汽车降噪NVH分析与控制技术摘要知识分享

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1、吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室王登峰王登峰汽车汽车NVHNVH分析与控制技术分析与控制技术 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、国内汽车、国内汽车NVH研究现状研究现状3、汽车噪声源识别方法与应用、汽车噪声源识别方法与应用4、车架和车身的低频声振分析匹配、车架和车身的低频声振分析匹配5、汽车中高频噪声的、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用分析方法与应用2、声学基础、声学基础7、客车噪声分析控制技术举例、客车噪声分析控制技术举例6、关键零部件噪声控制、关键零部件噪声控制

2、-风扇风扇吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院一、国内汽车一、国内汽车NVH研究现状研究现状吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、必要性和意义、必要性和意义p噪声污染是世界公认的三大污染源之一；噪声污染是世界公认的三大污染源之一；p汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；p噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；p为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控制汽车噪声健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控制汽车噪

3、声对环境的污染和对人体危害；对环境的污染和对人体危害；p汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒适性越来越高的要求，是对汽车适性越来越高的要求，是对汽车NVH分析与控制研究工作的持分析与控制研究工作的持续推动力。续推动力。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2、汽车噪声法规和标准、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汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法汽汽车分分类噪声限噪声限值dB（A）第一第一阶段段第二第二阶段段2002.10.12004.12.30期期间生生产的汽的汽车2005.1.1以

4、后生以后生产的汽的汽车M17774M2（GVM3.5t），或），或N1（GVM3.5t）：）：GVM2t2tGVM3.5t78797677M2（3.5t5t）：）：P150kWP150kW82858083N2（3.5t12t）：）：P3.5t、P150kW811dB(A)；轿车一般在轿车一般在741dB(A)。4）日本日本:1）JASOZ101车外噪声试验方法车外噪声试验方法规定：规定：N2&N3（GVM）3.5t、P150kW ）81dB(A)轿车加速行驶车外加速噪声限值轿车加速行驶车外加速噪声限值75dB(A)。p车内车内各国虽然没有强制的标准和法规对车内噪声值进行限制，只有在各国虽然没有

5、强制的标准和法规对车内噪声值进行限制，只有在产品鉴定或等级评定时给出不同的参考限值。产品鉴定或等级评定时给出不同的参考限值。1）代表汽车声学品质优劣。是评价汽车产品质量重要指标之一；）代表汽车声学品质优劣。是评价汽车产品质量重要指标之一；2）影响行驶平顺性、乘坐舒适性、客户购车取向和市场竞争力。）影响行驶平顺性、乘坐舒适性、客户购车取向和市场竞争力。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院整车噪声与整车噪声与乘坐舒适性目标乘坐舒适性目标发动机发动机吸隔声吸隔声屏蔽技术屏蔽技术消声器消声器匹配优化技术匹配优化技术发动机风扇发动机风扇低噪声设计低噪声设计与优

6、化技术与优化技术车身中车身中高频噪声吸高频噪声吸隔声与密封隔声与密封车身结构车身结构与声腔低频与声腔低频声振特性匹配声振特性匹配动力总成动力总成与车身悬置与车身悬置匹配优化匹配优化统计能量分析统计能量分析（SEA）方法）方法车身结构与车身结构与内饰声腔流固内饰声腔流固耦合分析方法耦合分析方法动力总成悬置动力总成悬置隔振与解耦，隔振与解耦，车身刚弹耦合车身刚弹耦合虚拟样机技术虚拟样机技术吸隔声材料性能吸隔声材料性能屏蔽部位和屏蔽部位和屏蔽结构优化屏蔽结构优化热声流耦合分热声流耦合分析与台架试析与台架试验相结合匹验相结合匹配设计方法配设计方法CFD分析与分析与台架试验相台架试验相结合的方法结合的方

7、法4、汽车、汽车NVH分析与控制方法分析与控制方法2024/7/23吉林大学汽车工程学院科研情况简介105、汽车、汽车NVH开发流程开发流程车外噪声车外噪声车内噪声车内噪声声品质声品质乘坐舒适性乘坐舒适性目标制定目标制定目标制定目标制定分系统目标分系统目标分系统目标分系统目标结构、声腔与结构、声腔与连接件修改连接件修改车身有限元模型车身有限元模型车身结构车身结构+声腔模型声腔模型 子系统建模分析子系统建模分析子系统建模分析子系统建模分析底盘模型底盘模型用户满意度用户满意度用户满意度用户满意度预测预测预测预测 成本重量和其它性能成本重量和其它性能单元目标单元目标车车身身声声学学性性能能悬置特性悬

8、置特性车内声腔车内声腔 连接件连接件底底盘盘输输入入 副车架副车架车身部件的车身部件的动态刚度动态刚度子系统子系统目标目标底盘部件的底盘部件的振动特性振动特性车身结构车身结构 减震器减震器部件有限元模型部件有限元模型(验证车身的刚度验证车身的刚度与振动特性与振动特性)(考核车身的考核车身的声学性能）声学性能）(考核底盘的振动特性考核底盘的振动特性)(考核底盘的激励力考核底盘的激励力)用户用户满意度评价满意度评价用户用户满意度满意度目标设定目标设定车身声固耦合模型车身声固耦合模型+底盘模型底盘模型部件特性的部件特性的分层对标分层对标对标分析对标分析主主主主观观观观评评评评价价价价NVH性能性能分

9、析预测分析预测车身模型车身模型底盘模型底盘模型车内噪声车内噪声前轮前轮车身车身+输入输入用户满意度用户满意度验证验证传递路径分析传递路径分析（TPA）(基于试验的模拟）基于试验的模拟）后轮后轮吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院二、声学基础二、声学基础2024/7/23吉林大学汽车工程学院12一、声学基础一、声学基础1、基本概念、基本概念1）声功率）声功率 指单位时间内声源辐射出来的总的声波能量，它表示声源的基指单位时间内声源辐射出来的总的声波能量，它表示声源的基本物理特性，单位是瓦（本物理特性，单位是瓦（W）。）。2）声压）声压 声波在空气中传播过程中，引起空气质点振动，致使空气密度声波

10、在空气中传播过程中，引起空气质点振动，致使空气密度发生变化，空气压强就在大气压强附近迅速起伏变化，这个压强发生变化，空气压强就在大气压强附近迅速起伏变化，这个压强起伏部分称为声压。起伏部分称为声压。 p=pf - p03）声能密度）声能密度 介质在单位体积内所包含的声能成为声能密度，它和声压之间介质在单位体积内所包含的声能成为声能密度，它和声压之间的关系为：的关系为： 2024/7/23吉林大学汽车工程学院134) 声强声强 单位时间内通过垂直于指定传播方向单位面积上的声音能量称单位时间内通过垂直于指定传播方向单位面积上的声音能量称为声强，单位为：为声强，单位为：W/m2。声强的大小与离开声源

11、的距离有关。声强的大小与离开声源的距离有关。 对于自由场：对于自由场： I I =p2rms/c 对于扩散场从某一方向通过单位面积的声强为：对于扩散场从某一方向通过单位面积的声强为： I I=p2rms/4c5）点声源）点声源 如果声源的尺度远小于声源与接收器之间的距离，该声源就如果声源的尺度远小于声源与接收器之间的距离，该声源就可以看成点声源。其声强随距离的变化关系为：可以看成点声源。其声强随距离的变化关系为： I I =W/4 r2 可见，声强反比于声源和接受器间的距离的平方，距离增加一倍可见，声强反比于声源和接受器间的距离的平方，距离增加一倍则衰减则衰减6dB。2024/7/23吉林大学

12、汽车工程学院142、噪声的量度与计算、噪声的量度与计算1）声压级和声强级）声压级和声强级 声压和声强一样，都是用以声压和声强一样，都是用以10为底的对数标度来度量的称为声压为底的对数标度来度量的称为声压级和声强级，单位用分贝（级和声强级，单位用分贝（dB)表示。表示。 声压级定义为：声压级定义为： Lp=20log(prms/p0)式中：式中：prms-为声压有效值；为声压有效值； p0 - 为基准声压等于为基准声压等于210-5Pa 声强级定义为：声强级定义为： Lp=10log(I/II/I0 0 )式中：式中：I I -为待测声强；为待测声强； I I0 0 - 为基准声强等于为基准声强

13、等于10-12W/m22024/7/23吉林大学汽车工程学院15 声压级与声强级的关系：声压级与声强级的关系： LI I =Lp+10log(400/0c) 因因0 c400Ns/m2，等号右边的第二项很小，所以声强级与声压级，等号右边的第二项很小，所以声强级与声压级数值近似相等。数值近似相等。2)分贝的计算分贝的计算 当同时存在多个声源，或同一声源中存在多种频率成分时则需要当同时存在多个声源，或同一声源中存在多种频率成分时则需要求其合成声压（级）及声强（级）。求其合成声压（级）及声强（级）。多个声源时，其合成的有效声压：多个声源时，其合成的有效声压：合成的声压级为：合成的声压级为：合成的声强

14、级为：合成的声强级为：2024/7/23吉林大学汽车工程学院16当存在几个相同声源时，其合成声压级为：当存在几个相同声源时，其合成声压级为： 当当n=2n=2时，则时，则L Ls s=L=L1 1+3+3，即当，即当2 2个相同声压级的噪声源在一起时，个相同声压级的噪声源在一起时，其总声压级只比一个噪声源增加其总声压级只比一个噪声源增加3dB3dB。 当有两个声级强度不同的噪声源当有两个声级强度不同的噪声源L L1 1和和L L2 2、且、且L L1 1LL2 2时，其合成声压时，其合成声压级为：级为： L Ls s=L=L1 1+ + L L 式中：式中：增加量增加量 L L也可以从下表中查

15、得：也可以从下表中查得：表表2-1 2-1 合成声合成声压级的增加量（的增加量（dBdB）L1-L20123456789101112131415 L32.52.11.81.51.210.80.60.50.40.30.30.20.20.12024/7/23吉林大学汽车工程学院17 从表从表2-1中可以看出，如果两个声源中的一个声压级超过另一个中可以看出，如果两个声源中的一个声压级超过另一个10dB以上时，较弱的声源可以忽略不计。可见，对有多个噪声源的以上时，较弱的声源可以忽略不计。可见，对有多个噪声源的汽车进行噪声控制时，必须首先识别和治理最主要的噪声源才会对汽车进行噪声控制时，必须首先识别和治

