NVH性能论文

NVH性能论文（精选8篇）

NVH性能论文 第1篇

汽车的噪声 (Noise) 、振动 (Vibration) 以及声振粗糙度 (Harshness) 简称汽车NVH。随着科技的进步和客户对汽车产品品质日益追求, 汽车NVH性能显得越来越重要。通过调查, 在消费者反馈的汽车问题点中, 汽车NVH问题占了30%以上。这也预示着各主机厂必须高度重视汽车噪声、振动性能的开发, 才能赢得更好的市场。

汽车总装过程是对整车NVH性能控制的一个重要环节。包括对整车异响、整车密封性能、发动机透过音、怠速抖动、摆振、风噪声等方面的影响。涉及到内饰件、外饰件、方向管柱等部件的安装, 以及四轮定位和轮胎动平衡的调校等。本文主要针对异响问题、发动机透过音问题、怠速方向盘振动问题、高速方向盘摆振问题等方面进行论述和相关案例分析。

1 整车异响

异响指的是汽车上某零部件产生的不规律声源。一般来说, 同一处异响在不同工况和路面上表现的形式有所差别, 如:有些异响只有颠簸路面上才能表现出来, 在正常的水泥路或沥清路面无法识别;有些异响只能在急刹车过程中才能听到, 而正常驾驶状态表现不出来。就是因为异响的不规律性, 所以整车异响的控制显得格外棘手。

异响的产生往往与零部件的约束有关, 所以零部件的装配过程显得十分重要。卡扣、螺栓、配合间隙、线束固定、异物坠落等是异响产生的主要原因。那么在零部件的装配中就必需提出相关相求。首先卡扣件要保证卡扣的有效形状, 一次性卡扣一定不能重复使用。损坏的卡扣要适当处理, 不能与新卡扣放在一起, 以免混淆。然后螺栓和螺钉件一定按照标准转矩进行打紧, 严重避免漏打、脱打。对于薄壁件, 在打紧以后, 可用手晃动零部件进行复检, 这样可提高装配质量。对于线束的固定, 要保证线束上的所有卡扣全部卡到位, 杜绝漏卡、错卡。最后, 装配员工质量意识一定要到位:针对异物的坠落一定要及时清理, 不能置之不理, 例如废弃的卡扣和打断的螺栓等等;对刚度较小的件, 如塑料件, 要轻拿轻放, 以免部件变形, 装配时产生较大间隙。这一点也需要结合相关的培训和严格的考核制度。

结合以上论述, 下面进行相关的案例分析。

案例一, 某车型客户反馈过颠簸路面时, 仪表台右侧异响。通过实车分析, 初步判定异响源来自仪表台右侧与A柱搭接的地方。拆解右A柱内饰板, 发现仪表台右侧固定螺栓松动, 直接用手可以左右转动。螺栓垫片处于松驰状态, 用手轻敲仪表台, 可听到螺栓垫片晃动的声音 (如图1) 。

对该处螺栓进行重新打紧, 恢复A柱内饰板, 在颠簸路面进行试车, 异响消失。

案例二, 某车型过颠簸路面时, 左中门异响。实车试驾分析, 初步判定异响来自左中门内门把手处。实车实况下, 用手指按住内门把手处的螺钉盖板, 异响消失 (如图2) 。

车辆静止情况下, 用手晃动该螺钉盖板, 发现螺钉盖板明显松动。将螺钉盖取下来分析, 发现螺钉盖板已弯曲变型 (如图3) 。

将螺钉盖板更换成新件后进行相同工况路况下试车, 左中门异响消失。

2 发动机透过音

发动机噪声是汽车所有噪声源中最大的声源。所以对发动机噪声的控制直接影响车内噪声水平。一般来说控制发动机噪声有两种办法, 一种是改变发动机本体噪声能量, 另一种则是在传递路径上进行吸音和隔音。然而, 当一款发动机开发成熟以后, 就不能再轻易改变其内部结构。所以一般情况下, 发动机噪声都是通过对传递路径进行阻隔来衰减或消除。

发动机透过音的衰减主要集中在前围隔音垫。影响前围隔音效果的因素主要有两个:一个是前围隔音垫的材料, 前围隔音垫的材料决定了其吸隔声性能;另一个是前围隔音垫与钣金的贴合性。在汽车总装过程中, 零部件的材料是无法控制的, 但能对前围隔音垫与钣金间贴合做得更好。

为控制好前围隔音垫的贴合性, 首先要保证所有安装卡扣卡到底, 以确保与前围钣金的良好接触。然后, 所有前围过孔安装件要与前围隔音垫的修边压实, 以防止过孔边沿处声泄漏 (如图4、图5) 。

3 怠速方向盘振动

怠速工况下方向盘的振动加速度是怠速工况下车内NVH性能的一个重要指标。一般要求怠速工况下方向盘的振动加速度不能超过0.05g, g是重力加速度。方向盘的振动一般情况下是由于方向盘的约束模态频率与发动机二阶激励频率耦合发生共振所致。所以方向盘的约束模态频率一定要避开发动机的二阶点火频率。一般情况下, 发动机的转速为800 r/min左右, 普通四缸汽油机点火频率为26.7 Hz, 所以方向盘的模态频率在设计状态一般要高于这个频率5 Hz以上。也就是说至少要达到32 Hz。

方向盘的模态频率与CCB管梁、转向系统总成等的安装固定有很大的关系。所以在总装过程中必须使方向盘及其附件的安装状态与设计状态相吻合。

下面进行一个简单的案例分析以说明总装过程对方向盘振动的重要性。

某车型在怠速开空调工况下方向盘振动很大, X向的振动加速度达到了0.139g, 目标值为不大于0.05g, 严重影响了驾乘舒适性。图6是在怠速开空调工况下测得的方向盘振动加速度频谱。

通过图6频谱图可看出, 影响方向盘振动频率主要集中在28.4Hz, 也就是发动机点火频率。基于以上, 对方向盘进行了模态频率测试, 见图7。

方向盘的一阶模态频率为29.1 Hz, 与发动机点火频率28.4 Hz很接近, 发生了共振现象。然后方向盘的设计频率为32.8 Hz, 并不是29.1 Hz。所以接下来对方向盘系统的安装状态进行了拆解检查。发现仪表管梁螺栓漏打 (见图8) 。

将仪表管梁进行重新安装固定后, 方向盘的一阶模态频率提升为35.2Hz, 很好地避开了发动机点火频率。怠速开空调工况下方向盘振动达到目标值, 主观感觉良好。

4 四轮定位及轮胎动平衡

四轮定位和轮胎的动平衡主要影响汽车在高速运行时的NVH性能。若四轮定位和轮胎的动平衡做得不到位, 就有可能引起高速时车内噪声突变或引起方向盘摆振。所以在总装下线检测时必须对四轮定位和轮胎的动平衡进行仔细严格的检测和调校。

5 结语

汽车的总装过程对整车的NVH性能的影响是很重大的, 并且涉及的方面比较广泛。本文只是对总装过程的一部分影响因素进行了分析和说明, 其他还有很多地方需要关注。比如风噪问题、气密性问题等等。

参考文献

[1]庞剑, 谌刚, 何华.汽车噪声与振动---理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社, 2006.

[2]王仲钦.现代汽车制造厂总装车间工艺设计[J].机械制造, 2003 (4) :40-41.

[3]刘强, 王匀.汽车装配工艺规划及相关技术的探讨[J].黑龙江科技学院学报, 2001 (6) :9-11.

