整车NVH介绍（汽车资料汇编）

整车 NVH 介绍(汽车资料汇编——姜—— 一、 NVH定义

NVH 是指 Noise(噪声 ,Vibration(振动 和 Harshness(声振粗糙度 , 由于以上三者在汽车等机械振动中是同时出现且密不可分 , 因此常把 它们放在一起进行研究。 声振粗糙度是指噪声和振动的品质, 是描述 人体对振动和噪声的主观感觉, 不能直接用客观测量方法来度量。 由 于声振粗糙描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉,因此有人称 Har shness 为不平顺性。又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生 的使人极不舒适的瞬态响应,因此也有人称 Harshness 为冲击特性。 二、 噪声的种类

产生汽车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、电磁三部分。从结 构上可分为发动机 (即燃烧噪声 , 底盘噪声 (即传动系噪声、 各部件的 连接配合引起的噪声 , 电器设备噪声 (冷却风扇噪声、汽车发电机噪 声 , 车身噪声 (如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声及 噪声源通过各种声学途径传入车内的噪声及汽车各部分振动传递途 径激发车身板件的结构振动向驾驶室内辐射的噪声组成车内噪声。 。 其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上 , 包括进气噪声和本体噪 声 (如发动机振动 , 配气轴的转动 , 进、 排气门开关等引起的噪声 。 因 此发动机的减振、降噪成为汽车噪声控制的关键。

此外 , 汽车轮胎在高速行驶时 , 也会引起较大的噪声。 这是由于轮胎在 地面流动时 , 位于花纹槽中的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起 的泵气声 , 以及轮胎花纹与路面的撞击声。

三、 噪声的抑制 1、 改进噪声源

噪声源抑制主要为发动机减震、 进气噪声抑制、 排气噪声抑制及传动 系噪声抑制,即优化前消声器、主消声器及降低排气吊挂刚度;改进 空气滤清器;采用小动不平衡量传动轴(在动力线校核后基础上。 1.1、发动机减震

减震垫布置原则:

动力总成悬置布置主要分为三点式、四点式两种, KZ218系列车型动 力总成悬置采用三点式布置。 动力总成质心理论上应布置在三角形重 心上,并发动机悬置平面法线交点应在动力总成惯性主轴上方。 悬置理论刚度计算 :

液压悬置的刚度可以随频率变化而变化,所认其刚度取值转速应以 1 00r/min为刻度分段取值;而橡胶悬置以怠速转速为基准进行固有频 率计算

传递率一般取值为 0.25,但也可根据要求调整,但基本上在 0.3-0. 1之间。 T=1/(1-λ*λ λ=f/fn

T:振动传递率 f:激振频率 fn:固有频率 从上式可以得出系统固有频率 fn 。 动力总成总动刚度计算 Kd=W*(2 fnπ* (2 fnπ

根据参考悬置型式选取静刚度曲线, 并根据总重选取悬置静载变形量 ds 。

因发动机悬置左右对称,故其静载荷: Pf=0.5*W*b1/(b1+b2 变速箱支撑静载荷: Pr=W*b2/(b1+b2

因此可得出发动机悬置动刚度 Kf 及变速箱支撑动刚度 Kr. Kf=Pf*ds

Kr=Pr*ds

又因发动机悬置受布置影响 (发动机高度、 车架纵梁间距等因素 及惯 性解耦要求,一般布置成安装面与 XZ 平面成一角度 θ。

故悬置在动力总成作用下产生的形变可分解为 dsp 与 dsr 。 dsp=ds*cosθ dsr=ds*sinθ

外力 W 可分解为剪切力 Fx 与压缩力 Fz 。 Fp=W*cosθ Fr=W* sinθ

设发动机悬置的剪切刚度为 Kr 、压缩刚度为 Kp 。 Kd=Kp* cosθ* cosθ+Kr* sinθ* sinθ

橡胶悬置根据其截面一般有压缩刚度与剪切刚度比值; 液压悬置一般 以 Kp=Kr*3进行理论估算。

从上式可得出发动机悬置剪切刚度 Kr 、压缩刚度 Kp 具体数值,液压 悬置还可以作出估算动刚度 -频率曲线。在悬置试制样品生产出来以 后, 再进行实车测试, 考虑动力总成转动惯量的影响再对参数进行一 些调整。

1.2、进气系统

进气噪声主要由以下几部分组成:周期性压力脉动噪声、涡流噪声、 汽缸的赫姆霍兹共振噪声、进气管的气柱共振噪声。

周期性压力脉动噪声:在发动机气门的开闭过程中, 必将引起进气管 道中空气压力及速度的波动, 引起空气密度的周期性变化, 产生周期 性压力脉动噪声。周期性压力脉动与进气管道内的压力脉动相吻合, 是进气噪声的主要组成部分。

涡流噪声:当高速气流进入气缸时,由于在气流通道内有气门、气门 导管、及进气管内的毛刺、砂眼等障碍物,气流受阻产生涡流噪声。 此项内容为发动机生产质量控制范畴。

汽缸的赫姆霍兹共振噪声:汽缸内气体压力脉动激发频率等于与发动 机本体赫姆霍兹共振频率时产生。 此项内容属于发动机本体设计需考 虑因素。

进气管的气柱共振噪声:进气门关闭时, 进气管变成了一个一头封闭、 一头开口的等截面管。管道内的气体由于 具有连续的质量和可压缩 性,在外来声源的激振下易发生共振。产生进气管的气柱共振噪声。 此项内容噪声贡献值一般很小。

周期性压力脉动噪声解决措施: 1.2.1、导流管

进气管探入空滤器本体内, 配合空滤本体内气道设计来消除噪声。 具 体理论参考我不知道。

1.2.2、谐振腔

经试验测试出周期性压力脉动共振频率, 然后加谐振腔消除此项噪声。 谐振腔设计公式:f=C*(s/(l+t*V1/2

其中:f 共振频率、 C 声速、 s 小孔面积、 l 小径长度、 t 为 0.8d 、 V 容积。 消声量与 s 、 V 成正比,与 l 成反比。 1.3、排气噪声 容量设计:

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

V 消声器容积、 Vh 发动机排量、 n 额定转速、 T 发动机冲程、 N 发动 机缸数、 Q 为常数,根据消声要求可取 2-6。

消声器长与直径比一般取 3-5,越大越好。

消声器腔数越多消声效果越好, 一般取 2-5腔。 将各腔模拟为共振腔 及膨胀腔进行矩阵传递法进行计算,但计算结果不准。现在有用 GT-POWER 进行消声器设计优化的。也有用有限元法或边界元法进行计算 的,但都说不准。基本上还是以试验为主进行设计优化。

2、 声漏射控制

抑制声漏射主要是通过以下两种手段来解决: 2.1、 全部封堵车身板件缝隙及孔洞。

2.2、车身结构空腔隔断,不使车身结构存在长距离的密闭空腔以产 生混响。 3、 声透射控制

3.1、 3、 声透射控制效果同消声器一样,通常用插入损失 D 来评 价 , 它表示安装隔声罩前后 , 噪声源向周围辐射噪声声压级的差值 . D = L 0 - L (dB

隔声罩罩壁自身的隔声能力常用隔声量 R 来衡量 . 对于单层匀 质隔板 , 假定不考虑边界影响 , 在无规入射条件下 , 主要考虑隔板 面密度和入射声波频率两个因素时 , 常用下面的经验公式估算隔声 罩罩壁自身的隔声量 [ 2 ]:

R = 18lgm + 12lgf - 25 (dB

式中 m —隔板面密度 (kg/m 2 ; f —入射声波频率 (Hz。