,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院吉林大學(xué)汽車動態(tài)模擬國家重點實驗室王登峰,汽車NVH分析與控制技術(shù),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、國內(nèi)汽車NVH研究現(xiàn)狀,3、汽車噪聲源識別方法與應(yīng)用,4、車架和車身的低頻聲振分析匹配,5、汽車中高頻噪聲的SEA分析方法與應(yīng)用,2、聲學(xué)基礎(chǔ),7、客車噪聲分析控制技術(shù)舉例,6、關(guān)鍵零部件噪聲控制-風(fēng)扇,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,一、國內(nèi)汽車NVH研究現(xiàn)狀,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、必要性和意義,噪聲污染是世界公認(rèn)的三大污染源之一；汽車作為一種流動的噪聲污染源危害更大；噪聲對駕乘人員聽力、健康產(chǎn)生損害；為了保護(hù)環(huán)境和駕乘人員的身心健康，保證汽車工業(yè)可持續(xù)健康發(fā)展，各國都制定出相應(yīng)的法規(guī)或標(biāo)準(zhǔn)，來控制汽車噪聲對環(huán)境的污染和對人體危害；汽車噪聲標(biāo)準(zhǔn)或法規(guī)的越來越嚴(yán)格，以及用戶對汽車乘坐舒適性越來越高的要求，是對汽車NVH分析與控制研究工作的持續(xù)推動力。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2、汽車噪聲法規(guī)和標(biāo)準(zhǔn),GB1495-2002汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法,1）中國,車外,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,ECER51規(guī)定的汽車加速行駛車外噪聲限值,2）歐洲,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,3）美國：因各州有獨立立法權(quán)，規(guī)定的汽車噪聲限值標(biāo)準(zhǔn)各不相同，N2車左右兩側(cè)最大噪聲源的1/3倍頻程頻譜圖的聲強(qiáng)級隨頻率分布特性相近，最大聲強(qiáng)值出現(xiàn)在1250Hz處，兩側(cè)的最大噪聲是由同一噪聲源輻射所致，從而為車外噪聲的有效控制指明了方向。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,5、轎車車內(nèi)噪聲源聲強(qiáng)識別與降噪,轎車車內(nèi)聲強(qiáng)測量網(wǎng)格布置,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,儀表板處聲強(qiáng)掃描測量結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,駕駛員側(cè)防火墻的聲強(qiáng)掃描測量結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,副駕駛側(cè)防火墻的聲強(qiáng)掃描測量結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,防火墻處同類車型吸隔聲處理的對標(biāo)分析,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,防火墻處實施吸隔聲處理,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,（a）降噪前(b)降噪后,降噪前后駕駛員左踏板處聲強(qiáng)掃描結(jié)果的對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,（a）降噪前(b)降噪后,降噪前后儀表板處聲強(qiáng)掃描結(jié)果的對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,改進(jìn)前后不同車速下車內(nèi)噪聲的對比分析,2020/5/16,57,可以對汽車的車外噪聲源進(jìn)行識別，汽車行駛時，由N個傳聲器組成的陣列（傳聲器的間距為y）豎立不動。據(jù)相對運動關(guān)系假定上述過程中汽車不動，則傳聲器陣列相對汽車勻速運動。由N個傳聲器得到的連續(xù)采樣信號組成的平面H就可以稱作掃描全息面。根據(jù)全息面上的聲壓級分布，經(jīng)過聲場變換就可以求得重建面（近場或遠(yuǎn)場）上的聲壓級分布，并據(jù)此對汽車的主要噪聲源進(jìn)行識別。,聲全息法噪聲源識別測量方法示意圖,2、聲全息方法方法,2020/5/16,58,聲全息法噪聲源識別測量過程示意圖,全息面構(gòu)造示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,試驗儀器,振動噪聲數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)；由15個傳聲器構(gòu)成傳聲器陣列，傳聲器間距為10cm。