汽车振动讲义

1、汽车整车噪声与振动控制技术武一民 编著 2010年3月1日第一篇 汽车噪声与振动（NVH）介绍第一节 汽车噪声与振动概述汽车按照结构可以分成车身系统、动力传动系统、悬架系统、电子系统、空调系统等子系统，车身系统包括车身、车架、悬架、座椅、和内饰。动力传动系统（powertrain）包括发动机、变速器、离合器、传动轴系、进气系统、排气系统、发动机振动隔离系统，如图1-1所示。在隔振分析时，发动机和变速器被视为一个整体考虑，叫动力装置（powerplant），悬架系统包括轮胎、减振器、弹簧、车桥等。图1-1动力传动系统在汽车开发过程中，通常将汽车性能分解成许多性能。如果这些性能都能达到了设计要求，

2、那么整车的性能就能达到所期望的目标。汽车性能可分为下列类别：l 安全性 空调系统性能能l 可靠性 电子系统性能能l 噪声与振动 模型制作l 动力性能 安装空间l 燃油经济性 成本控制l 发动机控制与调节性能 质量控制l 排放与环境性能 重量控制 这些性能能都涉及汽车的很多系统和部件。比如，噪声与振动系统就涉及汽车的每个系统，包括车体、发动机、悬架、进气、排气等系统，如果这些系统的噪声与振动都实现了事先设计的目标，那么整车的噪声与振动将能达到理想的效果。汽车NVH是汽车的一项综合性的性能指标，噪声（Noise)，振动（Vibration)，声振粗糙度（Harshness)缩写为NVH，主要研究车

3、辆的噪声和振动对整车性能与舒适性的影响 ，不舒适性(Harshness)描述人对噪声和振动的主观感觉。在汽车设计中我们要对汽车建立恰当的主客观评价指标，以顾客需求为中心，以高效、节能、环保为目标，合理确定汽车的NVH目标，运用实验和理论分析相结合的方法建立NVH的数值模型，进行NVH性能分析，运用数值模型或实验进行整车级和部件级NVH性能预测和匹配。第二节 汽车企业为什么要建立NVH能力国外公司的统计表明，整车约有1/3的故障问题是和车辆的NVH问题有关的。而各大公司有近1/5的开发费用耗费在解决车辆的NVH问题上 。随着汽车技术的发展，汽车厂家非常重视提高噪声振动性能，并用来展现新车型的性能

4、。各大汽车公司如丰田（Toyota）、通用（GM）、福特(Ford)、克莱斯勒（Chrysler）等都专门设立了NVH部门，汽车NVH涉及方方面面，是核心竞争力。国内现在已经有很多整车企业和零部件企业开始了这方面的技术储备和实际应用。如，江铃，福田，长安汽车等。 由于NVH性能直接影响用户的满意度，提升汽车NVH性能是投资少见效快的项目，因此国内汽车制造厂家已引起了足够的重视。第三节 汽车NVH的现状及特点早期的汽车发动机Pe很小，噪声与振动问题不突出。50年代以后，随着高速公路的发展，噪声与振动问题日渐突现出来。噪声与振动问题就开始成为汽车开发工程中一个最主要的问题之一。 汽车发动机Pe不断

5、提高，噪声与振动也随之增加，政府法规对噪声的要求也越来越严格。随着汽车技术的发展，不同品牌汽车的使用性能和安全性能差别日趋缩小。汽车的舒适性如振动与噪声就常常成为区分汽车品牌好坏的重要因素之一。国家对汽车平顺性的标准有：汽车平顺性随机输入行驶试验方法；汽车平顺性脉冲输入行驶试验方法；国家对汽车噪声的标准有：汽车噪声测量方法（包括加速噪声和匀速噪声测量）如欧共体对汽车通过噪声的限制要求图1-2 欧共体不同时期的通过噪声标准（标准制定到1995年，趋势为71dB）轿车车内噪声变化图1-3 不同年代中档轿车的车内噪声一、 汽车噪声与振动的产生从结构上分析：图1-4 系统分析方法从部件上分析：图1-4

6、 结构振动分析从噪声分析：图1-5 车辆噪声分类二、 汽车噪声与振动的传递从NVH的观点来看，汽车是一个由激励源（发动机、变速器、路面等）、振动传递器（由悬挂系统、悬置系统和边接件组成）和噪声发射器（车身）组成的系统。图1-6 NVH传递模型三、 汽车噪声与振动的控制振动噪声控制方法消除振动噪音产生的根源切断振动噪音传递的路径改善振动特性，避免共振改进旋转件的平衡减少相对运动件摩擦加入质量阻尼减振器共振腔消音器等排气系统悬置点的布置结构噪声振动l 隔振(isolation)，如，悬置（mount）l 阻尼(damping)l 加入可调试减震器(tuned absorber) 空气噪声声压l 隔

