车辆噪声与控制

【NVH】车辆噪声与控制引言随着汽车工业的迅速发展,人们对于汽车的舒适性和振动噪声控制的要求越来越严格。据国外有关资料表明,城市噪声的70%来源于交通噪声,而交通噪声主要是汽车噪声。它严重地污染着城市环境,影响着人们的生活、工作和健康。所以噪声的控制,不仅关系到乘坐舒适性,而且还关系到环境保护。然而一切噪声又源于振动,振动能够引起某些部件的早期疲劳损坏,从而降低汽车的使用寿命;过高的噪声既能损害驾驶员的听力,还会使驾驶员迅速疲劳,从而对汽车行驶安全性构成了极大的威胁。所以噪声控制,也关系到汽车的耐久性和安全性。因此振动、噪声和舒适性这三者是密切相关的,既要减小振动,降低噪声,又要提高乘坐舒适性,保证产品的经济性,使汽车噪声控制在标准范围之内。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）。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。噪声要求欧洲的法规规定，从1996年10月起,客车的外部噪声必须从77dBA降到74dBA,减少了一半噪声能量，到本世纪末进一步降低到71dBA。日本的法规规定，小型汽车在今后十年内噪声标准控制在76dBA以下。国内的一些大城市也 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 在2010年交通干线的噪声平均值控制在70dBA以内。而据国内目前有关资料表明，国内的大客车的噪声许可值则不得超过82dBA,轻型载货车为835dBA。由此可见,我国在车辆噪声控制方面还得狠下工夫。噪声评价噪声评价指标主要是指车内、外的噪声值和振动适应性。评价方法可分为主观评价和客观评价。影响汽车噪声主观评价的主要因素是舒适性、响度和确定性，例如可以利用语义微分法进行主观评价。在客观评价时，可以采用PCNM噪声测量装置测量试验进行 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 ；此外模拟技术中的有限元法（FEM）和边界元法（BEM）也被广泛应用。噪声的控制根据噪声产生和传播的机理，可以把噪声控制技术分为以下三类:一是对噪声源的控制，二是对噪声传播途径的控制,三是对噪声接受者的保护。其中对噪声源的控制是最根本、最直接的措施,包括降低噪声的激振力及降低发动机部位对激振力的响应等,即改造振源和声源。但是对噪声源难以进行控制时,就需要在噪声的传播途径中采取措施,例如吸声、隔声、消声、减振及隔振等措施。汽车的减振降噪水平与整车的动力性、经济性、可靠性及强度、刚度、质量、制造成本和使用密切相关。传动系的主要振源有:发动机不平衡（发动机转速一、二次）扭矩变动（发动机转速各谐次）发动机燃气爆发脉冲（气缸数/2）传动轴不平衡（传动轴转速一次）万向节不等速（传动轴转速二次）路面不平度（根据不同路面条件）以轿车为例，按频域分类将部分NVH特性情况列于下表。表1-1传动系统的NVH特性频率域激振力振动形式线性、非线性发生现象2-10Hz发动机扭矩变化扭转线性颤动（振动）2-10Hz离合器的非线性扭转非线性震颤（振动）10-20Hz传动轴折弯角扭转（弯曲）非线性起步时振动20-50Hz发动机扭矩变化扭转线性振动（隆隆声）20-50Hz旋转不平衡弯曲线性振动（隆隆声）50-80Hz发动机扭矩变化扭转线性传动系扭转振动（隆隆声）50-80Hz传动轴折弯角扭转非线性传动系扭转振动（隆隆声）100-200Hz发动机往复惯性力弯曲线性动力总成,传动轴弯曲振动（隆隆声）400-2kHz偏轴伞齿轮/啮合力弯曲/扭转线性传动轴弯曲振动（隆隆声）发动机内部的燃烧过程和结构振动所产生的噪声，是通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射的。根据发动机表面噪声产生的机理，又可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂，主要是由于气缸内周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。机械噪声是发动机工作时各运动件之间及运动件与固定件之间作用的周期变化的力所引起的，它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。