大学汽车工程学院,风扇的出厂试验标定流率Q990m3/h，也就是不小于0.3369kg/s，仿真流率为0.3376kg/s，满足了原风扇要求，且二者误差仅为0.2，远远小于5的误差标准；风扇出厂试验标定噪声Lp70.5dB(A),噪声仿真值为71.37dB（A），误差为1.23，满足5的误差标准；上述分析表明风扇的两个主要指标-流率和噪声的仿真值与出厂试验标定值相差很小，从而说明了仿真模型分析结果是可信的。,吉林大学汽车工程学院,5）风扇参数的优化,叶片数的影响（原风扇叶片数为5）,图6-16不同叶片风扇的三维实体模型,吉林大学汽车工程学院,表6-2不同叶片数风扇质量流率和A声级值,图6-17叶片数-质量流率关系图,图6-18叶片数A声级关系图,吉林大学汽车工程学院,轮毂比的影响（原风扇轮毂比为0.3）,轮毂比为0.4,轮毂比为0.5,轮毂比为0.6,轮毂比为0.7,图6-19不同轮毂比风扇的三维实体模型,吉林大学汽车工程学院,表6-3不同轮毂比风扇质量流率和A声级值,图6-20轮毂比-质量流率关系图,图6-21轮毂比-A声级关系图,吉林大学汽车工程学院,叶型安装角的影响（原始风扇叶型安装角为17）,表6-4不同叶型安装角风扇质量流率和A声级值,图6-22叶型安装角-质量流率关系图,图6-23叶片安装角-A声级关系图,吉林大学汽车工程学院,转速的影响（原始风扇额定转速为2100r/min）,表6-5不同转速时质量流率和A声级的理论值和仿真值,吉林大学汽车工程学院,图6-24转速-质量流率关系图,图6-25转速-A声级噪声关系图,吉林大学汽车工程学院,叶片间夹角的影响（原始风扇为5叶片等夹角）,夹角为80-100-80-100,夹角为70-110-70-110,夹角为60-120-60-120,夹角为50-130-50-130,图6-26不同叶片间夹角风扇实体模型,吉林大学汽车工程学院,表6-6不等夹角风扇质量流率和A声级值,图6-27不等夹角-质量流率关系图,图6-28不等夹角-A声级关系图,吉林大学汽车工程学院,叶形和前倾角的影响（原始风扇为等厚叶形、前倾角0度）,图6-29CLARKy叶型,图6-30用CLARK叶形前倾角为0风扇,吉林大学汽车工程学院,表6-7CLARK叶形不同前倾角风扇质量流率和A声级值,图6-31前倾角-质量流率关系图,图6-32前倾角-A声级噪声关系图,吉林大学汽车工程学院,6）优化风扇的仿真分析,表6-8风扇的优化设计参数,图6-33优化风扇三维实体模型,吉林大学汽车工程学院,表6-9风扇参数优化前后性能对比,吉林大学汽车工程学院,七、客车噪声分析控制技术举例,吉林大学汽车工程学院,1、客车车内噪声标准,客车内部噪声的大小反映其产品质量和技术性能的高低，代表其声学品质的优劣。直接影响客车的等级评定和产品销售。国家交通、旅游等部门对营运客车的车内噪声分别制定了严格的限值要求。,1）交通部客车等级评定标准JT/T325-2006中，按客车大小和等级的不同，规定客车车内匀速（50km/h）噪声66dB(A)79dB(A)；2）建设部城市客车等级评定标准CJ/T162-2002城市客车分等级技术要求与配置中，按城市客车大小、用途和等级的不同，规定城市客车车内匀速（50km/h）噪声68dB(A)82dB(A)；3）上海市规定普通级和中级客车的车内匀速噪声不得大于78dB(A)，高级客车不得大于76dB(A)，超级客车不得大于75dB(A)。