NVH与品质的微妙关系 第2篇

概念为何如此抽象？

NVH是三个英文单词的缩写，即Noise（噪声）、Vibration（振动）和Harshness（声振粗糙度，也可以通俗地理解为不平顺性）。这是衡量汽车制造质量的一个综合性问题，它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。车辆的NVH问题是国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。有统计资料显示，整车约有1/3的故障问题是和车辆的NVH问题有关系，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。

车辆的噪声源主要包括：发动机，排气系统，高速行驶时的风噪声、轮胎噪声、以及其它任何运动的部件都有可能发出噪声。车辆的振动源主要包括：发动机，传动系统，不平的路面等。由于声音是由物体振动产生的，所以噪音和振动往往不是单独出现的。从NVH的观点来看，汽车是一个由激励源（产生噪音与震动的源头，如发动机、变速器等）、振动传递器（由悬挂系统和边接件组成）和噪声发射器（车身）组成的系统。汽车NVH特性的研究应该是以整车作为研究对象的，但由于汽车系统极为复杂，因此常将它分解成几个子系统进行研究，如底盘子系统（主要包括前/后悬架系统）、车身子系统等，也可以研究某一个激励源产生的或某一工况下的NVH特性。

当然，对于NVH的概念和标准不能“一刀切”。比如购买家用车或者豪华轿车的消费者通常希望车辆在行驶中车厢内能够尽量安静，振动较小，同时运转平顺；但对于高性能车款甚至是超级跑车的消费者而言，洪亮的排气声浪、铿锵顿挫的换挡感受以及直接传入车内的路面颠簸在很多人眼中都变成了“驾驶乐趣”。

研究的“舒适性”贡献

NVH特性的研究不仅仅适用于整个汽车新产品的开发过程，而且适用于改进现有车型乘坐舒适性的研究。这是一项针对汽车的某一个系统或总成进行建模分析，找出对乘坐舒适性影响最大的因素，通过改善激励源振动状况（降幅或移频）或控制激励源振动噪声向车室内的传递来提高乘坐舒适性。

汽车动力总成悬置系统的隔振研究以及发动机进排气噪声的研究是改善整车舒适性的重要内容，动力总成液压悬置系统的发展与完善使这一问题得到较好的解决。悬架系统和转向系统对路面不平度激励的传递和响应对驾驶员及乘客的乘坐舒适性有很大影响，分析悬架系统的动力学特性可以改善它的传递特性，减少振动和噪声；通过对转向操纵机构和仪表板进行有限元分析，可以使转向柱管、方向盘的固有频率移出激励频率范围并保证仪表板的响应振幅最小。

研发在哪里进行？

其实答案很简单，就是NVH实验室，不过这个实验室并不是普通的实验室。以长安汽车工程研究总院为例，由16个子实验室组成的振动噪声实验室均达到了国际上的先进标准。其中，半消声实验室用于测试静态噪声大小，由德国朗德提供消声技术的实验室内环境音量只有18分贝，在这样的环境里人耳会有一种不舒服压迫感，因为只有在很安静的环境内才能识别出车上的声音，而在自然界中这种环境并不存在。

一般来说街面上的音量约为60、70分贝，办公室约为40、50分贝。为防止外界的震动对试验的影响，实验室的地基不是刚性连接的，并抵抗8级地震。除了对整车NVH进行测试，半消声实验室同时承担着测试通过噪声的任务。国家法规规定的通过噪声标准是74分贝，如不通过法规则无法上市销售。在测试中通过分布在一侧的收音器进行测试，以此来模拟接收车辆驶过不同距离时的声音。

厂家在车型项目上马的同时，就会同步进行NVH的开发，通过与市场部一起做市场调研，开发的过程一般需要3年，主要分为五个步骤：

一、项目启动（厂家称之为KO）：研发初期，设定对标车型，即寻找关注度高的同级别车型作为目标对手，先全方位测量其整车的数据，制定整车的NVH目标；

二、将对标车型解体，并测量车身刚度，供进行车身部分NVH开发的使用；

三、对于对标车辆按照车身、动力系统、底盘和悬架系统、空调系统以及电子系统等大类进行测量，并分成零部件设定目标。全车NVH可以划分出1000多个目标，并且要做到每部分的目标都是可控的。

四、将这些目标数据提供给配套厂和材料供应商，要求其提供达到标准的零部件。

五、得到零部件后，将其组装成大类系统进行系统的NVH实验，在系统实验通过后，进行整车的实验与调整。

为何进行NVH开发？

对于为什么每个厂家都要做NVH开发，长安汽车工程研究总院副院长和总工程师庞剑给了记者一个满意的答复。

据庞院长介绍，通过调查和研究，我们可以知道，NVH是消费者选择购买汽车的一项非常重要的因素，据庞剑博士介绍，在购车后的满意度方面，在所有汽车用户不满意的问题中，约有1/3的问题与NVH有关；同时，1/5的售后问题与NVH有关。而对于消费者而言，由于噪音、震动、平顺性感受等直接决定了一辆车的“质感”，所以NVH的开发设计，就是为了车辆质感的提升。

另外，早期的自主品牌轿车在NVH方面做得不尽如人意，用户在使用过程中感到噪音和振动偏大，同时在开关门的声音和质感方面感受也差强人意。不过随着自主品牌的日渐成熟，同时很多厂家希望将品牌价值提升至新的高度，NVH对于车辆品质提升的重要性成为了自主品牌普遍的共识。

NVH性能论文 第3篇

目前汽车工业正面临能源、环保与安全舒适三大课题, 其有效解决方法包括汽车轻量化以及新能源汽车的开发。传统动力汽车所用燃料的60%消耗于其自质量, 如果整车质量减轻10%, 可降低油耗10%~15%, 因而汽车轻量化成为汽车行业的重要发展趋势。通常汽车轻量化途径:一是使用轻质金属及非金属材料等替代材料;二是进行车辆结构优化设计。然而, 车身结构轻量化无疑会对汽车车身整体结构强度、刚度及动态性能产生重要影响。为此, 汽车车身金属部件的轻量化开发需要全面系统地评估及验证。对于汽车内饰零部件, 如隔音隔热垫、地毯、顶棚和吸声材料等, 其设计开发的功能性较单一, 主要是对车内“空气声”传递路径的中高频噪声阻隔与吸收耗散。所以对于汽车内饰部件的轻量化设计在汽车工程开发上可行性较高, 涉及到的设计变更工作较少。近年来, 汽车内饰的轻量化已成为汽车业界研究关注的热点。Zhang, Q利用整车级的统计能量分析模型提出一种轻量化声学包装的NVH性能目标设定与分解方法。Arnaud Duval提出声学包装轻量化的不同材料组合概念。但上述文献资料较少对声学包装轻量化及其NVH性能进行系统性和工程化的研究。

本文结合汽车内饰开发的实践过程, 阐述了以NVH性能为目标的内饰材料开发工程控制方法及机理。以前壁板隔音垫部件和车门内饰吸声材料的轻量化为例, 提出具体可行的设计方案。

2 汽车内饰轻量化开发策略及工程控制

2.1 汽车声学包装内饰材料与NVH性能

噪声振动控制是基于源、路径和响应的三要素进行分别控制, 而汽车NVH性能开发则主要集中于激励源与传递路径。汽车声学包装主要用于解决空气传播路径的噪声问题, 在密封性和隔吸声性能等方面进行噪声控制。狭义的汽车声学包装部件可以分为吸声型、隔声型和密封型。通常隔声材料包括PVC、EVA或EDPM等;吸声型材料包括有棉毡类、PU发泡类等。