7、声(isolation)，如，吸声内饰(insulation trim)l 吸声墙(absorption) l 消声器(resonators &mufflers) 处理方法：l 降低NVH源头处输入的力l 提供隔离措施l 对车辆进行模块化管理l 节点安装到位以及动态减震等第四节 汽车NVH的分析方法近年来，明确的法规和客户要求，NVH问题已从原有的法规强制转变为客户强制 。降低NVH不只是噪声或振动的问题，是一个系统性的问题。例如汽车行驶时车厢噪声大，查源头在发动机，而这个噪声问题可能就涉及到三个部分，一个是发动本身的噪声大，一个是发动机悬置部件减振效果差，一个是车身前围和地板隔音技术

8、不好。在汽车噪声与振动控制中常用的分析方法有：1. 频谱分析、相关分析、相干分析，小波分析图1-7 中通客车行驶振动信号图1-8 锤击振动信号图1-9 响应及输入的相干函数 振动信号的频谱分析较好的确定了振动信号的幅值大小及频率构成；相干函数法较好的确定了振动信号与响应信号之间关联程度；2.振动模态分析 图1-10 汽车零部件振型 模态分析揭示了结构在某阶模态频率下的振动形态，为分析结构的振动特性奠定了基础。3.有限元分析图1-11 汽车零部件的受力点及变形 有限元法主要是解决了结构的低频问题，而高频时，结构模态密度非常高，此时，主要采用统计能量法。4.噪声的声强分析、声全息法、传递路径法图1

9、-12 噪声源分析方法图1-13 噪声的传递路径分析传递路径法：相关分析和灵敏度分析； 源/路径/接收者5.声振耦合技术多体动力学、有限元法、边界元法、统计能量法的结合。图1-14 多种方法的耦合分析6.振动与噪声的有源控制分析90年代后，振动的半主动、主动控制逐渐应用于车辆。各种吸声与隔声材料的应用大大提高了汽车行驶舒适性。l 诊断故障识别振动噪声。试验方法与CAE计算分析手段结合，对于故障诊断和噪声源识别方面往往能产生很好的效果 。l 控制降低振动噪声。消除振动噪音产生的根源。切断振动噪音传递的路径。利用如质量阻尼减振器可减弱和消除振动或噪音某些成份。图1-15 NVH技术分析图1-16

10、NVH综合方法图1-17 行为表现形式第五节 汽车NVH的主要工作及关键流程 噪声、振动设计工程师的主要任务：整车的振动控制；噪声故障源探测；声音舒适度的改进；产品的声设计；当前，NVH的设计与产品设计同步进行，向并行设计发展，从以前的单个零件设计发展到现在的总成系统、整车系统；从线弹性分析发展到非线性分析和多物理场耦合分析，以数值仿真代替传统的经验设计，更精确和快速进行产品设计，缩短设计与生产周期。研究的重点转向较难控制的低频噪声和振动控制。在技术水平上，国外已研究并成功应用了一系列先进的设计、分析和测试方法，而我国汽车企业正在逐步消化、吸收、应用汽车设计技术，在整车设计中，采用动态设计和声

11、学设计。一、汽车NVH工作主要有以下三方面：发动机NVH，车身NVH，底盘NVH三大部分。1.发动机NVH项目 主要内容：发动机扭振分析，发动机进、排气噪声分析，发动机冷却系统噪声分析，发动机排气消声器匹配优化分析，发动机悬置系统分析。2.车身NVH项目 主要内容：车身有限元分析，车身模态分析，车内空腔噪声分析，车外加速噪声分析，辅助设备噪声分析（空调），车身壁板声振关系分析。3.底盘NVH项目 主要内容：车架有限元分析，车架模态试验分析，变速箱和驱动桥振动与噪声分析，后桥动态特性分析，传动系统弯曲共振分析（某车速下的异常振动），悬架系统匹配分析，转向轮摆振分析，高速行驶下的轮胎噪声分析，制动

12、器的振动和噪声分析。影响振动噪声目标制定的具体因素为： 顾客要求 政府法规 竞争对手 公司技术水平二、汽车NVH工作主要流程图1-18 车辆设计流程图1-19 设计工程过程1. NVH前期开发和设计 包括新车型概念形成，基本外形设计、内部空间人机功效学设计，因此振动噪声的前期任务是制定征程的振动噪声指标，并把它分解到各个系统与部件。 2. NVH中、后期开发和设计 包括车型详细设计和模型车的验证。主要利用CAE技术进行设计、分析。 图1-20 整车系统设计图1-21 整车模态频率分布表第二章 振动分析基础第一节 单自由度振动系统单自由度振动系统指的是在振动过程中，振动系统的任一瞬间形态由一个独