一般说来，在低速时，燃烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。车用发动机的辐射噪声频率范围主要在500-3000Hz内，而其主要噪声辐射部件的临界频率大致在500-800Hz范围内。对于发动机噪声的评价，除考虑其辐射噪声声能量总水平外，还应考察以下噪声特性：噪声级及其随发动机工作状态的变化关系，发动机周围空间各点噪声级数值的分布状态，空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程各阶段的瞬时声压级。通过这些信息，不但可以比较和评价发动机辐射噪声的大小，还可以深入研究辐射声能在频率上的分布情况，判断发动机工作循环中辐射声最大的阶段，以便分析产生高噪声的原因，提高噪声控制措施并比较和评价这些措施的有效性和经济上的合理性。轮胎噪声的主要产生机理，按声源的激励性质不同，轮胎噪声主要产生机理可分三大类：（1）气流生机理。随着轮胎的滚动，在与路面接触区，花纹沟内空气不断地被吸入与挤出，由此形成“空气泵”噪声，这是横向花纹的一种主要噪声机理。此生源为作起伏变化的气体，属气流噪声。（2）机械声机理。由胎面花纹块不断撞击路面、轮胎结构的不均匀性以及路面的不平性等因素激发机械噪声，是光面胎及纵向花纹的主要噪声源。（3）滤波放大机理。轮胎与路面接触处形成喇叭口几何体，对上述噪声起着滤波放大作用。另外，胎面花纹沟与路面所围管道内的空气共振以及轮胎花纹块离开路面处形成的亥姆霍兹共振效应主要为袋状沟的噪声机理。除了发动机和轮胎以外，传动系噪声来源于变速齿轮啮合引起的振动和传动轴旋转振动。一般采取的措施是:一是选用低噪变速器,二是发动机与变速箱及后桥主减速器等部件与底盘用橡胶垫进行柔性连接,从而达到隔振的目的;三是控制转动轴的平衡度,降低扭转振动。3.汽车传动系统NVH研究状况3.1传动系统弯曲振动研究车辆传动系统弯曲振动在很大范围的频率内对车辆振动和噪声的产生有重要的影响，在低频率段内的刚体振动直接影响车辆的乘坐舒适性，而在高频率段内的弹性振动将会引起车辆的结构共振和声学共振。国内外对传动系统的弯曲振动研究起步较早，在理论和实验研究方面都取得了相当进展。一种行之有效的理论建模方法是建立离散的集中质量、弹簧及阻尼器组成的动力学模型。这种建模方法及其实用性已为大量的计算和试验分析结果所证实,并且已总结出了确定模型集中质量、弹性和阻尼的一般原则,能有效地用于分析解决车辆动力传动系弯曲振动问 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 。後藤进[15]在1965年建立了具有11个自由度的动力传动系的弯曲振动力学模型,并通过试验验证,试验结果和计算结果取得较好一致性。小林明[16]也建立了动力传动系弯曲振动多自由度力学模型,指出系统的弯曲振动是由发动机运动部件往复惯性力、传动轴的不平衡等引起的,并通过实验测定有关参数值,计算系统的固有频率、振型。隋军[17,18]建立包括动力总成及传动轴的5个自由度的弯曲振动力学模型,计算系统的固有振动特性和响应,指出动力总成的弯曲振动是汽车飞轮壳损坏的主要原因。与此同时，另一种行之有效的试验建模方法随着日臻完善的试验模态分析技术有了飞速发展，在动力传动系弯曲振动特性的研究中得到广泛应用。试验模态分析在传动系弯曲振动特性研究中的应用,经历了从单个总成发展到多个总成直至整个动力传动系的过程。隋军[18]、张建文[19]对动力传动系动力总成进行了试验模态分析,认为动力总成的弯曲振动是造成汽车离合器壳开裂的主要原因。余龄[20]利用试验模态分析技术测定了包括动力总成及传动轴的组合系统的一阶弯曲振动频率。张金换[21]则通过模态试验分析研究动力传动系传动轴的临界转速。孙方宁[22,23]、俄延华[24]在整车条件下,对动力传动系弯曲振动进行模态试验,得到整个动力传动系弯曲振动的模态参数。高云凯[25]在台架及整车条件下,对汽车动力总成弯曲振动试验模态分析中的非线性特性进行研究,结果表明这一非线性特性仅存在于整车条件下的试验模态分析。试验模态分析具有快速、简便地识别结构固有特性的特点,但其精度主要取决于试验者的经验和所使用的测试仪器及分析程序。模态综合法是对动力传动系弯曲振动进行分析的有效方法,其基本思想是将传动系分为若干个子系统,在完成对各子系统的模态分析后,建立自由模态的综合方程,再利用平衡条件和约束条件将自由度简化,最后获得一个自由度大为缩减又保持了系统特性的运动方程,即组合系统方程。