4）2004年GB7258-2004修订版机动车运行安全技术条件中，只规定了汽车驾驶员耳旁噪声声级90dB(A)，以及客车车内匀速噪声（50km/h）79dB(A)。,吉林大学汽车工程学院,5）根据“汽标客字(2006)第04号”关于组织申报“国家标准制修订计划”的通知要求，国家客车质量监督检验中心2006年4月开始着手客车车内噪声限值及测量方法标准制定工作，现已完成起草，正处于征求意见阶段。该标准规定：,吉林大学汽车工程学院,2、客车车内噪声控制技术实例,1）客车车内主要噪声源,吉林大学汽车工程学院,3、某客车车内噪声控制实例,1）车内噪声测量,按照国家标准GB/T18697-2002声学汽车车内噪声测量方法规定的要求测量了该客车在50km/h匀速行驶车内噪声。,表3-1某型发动机后置城市客车车内噪声的测量结果,按建设部城市客车等级评定标准CJ/T162-2002规定，后部噪声超标。,吉林大学汽车工程学院,2）车内噪声控制技术研究,发动机舱隔声降噪,1-侧围骨架；2发动机舱隔墙；3发动机图3-1某型后置发动机舱的结构示意图,发动机舱结构与噪声特性分析,吉林大学汽车工程学院,1-地板革；2-1mm厚钢板；3-硬质泡沫塑料；4-骨架方钢；5-钢丝网图3-2原发动机仓隔墙的剖面示意图,优化前发动机舱隔墙结构如下：A、隔墙上表面为方钢管骨架覆1mm厚的钢板，其上表面铺地板革。B、梯形隔墙内填有30mm厚的泡沫塑料。C、梯形隔墙下方为一网状结构的钢丝网覆盖住泡沫塑料。,吉林大学汽车工程学院,原发动机舱隔墙在车身骨架间填有硬质泡沫塑料，其目的是吸音和隔音。而钢丝网只是起到固定硬质泡沫塑料的作用，对吸音和隔音基本没有多大效果。在汽车定置发动机转速为2200r/min时，在车身发动机舱外侧测得的最大噪声为108dB(A)。而在车厢内后部位置测得的噪声为86dB(A)，隔声量为22dB(A)，可知隔墙具有一定的降噪效果，但不够理想；填充材料吸声系数较小，达不到吸声效果。,表3-2几种常见隔音材料的吸音系数对比表,吉林大学汽车工程学院,发动机舱吸隔声降噪改进设计,（1）吸声材料的选择在发动机舱空间允许的条件下，尽量选择两种或两种以上的吸音材料，不同的吸音材料对不同频率噪声吸音效果不同，两种以上的材料组合使用，能取得较好的吸音效果。对于中、高频噪声，可采用多孔吸音材料，并加适当的护面层，对于宽频带噪声，可在多孔吸音材料后留30-100mm厚的吸声层。对于低频带噪声，可采用穿孔板共振吸声结构，孔径可取3-6mm。进行吸声处理时，应满足防火、防潮、防腐、防尘等工艺与安全方面的要求，还要兼顾便于装配、性价比等要求。,吸声设计,吉林大学汽车工程学院,（2）吸声设计步骤确定吸声处理前发动机舱内的噪声特性；计算发动机隔墙吸声降噪量Lp；由发动机舱内平均吸声系数和舱内设置吸声材料的面积，确定吸声面的吸声系数；由吸声面的吸声系数、选择合适的吸声材料或吸声结构、类型、材料厚度、安装方式。,发动机舱内隔墙吸声量,式中A吸声量；i-第i种吸声材料的吸声系数；Si-第i种吸声材料的面积。,A=i*Si,吉林大学汽车工程学院,发动机舱改进设计后噪声的降低量可近似计算为为：,式中改进前的舱内平均吸声系数为A1；改进后舱内平均吸声系数为A2。,1-地板革；2-骨架方钢；3-1mm厚钢板；4-聚氨酯发泡层；5-复合铝箔吸音棉；6-圆孔吸音铝板图3-3改进吸音后的发动机舱隔墙剖面示意图,吉林大学汽车工程学院,隔声设计,多层复合结构隔声是利用声波在不同介质分界面上产生反射的原理，采用分层材料交替排列构成。