13、立坐标即可确定的系统。单自由度振动系统是振动分析中最简单的一种，因为它只需要一个坐标就能完整地描述其运动规律。 某些实际系统之所以可以简化为单自由度振系，或者是因为系统本身很简单，例如，钟、摆或者是因为实际振系分析精度要求、研究目的所限。例如，在不平路面激励作用下，只研究汽车车身的垂直振动，其他质量和其他方向的振动忽略不计，就可以把汽车这样一个复杂的振动系统简化成一个单自由度系统。因为单自由度系统的分析是振动分析的基础，即使很复杂的多自由度振动系统问题，经过解耦后就转化为单自由度系统问题，可以用单自由度系统的振动分析方法来分析。如图1-1为典型的单自由度振动系统，图1-1（a）所示的弹簧质量系

14、统中，质量m只限于在垂直方向振动，只需要一个坐标x(t)即可确定其几何位置。图1-1（b）所示的系统为以扭转摆振系统模型。圆盘只能绕其纵轴线振动，只需要一个坐标即可确定其几何位置。扭振系统常采用这样的模型。图1-1（c）所示为单摆系统。单摆被限制在X-Y平面中振动，其几何位置由坐标确定。虽然它也可以由坐标x(t)和y(t)共同确定，但x和y是互不独立的。它们由约束方程相联系图1-1 单自由度振动系统1.1.1无阻尼单自由度系统的自由振动如图1-1单自由度振动系统不考虑阻尼时，其运动方程可写为： （1-1）或 （1-2）式中： 如初始条件为t0时，其通解为： 还可写成：1.1.2有阻尼单自由度系

15、统的自由振动当考虑系统阻尼时，如果系统为粘性阻尼时，如图2-1单自由度振动系统，其运动方程可写为： （1-3）引用阻尼比，可以将方程1-3改写为： （1-4）其中： 阻尼比 其解存在三种情况： 1.欠阻尼<1， 解： （1-5）欠阻尼时系统仍在平衡位置附近作往复运动，但不是等幅的简谐振动而是一种衰减振动。2.临界阻尼=1，3.过阻尼>1；2.1.3有阻尼单自由度系统对简谐和周期激励的响应对单自由度系统当系统受到简谐激励作用时，得运动微分方程： （1-6）上式方程的解是由对应的齐次方程的通解与非齐次方程的特解叠加而得。而通解为式（1-5），特解为 其响应为： （1-7）上式中第一项为

16、系统的自由衰减振动，第二项为系统的稳态响应又称强迫振动。系统响应的幅频特性和相频特性如图1-2、1-3所示。图1-2 单自由度振动系统的幅频特性 图1-3 单自由度振动系统的相频特性1.1.4单自由度系统对任意激励的响应在任意激励作用下，系统通常没有稳态响应，仅引起瞬态响应。当任意激励停止作用后，系统将按固有频率作自由振动或称剩余振动，系统在任意激励作用下，包括剩余振动在内的响应称为任意激励的响应。称单位脉冲或函数，其数学定义为： 单位脉冲响应或脉冲响应函数，有 系统对任意激励的响应有： t>0 （18）上式称为杜哈梅积分，还可写为： （19）第二节 两自由度振动系统在多数振动系统中并不

17、都是单自由度振动系统，如图21所示系统，均需用两个广义坐标或确定系统的位置。无阻尼单自由度系统在任意初始条件下产生的自由振动总是以固有频率进行的简谐振动。而两自由度系统以固有频率进行的振动与单自由度系统不同，前者以固有频率进行的振动是指整个系统在运动过程中的某一位移形状，称为固有振型或主振型。而且固有频率或固有振型的数目和自由度数目相同。 图2-1 两自由度振动系统2.1.1自由振动 频率方程对于图2-2所示简化两自由度系统，可得系统运动微分方程： （21）方程110为系统的自由振动方程。还可化为 图2-2 简化两自由度振动系统其中，为系统的频率方程。，分别是系统的固有频率，并且可以求出系统的

18、固有振型。多自由度系统主振型的阶越高，节点数越多，第i阶主振型一般有i-1个节点。对于弹性体来说，节点已经不再是一个点，而是连成线和面，称为节线或节面。由于振动系统在节点处不动，因而振幅受节点的限制就不易增大。节点数越多，其相应的振幅越难增大。相反，低阶的主振型由于节点数少，故振动容易激起。所以，在多自由度系统中低频主振动比高频主振动危险。2.1.2固有频率和固有振型 特征值问题考虑n个自由度无阻尼系统的自由振动。其运动方程为： （22）设此解为：X（t）=ucos（t-） （23）其中：u为各质量作同步运动时的振幅所组成的列阵。将式（23）代入（22）中得： （K-2M）u=0或者： Ku=