孙方宁[22,23]将一大型客车动力传动系划分为五个子系统,通过试验模态分析获得各子系统的模态参数,然后利用模态综合方法建立整个系统的理论分析模型,编制计算程序,对该大型客车动力传动系弯曲振动的固有振动特性进行计算,并在激振试验台上进行整个动力传动系弯曲振动的试验模态分析,结果表明理论计算和试验结果具有很好的一致性。应用模态综合方法,只需获得动力传动系各子系统的模态参数,就可以通过计算分析给出整个动力传动系的模态参数,而不必对整个动力传动系进行模态试验,但各子系统的模态参数还需通过计算或模态试验获得。在车辆动力传动系弯曲振动的研究中,有限元方法(FEM)也逐步引起人们的重视,应用有限元方法不仅可以获得较精确的力学模型和充分的分析信息,便于进一步进行结构优化设计分析,而且能在结构设计和改进设计阶段预估其振动特性,提出改进 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 。隋军[17,18]应用有限元方法建立了飞轮壳及离合器壳的有限元模型,计算了飞轮壳及离合器壳的等效螺旋弹簧刚度。高云凯[25,26]建立了一种轻型客车动力传动系弯曲振动有限元模型,计算分析了其弯曲振动固有频率和固有振型,并进行动力总成弯曲振动固有频率对离合器壳厚度等结构参数的灵敏度分析,为结构修改提供了依据。但由于车辆动力传动系的结构复杂,许多边界条件难以确定,目前有限元分析方法,还仅局限于动力传动系的各总成弯曲振动分析,建立整个动力传动系弯曲振动的有限元分析模型还较困难。传动系统扭转振动研究车辆传动系又是一个多自由度的扭转振动系统,当来自发动机、路面以及由于车轮不平,便会发生扭转共振,此衡产生的周期性扭转激励的频率与传动系扭振系统的固有频率一致时时在动力传动系中的某些区段往往产生很大的共振载荷,甚至在齿轮副、花键副间出现敲击从而影响车辆动力传动系零部件的工作可靠性和产生令人不适的噪声,同时还可能引起车身垂向和纵向振动,影响乘坐的舒适性。因此,建立传动系扭转振动分析模型,揭示其扭振特性寻求降低扭振影响措施,是车辆工程的重要研究课题之一。从20世纪初，人们开始注意到内燃机动力装置中实际存在的扭振问题的时候起，一直到50年代，是扭振研究的初期阶段。在1900年前后，各种断轴事故的分析报告及有关文章逐渐出现，扭振现象引起了关注和逐渐深入的研究。1916年德国盖格尔（Geiger）发表了用机械式盖格尔扭振仪测量轴系扭振动的文章，使扭转振动的研究开始进入实测和试验阶段，并逐步形成计算分析和处理扭振实际问题的一套经验上的和初步理论上的方法。E.J.Nestorides著的《扭振手册》是对这一时期扭振研究成果的相当完整的总结。在这一时期中，自由扭转振动计算主要使用霍尔茨（Holzer） 表格 关于规范使用各类表格的通知入职表格免费下载关于主播时间做一个表格详细英语字母大小写表格下载简历表格模板下载 法或托列者都属于共振计算的近似方法，对非共振区的振幅、应力等的计算缺乏有效的办法。从60年代到80年代，是扭振研究全面蓬勃发展时期，一方面由于计算机技术的发展和广泛应用，为扭振研究的全面发展奠定了物质基础，另一方面由于内燃机不断向高速高功率强化发展，汽车结构向轻量化方面发展，使扭振更剧烈，更易造成断轴、传力螺栓失效和啮合齿轮齿折断等事故，同时人们对汽车的舒适性、可靠性要求不断提高，有关注规对汽车内外噪声的限制也日益严格，这些因素为扭振研究的全面发展提供了巨大原动力。传动系的扭振特性研究,一般是以理论计算分析为主,即根据简化前后系统的动能和势能保持不变的原则,将系统简化为由无弹性的惯性盘和无质量的弹性轴组成的当量系统,建立相应的动力学模型和数学模型,测定系统各零部件的结构参数,计算扭转振动固有特性。所建模型由最初的3个自由度简单模型发展到现在的多个自由度的更接近实际系统的扭转振动分析模型,考虑的激励也由过去的单个确定性激励发展到现在的多个确定性激励和随机性激励。进行车辆动力传动系扭振固有特性和强迫扭振计算,还必须确定系统振动分析模型中的各参数,而阻尼参数的确定一直是难以解决的问题,原因是目前对阻尼的机理尚未研究透彻阻尼受许多因素的影响,而到目前为止没有一种公认可靠的方法,因此在确定阻尼时往往先作出某种假设来简化或综合阻尼。