汽车(NVH)测试与分析

汽车振动与噪声(NVH)测试与分析

华南理工大学机械与汽车工程学院丁康

教授2012年10月9日第一部分：汽车NVH概述

第二部分：汽车NVH测试内容

第三部分：NVH测试实例

主要内容1.NVH的定义2.必要性和意义3.汽车噪声法规和标准4.汽车NVH的分类和控制方法5.我国汽车NVH研发设计水平6.国内外汽车噪声预测理论方法第一部分：汽车NVH概述1Noise（噪声）2Vibration(振动)3Harshness(声振粗糙度)1.NVH的定义噪声和振动的品质主观评价车辆NVH系统的内在关系NVH问题产生的后果2.必要性和意义汽车约有1/3的故障问题与NVH有关，而各大公司有近20%的研发费用消耗在解决车辆的NVH问题上，中高档轿车在研发期间与NVH有关的实验量最大；汽车的NVH性能已被越来越多的用户所重视，用户需求是企业动力；良好的NVH性能是汽车企业竞争力的体现，高档汽车对NVH性能要求很高；噪音污染是三大污染之一，国家制定法规和标准来控制噪声的污染和对人体的危害。3.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》(M1是包括驾驶员在内不超过9座，最大质量不超过1000KG)GB16170—1996汽车定置噪声限值4.汽车NVH的分类和控制5.我国汽车NVH研发设计水平较国外先进水平滞后15-20年，相当于国外90年代中期水平。国内较领先的是长安、奇瑞等。自主品牌NVH性能开发现状：目标及分解不明确没有足够的多方案设计不能再开发的前期发现问题在前期不能做到与其他性能间的平衡与D&R工程师的合作不密切不能预测工装车NVH性能6.国内外汽车噪声预测理论方法有限元法边界元法中低频统计能量法高频1.汽车NVH试验2.测试中的信号处理3.结构声灵敏度测试分析4.声隔离测试分析5.声源识别6.发动机悬置性能测试分析第二部分：汽车NVH内容1、汽车NVH试验汽车NVH试验系统1.传感器2.电荷放大器3.数据采集系统4.便携式计算机测试设施与设备94dB(A)

2.测试中的信号处理频谱分析是现代信号处理技术最基本和最常用的方法之一，在机械、电力、图像处理、电子对抗、仪器仪表等许多领域的生产实践和科学研究中获得极为广泛的应用。频谱分析在时频域的转化关系中设：采样频率采样点数，FFT和谱分析点数采样时间间隔转化为频域的频率分辨率（离散频谱相邻两谱线间的频率间隔）时间与频率之间存在下列关系：（1）采样频率与采样时间间隔互为反比（2）频率分辨率时域：频域：直流分量：时域：幅值谱：自谱：对数谱：理想无泄露状态下，一般时频域幅值之间有下列关系：信号离散引起的误差采样加窗

采样定理为：连续的时域信号x(t)，如果其频率只分布在有限频率区域内，即

则它可由等时间间隔序列唯一确定的条件是

从物理意义上讲，条件如果不满足，采样频率小于信号可能具有最大频率的2倍，那么在此信号的一个周期内采样的数据不超过2个，采样的离散序列不足以表现信号的周期性，因此会产生假频或称频率混淆。采样定理与频率混淆当采样频率确定后，如果信号中包含有高于采样频率一半的频率成分，将折叠到分析频率范围内，并与该频率内的数据发生混淆。时的频率混叠现象

根本原因：时域离散化和连续信号中具有的最高频率成分大于采样频率的一半。实际产生混频折叠方式：第一、三、五等奇次折叠以

为对称轴产生折叠。第二、四、六等偶次折叠以零频率为对称轴产生折叠。消除频率混淆的方法有两种:

一：提高采样频率；二：在进行采样之前用模拟式低通滤波器抗混滤波器进行低通滤波。低通滤波器滤波特征

传递分析的目的是研究系统的固有特性。通过测量力和响应，研究两者随频率变化的比例来估计系统的固有特性，主要是研究系统的固有频率、阻尼比等。相干函数是用来检验传递函数测试结果的可靠性的，只有相干函数值高（最大为1）点的传递才有意义。设系统的输入函数为，输出为，系统的传递函数定义为：传递函数和相关分析

相干函数(凝聚函数)定义为：

为输入信号与输出信号的互谱。

在多段平均时，相干系数才有意义，相干系数只进行一段传递函数分析，相干系数恒为1。

式中：分别为输入和输出信号的自谱，传递函数两种表示法：1）用实部和虚部表示；2）用幅值和相位表示。幅频特性：

相频特性：

在实际计算中，传递函数有四种计算方法，称为估计方法，其中估计是传递函数的有偏估计，估计是传递函数的无偏估计。实际使用中，估计是应用最广泛的传递函数计算方法。实频特性：虚频特性：传递函数的估计算法：传递函数的估计算法：传递函数的估计算法：传递函数的估计算法：传递函数激振器法力锤法相干函数

某金属框架实测的传递函数实频和虚频特性只有在幅频特性或虚频特性峰值处的频率附近的相干系数很高(工程测试一般要求大于0.7)频率才是系统的固有频率。注意:

某金属框架实测的传递函数幅频特性和相干函数倍频程定义：

若使每一频带的上限频率比下限频率高一倍，即频率之比为2，这样划分的每一个频程称1倍频程，简称倍频程。如果在一个倍频程的上、下限频率之间再插入两个频率，使4个频率之间的比值相同（相邻两频率比值=1.26倍）。这样将一个倍频程划分为3个频程，称这种频程为1/3倍频程。将频谱分为若干个频段，每个频段为一个频程，以直方图表示。N=1:一倍频程，简称倍频程N=1/3:三分之一倍频程N=1/12:十二分之一倍频程…中心频率：带宽：连续频段：一个频段的上限频率是下一个频段的下限频率。阶次阶次分析实现方法FFT谱图和Order谱图结构噪声和空气传播噪声相互叠加形成车内噪声。结构噪声分析方法仿真分析试验分析相互补充3.结构声灵敏度测试分析

外界激励源直接激励或传递到车身，引起车体及壁板件振动并与车内声腔耦合而产生的车内噪声，简称为“结构声”。“结构声”主要通过车身结构的模态匹配、声灵敏度等进行控制。噪声源振动源结构传递途径接受体主观感受结构噪声控制—车身声灵敏度

路面噪声是路面/轮胎系统的振动经悬架系统,使车身发生振动的车内噪声。因此车身是把悬架传递过来的振动变换为声的关键要素设计时要尽可能地减少变换效率(即车身声灵敏度)。车身声灵敏度是指给车体的悬架安装点加振时车室内声压。为了使车身声灵敏度减小,常见方法是增加悬架安装点车体刚度和优化地板等发音部分刚度和阻尼。仿真试验车身有限元模型车身灵敏度试验结构噪声控制—板件声贡献量分析仿真建立白车身分析模型仿真方法分析计算板件声音贡献量分析结构优化提高刚度增加阻尼验证轿车乘坐室内噪声是由组成乘坐室的所有板件振动引起的,车身板件的不同区域对于乘坐室内部任意位置声压的贡献是不同的。因此在结构修改之前有必要进行面板声学贡献度分析(PACA),以确定对乘坐室内噪声影响最大的结构板件,这是进行乘坐室低噪声设计的重要环节和有效手段。前围板地板顶棚后背箱验证结构噪声控制—板件声贡献量分析试验车身主要板件示意图板件声振频谱板件声振模态和贡献量分析板件结构优化和阻尼片布置高灵敏度频率4.声隔离测试分析车内噪声结构声(低频)空气声(中高频)密封是关键相关实验方法该装置用于轿车仓内漏气量测量，采用低噪声风机，抽取气体，加注到轿车仓内，手动调节风机变频器改变空气流量，保持一定的压力，通过空气流量计测量轿车仓内的正压泄露量。气密性实验烟雾发生器实验渗漏检测仪在车内布置烟雾发生器，通过转向管柱孔连接鼓风机通风管至车内，利用鼓风机吹散车内烟雾，观察车身各部位漏气情况。通过接受置于车外的发射器发射的超声波的声平来评估渗漏级别。车身隔声测量根据模型布置测点建立车身结构模型车内布置声源，调节车内声压近似相等依次测量车外测点处声压值可以看到整车及各子结构在某个频率或某个频率段的声压分布，从而找到漏声严重区域。125Hz防火墙漏声严重800-2000Hz后视镜前后门把手5.声源识别最常用方法声源识别常用方法