19、2Mu第三节 汽车整车振动分析§31汽车振动概述 如果把汽车作为一个系统来研究，汽车本身就是一个具有质量、弹簧和阻尼的振动系统。由于汽车内部各部分的固有频率不同，汽车在行驶中常因路面不平、车速和运动方向的变化，车轮、发动机和传动系统的不平衡，以及齿轮的冲击等各种外部和内部的激振作用而极易产生整车和局部强烈振动。汽车的这种振动使汽车的动力性得不到充分的发挥，经济性变坏。同时，还要影响汽车的通过性、操纵稳定性和平顺性，使乘员产生不舒服和疲乏的感觉，甚至损坏汽车的零部性和运载的货物，缩短汽车的使用寿命。 汽车振动和一般机械振动问题一样，可以用前面所述研究机械振动的方法来研究汽车振动问题。但

20、汽车是由多个系统组成的复杂的振动系统，每个系统都存在振动问题。下面就讨论几个主要系统存在的振动问题。 发动机和传动系统：汽车行驶时因通路不平，汽缸内的燃气压力和运动件的不平衡惯性力周期性变化的结果，都会使曲轴系统和发动机和整机产生振动。其中，曲轴系统的扭振比较重要，而且与整车传动系统有关。发动机和传动系统振动主要研究发动机在车架上的整机振动，以及除曲轴和传动系统扭振以外的其它振动，如气门机构的振动等。发动机在车架上的整机振动会引起车身钣金件与车架相连的其它零件等产生振动和噪声，影响汽车的耐久性和舒适性，曲轴受周期性变化的干扰力作用，这种干忧力会使发动机对和传动系统产生强烈的扭振。由于扭振引起的

21、这些装置的附加应力大大超过了工作应力，这会影响发动机对传动系的工作质量和寿命，产生噪声造成严重的破坏。 制动系统：汽车在制动时，行驶方向的惯性力和作用在轮胎上的地面制动力所形成的力矩会使前轴负荷增大，后轴负荷减小，从而加强了制动时整车的振动。此外，当汽车制动时，不论是鼓式制动器，还是盘式制动器都会产生振动，并引起严重的噪声。这种振动和噪声，不仅影响乘员的舒适性，还还会严重污染城市环境，加速制动踏板、制动室支架、推杆总成等的疲劳破坏。有时，制动振动还会引起汽车跑偏，产生蛇行现象而严重影响汽车制动稳定性。另外，制动器的振动还会使汽车的前轮、前悬架和转向系产生强烈振动，引起方向盘产生角振动，使驾驶员

22、的手麻木，还可能打伤驾驶员的手臂。当制动盘厚度不均、表面摆差大，不光滑时，都会引起制动时踏板的振动，而影响驾驶员工作。 转向系统：由于转向横拉杆有一定的弹性，轮胎又有侧向变形和侧向力的作用，汽车在行驶时，前轮绕主销左、右摇动，将这种转向轮绕主销的振动称为前轮摆振。若出现这样的摆振，车轮的轨迹将是波浪形曲线，此时，汽车出现所谓的“蛇行”现象。若经常出现“蛇行”现象，使车轮经常处于滑磨状态。增加了车轮的滚动阻力，加剧了轮胎的磨损，增大了转向机构的载荷，降低了有关零件的使用寿命。此外，前轮摆振还会恶化汽车的操纵稳定性，使驾驶员精神紧张，疲劳加剧，从而影响行车安全。在这种情况下，驾驶员将被迫减低车速，

23、一致不能充分发挥汽车的动力而影响汽车的使用性能。“蛇行”现象严重时，还会伴随出现操纵机构、车架和车身的振动，使平顺性和操纵稳定性变坏。 悬架系统：汽车行驶时，路面的不平会激起汽车的振动。当这种振动达到一定程度时，将影响乘员的舒适性、工作效率和身体健康，并使运载货物损坏，车轮与路面之间的动载荷，不仅影响轮胎的附着效果，而且影响汽车的操纵稳定性。由弹簧和减振器组成的悬架系统要缓和由不平路面传给车身的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的振动。消除悬架系统的振动问题主要是研究汽车平顺性，所谓汽车平顺性就是保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，对载货汽车，还应包括保持货物完好的

24、性能，此外，还要考虑振动引起的车轮与路面间动载对车轮接地性的影响。车身和车架：在分析车身和车架振动问题时，常采用有限元法。有限元法的基本思想是把连续体视为由若干个基本单元在结点处彼此相连接的组合，把具有无限多个自由度的连续结构振动问题变为有限个自由度的振动问题。有限元法可以归纳为划分单元、单元特性分析及结构综合等三个步骤。此外，在有限元的基础上，还发展起来一种对复杂结构进行振动分析的有效方法组合结构系统分析技术。其基本思想是把复杂结构分分成若干部件（子结构），每个子结构可以用有限元法分别进行动态特性分析。再根据各部件间实际的边界条件，将各子结构的模态特性叠加起来，分析整个系统的动态特性。这样，