,自制傳聲器陣列,試驗在消聲室內(nèi)轉(zhuǎn)鼓試驗臺上進(jìn)行；近場測量網(wǎng)格共15行45列，距車體65cm；網(wǎng)格間距為10cm，最下面一行網(wǎng)格距地面10cm；參考傳聲器1位于8行10列，參考傳聲器2位于8行30列；試驗工況為二檔60km/h。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,近場聲全息試驗現(xiàn)場,1）某車型近場聲全息測量試驗,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車左側(cè)近場2D等聲壓級圖,車右側(cè)近場2D等聲壓級圖,2020/5/16,62,聲全息方法車外噪聲源識別結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車左側(cè)近場3D等聲壓級圖,車右側(cè)近場3D等聲壓級圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車左側(cè)聲場變換遠(yuǎn)場2D等聲壓級圖,車右側(cè)聲場變換遠(yuǎn)場2D等聲壓級圖,變換到遠(yuǎn)場距汽車縱向?qū)ΨQ面7.5m處的結(jié)果。,變換面上距地面1.2m處的左右兩側(cè)聲壓級，其中左側(cè)為68.8dB（A），右側(cè)為69.4dB（A）；最后取車左右兩側(cè)聲壓級的平均值作為加速行駛車外噪聲預(yù)測數(shù)據(jù)，即為69.1dB（A）。,車外動態(tài)加速噪聲預(yù)測STSF,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1）車外最大動態(tài)加速噪聲分析結(jié)果與驗證,汽車加速行駛車外噪聲測量場地及聲級計的布置,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,按GB1495-2002測量汽車加速行駛車外最大噪聲,STSF預(yù)測69.1dB(A)與試驗值只相差1.2dB(A)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,四、車架和車身低頻聲振分析匹配,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1）車架有限元模型,用四邊形板單元建模將鉚釘和螺栓簡化為節(jié)點，節(jié)點之間用剛體單元連接，自由度表示為XYZ三向移動；上下相對焊點視為節(jié)點，用剛體單元連接，自由度為XYZMXMYMZ。,1、車架NVH分析匹配,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2）鋼板彈簧的邊界條件簡化處理,把鋼板彈簧簡化兩個螺旋彈簧和剛體單元：將螺旋彈簧用桿單元模擬，螺旋彈簧與車架的連接用剛體單元模擬，自由度為XYZ，用剛體單元連接兩桿底部，自由度為XYZMXMYMZ。,K1=KL2/(L1+L2)K2=KL1/(L1+L2)K1+K2=K,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,3）彎曲工況車架約束模型,前鋼板彈簧的兩個支撐點約束XZMXMZ四個自由度；后鋼板彈簧的兩個支撐點約束ZMXMZ三個自由度；鋼板彈簧與縱梁連接的一側(cè)4個節(jié)點約束YMZ二個自由度；在車架后橫梁中心線上選擇一點約束XMZ二個自由度。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,4）車架的有限元模態(tài)分析結(jié)果,車架一階彎曲模態(tài),車架一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)圖,車架固有振動頻率模態(tài)有限元計算結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,6）實車空載狀態(tài)下車架試驗?zāi)B(tài)分析,在整車空載狀態(tài)下，將20個ICP加速度傳感器依次對稱布置在試驗樣車車架的兩縱梁上，拾振方向為z方向；激振點選在車架前部右側(cè)，試驗使用多點激振模態(tài)分析系統(tǒng)，采用MIMO的激勵方式，使用猝發(fā)隨機(jī)信號，掃描頻率范圍為1-100Hz。,車架拾振點布置圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車架固有頻率及振型描述(單位:Hz),車架頻率為4.38Hz時振型圖,車架頻率為7.44Hz時振型圖,各固有頻率均較低；若滿載上述頻率會更低。有限元計算結(jié)果與試驗結(jié)果誤差在3%范圍之內(nèi)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,對標(biāo)車架試驗?zāi)B(tài)分析結(jié)果,7）車架振動性能的對標(biāo)分析,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,從表中可以看出，1）對標(biāo)車型車架前端模態(tài)的振幅很??；2）各階模態(tài)的節(jié)點幾乎都位于同一位置附近；3）便于將發(fā)動機(jī)和駕駛室的前懸置都選在這個點上，從而使發(fā)動機(jī)和駕駛室的振動顯著減小。對標(biāo)車型發(fā)動機(jī)怠速為540轉(zhuǎn)/分，1/2階的激勵頻率是4.5Hz，1階的激勵頻率是9Hz，3階的激勵頻率是27Hz。