16、理最主要的噪声源才会对汽车的整体噪声发生作用。汽车的整体噪声发生作用。3）频谱）频谱 大多数噪声源发出的声音通常包含许多频率成分，进行噪声测大多数噪声源发出的声音通常包含许多频率成分，进行噪声测量时，由传声器测得的噪声信号标定后为声压（级）的时间历程，量时，由传声器测得的噪声信号标定后为声压（级）的时间历程，为了便于了解噪声中包含的频率成份，可对上述声压为了便于了解噪声中包含的频率成份，可对上述声压时间历程信时间历程信号进行号进行FFT变换，得到噪声信号的频谱，从频谱图中可以分析出噪声变换，得到噪声信号的频谱，从频谱图中可以分析出噪声能量随频率的分布规律，并为噪声控制提供依据。能量随频率的分布

17、规律，并为噪声控制提供依据。图图2-12-1车内噪声的频谱车内噪声的频谱2024/7/23吉林大学汽车工程学院科研情况简介18图图2-2 噪声谱分析示意图噪声谱分析示意图图图2-3 FFT2-3 FFT分析流程分析流程2024/7/23吉林大学汽车工程学院194）倍频程与）倍频程与1/3倍频程倍频程 倍频程数倍频程数n的定义为：的定义为：n=log2(fH/fL)，当，当n=1时为倍频程，当时为倍频程，当n=1/3时为时为1/3倍频程。倍频程。 中心频率定义为：中心频率定义为：f0=(fHfL)1/2 p 带宽带宽 1/n倍频程是指以某个频率为中心的滤波器的带宽，并可以由以倍频程是指以某个频率

18、为中心的滤波器的带宽，并可以由以下公式计算获得：下公式计算获得： 带宽带宽=(2(1/n)-1)*中心频率中心频率p 上下限上下限 对对1/3倍频某个中心频率的滤波器，倍频某个中心频率的滤波器， 上限频率为上限频率为 = 中心频率中心频率 *21/6 , 下限频率下限频率 = 中心频率中心频率 / 21/6p 倍频程和倍频程和1/3 倍频程的关系倍频程的关系2024/7/23吉林大学汽车工程学院科研情况简介20图图2-4 2-4 倍频程倍频程和和1/31/3倍频程倍频程的比较的比较图图2-5 2-5 倍频程和倍频程和1/31/3倍频程中心频倍频程中心频率与上下限率与上下限2024/7/23吉林

19、大学汽车工程学院科研情况简介215）频域计权）频域计权 在噪声的物理量度中，声压级是评价噪声强度的常用量，声压在噪声的物理量度中，声压级是评价噪声强度的常用量，声压级越高，噪声越强。但人耳对噪声的感觉，不仅与声压级有关，还级越高，噪声越强。但人耳对噪声的感觉，不仅与声压级有关，还与频率、持续的时间等因素有关。人耳对高频率噪声较敏感，对低与频率、持续的时间等因素有关。人耳对高频率噪声较敏感，对低频率噪声较迟钝。声压级相同而频率不同的声音，很可能听起来是频率噪声较迟钝。声压级相同而频率不同的声音，很可能听起来是不一样的。不一样的。 为了反映噪声的各种复杂因素对人的主观影响程度，需要有一为了反映噪声

20、的各种复杂因素对人的主观影响程度，需要有一个对噪声的评价指标。常用的评价指标有响度级和个对噪声的评价指标。常用的评价指标有响度级和A计权声压级。计权声压级。其中最常用的是其中最常用的是A计权。计权。A 计权是为模仿响度级为计权是为模仿响度级为40 phon 的等响曲线的倒置曲的等响曲线的倒置曲线，它对低频声线，它对低频声(500Hz以下以下)有较大衰减；有较大衰减； B 计权计权70phon等响曲线；等响曲线； C 计权计权100phon等响曲线，主要用于评价特别响或低频等响曲线，主要用于评价特别响或低频为主的噪声；为主的噪声； 线性计权对原始测量信号没有施加任何计权的噪声级。线性计权对原始测

21、量信号没有施加任何计权的噪声级。2024/7/23吉林大学汽车工程学院22图图2-6 频率计权曲线频率计权曲线2024/7/23吉林大学汽车工程学院科研情况简介236）声学测试环境）声学测试环境 媒质中有声波存在的区域叫声场。声场大致可分为自由场、媒质中有声波存在的区域叫声场。声场大致可分为自由场、混响场和压力场。混响场和压力场。l自由场：声波在任何方向无反射，声场各点接受的声音，仅有自由场：声波在任何方向无反射，声场各点接受的声音，仅有来自声源的直达声而无反射声。来自声源的直达声而无反射声。 开阔的旷野，周围较大范围内无反射物，可以近似为自由开阔的旷野，周围较大范围内无反射物，可以近似为自由

22、场。消声室是一种人为的自由场。消声室的四壁、顶棚和地板场。消声室是一种人为的自由场。消声室的四壁、顶棚和地板都有吸声能力很强的吸声材料或吸声尖劈，消声室可用来对声都有吸声能力很强的吸声材料或吸声尖劈，消声室可用来对声源、音响设备进行较准确的测量，是理想的声学测量设备。源、音响设备进行较准确的测量，是理想的声学测量设备。l混响场：声能量均匀分布，并在各个传播方向上做无规则传播混响场：声能量均匀分布，并在各个传播方向上做无规则传播的声场，称混响场。如混响室，混响室可用于测量材料的隔声、的声场，称混响场。如混响室，混响室可用于测量材料的隔声、吸声性能、声源声功率。吸声性能、声源声功率。l压力场：当声

23、波波长比所处腔体空间大时，声压分布均匀，此压力场：当声波波长比所处腔体空间大时，声压分布均匀，此时称为压力场。当传声器插入声压级校准器中时，即是压力场。时称为压力场。当传声器插入声压级校准器中时，即是压力场。l本底噪声：是指被测对象噪声不存在时周围的环境噪声。试验本底噪声：是指被测对象噪声不存在时周围的环境噪声。试验时本底噪声至少要比被测对象噪声低时本底噪声至少要比被测对象噪声低10dB才能保证测试精度。才能保证测试精度。2024/7/23吉林大学汽车工程学院科研情况简介24图图2-7 三种典型声场示意图三种典型声场示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院三、汽车噪声源识别方法与应用三、

24、汽车噪声源识别方法与应用吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、声强测试与分析方法、声强测试与分析方法1）优点）优点p声强测量对测试环境的要求较低。声强测量对测试环境的要求较低。1）被测声源周围的背景噪声对声强测量的影响较小；）被测声源周围的背景噪声对声强测量的影响较小；2）可以在工作现场进行。）可以在工作现场进行。p声强测量能反映出噪声的能量及其流动情况。声强测量能反映出噪声的能量及其流动情况。1）由于声强具有方向性，所以测得的声强可以全面反映从声源发出）由于声强具有方向性，所以测得的声强可以全面反映从声源发出的噪声能量的传播状态。的噪声能量的传播状态。2）用声强法测量声功率时，对测量封

25、闭面的形状没有特殊要求。）用声强法测量声功率时，对测量封闭面的形状没有特殊要求。p声强法的测量结果直观、可视性强。声强法的测量结果直观、可视性强。1）由于声强是矢量，所以声强测量法的后处理能力强；）由于声强是矢量，所以声强测量法的后处理能力强；2）通过数据处理，可以得到声强的矢量图、等声强线图、三维声强）通过数据处理，可以得到声强的矢量图、等声强线图、三维声强图等。由这些图线分析声源的位置和频谱特性直观、易于掌握。图等。由这些图线分析声源的位置和频谱特性直观、易于掌握。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2）声强测量系统简介）声强测量系统简介信号放大前端信号放大前端声强探头声强探头数据采集

26、分析系统数据采集分析系统声强测量系统组成声强测量系统组成2024/7/23283）声强测量网格的布置）声强测量网格的布置p 在离被测表面一定距离处设置一个网格测量面，为了避免在离被测表面一定距离处设置一个网格测量面，为了避免被测表面近场局部反射声波的干扰给测量结果带来误差，测被测表面近场局部反射声波的干扰给测量结果带来误差，测量面距被测表面至少应大于量面距被测表面至少应大于15cm。p 对噪声源预先未知的大型复杂系统，可以采用先疏后局部对噪声源预先未知的大型复杂系统，可以采用先疏后局部加密的网格以减少测试工作量，网格间距一般在加密的网格以减少测试工作量，网格间距一般在5cm 25cm之间选取。

27、之间选取。p 测量网格一般比被测对象外表面轮廓大测量网格一般比被测对象外表面轮廓大2-3个网格间距，个网格间距，以便能覆盖被测对象，底部的第一行测点应距地面以便能覆盖被测对象，底部的第一行测点应距地面20cm以以上，以避免地面上，以避免地面局部反射声波的干扰给测量结果带来误差。局部反射声波的干扰给测量结果带来误差。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2、发动机噪声源声强识别、发动机噪声源声强识别发动机排气侧噪声源识别发动机排气侧噪声源识别吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机排气管机排气管侧总声声强强频谱在在1KHz 1KHz 3.2kHz3.2kHz的频的频率范围内声强较大，率范

28、围内声强较大，最最大声强频率发生在大声强频率发生在1.6kHz1.6kHz，次高声强频率，次高声强频率为为2.5kHz2.5kHz，再次依次为，再次依次为2kHz2kHz、1.25kHz1.25kHz、1kHz1kHz及及3.2kHz3.2kHz。高声强级噪。高声强级噪声以中高频为主。声以中高频为主。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机进气侧噪声源识别发动机进气侧噪声源识别吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机机进气气侧面面总的的频谱在在1-4kHz1-4kHz频频率率范范围围内内的的声声强强都都较较大大，最最大大声声 强强 时时 的的 频频 率率 为为1.6kHz1.6k

29、Hz，次次高高声声强强频频率率为为3.15kHz3.15kHz，再再次次声声强强频频率率为为2kHz2kHz，以以中、高频辐射为主。中、高频辐射为主。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3 3、商用车车外噪声源声强识别、商用车车外噪声源声强识别车车左左侧侧车车右右侧侧车两侧的声强测量结果车两侧的声强测量结果 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左右两侧最大噪声源的车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱比较倍频程频谱比较吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左侧车左侧车右侧车右侧车左右两侧的声强和声功率频谱车左右两侧的声强和声功率频谱吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前

30、后降噪前后车左左侧声声强强扫描描结果果对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 降噪前后降噪前后车左左侧声功率声功率测量量结果果对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前后降噪前后车右右侧声声强强扫描描结果果对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院降噪前后降噪前后车左左侧声功率声功率测量量结果果对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n 降噪前后的对比分析降噪前后的对比分析 发动机冷却风扇进行低噪声设计；发动机冷却风扇进行低噪声设计； 优化匹配发动机排气消声器；优化匹配发动机排气消声器；对发动机进行合理的吸隔声降噪。对发动机进行合理的吸隔声降噪。 通过采用上述降噪措

