整车NVH介绍资料

1、整车NVH介绍一、NVH 定义NVH是指Noise（噪声）,Vibration（ 振动）和Harshness（声振粗糙度）,由于以上三者在汽车等机械 振动中是同时出现且密不可分 , 因此常把它们放在一起进行研究。声振粗糙度是指噪声和振动的 品质，是描述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。由于声振粗糙描 述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此有人称 Harshness 为不平顺性。又因为声振粗糙度经 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 Harshness 为冲击特性。二、噪声的种类产生汽车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、电磁三部分。从结构上可分

2、为发动机（ 即燃烧噪声）, 底盘噪声（即传动系噪声、各部件的连接配合引起的噪声 ）, 电器设备噪声 （冷却风扇噪声、 汽车发电机噪声 ）, 车身噪声 （ 如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声及噪声源通过各 种声学途径传入车内的噪声及汽车各部分振动传递途径激发车身板件的结构振动向驾驶室内辐 射的噪声组成车内噪声。 ） 。其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上 , 包括进气噪声和本体噪 声（如发动机振动 , 配气轴的转动 , 进、排气门开关等引起的噪声 ） 。因此发动机的减振、降噪成为 汽车噪声控制的关键。此外, 汽车轮胎在高速行驶时 , 也会引起较大的噪声。这是由于轮胎在地面流动时 ,

3、位于花纹槽中 的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起的泵气声 , 以及轮胎花纹与路面的撞击声。三、噪声的抑制1、改进噪声源 噪声源抑制主要为发动机减震、进气噪声抑制、排气噪声抑制及传动系噪声抑制，即优化前消声 器、主消声器及降低排气吊挂刚度；改进空气滤清器；采用小动不平衡量传动轴（在动力线校核 后基础上）。1.1 、发动机减震 减震垫布置原则： 动力总成悬置布置主要分为三点式、四点式两种，KZ218系列车型动力总成悬置采用三点式布置。动力总成质心理论上应布置在三角形重心上，并发动机悬置平面法线交点应在动力总成惯性主轴 上方。悬置理论刚度计算 : 液压悬置的刚度可以随频率变化而变化，所认其刚度取值

4、转速应以 100r/min 为刻度分段取值； 而橡胶悬置以怠速转速为基准进行固有频率计算传递率一般取值为 0.25 ，但也可根据要求调整，但基本上在 0.3-0.1 之间。T=1/（1-入 * 入）入二f/fnT: 振动传递率 f ：激振频率 fn ：固有频率 从上式可以得出系统固有频率 fn 。动力总成总动刚度计算Kd=W*（2 fn n ）* （2 fn n ） 根据参考悬置型式选取静刚度曲线，并根据总重选取悬置静载变形量 ds。因发动机悬置左右对称，故其静载荷：Pf=0.5*W*b1/（b1+b2）变速箱支撑静载荷：Pr=W*b2/（b1+b2）因此可得出发动机悬置动刚度 Kf 及变速箱

5、支撑动刚度Kf=Pf*dsKr=Pr*ds又因发动机悬置受布置影响 (发动机高度、车架纵梁间距等因素 ) 及惯性解耦要求，一般布置成安 装面与XZ平面成一角度0。故悬置在动力总成作用下产生的形变可分解为 dsp 与 dsr 。dsp=ds*cos 0dsr=ds*sin 0外力W可分解为剪切力Fx与压缩力Fz。Fp=W*cos0Fr=W* sin 0设发动机悬置的剪切刚度为 Kr、压缩刚度为Kp。Kd=Kp* cos 0 * cos 0 +Kr* sin 0 * sin 0 橡胶悬置根据其截面一般有压缩刚度与剪切刚度比值；液压悬置一般以 Kp=Kr*3 进行理论估算。从上式可得出发动机悬置剪切