頻率最低的彈性體1階扭轉(zhuǎn)頻率為10.76Hz，高于發(fā)動機(jī)1/2階和1階頻率，低于發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的3階的激勵頻率。對標(biāo)車型車架在30-60Hz之間只有一個1階彎曲頻率（33.86Hz）和模態(tài)，車架這一模態(tài)其前部振幅較小，所以說，對標(biāo)車型的車架基本上可以避開發(fā)動機(jī)和路面激勵對車架的影響。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,本車型車架前部是各階模態(tài)振型的較高的點，這樣只要發(fā)動機(jī)的階次振動與車架的彈性體模態(tài)相接近，就會激勵起車架劇烈的振動。同時車架也會將這些振動最大限度地傳遞給駕駛室懸置系統(tǒng)。本車型發(fā)動機(jī)怠速為600轉(zhuǎn)/分，1/2階的激勵頻率是5Hz，1階的激勵頻率是10Hz，3階的激勵頻率是30Hz。車架的1階扭轉(zhuǎn)頻率4.38Hz與發(fā)動機(jī)怠速1/2階的激勵頻率接近，車架的1階彎曲頻率7.44Hz與發(fā)動機(jī)怠速的1階激勵頻率也較接近。這將嚴(yán)重惡化車架與整車的振動性能，需要對車架的振動特性進(jìn)行改進(jìn)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,對標(biāo)車型,本車,對標(biāo)車型和本車型緩加速工況下駕駛室底板z方向振動加速度比較,本車型從1400轉(zhuǎn)/分（紅線位置）開始，振動突然加大，車架的1階扭轉(zhuǎn)和彎曲頻率與發(fā)動機(jī)怠速的1階激勵頻率接近是其中的主要原因之一；對標(biāo)車型在額定轉(zhuǎn)速范圍（紅線以左）內(nèi)，振動水平基本上是一致的。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,商用車車架NVH匹配設(shè)計原則：應(yīng)將發(fā)動機(jī)和駕駛室懸置盡可能布置在車架主要彈性體模態(tài)的節(jié)點附近；實車狀態(tài)下車架彈性體1階扭轉(zhuǎn)頻率應(yīng)高于發(fā)動機(jī)1/2階和1階頻率，低于發(fā)動機(jī)的3階激勵頻率。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1）駕駛室白車身的有限元建模與低頻模態(tài)分析,模型規(guī)模：共包含：334282個節(jié)點325541個單元其中含2099個MPCs單元。,駕駛室白車身有限元模型,對其進(jìn)行自由自由狀態(tài)下的有限元模態(tài)分析，得到其固有振動的頻率和模態(tài)。,駕駛室白車身的模態(tài)分析與評價,2、駕駛室低頻聲振分析與匹配,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,模態(tài)試驗流程圖,試驗采用多點激勵方式，激勵頻率為0-200Hz。左右前縱梁用彈簧支撐、后橫梁用充氣內(nèi)胎支撐、最高剛體模態(tài)頻率為3.83Hz，遠(yuǎn)小于車身結(jié)構(gòu)的第一階彈性頻率20Hz，故可認(rèn)為是自由支撐。輸入信號為猝發(fā)隨機(jī)信號，采用Hanning窗以減少泄漏誤差。采用平均處理減少測量誤差，每次測試平均30次。為了減少傳感器對車身的附加質(zhì)量，每次每個面只測12個響應(yīng)點。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,測點的布置,取兩個激振點，激振頻率為0200Hz，頻率間隔為0.195Hz。響應(yīng)點布置在車身骨架交接處，盡量避開各主要模態(tài)節(jié)點位置。測點分布均勻，能反映出結(jié)構(gòu)的幾何特征。共取137個測點，建立響應(yīng)點布置圖。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,有限元分析模態(tài)一階扭轉(zhuǎn)振型,試驗?zāi)B(tài)一階扭轉(zhuǎn)振型,主要振型比較,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)的振型相關(guān)性分析,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,3）駕駛室白車身模態(tài)分析、評價與應(yīng)用,駕駛室白車身的模態(tài)分結(jié)果主要用于駕駛室開發(fā)設(shè)計階段與國內(nèi)外性能先進(jìn)的同類駕駛室白車身進(jìn)行對標(biāo)分析。由于商用車駕駛室的長、寬、高尺寸接近，其一階彎曲模態(tài)往往不明顯、甚至在低頻段不出現(xiàn)；其一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)成為評價駕駛室性能的重要參數(shù)。商用車駕駛室白車身一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)用于衡量駕駛室整體抗扭剛度，過低駕駛室的整體剛度不足，過高會導(dǎo)致駕駛室重量加大，不符合輕量化設(shè)計原則。駕駛室白車身設(shè)計的目標(biāo)之一，就是在控制駕駛室重量的前提下，通過優(yōu)化駕駛室的骨架設(shè)計，使駕駛室的一階扭轉(zhuǎn)頻率盡可能提高。