31、施前后，使被试车加速行驶车通过采用上述降噪措施前后，使被试车加速行驶车外噪声由改进前的外噪声由改进前的84dB(A) 下降到下降到78的的dB（A）。）。 满足国标满足国标GB1495-2002规定的不大于规定的不大于78dB(A)的要的要求。求。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4、轿车车外噪声源识别、轿车车外噪声源识别p测量网格布置测量网格布置 车外最大加速噪声出外最大加速噪声出现工况：工况：变速器挂速器挂2档，将档，将车速速稳定控制定控制在在60km/h不不变。p试验工况试验工况在在 车 的的 左左 右右 两两 侧 距距 离离 车 体体 15cm处 的的 平平 面面 内内 布布 置

32、置 大大 小小 为20cm20cm的声的声强强扫描描测量网格；量网格；第一行第一行测量网格距地面量网格距地面10cm；左右两左右两侧网格超出网格超出车前后前后1个网格即个网格即20cm的距离。的距离。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 a)车左左侧网格网格吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院b)车右右侧网格布置网格布置车外噪声源外噪声源识别试验声声强强测量网格布置量网格布置图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左左侧等声等声强强、1/31/3倍倍频程程频谱及声功率及声功率图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车右右侧等声等声强强、1/31/3倍倍频程程频谱及声功率及声功率图

33、吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左右两左右两侧最大噪声源的最大噪声源的1/31/3倍倍频程程频谱图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院序号序号位置位置四档四档最大声最大声强强级dB(A)最大声最大声强强级发生位置生位置1 1车左左侧86.786.7车前前发动机底部机底部2 2车右右侧87.687.6车前前发动机底部机底部被被试汽汽车向向车外外辐射的最大声射的最大声强强级及位置及位置p结论结论车车前前发发动动机机底底部部向向左左右右两两侧侧辐辐射射的的噪噪声声，对对汽汽车车加加速速行行驶驶车车外外最大噪声值影响较大最大噪声值影响较大;车车左左右右两两侧侧最最大大噪噪声声源源的的1/

34、3倍倍频频程程频频谱谱图图的的声声强强级级随随频频率率分分布布特特性性相相近近，最最大大声声强强值值出出现现在在1250Hz处处，两两侧侧的的最最大大噪噪声声是是由由同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院5 5、轿车车内噪声源声强识别与降噪、轿车车内噪声源声强识别与降噪轿车车内声强测量网格布置轿车车内声强测量网格布置吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院仪表板处声强扫描测量结果仪表板处声强扫描测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院驾驶员侧防火墙的驾驶员侧防火墙的声强扫描

35、声强扫描测量结果测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院副驾驶侧防火墙的声强扫描测量结果副驾驶侧防火墙的声强扫描测量结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 防火墙处实施吸隔声处理防火墙处实施吸隔声处理吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（a）降噪前）降噪前(b)降噪后降噪后降噪前后降噪前后驾驶员左踏板左踏板处声声强强扫描描结果的果的对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（a）降噪前）降噪前(b)降噪后降噪后 降噪前后仪表板处声强扫描结果的对比降噪前后仪表板

36、处声强扫描结果的对比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院改进前后不同车速下车内噪声的对比分析改进前后不同车速下车内噪声的对比分析车车速速/(km/h)车车内噪声内噪声/dB(A)40608010012014050607080改改进进前前改改进进后后2024/7/2357p 可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由N个传声器个传声器组成的阵列（传声器的间距为组成的阵列（传声器的间距为y）竖立不动。）竖立不动。p 据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对汽车匀速运动。由汽车匀

37、速运动。由N个传声器得到的连续采样信号组成的平面个传声器得到的连续采样信号组成的平面H就就可以称作扫描全息面。根据全息面上的声压级分布，经过声场变换可以称作扫描全息面。根据全息面上的声压级分布，经过声场变换就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车的主要噪声源进行识别。的主要噪声源进行识别。声全息法噪声源识别测量方法示意图声全息法噪声源识别测量方法示意图2、声全息方法方法、声全息方法方法2024/7/2358声全息法噪声源识别测量过程示意图声全息法噪声源识别测量过程示意图全息面构造示意图全息面构造示意图吉林大学汽车工程学

38、院吉林大学汽车工程学院p 试验仪器试验仪器振动噪声数据采集系统；振动噪声数据采集系统；由由15个传声器构成传声器阵列，传声器间距为个传声器构成传声器阵列，传声器间距为10cm。自自制制传声声器器阵列列试验在消声室内在消声室内转鼓鼓试验台上台上进行；行；近近场测量网格共量网格共15行行45列，距列，距车体体65cm；网格网格间距距为10cm，最下面一行，最下面一行网格距地面网格距地面10cm；参考参考传声器声器1位于位于8行行10列，参列，参考考传声器声器2位于位于8行行30列；列；试验工况工况为二档二档60km/h。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院近场声全息试验现场近场声全息试验现场1

39、） 某车型近场声全息测量试验某车型近场声全息测量试验吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左左侧近近场2D等声等声压级图车右右侧近近场2D等声等声压级图2024/7/2362声全息方法车外噪声源识别结果声全息方法车外噪声源识别结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左左侧近近场3D等声等声压级图车右右侧近近场3D等声等声压级图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车左左侧声声场变换远场2D等声等声压级图车右右侧声声场变换远场2D等声等声压级图变换到远场距汽车纵向对称面变换到远场距汽车纵向对称面7.5m处的结果。处的结果。p变换面上距地面面上距地面1.2m处的左右两的左右两侧声声压级

40、，其中左，其中左侧为68.8dB（A），右），右侧为69.4dB（A）；）；p最后取最后取车左右两左右两侧声声压级的平均的平均值作作为加速行加速行驶车外噪声外噪声预测数数据，即据，即为69.1dB（A）。）。p车外动态加速噪声预测车外动态加速噪声预测STSF吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1）车外最大动态加速噪声分析结果与验证）车外最大动态加速噪声分析结果与验证汽汽车加速行加速行驶车外噪声外噪声测量量场地及声地及声级计的布置的布置吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车速速二档二档车速速三档三档次数次数入入线车速速出出线车速速左左边右右边次次数数入入线车速速出出线车速速左左边右右边（

41、km/h）测量量值测量量值（km/h）测量量值测量量值dB(A)dB(A)dB(A)dB(A)149.059.172.172150.356.670.169.6249.059.872.571.5250.858.170.569.8348.85972.172350.957.970.470.3450.260.572.572.6450.356.369.969.7平均平均值72.372.1平均平均值70.269.8最大最大值71.3最大最大值69.2最最终值70.3dB(A)按按GB1495-2002GB1495-2002测量量汽车加速行驶车外最大噪声汽车加速行驶车外最大噪声STSF预测69.1dB(A)

42、与与试验值只相差只相差1.2dB(A)。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院四、车架和车身低频声振分析匹配四、车架和车身低频声振分析匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1 1） 车架有限元模型车架有限元模型 p用四边形板单元建模用四边形板单元建模p将铆钉和螺栓简化为节点，节点将铆钉和螺栓简化为节点，节点之间用刚体单元连接，自由度表示之间用刚体单元连接，自由度表示为为XYZ三向移动；三向移动；p上下相对焊点视为节点，用刚体上下相对焊点视为节点，用刚体单元连接，自由度为单元连接，自由度为XYZMXMYMZ。 1、车架、车架NVH分析匹配分析匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2

43、 2）钢板弹簧的边界条件简化处理钢板弹簧的边界条件简化处理 RODRODRBE2RBE2杆1杆2把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：将螺旋弹簧用把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：将螺旋弹簧用杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度为为XYZ，用刚体单元连接两杆底部，自由度为，用刚体单元连接两杆底部，自由度为XYZMXMYMZ 。K1=KL2/(L1+L2)K2=KL1/(L1+L2)K1+K2=K吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3 3）弯曲工况车架约束模型）弯曲工况车架约束模型163461346134626263

44、46p前钢板弹簧的两个前钢板弹簧的两个支撑点约束支撑点约束XZMXMZ四个自由度；四个自由度；p后钢板弹簧的两个后钢板弹簧的两个支撑点约束支撑点约束ZMXMZ三个自由度；三个自由度；p钢板弹簧与纵梁连钢板弹簧与纵梁连接的一侧接的一侧4个节点约个节点约束束YMZ二个自由度；二个自由度；p在车架后横梁中心在车架后横梁中心线上选择一点约束线上选择一点约束XMZ二个自由度。二个自由度。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4 4）车架的有限元模态分析结果）车架的有限元模态分析结果车架车架一阶弯曲模态一阶弯曲模态 车架车架一阶扭转模态图一阶扭转模态图车架固有振动频率模态有限元计算结果车架固有振动频率模

45、态有限元计算结果固有频率固有频率4.367.4112.0126.12振型描述振型描述一阶扭转一阶扭转一阶弯曲一阶弯曲二阶扭转二阶扭转二阶弯曲二阶弯曲吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院6）实车空载状态下车架试验模态分析）实车空载状态下车架试验模态分析p在整车空载状态下，将在整车空载状态下，将20个个ICP加速度传感器依次对称布置在试加速度传感器依次对称布置在试验样车车架的两纵梁上，拾振方向为验样车车架的两纵梁上，拾振方向为z方向；方向；p激振点选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采激振点选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采用用MIMO的激励方式，使用猝发随机信号，

46、扫描频率范围为的激励方式，使用猝发随机信号，扫描频率范围为1-100Hz。车架拾振点布置图车架拾振点布置图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院振型描述振型描述一阶扭转一阶扭转一阶弯曲一阶弯曲二阶扭转二阶扭转二阶弯曲二阶弯曲计算固有频率计算固有频率4.367.4112.0126.12试验固有频率试验固有频率4.384.387.447.4412.6312.6326.8526.85车架固有频率及振型描述车架固有频率及振型描述(单位单位:Hz)车架频率为车架频率为4.38 Hz4.38 Hz时振型图时振型图车架频率为车架频率为7.44 Hz7.44 Hz时振型图时振型图p各固有频率均较低；若满载上

47、述频率会更低。各固有频率均较低；若满载上述频率会更低。p有限元计算结果与试验结果误差在有限元计算结果与试验结果误差在3%范围之内。范围之内。模态名称模态名称振型振型频率频率(Hz)(Hz)阻尼比阻尼比一阶扭转一阶扭转101076763 359%59%一阶弯曲一阶弯曲333386861 149%49%二阶扭转二阶扭转666669691 142%42%二阶弯曲二阶弯曲919149491 198%98%吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对对标标车车架架试试验验模模态态分分析析结结果果7）车架振动性能的对标分析）车架振动性能的对标分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院从表中可以看出，从表中