吸声材料一般为多孔性介质, 隔声性能较差, 其吸声性能评价指标为吸声系数。吸声是指空气中的声波在通过或入射到介质界面损失声能的过程, 当声波进入多孔性介质内, 部分声能转变成为热能而耗散。影响材料吸声性能的因素包括流阻、孔隙率、结构因子、厚度、密度以及温、湿度等环境条件。隔声材料主要作用为阻隔声音传播, 评价隔声材料性能的主要指标为传递损失 (STL) , 其声传递损失的定义为入射声功率与透射声功率之比的对数值。均质材料的隔声性能满足质量原理, 即密度越高, 隔声性能越好, 当材料面密度增加一倍, 隔声量增加约6 d B。汽车上常用的声学包装材料, 一般采用隔吸声型的组合结构类型, 由不同的隔声层和吸声层组合。汽车声学包装内饰材料分布见图1。

2.2 汽车内饰轻量化技术及工程开发

金属基材料的轻量化和“以塑代钢”技术, 一直是汽车轻量化研究及应用的热点和焦点。但对于汽车内饰件或声学包装材料的轻量化, 较少引起汽车业界的关注, 其研究与应用较少。汽车内饰轻量化主要技术:

a.轻质基材的应用技术, 如低密度、高倍率发泡、多孔吸声纤维材料等;

b.新型复合型声学材料结构的应用, 如微穿孔复合型、多层棉毡或发泡层组合替代传统的“软硬”双层组合的声学结构;

c.基于多属性优化设计的轻量化应用技术, 如合理地分配内饰声学材料的设计布局以及对其形状、厚度、高密度隔声层材料等进行分布;

d.基于制造或安装工艺的轻量化应用技术, 如采用粘接替代以凸焊螺柱卡接的内饰件安装方式等。

汽车内饰轻量化工程开发关键是在整车轻量化开发控制下, 基于噪声传递路径与声源对车内贡献量分析的前提下, 将汽车内饰材料的传声损失和吸声性能同时作为NVH性能设计优化的两个关键参数, 以替代仅仅关注传声损失性能的传统式开发。内饰材料轻量化的开发应结合测试与仿真分析等多种手段, 以NVH性能和轻量化为目标, 逐级设定与分解内饰材料的技术指标以及“V型”开发模式;逐级验证和优化各开发目标的达成。

3 前壁板隔音垫轻量化开发及验证

3.1 新型轻量化隔音垫开发设计

前壁板隔音垫安装在前壁板上驾乘人员空间一侧, 能够有效地衰减动力传动总成和前轮胎等声源传递到车内的噪声强度, 其对车内噪声和声品质水平起着重要作用, 是车身声学包装NVH性能开发中最核心和关键的声学部件。

目前, 在汽车上广泛应用的前壁板隔音垫采用双层结构 (图2a) 。常用的“重层”材料包括EVA、EPDM或PVC等, “软层”材料包括棉毡、PU发泡或热塑纤维等。重层主要作用是隔声, 即阻隔和反射噪声;软层则主要是吸收前壁板件直接的辐射声能, 以及吸收重层的反射声能。由于传统的重层材料的质量较大, 基于减轻汽车声学包装质量趋势的要求, 可以采用一种新型的轻量化隔音垫设计方案 (图3b) , 利用高密度的“软层”材料替代传统的“重层”。相对于传统的前壁板隔音垫, 新型轻量化方案解决了中高频吸声性能差的问题, 并且可以减轻质量30%~60%。

3.2 轻量化隔音垫统计能量法仿真

对于轻量化前壁板隔音垫NVH性能的分析, 可通过建立前车体的SEA模型, 以隔音垫的传递损失特性和吸音系数为主要设计因素, 并以噪声衰减量级NR (Noise Reduction) 指标评估其声学性能水平。仿真分析表明, 在前壁板无泄漏问题情况下, 轻量化的隔音垫与传统隔音垫都能够取得相近的NVH性能 (图3a) , 且初步折算结果显示可减轻质量约43%。考虑前壁板存在1%的泄露问题, 由于轻量化隔音垫具有较高的表面吸声性能, 相比传统隔音垫, 其噪声衰减性能对于泄漏效应的敏感度较低, 所以, 在中高频率范围依然能够获得较好的NVH性能 (图3b) 。

3.3 轻量化隔音垫试验验证

对于轻量化前壁板隔音垫对整车NVH性能的影响, 主要分析其对动力总成噪声和底盘噪声的衰减特性。选择二挡全油门加速行驶工况, 分别测试和对比车内噪声情况。

二挡加速工况时, 轻量化的双层棉毡隔音垫并没有导致车内噪声声压级的增加, 并在发动机转速3 800~5 000 r/min范围降低了约2.3 d B (A) ;车内语言清晰度指标明显提升约7% (图4) 。主观评价也能感受到车内声音的中高频成分比率降低。

4 双组份吸音棉的应用

4.1 双组份吸音棉吸声特性

双组份吸音棉属于纤维状多孔吸声材料, 由高融值PP和中空螺旋超细PET纤维组成。它具有立体网状连续多孔结构, 纤维平均细度可达2μm以下。双组份吸音棉纤维直径明显小于普通吸音棉, 单位内纤维数更多, 其材料内部互相贯通的微孔和间隙更多, 且这些孔隙更小。如此结构使声音在吸音棉内的运动产生更多阻碍, 使得双组份吸音棉吸声能力更好。

吸声系数测试工程上通常使用3种方法, 即混响室法、驻波管法和双传声器阻抗管法。混响室法测量在混响室内进行, 主要用于测量大件样品的漫入射吸声系数。驻波管法和双传声器阻抗管法都是用于测量小件样品的正入射吸声系数。双传声器阻抗管法的测试速度较快, 为驻波管法的40倍, 且测试结果较为准确。因此, 工程上通常采用双传声器阻抗管法分析和比较声学材料的吸声特性。

本文中选择面密度为300 g/m2的双组份吸音棉和面密度为800 g/m2的普通吸音棉两种吸声材料, 使用双传声器阻抗管法, 进行正入射吸声系数对比测试。测试结果见图5。300 g/m2双组份吸音棉的吸声系数明显优于800 g/m2普通吸音棉。

4.2 双组份吸音棉应用案例分析

对比普通吸音棉, 双组份吸音棉具有吸声系数高、质量轻的优点。目前, 双组份吸音棉已经在汽车上广泛应用, 取代了部分普通吸声棉。以双组份吸音棉在车门内饰板的应用为例, 分析双组份吸音棉对控制车内高频噪声的效果。

车门附加吸音棉对整车NVH性能的改善, 主要分析其对风噪的衰减特性。选择100 km/h匀速行驶工况, 测试并对比车内噪声情况。分析结果见图6。车门内增加双组份吸音棉后, 其声压级在1 000 Hz以上明显降低, 前排位置的语言清晰度提高约4%, 明显改善了车内噪声水平。

5 结论

a.通过汽车内饰前壁板隔音垫与车门吸声材料轻量化设计验证, 提出一种内饰材料轻量化的NVH性能开发方法。

b.通过统计能量法仿真、整车状态下的二挡加速噪声测试, 对轻量化双层棉毡隔音垫声学性能进行分析, 结果显示在减轻质量情况下, 轻量化的隔音垫显著提升了车内声品质性能。

c.运用双传声器阻抗管法, 对比测试双组份吸音棉和普通吸音棉吸声系数, 结果显示面密度为300 g/m2的双组份吸音棉吸声系数优于面密度为800 g/m2的普通吸音棉。以车门内饰板应用为例测试分析双组份吸音棉对车内高频噪声控制的影响, 结果显示增加吸音棉能够有效降低1 000 Hz以上高频噪声, 提高了整车车内语言清晰度, 优化车内噪声声品质。

参考文献

[1]Zhang Q., Parrett A.and Zopp A..Lightweight Acoustic System Performance Target Setting Process[J].SAE TechnicalPaper, 2013-01-1982.