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,駕駛室內(nèi)部聲腔有限元建模與模態(tài)分析,1）駕駛室內(nèi)部聲腔的有限元建模,無座椅的聲腔有限元模型，不考慮座椅、臥鋪和儀表板等的影響。,帶座椅的聲腔有限元模型，考慮座椅、臥鋪和儀表板等的影響。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,駕駛室內(nèi)部聲腔的前3階振型,a)第一階橫向模態(tài)b)第一階橫向模態(tài),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖3-6聲固耦合系統(tǒng)簡化模型,聲腔模型外表面有1052個節(jié)點，全部與結(jié)構(gòu)模型的節(jié)點相耦合；耦合系統(tǒng)中共有5665個節(jié)點、4860個單元，其中1500個四邊形單元，3360個六面體單元。,駕駛室聲固耦合模型情況：,駕駛室聲固耦合有限元建模與模態(tài)分析,1、駕駛室聲固耦合有限元建模,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,a)耦合系統(tǒng)模態(tài)b)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)模態(tài),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,a)耦合系統(tǒng)中聲腔模態(tài)b)聲腔模型的模態(tài),圖3-24耦合系統(tǒng)中聲腔模型與聲腔簡化模型的模態(tài)對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,聲腔聲學(xué)模態(tài)試驗儀器連接示意圖,試驗在消聲室內(nèi)進(jìn)行，駕駛室前端用兩根彈簧支承，后橫梁處用充氣內(nèi)胎支承，在彈性元件與駕駛室接觸處加橡膠墊片；信號發(fā)生器發(fā)出正弦掃描激勵信號，激勵頻率為0-400Hz，經(jīng)放大通過揚聲器激勵車內(nèi)空腔振振動；采用多個傳聲器同時測量車內(nèi)測點的聲壓響應(yīng)信號，利用試驗?zāi)B(tài)分析系統(tǒng)計算傳遞函數(shù)，識別聲腔聲學(xué)模態(tài)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,聲腔測點的分布,各測點之間的間隔為200mm，空腔測點總數(shù)為444個，分組進(jìn)行測量。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表4.2試驗與仿真前四階聲學(xué)模態(tài),a)第一階橫向b)第一階橫向,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,駕駛室聲固耦合振動特性的分析和評價,內(nèi)飾駕駛室聲固耦合系統(tǒng)的振動特性，可用于對商用車實車狀態(tài)下駕駛室的振動性能進(jìn)行分析與評價。駕駛室聲固耦合系統(tǒng)的整體模態(tài)對應(yīng)的主要低階固有頻率，應(yīng)避開發(fā)動機(jī)怠速、一般公路常用行駛車速60-70km/h和高速公路行駛速度90-110km/h對應(yīng)轉(zhuǎn)速下的不平衡慣性力激勵，對于直列六缸柴油發(fā)動機(jī)為3階不平衡慣性力，以免駕駛室和方向盤因共振而產(chǎn)生抖振現(xiàn)象。內(nèi)飾駕駛室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)振型是駕駛室阻尼減振材料布置的重要依據(jù)，阻尼減振材料應(yīng)布置在駕駛室結(jié)構(gòu)振動的最大應(yīng)變能發(fā)生部位，才能發(fā)回其效用。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、白車身有限元模型的建立,模型包括27858個節(jié)點、33200個單元,3、轎車車身聲振分析匹配,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2、車身超單元模型和柔體車身的建立,超單元共有13個外點,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,3、前懸架子系統(tǒng)多體模型的建立,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,4、后懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、輪胎子系統(tǒng)模型的建立,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,5、底盤模型和整車剛彈耦合系統(tǒng)模型,底盤模型,整車模型,6、路面模型,雙對數(shù)坐標(biāo)下B級路面的功率譜密度曲線,在ADAMS軟件中利用反譜計算公式得到路面不平度:,再將得到的路面不平度做成B級路面供平順性分析時使用如圖所示，B級路面激勵譜的數(shù)學(xué)表達(dá)式分別為：,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,8、車身質(zhì)心垂直方向加速度信號,