6、刚度Kr、压缩刚度Kp具体数值，液压悬置还可以作出估算动刚度-频率曲线。在悬置试制样品生产出来以后，再进行实车测试，考虑动力总成转动惯量的影响再对 参数进行一些调整。1.2 、进气系统 进气噪声主要由以下几部分组成：周期性压力脉动噪声、涡流噪声、汽缸的赫姆霍兹共振噪声、 进气管的气柱共振噪声。周期性压力脉动噪声： 在发动机气门的开闭过程中， 必将引起进气管道中空气压力及速度的波动， 引起空气密度的周期性变化，产生周期性压力脉动噪声。周期性压力脉动与进气管道内的压力脉 动相吻合，是进气噪声的主要组成部分。涡流噪声：当高速气流进入气缸时，由于在气流通道内有气门、气门导管、及进气管内的毛刺、 砂眼等

7、障碍物，气流受阻产生涡流噪声。此项内容为发动机生产质量控制范畴。汽缸的赫姆霍兹共振噪声：汽缸内气体压力脉动激发频率等于与发动机本体赫姆霍兹共振频率时 产生。此项内容属于发动机本体设计需考虑因素。进气管的气柱共振噪声：进气门关闭时，进气管变成了一个一头封闭、一头开口的等截面管。管 道内的气体由于 具有连续的质量和可压缩性，在外来声源的激振下易发生共振。产生进气管的 气柱共振噪声。此项内容噪声贡献值一般很小。周期性压力脉动噪声解决措施：1.2.1 、导流管 进气管探入空滤器本体内，配合空滤本体内气道设计来消除噪声。具体理论参考我不知道。1.2.2 、谐振腔 经试验测试出周期性压力脉动共振频率，然后

8、加谐振腔消除此项噪声。谐振腔设计公式： f=C*(s/(l+t)*V)1/2其中：f共振频率、C声速、s小孔面积、丨小径长度、t为0.8d、V容积。消声量与 s、 V 成正比，与 l 成反比。1.3 、排气噪声容量设计：V=Q*Vh*n/(1000(TN)1/2)V消声器容积、Vh发动机排量、n额定转速、T发动机冲程、N发动机缸数、Q为常数，根据消声 要求可取 2-6 。消声器长与直径比一般取 3-5 ，越大越好。消声器腔数越多消声效果越好，一般取 2-5 腔。将各腔模拟为共振腔及膨胀腔进行矩阵传递法进 行计算，但计算结果不准。现在有用 GT-POWE进行消声器设计优化的。也有用有限元法或边界

9、 元法进行计算的，但都说不准。基本上还是以试验为主进行设计优化。2、声漏射控制 抑制声漏射主要是通过以下两种手段来解决：2.1 、 全部封堵车身板件缝隙及孔洞。2.2 、车身结构空腔隔断，不使车身结构存在长距离的密闭空腔以产生混响。3、声透射控制3.1 、3、 声透射控制效果同消声器一样， 通常用插入损失 D 来评价, 它表示安装隔声罩前后 , 噪 声源向周围辐射噪声声压级的差值 .D = L 0 - L (dB)隔声罩罩壁自身的隔声能力常用隔声量 R 来衡量 . 对于单层匀质隔板 , 假定不考虑边界影 响 , 在无规入射条件下 , 主要考虑隔板面密度和入射声波频率两个因素时 , 常用下面的经

10、验公 式估算隔声罩罩壁自身的隔声量 2 :R = 18lgm + 12lgf - 25 (dB)式中 m 隔板面密度 (kg/m 2) ; f 入射声波频率 (Hz) 。 根据整车测试声频云谱，可以判定入射波频率，然后进行理论计算选择合适密度及厚度的隔声材 料。为满足布置的因素及防止隔声板自身受到入射波激励产生振动噪声，故隔声板一般采用多种 材料复合三明治结构。隔声罩的实际隔声能力即插入损失不仅与罩壁自身的隔声量有关 , 而且还与罩内吸声材料的平 均吸声系数以及罩壁的平均透射系数有关 , 其表达式为 :D = Rv+ 10lg (Al+ Sl)式中 D 隔声罩的插入损失 (dB) ;Rv隔声罩