[2]Alan V.Parrett.Application of Micro-Perforated Composite Acoustic Material to a Vehicle Dash Mat[J].SAE Technical Paper, 2011-01-1623.

[3]Stephanie Ernster, Jay Tudor, Guru Kathawate.Acoustical Advantages of a New Polypropylene Absorbing Material[J].SAE TechnicalPaper, 1999-01-1669.

[4]Ashish Chopra, Sachin Goyal.Integrated Approach and Ideas for Designing Lightweight NVH Parts in Passenger Vehicle[J].SAE Technical Paper, 2011-26-0061.

[5]Wentzel, R.and VanBuskirk, J..A Dissipative Approach to Vehicle Sound Abatement[J].SAE Technical Paper 1999-01-1668.

[6]Duval, A., Rondeau, J., Bischoff, L., et al.Generalized Light-Weight Concepts:Improving the Acoustic Performance of Less than 2 500 g/m2Insulators[J].SAE Technical Paper2009-01-2136.

[7]Zhang, Q., Parrett, A., and Wood, M..Vehicle Dash Mat SEA Modeling and Correlation[J].SAE Technical Paper2007-01-2310.

[8]Craig Rei, Hameed Khan.Evolution of Fiber Felt Technologies and Composites Enhancing Vehicle Acoustics[J].SAE TechnicalPaper 2007-01-2192.

[9]Laura E.Gish and Michael A.Sanderson.Use of Layered Media for Noise Abatement in Automotive Interiors:A BalancedApproach[J].SAE TechnicalPaper, 2001-01-1456.

[10]Z.Tao, D.W.Herrin, A.F.Seybert.Measuring Bulk Properties of Sound-Absorbing Materials Using the Two-Source Method[J].Paper SAE, 2003-01-1586.

NVH性能论文 第4篇

动刚度是动载荷下抵抗变形的能力,动刚度不足将对车身结构件疲劳寿命和整车乘坐舒适性产生非常不利的影响。整车在行驶过程中,会受到各种各样的动载荷的作用。当动载荷与车身结构的动力学特性接近时,即动载荷的某分量与车身结构的某阶模态的固有频率接近时,将可能引发结构共振产生较高的动应力,导致车身结构的疲劳破坏;动刚度对乘坐舒适性的影响主要表现在NVH性能上,一般而言,车身对激振源的响应越小(如响应所产生的振动位移越小),NVH性能越舒适,有经验的试车员甚至能够通过NVH主观评价判定车身、悬置支架等结构动刚度的不足。

通过动刚度分析,可以较早地预测结构动态设计的不足。如果发现问题是在整车开发的前期,可以很容易地修改结构;如果在后期发现问题,则各种车身结构的修改空间很小,仅能依靠调整悬置元件的刚度等参数来改善汽车动态特性,增加了解决问题的难度。所以在动力总成悬置系统开发过程中,进行悬置支架的动刚度分析是非常有必要的。

1 动刚度基本理论

频率响应分析可以实现对结构的动态特性分析,预测结构的持续动力特性,验证设计能否克服共振、疲劳及其受迫振动引起的结构破坏,是计算线形结构在稳态振动激励下的响应的方法。对于线弹结构,一般采用黏性阻尼或结构阻尼振动系统。阻尼的作用主要是转移系统的能量。结构阻尼主要是由于不完全弹性的结构材料的内摩擦和在结构的固定连接处,接触面之间的摩擦力引起的。根据汽车的结构形式,对汽车车身采用结构阻尼系统。在车身仿真分析中,车身的局部刚度常采用速度导纳进行评价。对于速度频率响应分析,常把载荷输入点与响应点取同一点,称为Driving Point Mobility,简称为Point Mobility。与Mobility密切相关的一个概念是动刚度,表征了结构在动载荷作用下抵抗变形的能力,动刚度不足将对车身疲劳寿命和整车乘坐舒适性产生非常不利的影响。一般情况下,在能够满足工程要求的基础上,悬置系统中隔振元件的Mobility设计得越高越好,而车身、车架等隔振件的连接件的Mobility设计得越小越好。

在分析动刚度时,一般使用模态频率响应分析法。模态频率响应分析的基本流程是先进行结构的模态计算,然后调用模态计算的结果,考察在设定的所要分析的激振频率范围内的频率响应。模态频率响应法计算响应就是利用结构的模态变形来减少方程数量及解耦运动方程的。通过模态频率响应分析可以求出结构在多种频率下的位移、速度、加速度响应,得出响应的频率响应曲线,进而实现对结构的动态特性分析。

2 动刚度分析方法及有限元建模

运用基于Altair RADIOSS的模态频率响应方法可以考察底盘结构对于整车的中低频NVH性能的影响,并可指导用于改进整车NVH性能的底盘结构的优化措施,在设计阶段解决潜在的NVH问题。

发动机是汽车的主要噪声和振动源,发动机振动可以通过底盘传到车身,并可在车内产生噪音,严重地影响到乘坐的舒适性。汽车很多振动噪声的问题往往都可归结到发动机振动上。因此,汽车发动机悬置安装点的动态特性分析显得非常重要。

发动机作用在悬置安装点的载荷大小和方向具有随汽车运行状态而在宽频内变化的特征,因而要求该安装点的刚度特性也应具有随频率而变化的动态特性,即在低频内具有较大刚度来满足由于工况变化和路面不平等低频冲击引起的过大位移时的平衡需要;同时在中、高频内,又要求其刚度不应该太大且具有合适的阻尼,以便削弱发动机传入车身的振动。显然,传统的静态刚度校核方式不能满足上述要求,而且该方式也无法评价安装点对整个车身振动和噪声的声振灵敏度。

为了获得发动机悬置安装点的速度响应函数,首先建立底盘结构的有限元模型,并在悬置安装点施加载荷,然后利用RADIOSS软件的动力分析模块求解分析。

采用Altair RADIOSS软件的模态频率响应方法计算该安装点的动态刚度。本文设定有限元分析条件如下:材料阻尼取0.06,约束安装点123456,在驱动点的x、y、z方向上施加1N的激励力,频率范围为0～2 000 Hz,每隔2 Hz输出一个速度响应。评判标准如下:按照公司商用车标准,支架各方向的动刚度与目标线1 000 N/mm的交点位置应该大于400 Hz。

3 悬置支架动刚度分析实例

3.1 研究车型的噪声现状

上汽通用五菱汽车股份有限公司某车型的噪声测试数据如图1所示,从图1可看出在4 200～4 600 rpm和3 200 rpm处有明显的噪音峰值,均超出了目标线范围。

造成这2个转速下噪声峰值的原因,从以下频谱分析图(如图2所示)可知是由于发动机左悬置支架共振操产生的,试验测得共振频率为288 Hz左右,由于该车型所用发动机位四缸四冲程发动机,在4 200 rpm和4 600 rpm处二阶频率激振恰好是280 Hz和307 Hz,因此判断是支架动刚度不足导致的共振问题。

3.2 原悬置支架动刚度分析

针对上述问题,根据Altair RADIOSS软件,建立左悬置支架的有限元模型(如图3所示),其中网格以四边形为主,三角形为辅。模型中,计算所使用的钢的材料参数如下:弹性模量为210 GPa,材料密度为7.8e～9 ton/mm3,泊松比为0.3。