48、可以看出，1）对标车型车架前端模态的振幅很小；）对标车型车架前端模态的振幅很小；2）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；3）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使发动机和驾驶室的振动显著减小。发动机和驾驶室的振动显著减小。对标车型发动机怠速为对标车型发动机怠速为540转转/分，分，1/2阶的激励频率是阶的激励频率是4.5Hz，1阶的激励频率是阶的激励频率是9Hz，3阶的激励频率是阶的激励频率是27Hz。频率最低的弹性体频率最低的弹性体1阶扭转频率为阶扭转频率为10.76Hz，高于发动机，高

49、于发动机1/2阶和阶和1阶频率，低于发动机转速的阶频率，低于发动机转速的3阶的激励频率。阶的激励频率。对标车型车架在对标车型车架在30-60Hz之间只有一个之间只有一个1阶弯曲频率（阶弯曲频率（33.86Hz）和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车架和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车架基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n本车型车架前部是各阶模态振型的较高的点，这样只要发本车型车架前部是各阶模态振型的较高的点，这样只要发动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会

50、激励起车动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会激励起车架剧烈的振动。同时车架也会将这些振动最大限度地传递给架剧烈的振动。同时车架也会将这些振动最大限度地传递给驾驶室悬置系统。驾驶室悬置系统。n本车型发动机怠速为本车型发动机怠速为600转转/分，分，1/2阶的激励频率是阶的激励频率是5Hz，1阶的激励频率是阶的激励频率是10Hz，3阶的激励频率是阶的激励频率是30Hz。车架的。车架的1阶扭阶扭转频率转频率4.38Hz与发动机怠速与发动机怠速1/2阶的激励频率接近，车架的阶的激励频率接近，车架的1阶弯曲频率阶弯曲频率7.44Hz与发动机怠速的与发动机怠速的1阶激励频率也较接近。这阶激励频率也

51、较接近。这将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性进行改进。进行改进。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对对标标车车型型本本车车对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板z方向振动加速度比较方向振动加速度比较p本车型从本车型从1400转转/分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的1阶扭转和阶扭转和弯曲频率与发动机怠速的弯曲频率与发动机怠速的1阶激励频率接近是其中的主要原因之一；阶激励频率接近是其中的主要原因之一；p对标车型在额定转速范围（红线以左）内，

52、振动水平基本上是一致的。对标车型在额定转速范围（红线以左）内，振动水平基本上是一致的。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院商用车车架商用车车架NVH匹配设计原则：匹配设计原则：p应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态的应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态的节点附近；节点附近；p实车状态下车架弹性体实车状态下车架弹性体1阶扭转频率应高于发动机阶扭转频率应高于发动机1/2阶和阶和1阶阶频率，低于发动机的频率，低于发动机的3阶激励频率。阶激励频率。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分析）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分

53、析模型规模：模型规模：共包含：共包含： 334282 334282个节点个节点 325541325541个单元其中个单元其中含含20992099个个MPCsMPCs单元。单元。驾驶室白车身有限元模型驾驶室白车身有限元模型对其进行自由对其进行自由自自由状态下的有限元模态分由状态下的有限元模态分析，得到其固有振动的频析，得到其固有振动的频率和模态。率和模态。u 驾驶室白车身的模态分析与评价驾驶室白车身的模态分析与评价2、驾驶室低频声振分析与匹配、驾驶室低频声振分析与匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院信号发生器信号发生器功率放大器功率放大器激振器激振器被试白车身被试白车身力传感器力传感器

54、信号采集系统信号采集系统电荷放大器电荷放大器加速度传感器加速度传感器n 模态试验流程图模态试验流程图试验采用多点激励方式，激励采用多点激励方式，激励频率率为0-200Hz0-200Hz。左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为3.83Hz，远小于车身结构的第一阶弹性频率，远小于车身结构的第一阶弹性频率20Hz，故可认为是自由支撑。，故可认为是自由支撑。输入信号入信号为猝猝发随机信号，采用随机信号，采用HanningHanning窗以减少泄漏窗以减少泄漏误差。差。采用平均采用平均处理减少理减少测量量误差，每差，每

55、次次测试平均试平均3 30 0次。次。为了减少了减少传感器感器对车身的附加身的附加质量，每次每个面只量，每次每个面只测1212个响个响应点。点。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n测点的布置测点的布置取两个激振点，激振频率为取两个激振点，激振频率为0200Hz，频率间隔为，频率间隔为0.195Hz。响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。测点分布均匀，能反映出结构的几何特征。测点分布均匀，能反映出结构的几何特征。共取共取137137个测点，建立响应点布置图。个测点，建立响应点布置图。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工

56、程学院有限元分析模态一阶扭转振型有限元分析模态一阶扭转振型试验模态一阶扭转振型试验模态一阶扭转振型n 主要振型比较主要振型比较吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院计算模态计算模态试验模态试验模态1 12 23 34 41 10.9540.9540.0260.0260.0200.0200.0680.0682 20.0570.0570.9140.9140.1020.1020.1050.1055 50.0170.0170.1070.1070.5790.5790.0940.0949 90.0850.0850.0330.0330.0020.0020.7430.743n 计算模态与试验模态的振型相关性

57、分析计算模态与试验模态的振型相关性分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3）驾驶室白车身模态分析、评价与应用）驾驶室白车身模态分析、评价与应用p驾驾驶驶室室白白车车身身的的模模态态分分结结果果主主要要用用于于驾驾驶驶室室开开发发设设计计阶阶段段与与国内外性能先进的同类驾驶室白车身进行对标分析。国内外性能先进的同类驾驶室白车身进行对标分析。p由由于于商商用用车车驾驾驶驶室室的的长长、宽宽、高高尺尺寸寸接接近近，其其一一阶阶弯弯曲曲模模态态往往往往不不明明显显、甚甚至至在在低低频频段段不不出出现现；其其一一阶阶扭扭转转模模态态成成为为评评价价驾驶室性能的重要参数。驾驶室性能的重要参数。p商商

58、用用车车驾驾驶驶室室白白车车身身一一阶阶扭扭转转模模态态用用于于衡衡量量驾驾驶驶室室整整体体抗抗扭扭刚刚度度，过过低低驾驾驶驶室室的的整整体体刚刚度度不不足足，过过高高会会导导致致驾驾驶驶室室重重量量加加大，不符合轻量化设计原则。大，不符合轻量化设计原则。p驾驾驶驶室室白白车车身身设设计计的的目目标标之之一一，就就是是在在控控制制驾驾驶驶室室重重量量的的前前提提下下，通通过过优优化化驾驾驶驶室室的的骨骨架架设设计计，使使驾驾驶驶室室的的一一阶阶扭扭转转频频率率尽可能提高。尽可能提高。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院u 驾驶室内部声腔有限元建模与模态分析驾驶室内部声腔有限元建模与模态分析

59、1）驾驶室内部声腔的有限元建模）驾驶室内部声腔的有限元建模v 无座椅的声腔有限元模型，不考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。v 带座椅的声腔有限元模型，考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p 驾驶室内部声腔的前驾驶室内部声腔的前3阶振型阶振型 a) 第一阶横向模态 b) 第一阶横向模态吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图3-6声固耦合系声固耦合系统简化模型化模型p声声腔腔模模型型外外表表面面有有1052个个节节点点，全全部部与与结构模型的节点相耦合；结构模型的节点相耦合；p耦耦合合系系统统中中共共有有5665个个节节点点、4860个个单单元元，其其中中15

60、00个个四四边边形形单单元元，3360个个六六面面体单元。体单元。驾驶室声固耦合模型情况：驾驶室声固耦合模型情况：u 驾驶室声固耦合有限元建模与模态分析驾驶室声固耦合有限元建模与模态分析1、驾驶室声固耦合有限元建模、驾驶室声固耦合有限元建模吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 a)耦合系耦合系统模模态b)结构系构系统模模态吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 a)耦合系耦合系统中声腔模中声腔模态b)声腔模型的模声腔模型的模态 图3-24耦合系耦合系统中声腔模型与声腔中声腔模型与声腔简化模型的模化模型的模态对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院功率放大器信号发生器模态分析系统传声

61、器固定支架 传声器声腔声学模声腔声学模态试验仪器器连接示意接示意图 试试验验在在消消声声室室内内进进行行，驾驾驶驶室室前前端端用用两两根根弹弹簧簧支支承承，后后横横梁梁处处用用充充气气内内胎胎支支承承，在在弹弹性性元元件件与与驾驾驶驶室接触处加橡胶垫片；室接触处加橡胶垫片； 信信号号发发生生器器发发出出正正弦弦扫扫描描激激励励信信号号，激激励励频频率率为为0-400Hz0-400Hz，经经放放大大通通过过扬扬声声器激励车内空腔振振动；器激励车内空腔振振动； 采采用用多多个个传传声声器器同同时时测测量量车车内内测测点点的的声声压压响响应应信信号号，利利用用试试验验模模态态分分析析系系统统计计算算

62、传传递递函函数数，识识别别声声腔声学模态。腔声学模态。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院v 声腔测点的分布声腔测点的分布 各各测测点点之之间间的的间间隔隔为为200mm，空空腔腔测测点点总总数数为为444个，分组进行测量。个，分组进行测量。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院表4.2 试验与仿真前四阶声学模态a)第一第一阶横向横向b)第一第一阶横向横向吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院u 驾驶室声固耦合振动特性的分析和评价驾驶室声固耦合振动特性的分析和评价p内内饰饰驾驾驶驶室室声声固固耦耦合合系系统统的的振振动动特特性性，可可用用于于对对商商用用车车实实车车状状态下驾驶室的振动

63、性能进行分析与评价。态下驾驶室的振动性能进行分析与评价。p驾驾驶驶室室声声固固耦耦合合系系统统的的整整体体模模态态对对应应的的主主要要低低阶阶固固有有频频率率，应应避避开开发发动动机机怠怠速速、一一般般公公路路常常用用行行驶驶车车速速60-70km/h和和高高速速公公路路行行驶驶速速度度90-110km/h对对应应转转速速下下的的不不平平衡衡惯惯性性力力激激励励，对对于于直直列列六六缸缸柴柴油油发发动动机机为为3阶阶不不平平衡衡惯惯性性力力，以以免免驾驾驶驶室室和和方方向向盘盘因因共共振振而而产产生抖振生抖振现象。现象。p内内饰饰驾驾驶驶室室声声固固耦耦合合系系统统的的模模态态振振型型是是驾驾