11、的平均隔声量(dB);Al 隔声罩内的平均吸声系数 ;Sl 隔声罩各壁的平均透声系数 .从上式可以看出， 隔声材料内安装吸声材料可以有效的达到良好的降噪效果。 抑制声透射主要是通过以下三种手段来解决：3.1 、内饰板造型应预留吸声材料安装空间。3.2 、根据对整车各部位进行声云频谱测量，针对各部位高值噪声频率在车身发动机挡板、地板 及各内饰板贴附各种复合材料。全车尽可能的贴覆吸音材料 (所有内饰板、空腔及地板、发动机挡板、顶棚等部位)。4、车身板件的结构振动噪声分为两部分：4.1 、车身板件的结构振动：改进车身结构或工艺，确保各板件之间接合可靠。也可采用敲击法 确认阻尼片贴覆降噪。4.2 、板

12、件受入射声波激励，当入射声波频率与板件固有频率相同时，板件产生共振噪声：根据 对整车各部位进行声云频谱测量及各板件振动云谱测量比对，在车身板件加各种阻尼板。引用专业人员对降噪的文章： 汽车噪音控制过程中涉及的多种声音概括为以下三类：第一是提供有用信息的声音。驾驶者应该 可以听到他想听到的，如发动机点火或者按动某个开关的响应，这类声音是平静隔音要予以保留 的；第二是令人愉悦的声音。这时噪音转变成好听的声音，例如发动机低沉平顺的运转，或者关 门时沉稳厚重的声音。第三是烦人的声音，这样的噪音我们根本不喜欢听到，例如车门密封不好 引起的轰鸣声和喀啦声，这类声音是隔音要努力消除的。对于汽车噪声控制来说，

13、控制噪声源和 阻隔传播途径是最常用的控制方法。由于发动机、排气管、轮胎等引发噪音的部件在车辆出厂的 时候就定型了，因此各部件的设计水平和组装工艺就决定了噪音的大小，也同时体现了一部车子 的技术水平和科技含量。主要是从控制阻隔传播途径入手进行研发和生产的，隔音抑止噪音的主 要途径是密封、隔音、吸音和减震。产品研发体系眼制交通溢星 改蕙逍賂麦BB结樹35十r及皿飢技币改艮捋扃卑辆组装工艺J出善吨胎胎仙与耐硬鑒车外彫改ill 箭音赛优化I龟予堀设计优化密圭寸：大量试验表明：车内整体噪音与车体的密封性能密切相关。好的密封可以有效降低车辆整体 噪音，尤其对高速行驶过程中的风噪有很好的抑制效果。车辆行驶过

14、程中产生的扰流是引起 风噪的根源一一车辆高速行驶过程中车身某一部件处会出现周期性气流分离，涡从车身两侧 拖出，顺气流方向移动，从而产生噪音。预防这种噪音产生的办法是尽量避免产生气流分离并用恰当的方法扰乱周期性的尾流。普通 的密圭寸仅仅是利用密圭寸性的提高把噪音阻隔在外，专业的密圭寸在阻隔噪音的同时，还会避免 气流分离并对周期性的尾流达到扰乱，从根本上降低风噪。平静汽车专业密封条就是从这个 角度出发研制的降噪产品。关于密封条的详细介绍，请参阅产品介绍栏目的密封系列。隔音：隔音方法就是用某种隔音材料将声源与周围环境隔离，使其辐射的噪声不能直接传播到周围 区域，从而达到控制噪音的目的。隔音的实质是尽