采用Altair RADIOSS软件的模态频率响应方法计算该安装点的动态刚度。本文设定有限元分析条件如下:材料阻尼取0.06,约束安装点123456,在驱动点的x、y、z方向上施加1N的激励力,频率范围为0～1 000 Hz,每隔2 Hz输出一个速度响应。获得原状态支架的动刚度如图4所示。

从图4可以看到,悬置支架x向和y向的动刚度在300 Hz处上穿了设计目标线1 000 N/mm,这2个方向的动刚度无法满足设计要求,导致了测试数据中280 Hz和307 Hz的噪声峰值。因此,必须提高左侧支架x向和y向动刚度,以减少振动传递。

3.3 改进方案

由于该支架已经量产,另外考虑到周边边界的约束和成本变化,决定通过增加板的厚度来提高支架的动刚度。我们把主板厚度由4 mm改为5 mm,把加强板1的厚度由4 mm改为6 mm,重新运行Altair RADIOSS求解改进方案的动刚度,得到的模态频率速度响应如图5所示。

由图5可见,新方案的支架x向和y向的动刚度有了大约100 Hz的提高,与1 000 N/mm的交点提高到400 Hz附近,响应峰值超过了400 Hz,能有效起到隔离振动的效果。

3.4 改进方案测试结果对比

按照改进方案制作了样件,装车进行测试,发现发动机支架加强后,其x、y方向共振频率有明显提高,对改善由原来左支架共振频率过低所引起的噪声产生了非常积极的效果。测试结果如图6所示。改进后该车在4 600 rpm时噪音峰值消失,从而对整车的NVH性能有所改善。

4 结论

通过计算实例分析可知,动刚度分析可以较早地预测结构动态特性设计的不足,可以在开发的前期阶段重点对结构进行修改,减少了后期阶段的设计难度。通过对关键点进行动刚度分析,为关键点减振提供了重要的理论依据,同时可以缩短开发周期和降低开发成本。

摘要：动刚度指标是动力总成悬置支架等底盘零件NVH性能评价体系中的重要考核内容,基于有限元分析方法,利用Altair RADIOSS软件的模态频率响应方法对悬置支架关键点的动态特性进行分析,可以得到相关零件的动刚度曲线。通过对关键点进行动刚度分析,可以为车辆NVH性能改进提供理论参考,缩短开发周期和降低开发成本,对于提高车辆NVH性能设计水平具有重要的意义。

关键词：悬置支架,动刚度,频率响应,NVH

参考文献

[1]王学军,张觉慧,陈晓宇.轿车车身动刚度优化[J].上海汽车, 2003(1):20-22.

[2]殷梅,王成龙.动刚度分析在底盘结构件设计中的应用[A]. Altair 2010 HyperWorks技术大会论文集[C].2010.

[3]甘剑飞,徐有忠.基于MSC.Nastran的汽车动力总成悬置支架模态分析[A].第五届中国CAE工程分析技术年会论文集[C]. 2009.

NVH的产生和防治 第5篇

汽车噪声一直以来都是世界各大汽车制造商研究的重点。随着世界各国对环保的日益重视以及消费者对汽车产品的舒适性要求越来越高, 一个汽车新产品的诞生, 其噪声水平如何, 将直接影响其市场表现业绩。

国家标准GB7258-2004《机动车运行安全技术》、城建部标准CJ/T162-2002《城市客车分等级技术要求与配置》、交通部标准JT/T325-2006《营运客车类型划分及等级评定》、《客车车内噪声限值及测量方法》对各档次的客车车内噪声作出了明确的规定。

1 NVH的产生

NVH是英语noise、vibration、harshness三个单词首字母的缩写, 意思是噪声 (不需要的声音) 、振动、刺耳声 (粗糙的声音/声振粗糙度) 。它侧重于人体感觉上不需要的声音 (或振动引起) 。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。

1.1 NVH产生的机理及危害

在车辆的的特定结构中, 我们可以根据NVH产生的机理, 分为机械噪声、空气动力性噪声、电磁噪声。

机械噪声是由于机械部件之间在摩擦力、撞击力各非平衡力的作用下振动而产生的;空气动力性噪声是由于高速气流与周围空气介质剧烈混合而辐射噪声;电磁噪声是由电磁场的交替变化, 而引起某些机械部件或空间容积振动产生的。

统计资料表明, 车内噪声中机械性噪声所占比例最高, 达80%以上;空气动力性噪声次之, 占15%~20%;电磁性噪声比例较小, 往往可以忽略。因此, 控制机械噪声是最为有效的方式。

NVH的存在带来了车辆整体品质的下降。它不但使人感到烦燥不安, 而且长时间在较大强度的NVH环境下, 驾乘人员容易疲劳、反应迟钝, 对NVH敏感人群 (如孕妇) 更能造成身体上的损害。

1.2 NVH的传递路径

发动机噪声主要有3条传入路径:

1) 发动机噪声仪表板室内;

2) 发动机噪声车体骨架地板室内;

3) 发动机噪声车顶室内。

路面行驶噪声主要有5条传入路径:

1) 路面噪声轮罩, 地板室内;

2) 路面噪声车身支柱车顶室内;

3) 路面噪声前柱车顶室内;

4) 路面噪声后柱车顶室内;

5) 路面噪声行李箱 (共鸣) 室内;

挡风玻璃噪声传递路径如下:

挡风玻璃噪声前挡风玻璃车顶前部车顶室内

空调, 其中加热器噪声有二条传入路径:

(1) 空调、加热器噪声仪表板室内

(2) 空调、加热器噪声支柱车顶室内

2 NVH的防治

通过上面的分析我们了解, 目前车内NVH防治的最主要目标是控制机械噪声。由于噪声和振动是密切相联的, 有许多噪声是由振动诱发产生的。因此, 防治NVH的重点就是降噪减振。隔绝传播途径是行之有效、最常用的降噪途径。常用的措施有:隔振、隔声、提高车室密封性。吸声处理也是降低噪声强度的常用方法。通常在噪声源周围布置一些吸收声能的多孔材料, 当声波进入材料孔隙时, 引起孔隙中的空气和材料的细小纤维波动, 由于摩擦和粘滞阻尼的作用, 将传播中的噪声声能转变为热能, 降低声能的反射量, 起到降噪的目的。

噪声的控制可分为主动控制和被动控制:主动控制主要是从噪声源头采取的控制措施, 主要途径有提高零部件加工精度、改进发动机结构、改善悬挂系统;被动控制主要是从车身控制角度出发的措施, 主要途径有吸音、吸振、密封、隔音、隔振、阻尼。本文主要是从被动控制方面阐述NVH的防治。

2.1 噪声和振动的传播特性

事实上, 一个噪声源发出的噪声, 一般都包含多个频率的声波。声音在介质中传播, 遇到不同声特性阻抗的介质时会发生部分反射、部分透射。声波的绕射声波频率、波长和障碍物大小有关。

振动以弹性波的形式在基体中传播, 并在传播过程中向外辐射噪声, 称为固体声。在单自由度系统受迫振动模型中, 阻尼系数的大小对振幅起着决定性的作用。

当时, 系统的振幅为:

式中ω为激振力圆频率, rads-1;

ω0为系统振动圆频率, rads-1;

K为弹簧的弹性系数, N/m;

M为振动系统的质量, m;

A为振动的振幅, m;

F0为激振力, N;