64、驶驶室室阻阻尼尼减减振振材材料料布布置置的的重重要要依依据据，阻阻尼尼减减振振材材料料应应布布置置在在驾驾驶驶室室结结构构振振动动的的最最大大应应变变能发生部位，才能发回其效用。能发生部位，才能发回其效用。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1 1、 白车身有限元模型的建立白车身有限元模型的建立 模型包括模型包括2785827858个节点、个节点、3320033200个单元个单元 3、轿车车身声振分析匹配、轿车车身声振分析匹配吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2 2、车身超单元模型和柔体车身的建立、车身超单元模型和柔体车身的建立 超单元共有超单元共有1313个外点个外点吉林大学汽车工

65、程学院吉林大学汽车工程学院3 3、 前悬架子系统多体模型的建立前悬架子系统多体模型的建立 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4 4、后悬架、转向系统、轮胎子系统模型的建立、后悬架、转向系统、轮胎子系统模型的建立 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院5 5、 底盘模型和整车刚弹耦合系统模型底盘模型和整车刚弹耦合系统模型 底盘模型底盘模型 整车模型整车模型 6、路面模型、路面模型双对数坐标下双对数坐标下B级路面的功率谱密度曲线级路面的功率谱密度曲线 在在ADAMS软件中利用反谱计算公式得到路面不平度软件中利用反谱计算公式得到路面不平度: 再将得到的路面不平度做成再将得到的路面不平度做成B

66、级路面供平顺性分析时使用如图级路面供平顺性分析时使用如图所示，所示，B级路面激励谱的数学表达式分别为：级路面激励谱的数学表达式分别为：吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院8 8、车身质心垂直方向加速度信号、车身质心垂直方向加速度信号吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院9、车身与悬架连接点处垂直方向作用力、车身与悬架连接点处垂直方向作用力吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1010、 带有座椅时的车身结构有限元模型带有座椅时的车身结构有限元模型 共共 2993629936节点点 3549035490单元元 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学

67、院1111、车室空腔模型、车室空腔模型有座椅有座椅无座椅无座椅22222222个节点个节点18201820个单元个单元 25162516个个节点点21362136个个单元元 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1212、内饰吸声材料的有限元模型、内饰吸声材料的有限元模型（a）顶棚）顶棚（b）脚踏板）脚踏板（c）地板）地板（d）侧围）侧围（e）座椅）座椅（f）衣帽架）衣帽架吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1313、在声腔表面加吸声单元得到内饰声腔有限元模型、在声腔表面加吸声单元得到内饰声腔有限元模型 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1414、车室声固耦合系统模型、车室声固耦合

68、系统模型 界面上界面上12321232个节点全部耦合个节点全部耦合 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车身身结构扭构扭转模模态 车身身结构弯曲模构弯曲模态1515、 白车身结构的有限元模态分析白车身结构的有限元模态分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1616、 车室空腔的模态分析车室空腔的模态分析 （a a）空腔第一）空腔第一阶纵向模向模态 （b b）空腔第一）空腔第一阶横向模横向模态吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1717、车身结构与空腔耦合有限元模型的模态分析、车身结构与空腔耦合有限元模型的模态分析 （a a）耦合系）耦合系统振振动模模态 （b b）车身身结构振构振动

69、模模态p 耦合系统与车身结构耦合系统与车身结构吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p 耦合系统与声腔耦合系统与声腔（a a）耦合系）耦合系统模模态 （b b）空腔系）空腔系统模模态吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1818、车身、车身1212个连接点共同作用的车内声压响应个连接点共同作用的车内声压响应 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1919、 发动机激励下的车内噪声响应发动机激励下的车内噪声响应 驾驶员右耳驾驶员右耳声压频谱图声压频谱图 后排座椅声压后排座椅声压频谱图频谱图 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2020、怠速工况驾驶员耳旁处声压仿真与试验结果间的比较、怠

70、速工况驾驶员耳旁处声压仿真与试验结果间的比较吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2121、 车身结构阻尼对车内噪声的影响车身结构阻尼对车内噪声的影响 加入阻尼的加入阻尼的车体骨架有限元模型体骨架有限元模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（a a）车身振身振动模模态 （b b）加入阻尼的）加入阻尼的车身振身振动模模态p 加入阻尼对车身振动模态的影响加入阻尼对车身振动模态的影响 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p 车身结构阻尼对车内噪声的影响车身结构阻尼对车内噪声的影响 加入加入结构阻尼构阻尼对驾驶员右耳旁声右耳旁声压的影响的影响吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院加入加入

71、结构阻尼构阻尼对后座椅中后座椅中间测点声点声压的影响的影响吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院五、汽车中高频噪声的五、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用分析方法与应用吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、统计能量分析方法概述、统计能量分析方法概述图4-1有限元、有限元、边界元和界元和统计能量分析法的能量分析法的应用用频段范段范围吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2、SEA方法输入参数与输出结果方法输入参数与输出结果1）输入参数）输入参数子系统模态密度；子系统模态密度；子系统损耗因子；子系统损耗因子；子系统间的耦合损耗因子；子系统间的耦合损耗因子；2）外部能量激励）外部能量激励

72、地面对车身的激励；地面对车身的激励；动力总成对车身激励；动力总成对车身激励；车身外空气压力波动能量激励；车身外空气压力波动能量激励；发动机辐射声波激励；发动机辐射声波激励；3）输出）输出各子结构平均能量响应各子结构平均能量响应2024/7/231213 3、某轿车的子结构划分情况（共划分为、某轿车的子结构划分情况（共划分为3535个子系统）个子系统）序号序号子系统子系统序号序号子系统子系统序号序号子系统子系统1车顶板车顶板14行李箱盖行李箱盖27右前门玻璃右前门玻璃2前风挡前风挡15行李箱地板行李箱地板28右后门玻璃右后门玻璃3左前门左前门16钟型座钟型座A29右后门右后门4左前门玻璃左前门玻

73、璃17钟型座钟型座B30右后翼子板右后翼子板5左后门玻璃左后门玻璃18左前挡泥板左前挡泥板31右前翼子板右前翼子板6左后门左后门19左后挡泥板左后挡泥板32车内室前部车内室前部7左后翼子板左后翼子板20右前挡泥板右前挡泥板33车内室后部车内室后部8发动机盖发动机盖21右后挡泥板右后挡泥板34左中柱左中柱9左前翼子板左前翼子板22隔热墙隔热墙35右中柱右中柱10仪表板仪表板23前保险杠前保险杠36前地板前地板11后座隔板后座隔板24后保险杠后保险杠37后地板后地板12衣帽架板衣帽架板25副车架副车架38行李箱地板行李箱地板13后窗玻璃后窗玻璃26右前门右前门吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学

74、院统计能量分析模型能量分析模型图4、统计能量分析模型、统计能量分析模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院100km/h匀速行匀速行驶时基基础车驾驶员耳旁噪声耳旁噪声预测与与试验对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院7、车用吸隔声材料声学性能测试装置、车用吸隔声材料声学性能测试装置阻抗管声学材料阻抗管声学材料测量系量系统吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院8、建立的车用吸、隔声材料声学性能数据库、建立的车用吸、隔声材料声学性能数据库不同材料隔声量曲不同材料隔声量曲线不同材料的吸声性能测试结果不同材料的吸声性能测试结果吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院隔隔热墙施加隔声阻尼材

75、料前后施加隔声阻尼材料前后车内声内声压级对比比9、采取不同吸隔声方案对车内噪声的影响、采取不同吸隔声方案对车内噪声的影响吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院增加地板和增加地板和挡泥板阻尼泥板阻尼层前后前后车内声内声压级对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院加厚隔加厚隔热墙前后前后车内声内声压级对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对衣帽架增加阻尼衣帽架增加阻尼层和吸声材料前后和吸声材料前后车内声内声压级对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院10）采取综合降噪措施车内噪声预测）采取综合降噪措施车内噪声预测改善改善车内吸隔声内吸隔声处理前后理前后车内声内声压级对比比吉林

76、大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院六、汽车关键零部件低噪声优化设计六、汽车关键零部件低噪声优化设计吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、发动机冷却风扇的低噪声优化设计、发动机冷却风扇的低噪声优化设计1）风扇的三维实体建模）风扇的三维实体建模根据风扇的几何参数，用三维根据风扇的几何参数，用三维CAD软件软件CATIA建立风扇三维建立风扇三维实体模型如图实体模型如图6-1所示所示图图6-1某风扇的三维实体模型某风扇的三维实体模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2）风扇性能的风筒试验）风扇性能的风筒试验1-1-集流器集流器 2-2-压力力计 3-3-网网栅节流器流器 4-4-风筒筒5

77、-5-进气整流气整流栅 6-6-锥形接形接头 7-7-风扇扇图6-2 风扇的扇的进气气试验装置装置 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1-1-复合复合测压计2-2-压力力计3-3-出气整流出气整流栅4-4-风筒筒5-5-锥形形节流器流器6-6-锥形接形接头7-7-风扇扇图6-3 风扇的出气扇的出气试验 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-4风扇通流区模型风扇通流区模型按照风扇性能的风筒试验方法，规定的要求建立风扇的按照风扇性能的风筒试验方法，规定的要求建立风扇的CFD仿真分析模型。仿真分析模型。3）风扇的）风扇的CFD建模建模吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-5

78、风扇的旋转流体区模型风扇的旋转流体区模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院区域名称区域名称半径（半径（mm）长度（长度（mm）旋转流体区旋转流体区15244管道区管道区15750进口区进口区1602500出口区出口区1603500表表6-1仿真模型各区域几何参数仿真模型各区域几何参数图图6-6风扇通流区网格图风扇通流区网格图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-7风扇旋转流体区网格图风扇旋转流体区网格图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p流场边界和区域类型确定及仿真边界条件设定流场边界和区域类型确定及仿真边界条件设定用用FLUENT软件来仿真计算冷却风扇的流场和声场，主要

79、区域软件来仿真计算冷却风扇的流场和声场，主要区域类型包括三个：进口、出口、壁面区域。气流进口设置为压力类型包括三个：进口、出口、壁面区域。气流进口设置为压力进口，出口设置为压力出口，风扇、通流区内壁与流体相接触进口，出口设置为压力出口，风扇、通流区内壁与流体相接触的所有边界均设为壁面区域。的所有边界均设为壁面区域。不考不考虑散散热器器对空气的加空气的加热作用，流作用，流动介介质视为标准空气。在准空气。在进口口处给定流定流动总压力力为大气大气压力，流力，流动方向方向为沿沿轴向流向流动。出口出口处没有附加没有附加压力作用，相力作用，相对大气大气压力力为0Pa0Pa。通流区的流通流区的流动雷雷诺数在