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,9、車身與懸架連接點處垂直方向作用力,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,10、帶有座椅時的車身結(jié)構(gòu)有限元模型,共29936節(jié)點35490單元,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,11、車室空腔模型,有座椅,無座椅,2222個節(jié)點1820個單元,2516個節(jié)點2136個單元,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,12、內(nèi)飾吸聲材料的有限元模型,（a）頂棚（b）腳踏板（c）地板,（d）側(cè)圍（e）座椅（f）衣帽架,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,13、在聲腔表面加吸聲單元得到內(nèi)飾聲腔有限元模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,14、車室聲固耦合系統(tǒng)模型,界面上1232個節(jié)點全部耦合,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車身結(jié)構(gòu)扭轉(zhuǎn)模態(tài)車身結(jié)構(gòu)彎曲模態(tài),15、白車身結(jié)構(gòu)的有限元模態(tài)分析,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,16、車室空腔的模態(tài)分析,（a）空腔第一階縱向模態(tài)（b）空腔第一階橫向模態(tài),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,17、車身結(jié)構(gòu)與空腔耦合有限元模型的模態(tài)分析,（a）耦合系統(tǒng)振動模態(tài)（b）車身結(jié)構(gòu)振動模態(tài),耦合系統(tǒng)與車身結(jié)構(gòu),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,耦合系統(tǒng)與聲腔,（a）耦合系統(tǒng)模態(tài)（b）空腔系統(tǒng)模態(tài),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,18、車身12個連接點共同作用的車內(nèi)聲壓響應(yīng),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,19、發(fā)動機(jī)激勵下的車內(nèi)噪聲響應(yīng),駕駛員右耳聲壓頻譜圖,后排座椅聲壓頻譜圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,20、怠速工況駕駛員耳旁處聲壓仿真與試驗結(jié)果間的比較,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,21、車身結(jié)構(gòu)阻尼對車內(nèi)噪聲的影響,加入阻尼的車體骨架有限元模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,（a）車身振動模態(tài)（b）加入阻尼的車身振動模態(tài),加入阻尼對車身振動模態(tài)的影響,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車身結(jié)構(gòu)阻尼對車內(nèi)噪聲的影響,加入結(jié)構(gòu)阻尼對駕駛員右耳旁聲壓的影響,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,加入結(jié)構(gòu)阻尼對后座椅中間測點聲壓的影響,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,五、汽車中高頻噪聲的SEA分析方法與應(yīng)用,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、統(tǒng)計能量分析方法概述,圖4-1有限元、邊界元和統(tǒng)計能量分析法的應(yīng)用頻段范圍,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2、SEA方法輸入?yún)?shù)與輸出結(jié)果1）輸入?yún)?shù)子系統(tǒng)模態(tài)密度；子系統(tǒng)損耗因子；子系統(tǒng)間的耦合損耗因子；2）外部能量激勵地面對車身的激勵；動力總成對車身激勵；車身外空氣壓力波動能量激勵；發(fā)動機(jī)輻射聲波激勵；3）輸出各子結(jié)構(gòu)平均能量響應(yīng),2020/5/16,121,3、某轎車的子結(jié)構(gòu)劃分情況（共劃分為35個子系統(tǒng)）,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,統(tǒng)計能量分析模型圖,4、統(tǒng)計能量分析模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,100km/h勻速行駛時基礎(chǔ)車駕駛員耳旁噪聲預(yù)測與試驗對