δ为系统阻尼系数, Ns/m。

可见, 当阻尼系数偏小时, 就可能引发共振现象。

2.2 车内降噪减振的方法

根据NVH传递路径的分析, 对已定型的车身来说, 车内降噪减振最主要的就是治理发动机噪声、路面噪声、空调加热器噪声。因声波在空气的传播中, 由于扩散、被介质吸收、被反射散射导致不断的被衰减。而振动的阻断是由于被隔振和阻尼。对于变速器、传动系等运动部件的支承, 尽量引入弹性阻尼元件, 可避免引起车身结构的振动。车内隔声对高频噪声较有效, 对低频噪声效果较差。为确保低频隔声的效果, 应选用面密度和阻尼均大的隔声材料。车身壁板上的缝隙与孔道, 可使噪声直接传入车内, 使壁板的隔声能力大大降低, 因此, 提高车室密封性也非常重要。根据其特性, 在车内材料应用及车身结构处理上, 对它们需采取不同的对策, 如噪音如表1。

2.3 材料的选择与布置

为了降低实际操作难度, 在不考虑车体结构的改进设计问题, 而只是从前面分析的NVH传递路径及对策入手, 通过对车身各部位喷涂、粘贴或填充辅助材料, 来达到降噪减振的效果。

隔声材料应具有良好的耐高温性能。多孔材料的吸声效果为最好。多孔材料多为有机无机纤维、纤维材料制品, 还有蜂窝材料、泡沫材料等。当多孔材料的厚度增加时, 对低频声吸收增加, 对高频声影响不大, 对于中、高频噪声一般可采用2cm~5cm厚的吸声板。阻尼材料不但要求有较高的高耗损因数, 同时也应有较好的粘结性, 在强烈振动下不脱落、不老化。

车身不同部位需选择不同的材料应用方案, 材料有效应用区域应面对声源产生部位及发生大面积转移区域。如仪表板可采用消声垫、隔离片、沥青垫;地板可采用膨胀型沥青垫、特种橡胶片;门板可采用防振垫、增强垫、磁性阻尼垫、高密度阻尼垫;车顶可采用车顶密封带、消音阻尼垫等。

3 结论

成型车身室内NVH问题一直在困扰着国内众多汽车制造商, 如何在不过多增加成本的前提下有效地降噪隔振也是各汽车在不断研究的课题。本文介绍的NVH防治方法已经在国内某品牌的MPV上得到了应用, 并通过试验证实取得了良好的效果。由于噪声问题的复杂性, 我们仍需在车身结构、材料研究、方法手段上有所突破, 缩短与发达国家间的差距。

摘要：面对越来越严格的环保噪声要求, 国内各大汽车制造商开始了新一轮的研究改进热潮。本文介绍了车内噪声产生的来源、机理, 分析了其传播路径, 并针对国内汽车行业现状, 从可操作性、有效性出发, 提出了相应解决之道。

关键词：NVH,噪声,产生,防治

参考文献

[1]马大猷.噪声控制学[M].科学出版社, 1987.

[2]T.J.舒尔茨.城市噪声评价[M].中国环境科学出版社, 1987.

[3]李家华.环境噪声控制[M].冶金工业出版社, 2001.

[4]CJ/T162-2002城市客车分等级技术要求与配置.

[5]刘杰, 李朝峰, 等.汽车NVH特性改进的设计目标规划[J].农业机械学报, 2008.

基于声品质评价的缸盖罩NVH优化 第6篇

近年来汽车销量在中国逐年提高, 消费者对车辆的选择余地越来越大, 对车辆的要求也随之提高。舒适性是消费者对车辆的重要需求。其中NVH (noise, vibration and harshness) 性能是车辆舒适性的最重要的组成部分。发动机NVH性能将直接或间接地影响整车的NVH性能。而缸盖罩、链壳、油底壳等薄壁件往往是发动机的主要结构辐射噪声源, 其辐射噪声贡献量一般占发动机总辐射噪声的40%～60%, 对此类薄壁件进行NVH优化的作用很大。在发动机NVH优化中, 试验和仿真手段相辅相成。文献[1-6]利用仿真和试验结合的方法对发动机薄壁件进行有效的优化, 但是声学评价指标基本为声功率级或者声压级, 用声品质进行评价还十分罕见。由于声压级或声功率级只能提供一个数值并不能考虑人的主观感受, 事实上相同声压级或声功率级的噪声在不同发动机上给人感觉是不一样的, 这就需要用声品质评价来区分出人耳感觉舒适的声音。本文以声品质评价为基准, 反向查找影响声品质的噪声频段和结构模态, 并对其进行优化, 使发动机缸盖罩声品质得到提高。

1 发动机的声压级试验与分析

本文研究对象为某四缸四冲程1.6L自然吸气汽油发动机。该发动机的声压级测试是在半消声室中进行的, 半消声室内墙为多孔介质, 麦克风按照国家标准GB/T1859—2000内燃机噪声声功率级的测定工程法进行布置, 如图1所示。由于关注的是缸盖罩, 故取图1中发动机顶部麦克风的测量数据进行分析。进排气均用管道引出, 管道用吸声棉覆盖。

起动发动机并热机, 当水温油温等指标稳定后将发动机转速稳定在最大功率工况 (6000r/min) , 利用麦克风对其进行声压级的测量, 主要关注频段为500～3000Hz, 故将测量结果进行该频段内的处理, 并显示为1/3倍频程的形式。其中, 声压级 (SPL) 的定义如式 (1) 所示。

式中, pe为测量的声压有效值;pr为参考声压, 通常取2×10-5 Pa, 是人耳对1kHz空气声所能感到的最低声音的声压。

图2为顶部声压级测量结果。由图2可知, 在中高频范围内有两个明显峰值, 将对声品质的尖锐度产生影响。

2 声品质及其评价

传统的评价例如A计权, 通常是为了满足法规需要进行评价, 而对于主观感受则无法全面反映。因此声品质 (sound quality) 被提出, 用来量化主观感受。对于声品质, AVL公司、FEV公司、福特公司、日产公司等都提出了自己的评价方法和评价细则[6], 但国际上公认的主要有几下几个参数:响度、尖锐度及粗糙度。本文也选取这几个参数对该发动机顶部噪声进行评价。

2.1 响度

声学基础中有响度级的概念, 响度级只反映人对不同频率响度一样时的感觉, 不能反映两个声音之间哪个更响;而响度 (Loudness) 是反映声音强弱的一个心理学参数, 其单位为宋 (Sone) 。计算稳态响度N的国际标准IS0532B采用Zwicker提出的方法, 在计算响度时考虑了人耳对声音的频域掩蔽效应[7]。其计算方法如下:

式中, ETQ为安静状态下听阈对应的激励;E0为参考声强I=10-12 W/m2对应的激励;E为被计算声音对应的激励。N′为临界频带的特性响度值 (Sone/Bark) , 在0～24个Bark (临界带宽) 特性响度曲线围城的面积即为总响度N。

2.2 尖锐度

尖锐度 (Sharpness) 是描述较高频率成分在噪声源中所占的比例, 它反映噪声源的刺耳程度。人耳对高频成分比较敏感, 高频成分越多, 尖锐度越大则人感觉越刺耳。尖锐度的单位为Acum, 定义为中心频率为1kHz的临界带宽的60dB噪声所产生的尖锐度为1Acum。尖锐度在量化上是响度的一次加权矩, 表达式如下:

式中, N′ (z) 为特性响度。

2.3 粗糙度

当调制频率在20～300Hz声音的响度随时间快速地起伏变化, 给人以粗糙的感觉, 心理声学称之为粗糙度 (Roughness) [7]。粗糙度以Asper为单位, 定义60dB、1000Hz纯音, 在频率为70Hz的100%调幅声作用下所产生的粗糙度为1Asper, 用式 (5) 表示。