15、量衰减从声源辐射出的声音，常用措施有 隔音材料和隔音结构。平静汽车隔音致力于隔音材料的研发以及对隔音结构的改善和应用。对于不同的隔音结构，其隔音性能相差很大，目前汽车上经常采用的隔音结构有单层隔板和 双层隔板结构。隔板的主要目的是构成车厢、驾驶室、行李舱等，在汽车噪音控制中，隔板 的隔音性能不容忽视。一般理论认为，单层隔板的隔音效果与隔板的面密度有密切关系，平 静隔音的技术人员通过试验进一步发现，同一材质相同面密度的隔板在低、中、高等不同的 频段会表现出不同的隔音性能。汽车的地板、车身等部位一般是采用双层隔板的地方，这些 部位一般由外围板和内饰板组成，双层之间是空气层，利用这些双层隔板，可以起

16、到很好的 隔音作用。声音在双层隔板结构的传播过程如下：声音传到第一层隔板时，引起震动，同时会向隔板间 的空气层辐射噪音，空气夹层中的声波在两层隔板之间来回反射，形成激励第二层隔板震动 的声波，第二层隔板再向外辐射噪音，声音实现传播。显然，双层隔板会比单层隔板的隔音 效果好很多。声学理论认为，双层隔板的隔音效果会随着空气层厚度的增加而增加，平静隔 音在进一步分析汽车车身构造以后得出结论：双层隔板之间的密封性能对隔音效果也起了至 关重要的作用，同时，空气层的厚度并非越大越好，从隔音角度分析，就汽车车门来说， 10 厘米的厚度是最理想的，高于这个厚度，隔音效果不会有明显改善；而低于这个厚度，隔音 效

17、果及乘坐的舒适性就会大打折扣。此外，当双层隔板被引发共震时，隔音效果也会大大下 降。平静汽车隔音通过粘贴不同规格的吸音棉来改善隔音结构，同时，为轿车量身定做的施 工工艺也有效缓解了双层隔板的共震。吸音：在汽车有限空间内的噪音包括直达噪音和反射噪音两部分。吸音是用特种被动式材料来改变 声波的方向，以吸收其能量。合理的布置吸音材料，能有效降低声能的反射量，达到吸音降 噪的目的。吸音材料是指能够把入射到其上的声能大量吸收的材料，常用的吸音材料有矿渣棉、石棉、 玻璃棉、毛毡、木丝板以及低密度聚合物和泡沫材料等。这些材料在自然界非常普遍，但是 由于环保、防水、防火、轻量化等条件的限制，能够用于汽车的吸音

18、材料却很少见，平静隔 声吸声棉满足车用隔音材料的所有要求，并且研发人员在研究分析多款车型噪音特点的基础 上，针对汽车噪音特点在材料生产过程中创造性的开发出异型吸音槽设计，在传统的一个单 位的隔音面积上集成了 2 倍以上的吸音面积，每个吸音槽的宽窄、 深浅、坡度和曲率都是针 对轿车噪音的特点经数学算法仿真模拟并精确确定。由于吸声层的逐渐过渡性质，材料的声 阻抗与空气的声阻抗能较好地匹配，使较宽频段的声波都能被高效地吸收。除了吸声结构的 设计之外，平静隔声吸声棉的表面富含微孔与内部的孔穴结构不同，表面的微型孔穴是 开孔设计，当声波到达材料表面的孔穴时，会产生粘滞损耗，引起孔穴中的空气和孔壁的细 小纤维波动，由于摩擦和粘滞阻尼作用，将声能转变为热能而耗散掉，从而达到吸音的目的。通过吸音材料和吸音结构的合理搭配，平静隔声吸声棉确保了在隔音的基础上针对汽车噪音 达到了优秀的吸音效果。隔震: 汽车的外壳一般都是由金属薄板制成，车辆行驶过程中，震源把它的震动传给车体，在车体 中以弹性波形式进行传播，这些薄板受激震动时会产生噪音，同时引起车体上其它部件的震 动，这些部件又向外辐射噪音，在该传播途径上安装弹性材料或元件，隔绝或衰减震动的传 播，就可以实现减