80、数在104，属于湍流运，属于湍流运动进出口紊流度均设为进出口紊流度均设为0.5，采用旋转坐标法来设置风扇转速，采用旋转坐标法来设置风扇转速，转速为转速为2100r/min，旋转方向沿，旋转方向沿z轴正向，将质量流率的监测面轴正向，将质量流率的监测面设置在管道区出口处。设置在管道区出口处。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4）风扇仿真结果分析）风扇仿真结果分析图图6-8x0截面及叶片壁面上速度分布图截面及叶片壁面上速度分布图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-9叶片壁面上的速度分布图叶片壁面上的速度分布图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-10通流区流线通流区流线吉

81、林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-11监测面静态压力云图监测面静态压力云图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院 图图6-12风扇吸力面静态压力云图风扇吸力面静态压力云图图图6-13风扇吸力面静态压力云图风扇吸力面静态压力云图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-14线型计权噪声频谱图线型计权噪声频谱图图6-15 A计权1/3倍倍频程程频谱图 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p 风 扇扇 的的 出出 厂厂 试 验 标 定定 流流 率率 Q Q 990m990m3 3/h/h， 也也 就就 是是 不不 小小 于于0.3369kg/s0.3369kg/s，仿仿真真流

82、流率率为0.3376kg/s0.3376kg/s，满足足了了原原风扇扇要要求求，且且二二者者误差差仅为0.20.2，远远小于小于5 5的的误差差标准；准；p 风 扇扇 出出 厂厂 试 验 标 定定 噪噪 声声 LpLp70.5dB(A) 70.5dB(A) , ,噪噪 声声 仿仿 真真 值 为71.37dB71.37dB（A A），），误差差为1.231.23，满足足55的的误差差标准；准；p上上述述分分析析表表明明风扇扇的的两两个个主主要要指指标-流流率率和和噪噪声声的的仿仿真真值与与出出厂厂试验标定定值相差很小，从而相差很小，从而说明了仿真模型分析明了仿真模型分析结果是可信的。果是可信的。

83、吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院5）风扇参数的优化）风扇参数的优化叶片数的影响（叶片数的影响（原风扇叶片数为原风扇叶片数为5）图图6-16不同叶片风扇的三维实体模型不同叶片风扇的三维实体模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院叶片数叶片数3 34 45 56 67 7质量流率（质量流率（kg/s）0.29280.29280.32090.32090.33760.33760.34110.34110.34240.3424A A声级（声级（dB（A）69.8969.8970.7270.7271.3771.3772.2572.2572.7372.73表表6-2不同叶片数不同叶片数风扇扇质量流

84、率和量流率和A声声级值图6-17叶片数叶片数-质量流率关系量流率关系图图6-18叶片数叶片数A声声级关系关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院轮毂比的影响（轮毂比的影响（原风扇轮毂比为原风扇轮毂比为0.3）轮毂比为轮毂比为0.4轮毂比为轮毂比为0.5轮毂比为轮毂比为0.6轮毂比为轮毂比为0.7图图6-19不同轮毂比风扇的三维实体模型不同轮毂比风扇的三维实体模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院轮毂比轮毂比 0.30.40.50.60.7质量流率质量流率（kg/s）0.33760.31940.29700.25960.2064A声级（声级（dB）71.3773.0674.4275.4

85、978.20表表6-3不同不同轮毂比比风扇扇质量流率和量流率和A声声级值图图6-20轮毂比轮毂比-质量流率关系图质量流率关系图图图6-21轮毂比轮毂比-A声级关系图声级关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院叶型安装角的影响（叶型安装角的影响（原始风扇叶型安装角为17）安装角（安装角（）1111141417172020232326262929质量流率（质量流率（kg/s）0.15050.1505 0.24420.2442 0.33760.3376 0.41820.4182 0.50260.5026 0.58230.5823 0.65720.6572A A声级（声级（dB）73.7873.

86、7873.2773.2771.3771.3769.9969.9973.5073.5075.7875.7878.5878.58 表表6-4 6-4 不同叶型安装角不同叶型安装角风扇扇质量流率和量流率和A A声声级值图图6-22叶型安装角叶型安装角-质量流率关系图质量流率关系图图图6-23叶片安装角叶片安装角-A声级关系图声级关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院转速的影响（转速的影响（原始风扇额定转速为2100r/min）转转速速（r/min）理论质量流率理论质量流率（kg/s）仿仿真真质质量量流流率率（kg/s）理论理论A声级声级（dBA）仿真仿真A声级声级（dBA）110011000

87、.17650.17650.17670.176756.4656.4658.5458.54210021000.33690.33690.33760.337670.5070.5071.3771.37310031000.49730.49730.50280.502878.9678.9681.0981.09410041000.65780.65780.66600.666085.0285.0283.5883.58510051000.81820.81820.82940.829489.7689.7687.1687.16610061000.97860.97860.99340.993493.6593.6590.7090

88、.70表表6-5 6-5 不同不同转速速时质量流率和量流率和A A声声级的理的理论值和仿真和仿真值吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院图图6-24转速转速-质量流率关系图质量流率关系图图6-25转速速-A声声级噪声关系噪声关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院叶片间夹角的影响（叶片间夹角的影响（原始风扇为5叶片等夹角）夹角为夹角为80-100-80-100夹角为夹角为70-110-70-110夹角为夹角为60-120-60-120夹角为夹角为50-130-50-130图图6-26不同叶片间夹角风扇实体模型不同叶片间夹角风扇实体模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院不等夹角不等

89、夹角（）等夹角等夹角（90）80-100-80-10070-110-70-11060-120-60-12050-130-50-130质量流率质量流率（kg/s）0.32090.32370.32520.32280.3214A声级声级（dB）70.7270.2569.5869.9370.23 表表6-6 6-6 不等不等夹角角风扇扇质量流率和量流率和A A声声级值图图6-27不等夹角不等夹角-质量流率关系图质量流率关系图图图6-28不等夹角不等夹角-A声级关系图声级关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院叶形和前倾角的影响（叶形和前倾角的影响（原始风扇为等厚叶形、前倾角0度）图图6-29CL

90、ARKy叶型叶型图图6-30用用CLARK叶形前倾角为叶形前倾角为0风扇风扇吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院前倾角（前倾角（）0 05 5101015152020质量流率（质量流率（kg/s）0.34590.34590.35860.35860.37280.37280.38910.38910.36650.3665A A声级（声级（dB）70.9170.9170.4570.4569.5369.5369.9769.9771.6271.62表表6-7CLARK叶形不同前叶形不同前倾角角风扇扇质量流率和量流率和A声声级值图图6-31前倾角前倾角-质量流率关系图质量流率关系图图图6-32前倾角前倾

91、角-A声级噪声关系图声级噪声关系图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院6）优化风扇的仿真分析）优化风扇的仿真分析轮毂直径轮毂直径（mm）90叶片根部弦长叶片根部弦长（mm）48叶片外径叶片外径（mm）300叶片顶部弦长叶片顶部弦长（mm）104叶片数叶片数4安装角安装角（）20轮毂厚度轮毂厚度（mm）38轮毂前缘过渡角半径轮毂前缘过渡角半径（mm）10前倾角（前倾角（）10叶型叶型CLARKy表表6-8 6-8 风扇的扇的优化化设计参数参数图图6-33优化风扇三维实体模型优化风扇三维实体模型吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院对比参数比参数质量流率量流率（kg/s）A声声级（dB（A）

92、变化量化量优化前化前0.337671.37提高提高13.5优化后化后0.383268.89降低降低2.48dB(A)表表6-9 6-9 风扇参数扇参数优化前后性能化前后性能对比比吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院七、客车噪声分析控制技术举例七、客车噪声分析控制技术举例吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1、客车车内噪声标准、客车车内噪声标准客客车内内部部噪噪声声的的大大小小反反映映其其产品品质量量和和技技术性性能能的的高高低低，代代表表其其声声学学品品质的的优劣劣。直直接接影影响响客客车的的等等级评定定和和产品品销售售。国国家家交交通、旅游等部通、旅游等部门对营运客运客车的的车内噪声

93、分内噪声分别制定了制定了严格的限格的限值要求。要求。1）交交通通部部客客车车等等级级评评定定标标准准JT/T325-2006中中，按按客客车车大大小小和和等等级级的不同，规定客车车内匀速（的不同，规定客车车内匀速（50km/h）噪声）噪声66dB(A)79dB(A)；2）建建设设部部城城市市客客车车等等级级评评定定标标准准CJ/T162-2002城城市市客客车车分分等等级级技技术术要要求求与与配配置置中中，按按城城市市客客车车大大小小、用用途途和和等等级级的的不不同同，规规定定城市客车车内匀速（城市客车车内匀速（50km/h）噪声）噪声68dB(A)82dB(A)；3）上上海海市市规规定定普普

94、通通级级和和中中级级客客车车的的车车内内匀匀速速噪噪声声不不得得大大于于78dB(A)，高级客车不得大于，高级客车不得大于76dB(A)，超级客车不得大于，超级客车不得大于75dB(A)。4）2004年年GB7258-2004修修订订版版机机动动车车运运行行安安全全技技术术条条件件中中，只只规规定定了了汽汽车车驾驾驶驶员员耳耳旁旁噪噪声声声声级级90dB(A)，以以及及客客车车车车内内匀匀速速噪噪声（声（50km/h）79dB(A)。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院5）根据）根据“汽标客字汽标客字(2006)第第04号号”关于组织申报关于组织申报“国家标准制修国家标准制修订计划订计划”

95、的通知的通知要求，要求，国家客车质量监督检验中心国家客车质量监督检验中心2006年年4月开月开始着手始着手客车车内噪声限值及测量方法客车车内噪声限值及测量方法标准制定工作，现已完成标准制定工作，现已完成起草，正处于征求意见阶段。该标准规定：起草，正处于征求意见阶段。该标准规定：车辆种种类车内噪声声内噪声声压级限限值dB(A)城市客城市客车前置前置发动机机驾驶区区8686乘客区乘客区8686后（中）置后（中）置发动机机驾驶区区7878乘客区乘客区8484非城市客非城市客车前置前置发动机机驾驶区区7676乘客区乘客区7676后（中）置后（中）置发动机机驾驶区区7272乘客区乘客区7474吉林大学汽