式中, R为粗糙度;fmal为调制频率, kHz;ΔL为掩蔽程度, 很难直接得到, 取各临界频率特性响度的变化量代替ΔL, 用式 (6) 表示。

式中, N′max、N′min分别为特性响度最大值和最小值。

2.4 声品质评价

利用前文所述的响度、尖锐度、粗糙度这三个指标对该发动机最大功率工况 (6000r/min) 顶部噪声进行声品质处理及评价, 采用ISO532B的评价体系, 测试时间为4s。图3为发动机顶部声品质评价处理结果。

由图3可看出, 响度、粗糙度、尖锐度随时间变化略有波动, 但波动值不大, 为了方便后续对比, 在此对其总值化处理, 即在该测试时间内求其平均值, 结果如表1所示。

3 有限元及多柔性体动力学的建模、验证及优化

有限元及多柔性体动力学方法近年来在汽车行业越来越普及, 其有效性和经济性不断被证明。可借助这两种方法对结构改进方向及改进效果进行可信的判断。

3.1 有限元模型的建立及验证

首先建立整机有限元模型并对各个子部件进行自由模态计算及试验验证。此处由于篇幅关系, 仅列出缸盖罩的模态验证过程。其他子部件均进行自由模态计算及试验验证。图4为缸盖罩的有限元模型和自由模态试验。

表2为缸盖罩自由模态试验值与计算值。由表2可知, 自由模态和试验自由模态误差基本低于5%, 有限元模型能模拟实际缸盖罩的物理特性。

为了验证有限元模型的装配正确性, 对装配完成的整机有限元模型进行自由模态计算, 对实际动力总成进行模态试验如图5所示, 并将两者进行对比。该对比一般只需对比一阶弯曲频率即可, 结果如表3所示, 误差基本为5%, 可以接受。

3.2 多柔性体动力学建立、计算结果及验证

利用计算机建立机械系统的多体动力学并计算相关部件的位移、速度、加速度等在汽车行业已经非常成熟。多体动力学包括柔性体动力学和刚性体动力学。刚性体动力学主要解决部件大尺度位移问题。柔性体动力学在刚性体动力学基础上同时考虑小尺度线弹性变形的动力学理论。计算缸盖罩的振动情况需要使用多柔性体动力学来解决。

建立整机多柔性体动力学模型如图6所示。边界条件为最大功率工况 (6000r/min) 下的缸压、活塞敲击力、阀系轴承力及气门落座力。其中缸压是通过试验测得的, 活塞敲击力、阀系轴承力及气门落座力则是通过动力学计算得到的。约束条件为悬置刚度及阻尼, 此部分由试验测得。

计算得到缸盖罩表面振动速度分布。为方便对比观察, 将结果处理为三分之一倍频程, 并取为速度级形式, 如公式 (7) 。声学结果频段一般为500～3000Hz, 故振动也取此频段。图7为缸盖罩某点的振动结果。

式中, V为振动速度;V0取1×10-9 m/s。

为了验证计算结果, 对其进行振动速度测量, 工况依然为最大功率工况 (6000r/min) 。图8为缸盖罩试验布点展示。图9为振动速度的计算与试验结果。图9中缸盖罩前端白点为对比点。由图9可知, 试验和计算结果基本吻合, 证明计算的可信性。

3.3 结构优化

根据声品质评价分析结果找出影响声品质的缸盖罩模态, 并对其进行结构优化。由于声压级测试中有两个明显峰值 (图2中方框内) 对声品质的尖锐度有影响, 故查找该峰值附近缸盖罩主要模态及其振型, 根据缸盖罩模态振型对缸盖罩进行优化。考虑到修改模具的成本及可行性程度, 对缸盖罩较为薄弱的地方进行加筋强化是有效的。经分析查找, 发现缸盖罩顶部有局部模态振型, 其模态频率接近声压级峰值频率, 并且该部分加强筋本身较为稀疏, 需要更多的加强筋相互连接并延伸到刚度较大的地方形成网格状, 以提高局部刚度, 如图10所示。

将优化后的缸盖罩重新进行多柔性体动力学计算, 可以得到优化前后的振动速度情况对比。同样以振动速度级的三分之一倍频程方式显示, 结果如图11所示。取缸盖罩加强筋优化处的某点 (图11白点处, 该处其他点呈类似效果, 此处不重复做图表达) , 查看其优化前后的振动结果。从图11可看出, 频率低于2000Hz时振动情况明显得到改善, 说明加强筋的优化有效果。

4 优化后声品质及其评价

将优化后的缸盖罩进行实物加工进行顶部声压级测量和声品质评价。工况依然为最大功率工况 (6000r/min) , 只更换优化后的缸盖罩, 发动机其他部件不变, 测试设备以及测点均保持原状态。测试结果如图12所示。

由图12可知, 改进后顶部声压级在大部分频段都有所降低, 改进效果明显。在原先中高频段的明显峰值在改进后有明显平缓, 应该对尖锐度有所优化。故对其进行声品质评价处理, 并与原机声品质进行对比, 结果如图13所示。

由图13可以看出, 在声压级优化的情况下, 响度、粗糙度、尖锐度都有不同程度的下降。具体数值见表4。声压级的优化带动响度、粗糙度、尖锐度一定程度的下降, 声品质得到优化。

5 结论

(1) 利用声品质结果评价并分析查找相关频率的模态振型, 并结合模态振型对结构进行NVH优化, 最终使声品质得到的优化是可行的。

(2) 除了传统的声压级评价, 对各零部件增加声品质评价也是需要的。声品质从更实用的角度反映了发动机的NVH性能, 可保证各零部件优化后整机声品质也得到优化, 从而提升整车的NVH性能, 让消费者拥有更好的NVH主观感受。

参考文献

[1]张磊, 任海军, 艾晓玉, 等.发动机薄壁件结构振动优化[J].振动工程学报, 2010, 23 (6) :687-695.Zhang L, Ren H J, Ai X Y, et al.Vibration optimization on engine covers[J].Journal of Vibration Engineering, 2010, 23 (6) :687-695.

[2]贾维新, 郝志勇, 杨金才.虚拟预测方法在柴油机低噪声设计中的应用[J].浙江大学学报:工学版, 2007, 41 (3) :490-493.Jia W X, Hao Z Y, Yang J C.Application of virtual prediction method to low-noise diesel engine design[J].Journal of Zhejiang University:Engineering Science, 2007, 41 (3) :490-493.

[3]舒歌群, 马维忍, 梁兴雨, 等.柴油机薄壁件表面辐射噪声的研究[J].内燃机工程, 2009, 30 (2) :25-28.Shu G Q, Ma W R, Liang X Y, et al.Low noise design of oil pan based on topography optimization[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2009, 30 (2) :25-28.

[4]刘月辉, 郝志勇, 付鲁华, 等.车用发动机表面辐射噪声的研究[J].汽车工程, 2002, 24 (3) :213-216.Liu Y H, Hao Z Y, Fu L H, et al.A study on engine radiated noise[J].Automotive Engineerine, 2002, 24 (3) :213-216.

[5]杨陈, 郝志勇, 陈馨蕊.柴油机机体辐射噪声预测及低噪声改进设计[J].江苏大学学报:自然科学版, 2008, 29 (4) :302-303.Yang C, Hao Z Y, Chen X R.Prediction of engine block’s radiation noise and low-noise design[J].Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition, 2008, 29 (4) :302-303.

[6]舒歌群, 刘宁.车辆及发动机噪声声品质的研究与发展[J].汽车工程, 2002, 24 (5) :403-407.Shu G Q, Liu N.Advanced in sound quality research for noise of vehicle and its engine[J].Automotive Engineering, 2002, 24 (5) :403-407.