消去法：

覆盖法：

频谱分析法：

声强测试法：避免了分别运转消去法的一些部件停止转动带来的不利影响，较高的精度，低频段由于覆盖物的隔声效果较差，因而容易有较大的测量误差。简单易行，直观性强，声源定位粗略。噪声源都有不同的频率特性，如发动机噪声与点火频率有关，风扇噪声与叶片数有关，进、排气噪声与进、排气门的开闭频率有关，齿轮噪声与基节频率有关等。声强是矢量，能区分出声波入射的方向，从而找出噪声声源，并可测量可能声源的位置。消去法采用消去法找到声源后效果明显！排气管消去法+频谱分析法原始状态，某试制车前座47.1dB(A),后座47.6dB(A)。88HZ频率为燃油泵频率，该频率在前后噪声的频谱图上幅值相差不大，前座噪声(红色)较小一些。88HZ分离油箱后，前座噪声降为42.7dB(A)。88HZ在前座噪声频谱图上的幅值明显降低，符合预期该频率由燃油泵引起。88HZ6.发动机悬置性能测试分析

汽车动力总成悬置系统是指动力总成与车架或车身之间的弹性连接系统，包括汽车动力总成和悬置元件。悬置性能的评价指标：(1)静态特性（静刚度），即悬置在3个垂直方向上的力－位移曲线，一般为非线性；(2)动刚度，滞后角（阻尼系数）（动静比）低频、大振幅激励和高频、小振幅激励；(3)高频动态硬化的最低频率。悬置的静刚度静刚度值是力一位移曲线中力的变化量与位移变化量之间的比值，其计算公式为:

其中F为力，S为位移。测试力一位移曲线加载过程要求无限缓慢。发动机悬置常见的刚度线性静态:

100～300N/mm悬置的动刚度

动刚度为物体抵御动态外力的能力

最简单的动态外力

一般来说，橡胶悬置元件动刚度K*受4个工况因素的影响:激励频率，预载荷，温度和动态载荷幅值。在每一个不同频率的激励下，橡胶悬置的力一位移循环形成一个如下图所示的迟滞回线，所包含的面积，就是由于橡胶悬置的内部阻尼而消耗的功，代表消耗的量。

根据迟滞回线，可以计算橡胶悬置在该频率下的动刚度K*、存储刚度k’、损失刚度K和阻尼滞后角计算公式如下:迟滞回线示意图及刚度阻尼关系图德国MTS（液压测试机）831型弹性体测试系统悬置与刚度特性测试

悬置测试设备

某直列式4缸发动机的橡胶悬置作为试件，激振频率为40Hz、振幅为0.5mm、预载500N时,激励位移与恢复力的时域关系。橡胶悬置激励位移和恢复力橡胶悬置的动刚度曲线

动刚度：对激振频率和振幅有较大的依从性,随频率的增大而增大,随振幅的增大而减小;

滞后角：在60Hz以下随着频率和振幅的增大而略有增大,在60Hz以上却会减小。不同位移激励的橡胶悬置低频动态特性不同位移激励的橡胶悬置高频动态特性（a）动刚度（b）滞后角（a）动刚度（b）滞后角