96、车工程学院吉林大学汽车工程学院2、客车车内噪声控制技术实例、客车车内噪声控制技术实例1）客车车内主要噪声源）客车车内主要噪声源结构传声结构传声空气传声空气传声排气管与悬吊架振动排气管与悬吊架振动气流噪声气流噪声发动机噪声发动机噪声旋转气流噪声旋转气流噪声涡流噪声涡流噪声排气噪声排气噪声齿轮啮合冲击噪声齿轮啮合冲击噪声结构振动结构振动风扇噪声风扇噪声泵气噪声泵气噪声摩擦噪声摩擦噪声传动系噪声传动系噪声制动尖叫声制动尖叫声摩擦噪声摩擦噪声轮胎噪声轮胎噪声板件振动板件振动声腔共振声腔共振制动噪声制动噪声车身噪声车身噪声吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3、某客车车内噪声控制实例、某客车车内噪声

97、控制实例1）车内噪声测量）车内噪声测量按照国家标准按照国家标准GB/T18697-2002声学声学汽车车内噪声测量方法汽车车内噪声测量方法规定的要求测量了该客车在规定的要求测量了该客车在50km/h匀速行驶车内噪声。匀速行驶车内噪声。某某发动机后置城市客机后置城市客车车内噪声内噪声值车速速(km/h)测量量位置位置中心中心频率率声声级dB(A)31.531.563631251252502505005001k1k2k2k4k4k8k8k5050耳旁耳旁61.361.3 67.667.6 68.368.3 66.966.97070717162.462.459.659.654.254.278.378

98、.3中部中部626268.268.2 74.774.7 75.175.1767676.576.569.169.160.160.1525280.280.2后部后部67.267.2 71.871.8 75.475.4 77.277.2818182.382.377.477.469.469.457.957.985.585.5表表3-1某型某型发动机后置城市客机后置城市客车车内噪声的内噪声的测量量结果果按建设部城市客车等级评定标准建设部城市客车等级评定标准CJ/T162-2002规定，后部噪声超标。规定，后部噪声超标。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2）车内噪声控制技术研究）车内噪声控制技术研究

99、p发动机舱隔声降噪发动机舱隔声降噪 1-侧围骨架；骨架；2发动机机舱隔隔墙；3发动机机图3-1某型后置某型后置发动机机舱的的结构示意构示意图发动机舱结构与噪声特性分析发动机舱结构与噪声特性分析吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1-1-地板革；地板革；2- 1mm2- 1mm厚厚钢板；板；3- 3- 硬硬质泡沫塑泡沫塑料；料；4- 4- 骨架方骨架方钢；5- 5- 钢丝网网图3-2原原发动机机仓隔隔墙的剖面示意的剖面示意图优化前化前发动机机舱隔隔墙结构如下：构如下：A、隔、隔墙上表面上表面为方方钢管管骨架覆骨架覆1mm厚的厚的钢板，其板，其上表面上表面铺地板革。地板革。B、梯形隔、梯形隔墙

100、内填有内填有30mm厚的泡沫塑料。厚的泡沫塑料。C、梯形隔、梯形隔墙下方下方为一网一网状状结构的构的钢丝网覆盖住泡网覆盖住泡沫塑料。沫塑料。 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p原原发动机机舱隔隔墙在在车身骨架身骨架间填有硬填有硬质泡沫塑料，其目的是吸泡沫塑料，其目的是吸音和隔音。而音和隔音。而钢丝网只是起到固定硬网只是起到固定硬质泡沫塑料的作用，泡沫塑料的作用，对吸音吸音和隔音基本没有多大效果。和隔音基本没有多大效果。p在汽在汽车定置定置发动机机转速速为2200r/min时，在，在车身身发动机机舱外外侧测得的最大噪声得的最大噪声为108dB(A)。而在。而在车厢内后部位置内后部位置测得

101、的噪声得的噪声为86dB(A)，隔声量，隔声量为22dB(A)，可知隔，可知隔墙具有一定的降噪效果，但具有一定的降噪效果，但不不够理想；填充材料吸声系数理想；填充材料吸声系数较小，达不到吸声效果。小，达不到吸声效果。 中心中心频率频率（Hz）125125250250500500100010002000200040004000硬质泡沫塑料硬质泡沫塑料0.0490.0490.0540.0540.0490.0490.0310.0310.0680.0680.0390.039复合铝箔吸音棉复合铝箔吸音棉0.1470.1470.1720.1720.7080.7080.9600.9600.9600.9600

102、.9870.987圆孔吸音铝板圆孔吸音铝板0.200.200.700.700.150.150.090.090.040.040.040.04阻尼复合材料阻尼复合材料0.0580.0580.0550.0550.1070.1070.2020.2020.6200.6200.7730.773聚氨酯泡沫聚氨酯泡沫0.200.200.400.400.950.950.900.900.980.980.850.85表表3-2几种常见隔音材料的吸音系数对比表几种常见隔音材料的吸音系数对比表吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机舱吸隔声降噪改进设计发动机舱吸隔声降噪改进设计（1）吸声材料的选择）吸声材料的选择

103、 在在发发动动机机舱舱空空间间允允许许的的条条件件下下，尽尽量量选选择择两两种种或或两两种种以以上上的的吸吸音音材材料料，不不同同的的吸吸音音材材料料对对不不同同频频率率噪噪声声吸吸音音效效果果不不同同，两两种种以以上上的的材料组合使用，能取得较好的吸音效果。材料组合使用，能取得较好的吸音效果。 对于中、高频噪声，可采用多孔吸音材料，并加适当的护面层，对于中、高频噪声，可采用多孔吸音材料，并加适当的护面层，对于宽频带噪声，可在多孔吸音材料后留对于宽频带噪声，可在多孔吸音材料后留30-100mm厚的吸声层。厚的吸声层。对于低频带噪声，可采用穿孔板共振吸声结构，孔径可取对于低频带噪声，可采用穿孔板

104、共振吸声结构，孔径可取3-6mm。 进行吸声处理时，应满足防火、防潮、防腐、防尘等工艺与安全进行吸声处理时，应满足防火、防潮、防腐、防尘等工艺与安全方面的要求，还要兼顾便于装配、性价比等要求。方面的要求，还要兼顾便于装配、性价比等要求。n吸声设计吸声设计吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院（2 2） 吸声吸声设计步步骤 确定吸声确定吸声处理前理前发动机机舱内的噪声特性；内的噪声特性； 计算算发动机隔机隔墙吸声降噪量吸声降噪量LpLp； 由由发动机机舱内平均吸声系数和内平均吸声系数和舱内内设置吸声材料的面置吸声材料的面积，确，确定吸声面的吸声系数；定吸声面的吸声系数； 由吸声面的吸声系数、由

105、吸声面的吸声系数、选择合适的吸声材料或吸声合适的吸声材料或吸声结构、构、类型、材料厚度、安装方式。型、材料厚度、安装方式。发动机舱内隔墙吸声量式中式中A吸声量；吸声量；i-第第i种吸声材料的吸声系数；种吸声材料的吸声系数；Si-第第i种吸声材料的面种吸声材料的面积。A=i*Si吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院发动机舱改进设计后噪声的降低量可近似计算为为：发动机舱改进设计后噪声的降低量可近似计算为为：式中式中改改进前的前的舱内平均吸声系数内平均吸声系数为A1； 改改进后后舱内平均吸声系数内平均吸声系数为A2。1-地板革；2-骨架方钢；3- 1mm厚钢板；4-聚氨酯发泡层；5-复合铝箔吸音

106、棉；6-圆孔吸音铝板图3-3改改进吸音后的吸音后的发动机机舱隔隔墙剖面示意剖面示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n隔声设计隔声设计 多多层复合复合结构隔声是利用声波在不同介构隔声是利用声波在不同介质分界面上分界面上产生反射的生反射的原理，采用分原理，采用分层材料交替排列构成。多材料交替排列构成。多层复合材料要求各复合材料要求各层材料要材料要软硬相隔，同硬相隔，同时利用利用夹入入层间的疏松柔的疏松柔软层，或柔，或柔软层中中夹入金属入金属板之板之类的的坚硬材料，来减弱板的共振与吻合硬材料，来减弱板的共振与吻合频率区域声能的率区域声能的辐射，射，进行多层复合结构的隔声设计时应注意的问题：

107、进行多层复合结构的隔声设计时应注意的问题： 层数不必数不必过多，一般多，一般3至至5层，相，相邻层间材料材料应尽量采用尽量采用软硬硬结合合的形式。的形式。 提高薄板阻尼有助于改善隔声量。提高薄板阻尼有助于改善隔声量。对削弱共振削弱共振频率有率有显著作用。著作用。由于多孔材料本身的隔声能力由于多孔材料本身的隔声能力较差，所以在它的表面粘一差，所以在它的表面粘一层轻薄薄材料材料时，可提高它的隔声性能。，可提高它的隔声性能。多多层复合复合结构的隔声量可近似构的隔声量可近似计算如下：算如下： R=18lg（m1+m2+m3）+12lgf-25+R 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院式中式中 m1

108、、m2、m3为各各层板的面密度；板的面密度； f为入射声波的频率；为入射声波的频率； R为空气空气层的附加隔声量的附加隔声量空气层厚度为空气层厚度为50mm时，附加隔声量大于时，附加隔声量大于5dB(A)，相当于，相当于6mm厚的单层钢板的隔声量。它有利于提高隔声效果，且能节省材料，厚的单层钢板的隔声量。它有利于提高隔声效果，且能节省材料，降低重量。降低重量。 改进的发动机隔墙隔声结构设计为：改进的发动机隔墙隔声结构设计为：地板革；2-木地板；3- 1mm厚钢板；4-聚氨酯发泡层；5-复合铝箔吸音棉；6-圆孔吸音铝板；7-骨架方钢图3-4发动机机舱隔隔墙的剖面示意的剖面示意图吉林大学汽车工程学

109、院吉林大学汽车工程学院n阻尼减振降噪设计阻尼减振降噪设计对于大多数金属板结构，其本身的阻尼很小，而声辐射效率很对于大多数金属板结构，其本身的阻尼很小，而声辐射效率很高。需要进行附加阻尼处理，以便减小共振幅值，耗散振动能量。高。需要进行附加阻尼处理，以便减小共振幅值，耗散振动能量。阻尼与板材的组合结构有两种形式：自由阻尼结构和约束阻尼结构。阻尼与板材的组合结构有两种形式：自由阻尼结构和约束阻尼结构。n自由阻尼结构：自由阻尼结构：是将阻尼材料直接粘贴在需要减振的金属板的一面或两面，当板振动和弯曲时，板和阻尼层可自由压缩和延伸，从而使部分机械能损耗。自由阻尼结构损耗因子与阻尼材料的损耗因子、基板和阻