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,7、車用吸隔聲材料聲學(xué)性能測試裝置,阻抗管聲學(xué)材料測量系統(tǒng),吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,8、建立的車用吸、隔聲材料聲學(xué)性能數(shù)據(jù)庫,不同材料隔聲量曲線,不同材料的吸聲性能測試結(jié)果,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,隔熱墻施加隔聲阻尼材料前后車內(nèi)聲壓級對比,9、采取不同吸隔聲方案對車內(nèi)噪聲的影響,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,增加地板和擋泥板阻尼層前后車內(nèi)聲壓級對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,加厚隔熱墻前后車內(nèi)聲壓級對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,對衣帽架增加阻尼層和吸聲材料前后車內(nèi)聲壓級對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,10）采取綜合降噪措施車內(nèi)噪聲預(yù)測,改善車內(nèi)吸隔聲處理前后車內(nèi)聲壓級對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,六、汽車關(guān)鍵零部件低噪聲優(yōu)化設(shè)計,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇的低噪聲優(yōu)化設(shè)計,1）風(fēng)扇的三維實體建模,根據(jù)風(fēng)扇的幾何參數(shù)，用三維CAD軟件CATIA建立風(fēng)扇三維實體模型如圖6-1所示,圖6-1某風(fēng)扇的三維實體模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2）風(fēng)扇性能的風(fēng)筒試驗,1-集流器2-壓力計3-網(wǎng)柵節(jié)流器4-風(fēng)筒5-進(jìn)氣整流柵6-錐形接頭7-風(fēng)扇圖6-2風(fēng)扇的進(jìn)氣試驗裝置,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1-復(fù)合測壓計2-壓力計3-出氣整流柵4-風(fēng)筒5-錐形節(jié)流器6-錐形接頭7-風(fēng)扇圖6-3風(fēng)扇的出氣試驗,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-4風(fēng)扇通流區(qū)模型,按照風(fēng)扇性能的風(fēng)筒試驗方法，規(guī)定的要求建立風(fēng)扇的CFD仿真分析模型。,3）風(fēng)扇的CFD建模,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-5風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)流體區(qū)模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-1仿真模型各區(qū)域幾何參數(shù),圖6-6風(fēng)扇通流區(qū)網(wǎng)格圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-7風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)流體區(qū)網(wǎng)格圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,流場邊界和區(qū)域類型確定及仿真邊界條件設(shè)定,用FLUENT軟件來仿真計算冷卻風(fēng)扇的流場和聲場，主要區(qū)域類型包括三個：進(jìn)口、出口、壁面區(qū)域。氣流進(jìn)口設(shè)置為壓力進(jìn)口，出口設(shè)置為壓力出口，風(fēng)扇、通流區(qū)內(nèi)壁與流體相接觸的所有邊界均設(shè)為壁面區(qū)域。不考慮散熱器對空氣的加熱作用，流動介質(zhì)視為標(biāo)準(zhǔn)空氣。在進(jìn)口處給定流動總壓力為大氣壓力，流動方向為沿軸向流動。出口處沒有附加壓力作用，相對大氣壓力為0Pa。通流區(qū)的流動雷諾數(shù)在104，屬于湍流運動進(jìn)出口紊流度均設(shè)為0.5，采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)法來設(shè)置風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速為2100r/min，旋轉(zhuǎn)方向沿z軸正向，將質(zhì)量流率的監(jiān)測面設(shè)置在管道區(qū)出口處。