在车辆动力传动系扭转振动阻尼的研究中,对发动机的粘性阻尼研究较多,并提出了以发动机结构参数来确定发动机各缸线性外阻尼的经验公式,然而动力传动系其他部件总成阻尼系数的确定更为困难,绝大多数的阻尼研究仅仅停留在理论探讨以及对模态坐标下阻尼比的识别,而物理坐标下的阻尼系数往往是根据经验数据来选取,这给动力传动系扭振固有特性和强迫扭振计算带来一定的局限性和不确定性。目前车辆动力传动系扭转振动特性的理论计算分析方法已较为成熟,所建模型具有较高的精度,所采用的计算程序快捷高效,基本能够分析、解决车辆动力传动系的扭转振动问题,如果能在模型的阻尼系数等参数的确定方面有新的突破,该理论计算分析法将得到更为广泛的应用。近年来,伴随测试技术和数据处理技术的迅速发展,一些学者也在尝试将试验模态分析和模态综合技术应用于车辆传动系扭转振动的研究，使得对传动系扭转振动的试验研究也取得明显进展[27-31]。张准[29]、彭玉莺[30]探讨将试验模态分析用于轴的扭振特性研究,并对内燃机曲轴飞轮系统扭振进行复模态分析,建立了系统的模态模型,研究结果表明将试验模态分析用于轴的扭振特性研究是可行的,但由于试验模态分析所需的扭转振动激励的产生和响应信号的采集较困难,所以试验模态分析技术在轴的扭振特性研究中并未得到广泛应用。车辆传动系各总成的联结形式十分复杂,其边界条件难以确定,故试验模态分析和模态综合技术在动力传动系扭转振动研究的运用,还没取得实质性的进展。传动系扭振特性的试验研究,目前主要采用路试法和转鼓试验台法。传动系扭振特性研究的路试法[27],是利用负荷拖车或使车辆在坡道上挂上某档缓慢加速到该档的最高车速,通过处理所记录的动力传动系特定轴段的扭矩信号,利用共振原理,来识别动力传动系在该档的扭转固有频率。路试法虽可在真实使用条件下测定动力传动系的扭振特性,但如无负荷拖车,则因发动机负荷较小,激振力矩较弱,动力传动系的扭振响应微弱,不易分析出明显的共振工况。传动系扭振特性研究的转鼓试验台法[31],是在转鼓试验台上做动力传动系扭振特性试验由于加减负荷等试验条件容易控制,因此可方便地测定不同档位、各种转速下对应不同强度的稳态响应,较为精确地识别出系统的固有频率。转鼓试验台法的缺点是:当转鼓试验台的固有频率在动力传动系一阶固有频率附近时,会扩大低频区的激振频率范围,不利于研究车轮不平衡对动力传动系扭振的影响传动系弯振动扭耦合研究所谓车辆传动系弯曲、扭转振动耦合,是指其弯曲振动系的弯曲振动和扭转振动系的扭转振动之间的相互影响。车辆传动系的弯曲振动和扭转振动不仅有各自的固有振动特性,而且存在振动耦合现象,随着动力传动系振动特性研究的进一步深入,动力传动系的弯曲、扭转振动耦合对其振动特性的影响,已开始为人所关注,成为又一个研究发展方向。车辆传动系弯曲、扭转振动耦合机理是很复杂的,後藤进[15]认为动力传动系弯曲振动系和扭转振动系在驱动桥主减速器处形成耦合,当主减速器主动齿轮将驱动扭矩传到从动齿轮上时,由于扭矩的反作用,主动齿轮在旋转的同时兼作上下方向的运动,使驱动桥围绕半轴作回旋振动,反之,当驱动桥由于外部激励产生回旋振动时,也同样会对动力传动系扭转振动施加扭转激励。鲁统利[32]、楼黎明[33]认为由于路面激励等因素引起驱动桥垂向振动,使得驱动轮和路面间垂向作用力变化,地面对驱动轮的切向作用力也相应变化,从而通过驱动轮对扭转振动施加扭转激励力矩,因此,驱动桥等的垂向振动与动力传动系的扭转振动形成耦合。对于车辆传动系这样一个复杂的振动系统,同时它又受发动机、路面激励等多种激励的影响,传动系弯曲、扭转振动存在各种不同形式的耦合,目前对于动力传动系弯曲、扭转振动耦合机理还有待进一步深入研究。,是建立全面考虑弯曲、扭转振动及其相互间振动耦合的动力传动系振动综合分析模型掌握分析整个动力传动系振动特性的前提,目前有关动力传动系综合分析模型是采用理论建模方法建立的。後藤进[15]等认为动力传动系弯曲、扭转振动在驱动桥主减速器处形成耦合并在此基础上建立了包括具有11个自由度的弯曲振动系统和具有4个自由度的扭转振动系统的动力传动系振动综合模型,计算该模型的固有频率、振型,并通过试验加以验证。南孝则[34]、铃木康郎等人[35]也基于传动系弯曲、扭转振动在驱动桥主减速器处形成耦合的假设建立了考虑弯曲、扭转振动及其相互间耦合的动力传动系振动的多自由度模型。目前有关的动力传动系模型,都是基于弯曲、扭转振动在驱动桥主减速器处形成耦合的假设,且所考虑的外界激励不全面,建模方法单一,未能取得令人满意的精度。