25、可以使有限元法进行分析时的自由度数大大减少，减少运算工作量，这比直接对整机进行分析要方便得多。这种方法对分析汽车整车振动有利。§32 振动控制与设计振动控制的工程含义有两层：振动利用；振动抑制。振动利用指利用系统的振动以实现某种工程目的，振动抑制指抑制系统的振动以保证系统正常工作，延长使用寿命。振动控制的方法分为两大类别：振动的被动控制；振动的主动控制。(一)振动的被动控制的原理与方法振动控制是指，对系统的动态响应/和动不稳定性加以控制，使系统的振动水平处在可以接受的范围，并保证在使用中不出现自激振动。振源是系统产生过渡振动的根源，如果能减小振动产生的激励能量，则系统的过渡振动就不会

26、出现。这种减小振源激励能量的技术措施，称之为消振。改变振源对需减振系统激励能量的频谱结构，减小能够传递到系统的所谓通过频率的激励能量，从而使系统的振动受到抑制，这种措施成为隔振。隔振设计有两种方法：正方法与逆方法，当振源特性及其参数已知，计算隔振器布置方式、隔振效果，称为正方法。在需要减振的结构上附加辅助子系统，使振源的激励能量分配到结构与辅助子系统上，并使分配到结构上的能量最小，这样就可达到结构减振的目的。这种方法称为吸振，相应的辅助子系统称为动力吸振器。缓冲与隔振很相似，与隔振不同的是缓冲将冲击动能很快地转化为势能，储存与缓冲器内，再换满释放，从而减小主结构所承受的瞬时冲击。（二）振动的主

27、动控制的原理与方法振动主动控制是振动控制领域内的一个重要分支，此类控制又称有源控制，需要消耗能量的作动机构，而此能量要靠外界能源来补充。振动主动控制有两种类型：开环控制；闭环控制。闭环控制就是装在控制对象上的传感器感受其振动，传感器的输出信号传至控制器，控制器实现所需的控制律，其输出为作动机构动作的指令，作动机构通过附加子系统或直接施加作用于控制对象，这样构成一个闭环控制系统。 （三）振动设计的原则与方法设计原则包括：刚度及变形设计原则，频率设计原则，振动响应设计原则，振动耐久性设计原则，振动稳定性余度设计原则，静、动力质量平衡度设计原则。§33汽车子系统振动分析3.3.1传动系扭转

28、振动 传动系扭转系统简化模型对于传统的FR布置的车辆，其传动系简化扭转系统模型可如图31所示： 图3-1 传动系简化扭转系统模型列出力矩方程，求得系统固有频率 分析，包括：固有振动分析：通过扫频确定振型，振频；用模态分析，看是否有主谐量振起。响应分析：确定振型，确定参数，可实测阻尼比 控制 提高零件加工精度变换发动机加装减振装置。对曲轴加动力吸振器，如液力传动，液力偶合器是个阻尼器；对离合器加扭转减振器，现在把隔振器装在飞轮上，成双质量飞轮。此种修改方法称为刚度修改，也可用质量修改。此种方法为Structural Dynamics Modification。3.3.2发动机悬置系统结构设计 现

29、代汽车的发动机及其动力总成是通过悬置安装在汽车底盘上的，它具有：支承、限位、隔振三大功能。在汽车设计中，合理地选择发动机的悬置，可以降低发动机振动的波及程度，提高汽车的乘坐舒适性。3.3.2.1发动机悬置系统模型的建立 力学模型一般地，发动机悬置系统的固有频率通常在30HZ以下，远比发动机最低的弹性模态频率低的多，因此在研究发动机的低频振动特性时，常假设发动机总成和车架为刚体。 图3-2 发动机悬置系统力学模型对于采用四点支承的直列的发动机悬置系统，可建立如图3-2所示的力学模型。定坐标系为G，原点G取在发动机质心处，轴平行于曲轴轴线，指向发动机前方； 轴垂直于曲轴向上；轴按右手定则确定。平动

30、坐标系为Goxyz，原点Go固结在发动机质心处，静平衡时，动定坐标系重合，刚体的广义坐标为发动机质心沿，三轴向的平移x，y，z及绕x，y，z轴的转角，。其广义坐标矢量记为。即有。 数学模型 对上述发动机悬置系统力学模型可建立六自由度无阻尼自由振动方程。 （31）式中：广义坐标矢量广义加速度矢量悬置系统质量矩阵悬置系统刚度矩阵 （32） （33）其中，在式(32)中，表示发动机总成的质量，表示发动机绕对应下标轴的转动惯量，表示发动机绕对应下标的平面的惯性积；在式(33)中，仅与悬置点的坐标位置有关，仅与悬置弹性主轴与定坐标系的方向角有关，仅与悬置弹性主刚度有关。3.3.2.2发动机悬置系统设计原

