第七章汽车NVH特性.ppt

1、第七章车身NVH特性的研究(补充)、NVH n noise vvibration harshness (音响、振动、粗糙感)三者常出现在云同步中，由于车厢的振动、噪声的作用，乘员舒适性主观变化特性在人体的触觉、听觉及视觉感知等方面感受到的综合也可以用噪声等性能的客观物理量进行测量，第1节汽车NVH特性1，概要，汽车上的振动路面的凹凸引起的车体垂直方向振动引擎的不平衡往复惯性力引起的车体振动汽车转向系统轮的横摆振动系统的扭转振动等特征性的多种振动是随机振动， 通常以振动量的均方值值进行测量，然后通过频率加权计算对人体的舒适性带来较大影响的振动主要表现为界面点输入到人体的次低频振动，频率范围为18

2、0Hz左右的界面点：汽车转向系统轮、封檐板、楼板层、座椅， 耳旁噪声是NVH问题中重要的一部分车内噪声、车身板的振动引起的噪声、空气碰撞车身的噪声、声干扰噪声、声源(例如发动机、轮胎、刹车器等)侵入的噪声、车外噪声、城市环境的主要噪声、声源， 标准车外噪声必须严格控制： GB1495-2002 :汽车加速车外噪声小于88db m-1系列汽车必须小于77 dB车内噪声：美国在1985年规定男低音车内噪声不得超过80dB的中国没有强制法律规范，噪声的试验方法主要利用诊断技术识别噪声声源，改进声源结构降低噪声，截断噪声传播途径，控制车内噪声仿真计算，利用噪声分析软件建立声学模型预测车内噪声，分析其发

3、生反应历程和传播途径，在产品设计阶段有效控制噪声。 声学振动的粗糙感并非指与振动、噪声并列的物理概念，而是指对人体的振动、噪声的主观感觉，不能用客观的测量方法来测量汽车的乘坐舒适度，因此声学振动粗糙感在NVH特性研究中占有非常重要的地位的汽车公司采用了专门人才实际乘坐汽车的方式，最终1 .噪声的客观测量声压p是指介质受到声学声干扰后的压力变化量。 设静态大气压强力为p0，空气受到声音干扰后的压力为p，则声音强度I为单位时间内在与声音传播方向垂直的单位面积中流动的平均声音能量流束声压级声压级声压级，二、音响基础理论，二、噪声的主观测量和对权利级人耳的噪声的主观感觉与频率无关，人耳敏感频带的声音以

4、1000Hz纯音为基准，声压级定义为响度级，单位定义为phon。其他频率的声音响度级，通过与1000Hz的纯音进行比较，在不同频率连结相同响度级的各点，得到等响曲线，2、噪声的主观尺度和计量权级，为了使声音的尺度和人耳的听觉感觉一致，在声音高仪等量测仪器使用频率表网可根据每个频带衰减测量噪声信号的频率响应特性将不同的计权网络划分为多种a级计权网络，并根据40phon等声学曲线进行修正，表明人耳对低声压噪声大小的感觉和噪声对人体的危害程度有良好的相关性人耳与噪声频率响应特性关系反映最广泛的汽车激励源：发动机、传动系统、车轮与轮胎、不平整地面与风等传动器：汽车悬挂系统、汽车悬挂系统、车身结构系统的

5、响应器：车身与车厢的空洞，三，汽车的NVH现象汽车激励源：发动机、传动系统、车轮与轮胎， 不平整地面和风等传感器：汽车悬挂系统、汽车悬挂系统、车身结构系统的应答器：车身和车厢空洞汽车的NVH现象把乘员的主观感觉分成振动、噪音等多种感觉，把乘员的主观感觉和客观记述结合起来，用于汽车NVH特性的评价和诊断， 车体系统是整车NVH系统的响应器，其振动响应特性直接将整车的NVH特性作为车体振动噪声传递路径的重要环节，其声学传递特性也对车内噪声结构噪声产生了重要影响：外部激励引起的车体面板振动产生的噪声空气噪声：车室外通过车体的空隙进入车内的噪声， 四车身的NVH特性汽车NVH特性设计方法基于计算机辅助

6、工程建立了以改善汽车NVH特性为目标的音响设计方法：以降低车内整体噪音级为目标的汽车NVH特性设计方法贯穿于新车种的开发过程，对现有车型的改良设计也起到了重要的作用，第二节NVH特性设计方法， 在整车开发过程中NVH特性研究可分为以下四个阶段：调查、确定营销对象整车NVH特性目标、实现各整车仿真分析系统、子系统NVH目标、零配件结构设计、子系统和整车性能目标、原型测试与调整、 整车水平NVH目标在项目工程初期将制定主要步骤：根据目标群特征和客户驾驶评价确定与汽车NVH特性相关的重要项目如车内噪声、地板振动、汽车转向系统晃动等主观NVH目标营销对象， 顾客和专门人才的驾驶评价制定了汽车性能的未来