110、尼材料的弹性模量比、厚度比等有关。n约束阻尼结构：约束阻尼结构：是将阻尼材料涂在两层板材之间，当金属板振动和弯曲时，阻尼层受金属板约束不能伸缩变形，主要受剪切变形，可耗更多的振动功能，比自由阻尼结构有更好的减振效果。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院成分成分值丙丙烯酸酸树脂、脂、环氧氧树脂、填料、脂、填料、发泡泡剂等等(2.49.8)*0.1沥青、橡胶、填料等青、橡胶、填料等(6.27.5)*0.1有机硅有机硅树脂、填料、脂、填料、发泡泡剂等等(3.25.2)*0.1表表3-3 几种阻尼材料的成分及几种阻尼材料的成分及值在运用吸音、隔声降噪设计的基础上，再采用阻尼减震措施，在运用吸音、隔

111、声降噪设计的基础上，再采用阻尼减震措施，得到如下图得到如下图3-5所示发动机隔墙的剖面示意图。所示发动机隔墙的剖面示意图。1-阻尼胶片；2-地板革；3-木地板；4-骨架方钢；5-钢板；6-聚氨酯发泡层；7-铝箔吸音棉；8-圆孔吸音铝板图3-5 发动机机舱隔隔墙的剖面示意的剖面示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n密封降噪设计密封降噪设计发发动动机机舱舱处处车车身身的的密密封封性性是是整整车车隔隔音音降降噪噪的的一一项项重重要要内内容容，密密封封性性不不好好，发发动动机机噪噪声声就就会会通通过过孔孔缝缝传传入入车车内内，使使车车身身的的隔隔声声量量大大大大下下降降。不不仅仅不不能能降降

112、低低噪噪声声，而而且且尘尘土土、雨雨水水都都会会侵侵入入车车内内，大大降降低了客车乘坐舒适性。低了客车乘坐舒适性。客客车车整整车车密密封封设设计计可可分分为为防防尘尘密密封封、防防水水密密封封和和隔隔声声密密封封，其其中中隔隔声声密密封封是是为为乘乘客客提提供供一一个个安安静静舒舒适适的的乘乘坐坐环环境境，主主要要是是针针对对发发动机辐射的空气传声。动机辐射的空气传声。p后部车身底架发动机隔墙与侧围拼焊交接处的隔板间断焊如有后部车身底架发动机隔墙与侧围拼焊交接处的隔板间断焊如有缝隙，会大大降低组合隔墙的隔声量，缝隙，会大大降低组合隔墙的隔声量，采用打胶的方式进行密封。采用打胶的方式进行密封。吉

113、林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1-方钢骨架；2-封板；3-密封胶图3-6 3-6 封板密封示意封板密封示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院n发动机后舱门降噪设计发动机后舱门降噪设计1-舱门蒙皮；蒙皮；2-舱门骨架方骨架方钢图3-7改改进前前发动机后机后舱门的剖面示意的剖面示意图1-舱门蒙皮；蒙皮；2-复合复合铝箔吸音棉；箔吸音棉；3-舱门骨架方骨架方钢；4-圆孔吸音孔吸音铝板板图3-8 优化后化后发动机后机后舱门的剖面示意的剖面示意图 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p车身降噪设计车身降噪设计1）前围降噪设计）前围降噪设计1-前前挡风止口；止口；2-前前围外蒙皮；外蒙

114、皮；3-玻璃玻璃钢面板；面板；4-方方钢图3-9优化前前化前前围剖面示意剖面示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1-前前挡风止口；止口；2-前前围外蒙皮；外蒙皮；3-玻璃玻璃钢面板；面板；4-方方钢；5-复合复合铝箔吸音棉箔吸音棉图3-10优化后前化后前围剖面示意剖面示意图 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院2）地板降噪设计）地板降噪设计1-密封胶；密封胶；2-木地板；木地板；3-底架梁底架梁图3-12优化前木胶地板装配示意化前木胶地板装配示意图 1-密封胶；密封胶；2-木地板；木地板；3-底架梁；底架梁；4-高密度乙高密度乙烯泡沫双面胶泡沫双面胶带图3-13优化后木胶地板装配

115、示意化后木胶地板装配示意图 吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院3）轮罩降噪设计）轮罩降噪设计1-单层轮罩蒙皮；罩蒙皮；2-底架方底架方钢；3-轮胎胎图3-14优化前化前轮罩剖面示意罩剖面示意图1-双层轮罩蒙皮；双层轮罩蒙皮；2-底架方钢；底架方钢；3-轮胎；轮胎；4-聚氨酯发泡层；聚氨酯发泡层；5-阻尼胶阻尼胶图图3-15优化后轮罩剖面示意图优化后轮罩剖面示意图吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院4）车身侧围的低噪声设计）车身侧围的低噪声设计 车身侧围的表面积较大，客车在行驶中车身蒙皮容易产生振动而辐射噪声。因此，最大限度地降低蒙皮的振动，是降低蒙皮产生噪声的关键因素之一。1-侧围方

116、方钢；2-内内饰板；板；3-L型封板；型封板；4-底架梁；底架梁；5-聚氨聚氨酯发泡泡层；6-聚氨聚氨酯泡沫塑料泡沫塑料图3-16改改进前前车身身侧围剖面示意剖面示意图 图图3-17聚氨酯泡沫塑料聚氨酯泡沫塑料吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院1-侧围方方钢；2-内内饰板；板；3-L型封板；型封板；4-底架梁；底架梁；5-阻尼胶；阻尼胶；6-波状吸音棉波状吸音棉图3-18改改进后后侧围剖面示意剖面示意图图图3-19波状吸音棉波状吸音棉聚氨酯发泡层和聚氨酯泡沫塑料是客车厂常用的材料，其保温聚氨酯发泡层和聚氨酯泡沫塑料是客车厂常用的材料，其保温隔热性能较好，但减振减噪效果不理想。采取的降噪设

117、计方案为：隔热性能较好，但减振减噪效果不理想。采取的降噪设计方案为：nE-2100高级隔热阻尼胶具有导热系数低、阻尼性能好，用其替代聚高级隔热阻尼胶具有导热系数低、阻尼性能好，用其替代聚氨酯发泡层，喷涂在车身内蒙皮上干燥后形成整体，无接缝、密封性氨酯发泡层，喷涂在车身内蒙皮上干燥后形成整体，无接缝、密封性好，阻燃性好，能起到很好的隔热、保温和密封作用。好，阻燃性好，能起到很好的隔热、保温和密封作用。n用波状吸音棉替代玻璃纤维棉，吸音效果明显改善。用波状吸音棉替代玻璃纤维棉，吸音效果明显改善。n侧围骨架处贴双面胶，防止侧围板振动。侧围骨架处贴双面胶，防止侧围板振动。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽

118、车工程学院5）车顶低噪声设计）车顶低噪声设计1-车顶骨架；骨架；2-聚氨聚氨酯泡沫塑料；泡沫塑料；3-车顶内内饰板；板；4-风道道图3-20 改改进前前顶剖面示意剖面示意图 车顶会因振动而引发顶板与车顶骨架相互碰撞而产生噪声。聚车顶会因振动而引发顶板与车顶骨架相互碰撞而产生噪声。聚氨酯泡沫塑料填充，也会与车顶发生磨擦而产生噪声。采取改进方氨酯泡沫塑料填充，也会与车顶发生磨擦而产生噪声。采取改进方案为：案为：n车顶骨架骨架处贴双面胶，防止双面胶，防止顶板与板与车顶骨架相互碰撞，骨架相互碰撞，产生响生响动。n在在车顶进行行发泡泡处理。改理。改进了泡沫塑料与了泡沫塑料与顶磨擦磨擦产生噪声。生噪声。原

119、车顶结构设计方案为：原车顶结构设计方案为：吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院6）其它降噪设计方法）其它降噪设计方法p车门采用双胶条密封采用双胶条密封结构来构来实现门与与门框之框之间的密封。因其的密封。因其受力受力后会有后会有较大的大的变形，使乘客形，使乘客门与与门框之框之间的的间隙完全被填充，密封隙完全被填充，密封效果非常好。效果非常好。p 发动机冷却机冷却风扇的低噪声扇的低噪声优化化设计。p在舱门进风格栅到水箱间的风道上粘贴在舱门进风格栅到水箱间的风道上粘贴10mm厚的毛粘加厚的毛粘加25mm厚的吸音棉制成复合材料，来吸收部分水箱风扇运转产生的噪声。厚的吸音棉制成复合材料，来吸收部分水

120、箱风扇运转产生的噪声。p对管路和电器线束穿过车厢的孔口，用尺寸精确的橡胶圈及阻尼对管路和电器线束穿过车厢的孔口，用尺寸精确的橡胶圈及阻尼材料做密封，防止漏声。材料做密封，防止漏声。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院车速车速测量位置测量位置改进前噪声值改进前噪声值dB(A)改进后噪声值改进后噪声值dB(A)50km/h50km/h驾驶员耳旁驾驶员耳旁78.378.373.573.5车厢的中部车厢的中部80.280.276.376.3车厢的后部车厢的后部85.585.579.279.2表表3-4采取降噪措施后采取降噪措施后车内噪声内噪声测量量结果果对该客车采取上述低噪声控制设计方案后，依据国

121、家标准按同对该客车采取上述低噪声控制设计方案后，依据国家标准按同样的方法，进行改进后车内噪声测量，结果如下表：样的方法，进行改进后车内噪声测量，结果如下表：p降噪试验与结果分析降噪试验与结果分析表表3-4的结果表明，采取的低噪声设计方案是有效的，减噪后的结果表明，采取的低噪声设计方案是有效的，减噪后的车内噪声符合标准规定的限值要求。的车内噪声符合标准规定的限值要求。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院p降噪方案的可实施性和经济性分析降噪方案的可实施性和经济性分析p从国内客车企业的制造工艺水平看，上述提出的客车低噪声设计从国内客车企业的制造工艺水平看，上述提出的客车低噪声设计方案，在工艺上是可以实施的。选取的吸声、隔声和阻尼减振降噪方案，在工艺上是可以实施的。选取的吸声、隔声和阻尼减振降噪材料，国内生产厂家很多，材料可获得性好。材料，国内生产厂家很多，材料可获得性好。p实施降噪方案后，整车质量增加很少，对客车其它性能影响很小，实施降噪方案后，整车质量增加很少，对客车其它性能影响很小，仅制造成本略有增加，但与整车的成本相比，增加很少。仅制造成本略有增加，但与整车的成本相比，增加很少。吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车工程学院多多谢！谢！