31、则当前在汽车的总布置设计中，发动机可通过三点、四点支承形式布置在车架上，较早的发动机悬置布置多在风扇端设置一个或两个支承点，而在飞轮端设置两个支承点；新式的则反过来，在风扇端设置两个支承点，而在飞轮端则放一个或两个。这主要是根据发动机类型（是汽油机还是柴油机），前后承载重量分配以及激振力情况而定的。三点支承的优点是不管汽车怎样颠簸、跳动，它总能保证各支承点处在一个平面上，这就大大改善了机体的受力情况。目前有很多汽车发动机即使是采用四点支承的也力求将飞轮端的那两点尽量靠拢，以达到三点支承的效果。悬置系统的结构设计通常可依据如下几种原则设计： 系统六自由度解耦或部分解耦通常，发动机悬置系统的六个自

32、由度的振动是耦合的，这样导致发动机的振幅加大，振动频带过宽，要达到较好的隔振效果，则需要使用更软的悬置元件，这会导致柴油机及其动力总成有较大的位移，易与周围零件发生干涉，因此在设计时悬置应尽量采用解耦形式布置。从理论上讲，当前后悬置的弹性中心与柴油机的质心完全重合时，则悬置系统在六个方向的振动完全解耦。但由于受到整车布置等各种条件的制约，完全解耦难以实现。事实上各自有度的解耦意义并非完全等同，如来自发动机的激励主要是垂直方向和绕曲轴方向，因此只要在主要振动方向进行解耦即可，如采用V形对称布置的支承形式等等。 打击中心理论汽车行驶中，若垂直激励不通过柴油机质心，将引起柴油机垂直振动和俯仰振动的耦

33、合，柴油机垂直振动和倾覆振动的耦合。当柴油机刚体受到激励力作用时，在柴油机刚体的振型曲线上存在着某一节点，此点的振动位移为零，即打击中心。如应用打击中心理论将发动机的前支承布置在激振力的作用平面内（气缸体的横向中心面处），后支承布置在打击中心处，这样可使前悬置在一旦受到干扰或冲击时，后悬置的响应为零3。这就可以大大减轻激振力通过后支承向车身的传递，有效地减小汽车的振动。后支承位置可按（34）式确定： （34）式中：发动机绕通过质心的横向主惯性轴ZZ轴的转动惯量 发动机的质量发动机前支承到质心的距离发动机前支承到后支承间的距离 扭矩轴与弹性中心 当刚体绕任意方向的轴线旋转时一般要产生一个使该旋转

34、轴改变方向的力矩，但是在这些任意方向的轴线中，必然存在一些轴线使刚体绕其旋转时不产生改变该轴线方向的力矩，这样的轴线就称为刚体的主惯性轴，关于主惯性轴的转矩就是主惯性矩。刚体内外一般有无数的主惯性轴存在，但通过某一点只存在三个相互正交的轴，本文提出的柴油机主惯性轴即是指在质心相互正交的三根主轴。当一个扰动力（力矩）作用于发动机的主惯性轴时，则发动机沿此主惯性轴平动（转动）。通常情况下，作用于发动机上的外力为绕曲轴的扭矩，而曲轴与主惯性轴不重合，因此，在此外力矩的作用下，发动机并不沿任何一根主惯性轴转动，而是绕某一特殊的轴转动，此轴即为扭矩轴。如果倾覆力矩是发动机主要的外激振力，则把前后悬置布置

35、在扭矩轴上可以得到若干模态的解耦，但由此引起的悬置恢复力矩很低，是不利因素，所以通常的布置是将悬置倾斜角，使其弹性中心落在扭矩轴上，如图3-3所示。 发动机悬置系统固有频率的配置 固有频率的配置就是发动机悬置系统的固有频率应具有合理的分布，通过系统固有频率的合理安排， 图3-3V型支承扭矩轴与弹性中心示意图使系统容易避开共振区，减少发动机怠速激励使整车产生的振动响应，以提高汽车的行驶平顺性。3.3.2.3 悬置减振块结构型式 发动机悬置减振块主要存在两种型式，一种是橡胶减振块，一种是液力悬置。如图3-4 图3-4 液力悬置结构及特性从图中可以看出，液力悬置的特性比橡胶悬置特性要好得多。图3-5

36、 与悬置系统有关的评价项目 在实际振动控制中，经常采取的控制措施如图3-6所示刚 度阻 尼怠速低频振动降低或增加增加正常怠速振动降低降低行驶舒适性增加增加空鸣声、发动机噪声降低降低3.3.3齿轮箱噪声齿轮变速箱是机械设备中的常用的部件，在齿轮箱中，箱内的齿轮啮合以及轴承转动所产生的振动，再加上它们所产生的振动激励箱体产生的声辐射，是主要噪声源之一，因此必须考虑如何抑制箱体声辐射和齿轮啮合噪声。抑制齿轮箱声辐射有两种方法；一种是提高箱壁声辐射表面的刚度。例如将表面设计成曲面、或在壁上加筋；另一种是在壁上附加阻尼结构，抑制壁板振动。齿轮箱齿轮噪声通常可采取：齿轮载荷较大时，可提高齿轮模数；提高加工