7、计划车内的噪音级、振动感觉等营销对象车试验并在此基础上建立了整车NVH目标，客观性能将主观NVH目标与客观的整车NVH目标对应于驾驶者的侧耳声压电平敏感点加速度响应车体振动模态频率等研究， 规划未来NVH特性在该市场定位水平的改善趋势，另一方面，整车NVH目标的确定整车水平的NVH目标是与不平整地面相关的氟里昂座椅的振动， 与汽车转向系统轮的振动和风噪声有关的高速时的氟里昂座椅的噪音级和与功率组件有关的起动时的振动空转时的驾驶者的右耳噪声和踏板振动水平等汽车的各系统的模式频率的分配，一、完成车NVH目标的确定， 不同系统和子系统的模式频率在汽车整体NVH特性的确定中发挥重要作用的例子：为了防止

8、共振，应该将系统模式频率间分离，与激励频率分离。某汽车配备V6发动机，其稳态怠速转速为650r/min，发动机的第一次激励(第三次)为32.5Hz，对汽车转向系统立柱的振动特性有较大影响的根据汽车转向系统立柱支撑系统的实际情况，将垂直方向模态频率设为29Hz，将横向模态设为36Hz 降低了汽车转向系统柱的振动，改善了整车的NVH特性，改进了分段耦合试验和计算机辅助工程方法将整车NVH目标转换为车身结构、动力总成悬置等系统与零配件目标水平的过程，如主模态频率、车身接头刚度、 车身在汽车悬挂上的安装部位刚度等为设计者提供了相关零配件设计的详细标准，二、NVH目标等级车身系统的NVH特性目标包括弯曲

9、和扭转刚度、模态特性、声学振动敏感性、噪声衰减特性、功率组件的振动和辐射噪声底盘车、悬挂系统的动态特性等， 新研制的汽车等级参考BIC汽车基本数据将BIC的系统和零配件NVH特性水平作为初始设计目标根据经验，结合实际情况修改的初始系统和零配件NVH目标结构设计者根据零配件的目标要求进行结构设计，为了在NVH设计过程中进行NVH目标的等级评价， 为了改善汽车的NVH特性，整车NVH特性研究需要建立计算机辅助工程模型的不同子系统、不同NVH问题采用计算机辅助工程法的不同汽车悬挂、转向系统等系统在研究次低频域动力学特性时，主要采用多刚体系统动力学法， 对于40Hz以下的NVH特性的仿真，对刚性非常小

10、的系统(例如车身系统)采用有限单元法制作了弹性体(或者柔软体)模型，与多刚体系统模型结合的整车刚性结合模型的仿真所适用的频率范围也提高到了200Hz以上，三、 NVH设计中的计算机辅助工程方法是利用车内次低频噪声的计算或有限单元法将车内空洞划分为网格，建立有限元模型车内空洞与车身结构模型的耦合，建立声固耦合模型，计算车内空洞声特性的车内噪声响应中的射频波(300Hz以上) NVH特性仿真采用基于空间声学和统计力学的统计能量分析(SEA )方法、有限元法多刚体系动力学方法，建构了整车刚弹耦合模型，预测车身振动和车厢内声压。 第三节刚弹耦合系统仿真分析表明，单弹性体模态综合法动力削减零配件模态综合

11、法(CMS-component mode synthesis )将有限元模型与多刚体模型相连接，由于有限元模型的自由度数大， 必须将给出的动力学数学模型缩小到具有较小自由度的模型的综合法律中，这是一种对基于有限单元法化学基发展的复杂结构进行振动分析的有效方法， 弹性耦合系统建模理论单弹性模态综合法动力削减零配件模态综合法CMS模态综合法的基本思想将复杂结构分成几个零配件(子结构)用各零配件可计算或试验的方法求解的模态残奥仪基于边界条件化学基叠加各子结构的模态特性， 用平衡方程和约束方程简化物理坐标，得到广义坐标(模式坐标)表示的运动方程，可以计算复合系统的动力响应，用一个模式法描述艾玛模式综合

12、合法动力削减零配件模式综合法CMS， 一模式法下Emma模式综合法通过超针织面料实现动力削减，将超UE针织面料模型变换为Emma零配件，与多体系统动态模型中的Emma有限元模型自由度边界自由度uB相连。边界自由度不进行模式变换，在高阶模式被切断情况下，这些个的自由度不会失去信息内部自由度uI，在弹性体模式约束模式使各个边界自由度单位位移的情况下，固定其他所有边界自由度的静态模式约束模式坐标qC， 起因于与对应的边界自由度相等的边界自由度变形uB的整个弹性体变形定义了内部自由度uI的模式变形，其中固定边界的标准模式由于约束模式的线性加权日式榻榻米而固定了弹性体的边界自由度uB，计算特征量问题所得