橡胶悬置的动静刚度比随激振频率增大而非线性增大，在60Hz左右超过2，表明此时悬置黏弹滞后性大，动刚度显著增大，隔振性能变差。橡胶悬置的动静刚度比动静刚度比1.动应变测试2.发动机扭振测试分析3.白车身模态分析第三部分：NVH测试实例1.动应变测试

某轻型卡车的离合器壳体投入使用前，通过实车安装下的动应变测试试验,分析其动应变值的大小与分布，为其强度分析提供试验依据。测试方法设备：1)温度自补偿型单轴应变片

2)YE29003A桥盒24个

3)江苏联能YE3817C型6路动态应变放大仪4台

4)德国米勒贝姆（BBM）数据采集分析系统，包括28路模拟输入通道的MKII动态数据采集仪和配有PAK数据采集分析软件的笔记本电脑。离合器壳上应变片

桥盒数据采集分析系统（BBM)应变放大仪传动轴上加载不平衡量测点分布在离合器壳体上按顺时针方向布置31个测点，测点主要布置在离合器与发动机的螺栓联接处及加强筋两侧。测点3测点10测点13测试工况将车的后轮支起，在传动轴上加装不平衡块(24g)。

1)分别挂上空档、1档、2档、3档、4档和5档，将油门踩到底，待发动机转速稳定后测试离合器壳体上各测点的动应变。

2)挂上5档，缓慢踩下油门直至到底，测试升速下各测点的动应变。测试实况图如下图所示。测试数据分析（1）稳定工况

各测点在各档下动应变峰值如下图，测点3的动应变最大。

取动应变最大的测点3为例，分别做出各档下的频谱图，3档的动应变峰值频谱图如下图：1倍频半倍频的3倍2倍频半倍频的5倍3倍频4倍频1-4档位下基本没有发动机输出转频当油门踩到底时，各档发动机的转速约4000rpm，即转频约为67hz。5档的动应变峰值频谱图如下图：3倍频4倍频92.1hz,发动机输出轴的转频1倍频2倍频半倍频的5倍（2）升速工况

测点3时频分析如图所示：结论从稳定工况可以看出：

1.各测点中测点3的动应变最大；

2.当传动轴转速较低时，各测点的动应变基本只受发动机振动的影响，受传动轴的不平衡的影响很小，如在1-4档；

3.当传动轴转速较高，如在5档且发动机转速达最高时，各测点动应变在一定程度上受到传动轴不平衡的影响，但影响相对于发动机本身的影响来说仍然较小；且一般来说，实际很少会工作在这种工况下。

从升速工况可以看出：

1.在整个变速器输入输出轴工作转速范围内都没有发生共振；

2.受传动轴的不平衡量影响很小。

2.发动机扭振测试分析

稳态分析方法阶比跟踪分析

瞬态分析方法Kalman滤波分析

转速跟踪分析基于能量重心法的转速跟踪分析法能量重心法此次测试采用方法测试方法：

在发动机台架上进行发机瞬态扭振信号提取。测试实况图电涡流测功机发动机光电编码器

(EPC260)信号采集器

(MKII)测试分析系统

(PAK)

发动机测控系统数据分析图1瞬态扭转和转速信号图2瞬态扭转信号各谐次幅值随时间变化结论

1）由图1可以看出，估计转速曲线与实测转速曲线完全吻合，充分说明了基于能量重心法的转速跟踪分析提取转速的精确性；

2）由图2可以看出，基于能量重心法的转速跟踪分析幅值提取的正确性。

3.白车身模态分析

轿车白车身模态特性分析是车身结构设计与研究的重要内容。模态频率和振型直接反映车身的动态性能，特别是车身的前几阶模态对汽车设计相当重要，识别车身系统模态对避免车身结构与声腔共振、降低车内噪声有着重要的意义。白车身试验模态有限元法试验法修正仿真模型车身动态特性研究结构优化和NVH