37、和装配精度；对齿轮作阻尼处理，如图34所示。图3-4 齿轮加装阻尼材料降低齿轮噪声抑制轴承噪声可在轴承上加装阻尼衬套。3.3.4制动系统汽车制动时，行驶方向的惯性力和作用在轮胎上的地面制动力所形成的力矩会使前轴负荷增大，后轴负荷减小，从而加强了制动时整车的振动。研究发现主要是蹄片径向弹性耦合、周向摩擦耦合，各个构件的弹性耦合。研究方法： 台架试验整车试验计算分析：有限元计算，模态试验分析低频时认为刚体模型，高频时认为弹性体模型主要结论：制动尖叫主要由制动副的摩擦特性（系数、表面光洁度、硬度）、摩擦耦合特性决定。其它构件弹性决定尖叫的频率和振幅结构因素，蹄的接触形态（包角等），试验时蹄两端接触时

38、易发生尖叫；中部先接触叫声小。控制方法：增加制动底板的厚度，加强底板的刚度。提高轮缸的支承刚度，改变蹄片的支承形态。提高子结构（底板）的模态频率减少本身的辐射噪声3.3.5车身与整车振动分析（一） 汽车平顺性评价方法 ISO2631-1:1997(E)标准规定，当振动波形峰值系效9（蜂值系效是加权加速度时间历程的峰值与加权加速度均方根值的比值）时，用基本的评价方法加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康的影响。根据测量，各种汽车包括超野汽车，在正常行驶工况下对这一方法均适用。 1.基本的评价方法用基本的评价方法来评价时，先计算各轴向加权加速度均方根值。具体有两种计算方法对记录的加速度时间历

39、程，通过相应频率加权函数的滤波网络得到加权加速度时间历程，按下式3-5计算加权加速度均方根值 (3-5)式中，T为振动的分析时间，一般取l20s。 频率加权函数（渐进线）可用以下公式表示，式中频率f的单位为Hz。对记录的加速度时间历程进行频谱分折得到功率谱密度函数，按下式计算 (3-6)2. 辅助评价方法，当振动波形峰值系效9时，ISO2631-1：1997(E)标准规定用4次方根值的方法来评价，它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响，此时采用辅助评价方法振动剂量值为 (3-7)（二）振动试验数据的处理与振动规律的确定当汽车行驶时，汽车在某种车速工况下整车产生异常振动

40、，如何判断异常振动产生的原因是我们解决问题的关键，因此试验时，在可能引起振动的部件与汽车底板上布置测点，采集汽车各测点的振动数据，并对相应数据作互相关分析，如图38所示，通过数据的互相关分析确定产生振动的部件，并对相应部件进行控制。在汽车的传统的部件中，发动机悬置系统设计、传动轴加装中间支承（提高临界转速）、车架的有限元计算、前、后悬架匹配设计等方法，都是减少汽车整车振动的有效控制方法。 图3-8汽车振动数据的互相关分析3.3.6 汽车振动控制方法分析图107 怠速振动及产生原因种 类正常怠速振动低频怠速振动间歇怠速振动振动状态连续连续间歇频率范围2040Hz（点火阶次）515Hz（半个阶次）

41、515Hz（半个阶次）原 因扭矩波动旋转质量不平衡不平衡点火不均匀点火不稳定图145 怠速振动的改善处理种 类发动机处理发动机悬置系统处理正常怠速振动悬置设计降低刚度低频怠速振动旋转部件总成具有好的平衡每缸点火均匀性增加阻尼改善发动机能量吸收间歇怠速振动合适的配气相位恰当的怠速车速第二篇 噪声分析基础第四章 声的客观属性§41声的特性参数自然界中充满着各种各样的声音，那么声音的本质是什么呢？从物理学观点来说，它是一种波动。声音是一种弹性波，当物体产生振动时，会引起物体表面空气分子的振动，依靠空气的惯性和弹性性质，空气分子的振动就以波的形式向四周传播。声波传递能量的方式是动量的传播。声

42、波的传播中能量传递并不是质点的移动来实现的。媒质的质点在此过程中仅在平衡位置左右振荡，它的平衡位置并没有变化。这种形式的振动称波动。对正常人而言，听觉系统所能感受到的声音的频率范围，由实验得出约为2020000Hz。在此范围内的波通常称为声波，低于20 Hz的波称为次声波，而高于20000Hz的波，称为超声波。声的特性参数：频率和周期、波长和声速、声压、声强、声功率§42声压、声强、声功率描述风力大小用l12级。每一级对应于一定的风速范围。天气预报一般只说风力多少级，而不说风速多少。这样做似乎不很精确，但一听便知道风力多大，清楚明了。反之，如果天气预报不讲风力的级别而报风速多少，便可