13、到的标准模式定义了内部自由度uI的模式变形，其质量与保留模式的数目无关， 物理自由度u、CMS法的模式和模式坐标q的关系是2多体系统的能量的动力学方程式能量与多体模型相连时， 其所有的模态信息都传递给多体系统的模式坐标变换矩阵模式质量矩阵模式刚性矩阵模式频率等多体系统，首先确定拉斯特分子上的各点的运动学关系式和拉斯特分子所受到的力， 基于这些个条件利用拉格朗日方程推导出埃希默动力学方程，与二多体系统中埃希默动力学方程、一完成车刚弹耦合模型、车身有限元模型、底盘车多体模型、埃希默车身进行了超单元分析， 将车身超尤针织面料转换为多体系统中的拉斯特文件，整车刚弹耦合系统模型、2、模型建构与仿真分析、

14、1整车刚弹耦合模型氟里昂汽车悬挂ADAMS模型、转向系统模型、1整车弹簧耦合模型、汽车悬挂弹簧特性曲线、车身骨架模型分别为24469节点、29100单元利用它建构了超仿真针织面料，生成了柔体车身，建构了一种整车刚性弹性耦合模型，建构了一种整车刚性弹性耦合模型，在ADAMS/Car标准模块下可得到整车仿真模型2， 用整车刚弹耦合模型仿真分析模型的标定和验证后与实车实验数据对比的方法对模型进行标定验证，利用加速度传感器、数据采集系统、电荷放大器、电脑等测量副信息帧左后汽车悬挂与车身连接部的振动加速度信号，采样频率为4kHz， 采样时间为1.0秒，车速为80 km/h，在b级沥青胶路面上等速直线行驶

15、，2、整车刚弹耦合模型的仿真分析模型的标定与验证，实验结果，柔性模型仿真， 子信息帧左后汽车悬挂的垂直振动加速度的最大值的测量结果比柔性模型仿真结果稍大的柔性模型的时钟速度和对应峰值与实验值比较好的拟合结果在一定程度上存在误差，但却在合理范围内。验证了模型合理性发生误差的主要原因：与实车相比，由于模型大大简化，模型的残奥仪表还在正确的路面模型与实际路面之间存在一定差异等，2， 整车刚度弹性耦合模型的仿真分析可以在多体系动力学软件中设置不同的路面和行驶工况进行整车刚度弹性耦合模型的仿真分析实例2、整车弹性耦合模型的仿真分析实例在汽车30km/h的直线行驶情况下， 由仿真分析得到的车身重心处的加速

16、度时间履历信号和傅立叶变换后的频率域信号，在仿真开始阶段(约0.32秒前)只有前轮处于不平整路，相应的时间履历曲线振幅比较小，随着后轮踏上路面， 振幅为频谱图中2Hz附近的间谍对应于车体垂直方向的振动的刚体模式，由于汽车悬挂系的射频波滤波作用，50Hz以上的振幅非常小，2、通过成品车刚性弹性耦合模型的仿真解析例计算的左侧车体连接点垂直方向的力， 前后的汽车悬挂滑块的支点(曲线1和4 )承受大部分的弹簧载荷，另一方面，横推力杆的垂直方向的传递力(曲线6 )由于后车轮在前一时间没有在不平整地面行驶，因此对应的连接点的传递力(曲线4、5、6 )几乎不变动，曲线平坦，传递力大致等于静载荷噪声反应历程激

17、励源的传输路径声响应必须减小必须控制噪声的声源，从截断噪声传输路径的和声学场内消音等方面来看必须减小声源：发声零配件采用消音器，振动零配件采用减震器， 在结构设计时必须错开固有频率，避免激励频率，抑制风噪声：消除泄漏气流的间隙，改良密封部件，增加密封压力等，堵塞间隙，避免空洞共鸣：修正车厢形状和尺寸的方法， 改变空腔谐振频率以避免常见激励频率对声源直接噪声的管理受到限制，也需要防振、防振、吸音、舞蹈大头针等方法，第四节车厢内的噪声治理，1 .隔音对发动机噪声和车厢外噪声采用多种结构措施，选用合理的隔音材料达到隔音效果Wt是透过隔音墙的声能垂直入射声波的单层隔壁透过损失式，m是隔壁的每单位面积的质量，单位是kg/m2； f是声音的频率，单位是Hz的邻接面的密度越大，声音的频率越高，遮音效果越好，1、遮音和吸音，1 .遮音例：氟里昂引擎的工作噪音通过氟里昂门传递到车内。 单位面积的质量和频率大1倍，隔音量只增加6dB，单层隔壁的隔音效果差。 在结构技术允许时，用双层隔壁提高隔音效果的汽车的前围板、楼板层板，在其上有多个穿孔、安装孔等，应引起风鸣，大幅度降低透过损失，给予密封，一些穿孔橡胶罩的隔音效果比较例，隔音的大多数隔音结构对射频波噪声为了进一步降低次低频噪声差、某卡车的发动机噪声与由此引起的驾驶室内噪声的比较车内噪声，应该研究提高隔壁的250Hz