GIF变速器NVH测试台架的发 第7篇

品质等级根据ISO3745可分为1、2、3级。1级测试室的干扰非常低, 通常与其他测试室可以进行对比。2级和3级可以使最初以及最终的对比测量在一个测试室里进行, 这可以满足生产商对于变速器系统的声音开发需求。

声音测试室有不同的用途。首先必须有非常好的隔绝性, 防止一切外来振动或空气噪声干扰的渗透, 这些干扰一般是由其他台架产生。对于一级动力总成测试台架来说, 在带有气垫、弹性垫或弹簧套件等振动隔绝措施的整个测试室中可以获得振动吸收波。此振动吸收波的品质测量为所选的本征频率, 用良好的空气垫的设置可以获得<1Hz的最小值, 使用弹性体方案可以获得4~8Hz的值。除了空气垫和弹性体, 必要的减振垫集成于系统中。单一的弹簧方案需要额外的减振垫。2级和3级测试室通常可以不使用复杂的减振系统来进行试验。

半消声室的墙体结构设计对于屏蔽外部噪声源和降低声音反射非常重要。通过建造厚重的混凝土墙以及尽可能少的开口来屏蔽声音。

只有地板反射的半回声消声室为降低反射而设计。此地板由沥青或混凝土造成, 是为车辆开发而铺设的, 墙体和内顶由吸声材质所建。测试室的大小和墙体的电镀层可以降低频率限度。对于带有楔形物的高品质吸声电镀的墙体, 楔形物的长度为截止频率波长的1/4, 可以吸收所有声波。这些测量值营造了一个道路响应的半回声技术声源环境。

在阿尔斯多夫 (德国) GIF总部的声音测试中心, 一台零部件声音测试台架已经在一个巨大的声音测试室内搭建起来, 它可以承担动态的工作内容。此测试台架的目的是在没有发动机或其他传动部件干扰下测量变速器声音的属性。对此, 1级半消声室可以测试截止频率为250Hz的声音。T�V的测试标准则是规定非常好的反射值需在非常低的频率下获得。整个测量室位于本征频率为4Hz的弹性轴承上。敲击测试台架如图1所示。

在声音测量室的开发方面, 基本概念是由客户关键规格来定义的。此外需要获得较低频率和隔离值, 测试室的可用性和财务状况可以决定基础设计。典型的三室测试室的布置, 由一个中间为减波测试室和两个并行的电气和变频器所组成 (见图2) 。

然而, 对于上述声音测试室的墙体结构以及测量室的大小, 需要一根很长的轴连接电气室和变速器测试系统。甚至在使用特殊碳素纤维加固的旋转轴的情况下, 测试台架的动态操作也会遇到一些限制条件。这些限制条件通常不能满足要求, 特别是传动系统在高速高动态范围以及在模拟发动机不一致旋转和动态换挡同时出现的情况。

为满足这些要求, GIF开发了可以放置在测试室内的、在输入测功机上减波的方案。输出测功机和变速器测试系统被放置在拥有专利的底座框架, 高度可以电控调节而且隔音在内。如果需要对有静音测试的传动单元, 非常好的吸声能力可以满足声压级要求, 而对于测量信号所需已经完全足够, 所以不会影响测量结果。这种紧凑传动单元可以通过传动轴灵活的被安置, 使用一个可选的集成旋转盘功能, 不同超常规结构对不同变速器类型 (横置前驱和后驱变速器系统) 可以短时间实现搭建 (见图3) 。

手动变速器NVH问题及解决方案 第8篇

N V H主要涉及噪声、振动以及音质问题。就手动变速器开发而言, 目前遇到的主要问题包括Whine (啸叫噪声) 、Rattle (敲击噪声) 、Clunk (喀喀声) 等。Whine噪声产生原因主要是齿轮啮合动态啮合刚度在传递误差、传动系统匹配等影响下, 产生单一阶次噪声大幅度变化, 造成类似“呜呜”的声强不断变化的噪声;Rattle噪声主要是传动系统扭转刚度不匹配产生的间歇性的敲击噪声, 如齿轮副敲击噪声、变速器-离合器敲击噪声和变速器-传动轴敲击噪声等;Clunk噪声主要由于变速器换挡系统或传动系统刚度匹配问题等引起换挡冲击噪声。

下面以我公司自主品牌六挡手动变速器 (6MT) 开发过程中遇到的各种类型的NVH问题为案例, 介绍其解决措施。

Whine噪声

在6M T开发过程中, 遇到二挡 (23阶) 滑行啸叫噪声问题, 表现为二挡滑行工况下, 转速在2000～2500r/min, 发出“呜呜”的噪声。声学测试仪器客观测试表明, 该车存在23阶次的定频率噪声, 该阶次噪声在2000～2500r/min滑行期间存在噪声的明显波动 (见图1) , 与主观感受一致。

针对该问题, 进行了齿轮啮合斑点试验 (见图2) , 并通过MASTA软件分析 (见图3) , 得到一致的结论:目前的设计及实际零件, 二挡非工作面啮合区不在齿面中心部位, 需要进行微观修正。

通过微观调整螺旋角、齿轮压力角和优化齿顶修缘等措施, 调整齿轮啮合区以及啮合的接触应力, 通过多次装车验证、主客观测试, 解决了该噪声问题。

Rattle噪声

在6MT开发过程中, 同样遇到了怠速工况轻微的Rattle噪声问题。由于Rattle噪声是非连续性噪声, 所以客户比较敏感, 对于该问题相当重视。经变速器与整车对换评估发现, 没有大的差异。

从产生机理来说, 影响Rattle噪声的主要因素有发动机输出不稳、飞轮离合器系统减振问题、悬置刚度问题、变速器拖曳转矩及齿轮啮合侧隙不合理等。

从变速器角度来说, 首先排查了变速器的综合侧隙。与欧系车、美系车及日系车的变速器综合侧隙的经验值对比, 我公司生产的变速器 (SCM250) 的综合侧隙在合理范围内 (见图4) 。其次排查了变速器的拖曳转矩, 均在0.3～1Nm, 属于合理范围。

通过与欧洲车辆发动机正常的输出扭振波动对比, 最终排查发现, 本项目发动机的输出存在不稳定情况。发动机标定改进以及扭振减振器DMF的校调, 该Rattle问题最终得到解决。

Clunk噪声

在6MT开发过程中, 发现低挡位 (如1挡和2挡) 用力换挡, 整车传递出来钪啷声。对轴系、换挡机构和同步器系统等进行检查, 找到出现噪声的原因。

在排查之前, 偶然驾驶该车不踩离合器用力挂挡发现不踩离合器也可以挂进挡, 进挡反而没有钪啷声。针对第一个情况, 在0～10km/h各转速区间, 多次试验, 均能换挡。经分析, 可能是离合器与变速器输入轴之间连接花键间隙太大导致的。针对第二个情况, 减小离合器与变速器输入轴之间连接花键间隙, 或许可以改善该问题。

经过实际检查离合器摩擦片花键与输入轴花键, 发现配合间隙达到0.25mm左右。临时对输入轴花键镀铬处理, 减小花键之间的间隙, 经装车验证, 问题得到明显改善, 但噪声并未消除。

又采用了不同刚度的悬置进行装车对比, 发现有明显区别。对离合器花键以及悬置均进行优化, 根据经验, 离合器花键处最大间隙必须小于0.15mm, 如能控制在0.1mm内, 对换挡冲击会有明显改善。该噪声问题最终得到了解决。

结语

通过以上案例, 说明了变速器的各种NVH问题以及解决措施。在舒适性要求日益提高的今天, 会有越来越多的NVH问题, 这需要我们做好基础数据的累积, 及早进行主客观NVH测试, 尽量在开发初期考虑并解决NVH问题。