43、能因为风速的数值范围太大，反倒觉得不能跟日常生活经验联系了。声学中的情况类似，从刚刚听得出的声强到人耳可能接触到的最大声强，数值相差10000亿倍，即倍以上。在这样广阔的数值范围内描述其大小极不方便。所以声学中也用声级来描述声的强弱。声级包括声强级、声压级和声功率级等。这是一种无量纲的对数值，对数能压缩数值范围。声在气体介质中以疏密波的形式进行传播，因此声场中每一点的压力都在平衡压力上叠加一个瞬息变化的微小压力，叫做声压，单位是（Pa）。声压瞬时值记作。测量声压的传感器是传声器。声音的强弱是由声压的有效值决定的。有效值就是均方根值，记作，对周期函数有： （4-1）单位时间内在某一点通过与某一方

44、向垂直的单位面积的声能量的平均值叫声强，用符号表示，单位是W/。迄今还没有能够直接测量声强的传感器。只能用两个声压传感器通过信号分析及处理来间接测量声强。声功率是声波在单位时间内沿传播方向通过某一波阵面所传递的平均声能量称为平均声能量流或称声功率，记作W，单位是（瓦）。声功率不能直接测量，而只能根据声压和测量面等间接测量。声压是就声场中某一点而论的，声强是就声场某一点和某一方向而论的。而声功率就某一声源而论的。谈论声场中某一点的声功率，或者谈论某声源的声压而不言明那一点，都是毫无疑义的。§43平面声波的基本方程一、 平面声波的波动方程 当声音的波阵面垂直于传播方向的平面时，就称其为平

45、面声波。远离声源的波可以近似地看作为平面波。平面波的波动方程（一维波动方程）为 （4-2）二、 球面声波的波动方程波阵面是同心球面的波称为球面波。其波动方程（三维波动方程）为 （4-3）三、 柱面声波的波动方程波阵面是同轴圆柱面的波称柱面声波。其其波动方程为 （4-4）§43频谱和频谱分析如前所述，纯音就是一种频率的声音，其瞬时声压如式（45）所示： （4-5）如果用频率作横坐标，作纵坐标，则纯音可用一条对应于频率的纵线来表示（）（a）纯音的频谱 （b）若干种纯音组成的频谱 （c）噪声的连续谱如果声不是纯音，但还是周期性的，且其周期为，则声压为周期函数，记作，可按照富里叶级数展开成一

46、系列频率互成整倍数的余弦函数之和：式中 ,2,3,； 上式可进一步写成 式中的每一项都代表一种频率的纯音。第一项的频率为0，“幅值”0/2就是在一个周期内的时间平均值。以后各项频率为，幅值为，相角为。式反映在图上就是一组纵线，相邻纵线之间的频率间隔相等，都等于。所对应的频率为基频；>1所对应的频率，为频谱。这样的图就是频谱。频谱上相互分割的纵线叫谱线。因为各条谱线相互分割，所以叫离散谱。如果谱线的频率间隔越来越小，谱线越来越密，最终连成一片，便成为连续谱，噪声的频谱都是连续谱。对于同样的噪声，用不同的分析方法得出的频谱不同。带宽分得越细，则频谱分析越精细，但所需设备越昂贵，所费时间也越多

47、。噪声控制工程中最常用的是倍频程和1/3倍频程分析。声学上的白噪声定义为，频谱在所有频率上幅值均等的噪声。自然界井不存在真正的白噪声。但也有能量分布在很宽的频率范田内、接近于白噪声的噪声。例如用锺子敲钢板时的噪声就是。还有所谓纷红噪声，其幅值随频率增大而降低。之所以取名“白”或“粉红”，是因为其频率结构与同名的光类似。此外，若在一个相当窄的频率范围内幅值显著高于其他频率，则称为窄带噪声。反之为宽带噪声。§44声级和分贝通常声级和声功率级是以分贝表示的。这就允许我们使用对数而不用线性比例坐标。由于分贝是对所研究数量与一个任选叁考量之间的比值取以10为底的对数，因而对数值是无量纲的。因此，以分贝表示的量是选定的叁考量有关的数量级。其数学表达式为以下形式:：声级= （dB） （4-6）一、声强级声强和声压一样，是客观存在的物理量。如前听述，声强是在声场中单位时间内，垂直声波传播方向单位面积上通过的能量。人的听觉所能感受到的声音，不但要有一定的频率范围，而且还要有一定的声强范围，声强太小，听觉感受不到，声强太大，听觉会受到损害。一般人听觉能感受到的声强范围大约为1W/，因此声强级的定义为：= （dB） （4-7）式中： 所