整車NVH介紹（汽車資料匯編）

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整車NVH介紹(汽車資料匯編——姜——一、NVH定義

NVH是指Noise(噪聲,Vibration(振動和Harshness(聲振粗糙度,由于以上三者在汽車等機械振動中是同時出現(xiàn)且密不可分,因此常把它們放在一起進行研究。聲振粗糙度是指噪聲和振動的品質,是描述人體對振動和噪聲的主觀感覺,不能直接用客觀測量方法來度量。由于聲振粗糙描述的是振動和噪聲使人不舒適的感覺,因此有人稱Harshness為不平順性。又由于聲振粗糙度經(jīng)常用來描述沖擊鼓舞產(chǎn)生的使人極不舒適的瞬態(tài)響應,因此也有人稱Harshness為沖擊特性。二、噪聲的種類

產(chǎn)生汽車噪聲的主要因素是空氣動力、機械傳動、電磁三部分。從結構上可分為發(fā)動機(即燃燒噪聲,底盤噪聲(即傳動系噪聲、各部件的連接協(xié)同引起的噪聲,電器設備噪聲(冷卻風扇噪聲、汽車發(fā)電機噪聲,車身噪聲(如車身結構、造型及附件的安裝不合理引起的噪聲及噪聲源通過各種聲學途徑傳入車內(nèi)的噪聲及汽車各部分振動傳遞途徑激發(fā)車身板件的結構振動向駕駛室內(nèi)輻射的噪聲組成車內(nèi)噪聲。。其中發(fā)動機噪聲占汽車噪聲的二分之一以上,包括進氣噪聲和本體噪聲(如發(fā)動機振動,配氣軸的轉動,進、排氣門開關等引起的噪聲。因此發(fā)動機的減振、降噪成為汽車噪聲控制的關鍵。

此外,汽車輪胎在高速行駛時,也會引起較大的噪聲。這是由于輪胎在地面滾動時,位于花紋槽中的空氣被地面擠出與重新吸入過程所引起的泵氣聲,以及輪胎花紋與路面的撞擊聲。

三、噪聲的抑制1、改進噪聲源

噪聲源抑制主要為發(fā)動機減震、進氣噪聲抑制、排氣噪聲抑制及傳動系噪聲抑制,即優(yōu)化前消聲器、主消聲器及降低排氣吊掛剛度;改進空氣濾清器;采用小動不平衡量傳動軸(在動力線校核后基礎上。1.1、發(fā)動機減震

減震墊布置原則:

動力總成懸置布置主要分為三點式、四點式兩種,KZ218系列車型動力總成懸置采用三點式布置。動力總成質心理論上應布置在三角形重心上,并發(fā)動機懸置平面法線交點應在動力總成慣性主軸上方。懸置理論剛度計算:

液壓懸置的剛度可以隨頻率變化而變化,所認其剛度取值轉速應以100r/min為刻度分段取值;而橡膠懸置以怠速轉速為基準進行固有頻率計算

傳遞率一般取值為0.25,但也可根據(jù)要求調(diào)整,但基本上在0.3-0.1之間。T=1/(1-λ*λλ=f/fn

T:振動傳遞率f:激振頻率fn:固有頻率從上式可以得出系統(tǒng)固有頻率fn。動力總成總動剛度計算Kd=W*(2fnπ*(2fnπ

根據(jù)參考懸置型式選取靜剛度曲線,并根據(jù)總重選取懸置靜載變形量ds。

因發(fā)動機懸置左右對稱,故其靜載荷:Pf=0.5*W*b1/(b1+b2變速箱支撐靜載荷:Pr=W*b2/(b1+b2

因此可得出發(fā)動機懸置動剛度Kf及變速箱支撐動剛度Kr.Kf=Pf*ds

Kr=Pr*ds

又因發(fā)動機懸置受布置影響(發(fā)動機高度、車架縱梁間距等因素及慣性解耦要求,一般布置成安裝面與XZ平面成一角度θ。

故懸置在動力總成作用下產(chǎn)生的形變可分解為dsp與dsr。dsp=ds*cosθdsr=ds*sinθ

外力W可分解為剪切力Fx與壓縮力Fz。Fp=W*cosθFr=W*sinθ

設發(fā)動機懸置的剪切剛度為Kr、壓縮剛度為Kp。Kd=Kp*cosθ*cosθ+Kr*sinθ*sinθ

橡膠懸置根據(jù)其截面一般有壓縮剛度與剪切剛度比值;液壓懸置一般以Kp=Kr*3進行理論估算。

從上式可得出發(fā)動機懸置剪切剛度Kr、壓縮剛度Kp具體數(shù)值,液壓懸置還可以作出估算動剛度-頻率曲線。在懸置試制樣品生產(chǎn)出來以后,再進行實車測試,考慮動力總成轉動慣量的影響再對參數(shù)進行一些調(diào)整。

1.2、進氣系統(tǒng)

進氣噪聲主要由以下幾部分組成:周期性壓力脈動噪聲、渦流噪聲、汽缸的赫姆霍茲共振噪聲、進氣管的氣柱共振噪聲。

周期性壓力脈動噪聲:在發(fā)動機氣門的開閉過程中,必將引起進氣管道中空氣壓力及速度的波動,引起空氣密度的周期性變化,產(chǎn)生周期性壓力脈動噪聲。周期性壓力脈動與進氣管道內(nèi)的壓力脈動相吻合,是進氣噪聲的主要組成部分。

渦流噪聲:當高速氣流進入氣缸時,由于在氣流通道內(nèi)有氣門、氣門導管、及進氣管內(nèi)的毛刺、砂眼等障礙物,氣流受阻產(chǎn)生渦流噪聲。此項內(nèi)容為發(fā)動機生產(chǎn)質量控制范疇。

汽缸的赫姆霍茲共振噪聲:汽缸內(nèi)氣體壓力脈動激發(fā)頻率等于與發(fā)動機本體赫姆霍茲共振頻率時產(chǎn)生。此項內(nèi)容屬于發(fā)動機本體設計需考慮因素。

進氣管的氣柱共振噪聲:進氣門關閉時,進氣管變成了一個一頭封閉、一頭開口的等截面管。管道內(nèi)的氣體由于具有連續(xù)的質量和可壓縮性,在外來聲源的激振下易發(fā)生共振。產(chǎn)生進氣管的氣柱共振噪聲。此項內(nèi)容噪聲貢獻值一般很小。

周期性壓力脈動噪聲解決措施:1.2.1、導流管

進氣管探入空濾器本體內(nèi),協(xié)同空濾本體內(nèi)氣道設計來消除噪聲。具體理論參考我不知道。

1.2.2、諧振腔

經(jīng)試驗測試出周期性壓力脈動共振頻率,然后加諧振腔消除此項噪聲。諧振腔設計公式:f=C*(s/(l+t*V1/2

其中:f共振頻率、C聲速、s小孔面積、l小徑長度、t為0.8d、V容積。消聲量與s、V成正比,與l成反比。1.3、排氣噪聲容量設計:

V=Q*Vh*n/(1000(TN1/2

V消聲器容積、Vh發(fā)動機排量、n額定轉速、T發(fā)動機沖程、N發(fā)動機缸數(shù)、Q為常數(shù),根據(jù)消聲要求可取2-6。

消聲器長與直徑比一般取3-5,越大越好。

消聲器腔數(shù)越多消聲效果越好,一般取2-5腔。將各腔模擬為共振腔及膨脹腔進行矩陣傳遞法進行計算,但計算結果不準?，F(xiàn)在有用GT-POWER進行消聲器設計優(yōu)化的。也有用有限元法或邊界元法進行計算的,但都說不準?；旧线€是以試驗為主進行設計優(yōu)化。

2、聲漏射控制

抑制聲漏射主要是通過以下兩種手段來解決:2.1、全部封堵車身板件縫隙及孔洞。

2.2、車身結構空腔隔斷,不使車身結構存在長距離的密閉空腔以產(chǎn)生混響。3、聲透射控制

3.1、3、聲透射控制效果同消聲器一樣,尋常用插入損失D來評價,它表示安裝隔聲罩前后,噪聲源向周邊輻射噪聲聲壓級的差值.D=L0-L(dB

隔聲罩罩壁自身的隔聲能力常用隔聲量R來衡量.對于單層勻質隔板,假定不考慮邊界影響,在無規(guī)入射條件下