多层复合材料要求各层材料要软硬相隔，同时利用夹入层间的疏松柔软层，或柔软层中夹入金属板之类的坚硬材料，来减弱板的共振与吻合频率区域声能的辐射，进行多层复合结构的隔声设计时应注意的问题：层数不必过多，一般3至5层，相邻层间材料应尽量采用软硬结合的形式。提高薄板阻尼有助于改善隔声量。对削弱共振频率有显著作用。由于多孔材料本身的隔声能力较差，所以在它的表面粘一层轻薄材料时，可提高它的隔声性能。多层复合结构的隔声量可近似计算如下：,R=18lg（m1+m2+m3）+12lgf-25+R,吉林大学汽车工程学院,式中m1、m2、m3为各层板的面密度；f为入射声波的频率；R为空气层的附加隔声量空气层厚度为50mm时，附加隔声量大于5dB(A)，相当于6mm厚的单层钢板的隔声量。它有利于提高隔声效果，且能节省材料，降低重量。改进的发动机隔墙隔声结构设计为：,地板革；2-木地板；3-1mm厚钢板；4-聚氨酯发泡层；5-复合铝箔吸音棉；6-圆孔吸音铝板；7-骨架方钢图3-4发动机舱隔墙的剖面示意图,吉林大学汽车工程学院,阻尼减振降噪设计,对于大多数金属板结构，其本身的阻尼很小，而声辐射效率很高。需要进行附加阻尼处理，以便减小共振幅值，耗散振动能量。阻尼与板材的组合结构有两种形式：自由阻尼结构和约束阻尼结构。自由阻尼结构：是将阻尼材料直接粘贴在需要减振的金属板的一面或两面，当板振动和弯曲时，板和阻尼层可自由压缩和延伸，从而使部分机械能损耗。自由阻尼结构损耗因子与阻尼材料的损耗因子、基板和阻尼材料的弹性模量比、厚度比等有关。约束阻尼结构：是将阻尼材料涂在两层板材之间，当金属板振动和弯曲时，阻尼层受金属板约束不能伸缩变形，主要受剪切变形，可耗更多的振动功能，比自由阻尼结构有更好的减振效果。,吉林大学汽车工程学院,表3-3几种阻尼材料的成分及值,在运用吸音、隔声降噪设计的基础上，再采用阻尼减震措施，得到如下图3-5所示发动机隔墙的剖面示意图。,1-阻尼胶片；2-地板革；3-木地板；4-骨架方钢；5-钢板；6-聚氨酯发泡层；7-铝箔吸音棉；8-圆孔吸音铝板图3-5发动机舱隔墙的剖面示意图,吉林大学汽车工程学院,密封降噪设计,发动机舱处车身的密封性是整车隔音降噪的一项重要内容，密封性不好，发动机噪声就会通过孔缝传入车内，使车身的隔声量大大下降。不仅不能降低噪声，而且尘土、雨水都会侵入车内，大降低了客车乘坐舒适性。客车整车密封设计可分为防尘密封、防水密封和隔声密封，其中隔声密封是为乘客提供一个安静舒适的乘坐环境，主要是针对发动机辐射的空气传声。,后部车身底架发动机隔墙与侧围拼焊交接处的隔板间断焊如有缝隙，会大大降低组合隔墙的隔声量，采用打胶的方式进行密封。,吉林大学汽车工程学院,1-方钢骨架；2-封板；3-密封胶图3-6封板密封示意图,吉林大学汽车工程学院,发动机后舱门降噪设计,1-舱门蒙皮；2-舱门骨架方钢图3-7改进前发动机后舱门的剖面示意图,1-舱门蒙皮；2-复合铝箔吸音棉；3-舱门骨架方钢；4-圆孔吸音铝板图3-8优化后发动机后舱门的剖面示意图,吉林大学汽车工程学院,车身降噪设计,1）前围降噪设计,1-前挡风止口；2-前围外蒙皮；3-玻璃钢面板；4-方钢图3-9优化前前围剖面示意图,吉林大学汽车工程学院,1-前挡风止口；2-前围外蒙皮；3-玻璃钢面板；4-方钢；5-复合铝箔吸音棉图3-10优化后前围剖面示意图