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,4）風(fēng)扇仿真結(jié)果分析,圖6-8x0截面及葉片壁面上速度分布圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-9葉片壁面上的速度分布圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-10通流區(qū)流線,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-11監(jiān)測面靜態(tài)壓力云圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-12風(fēng)扇吸力面靜態(tài)壓力云圖,圖6-13風(fēng)扇吸力面靜態(tài)壓力云圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-14線型計權(quán)噪聲頻譜圖,圖6-15A計權(quán)1/3倍頻程頻譜圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,風(fēng)扇的出廠試驗標(biāo)定流率Q990m3/h，也就是不小于0.3369kg/s，仿真流率為0.3376kg/s，滿足了原風(fēng)扇要求，且二者誤差僅為0.2，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于5的誤差標(biāo)準(zhǔn)；風(fēng)扇出廠試驗標(biāo)定噪聲Lp70.5dB(A),噪聲仿真值為71.37dB（A），誤差為1.23，滿足5的誤差標(biāo)準(zhǔn)；上述分析表明風(fēng)扇的兩個主要指標(biāo)-流率和噪聲的仿真值與出廠試驗標(biāo)定值相差很小，從而說明了仿真模型分析結(jié)果是可信的。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,5）風(fēng)扇參數(shù)的優(yōu)化,葉片數(shù)的影響（原風(fēng)扇葉片數(shù)為5）,圖6-16不同葉片風(fēng)扇的三維實體模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-2不同葉片數(shù)風(fēng)扇質(zhì)量流率和A聲級值,圖6-17葉片數(shù)-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-18葉片數(shù)A聲級關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,輪轂比的影響（原風(fēng)扇輪轂比為0.3）,輪轂比為0.4,輪轂比為0.5,輪轂比為0.6,輪轂比為0.7,圖6-19不同輪轂比風(fēng)扇的三維實體模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-3不同輪轂比風(fēng)扇質(zhì)量流率和A聲級值,圖6-20輪轂比-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-21輪轂比-A聲級關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,葉型安裝角的影響（原始風(fēng)扇葉型安裝角為17）,表6-4不同葉型安裝角風(fēng)扇質(zhì)量流率和A聲級值,圖6-22葉型安裝角-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-23葉片安裝角-A聲級關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,轉(zhuǎn)速的影響（原始風(fēng)扇額定轉(zhuǎn)速為2100r/min）,表6-5不同轉(zhuǎn)速時質(zhì)量流率和A聲級的理論值和仿真值,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,圖6-24轉(zhuǎn)速-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-25轉(zhuǎn)速-A聲級噪聲關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,葉片間夾角的影響（原始風(fēng)扇為5葉片等夾角）,夾角為80-100-80-100,夾角為70-110-70-110,夾角為60-120-60-120,夾角為50-130-50-130,圖6-26不同葉片間夾角風(fēng)扇實體模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-6不等夾角風(fēng)扇質(zhì)量流率和A聲級值,圖6-27不等夾角-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-28不等夾角-A聲級關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,葉形和前傾角的影響（原始風(fēng)扇為等厚葉形、前傾角0度）,圖6-29CLARKy葉型,圖6-30用CLARK葉形前傾角為0風(fēng)扇,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-7CLARK葉形不同前傾角風(fēng)扇質(zhì)量流率和A聲級值,圖6-31前傾角-質(zhì)量流率關(guān)系圖,圖6-32前傾角-A聲級噪聲關(guān)系圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,6）優(yōu)化風(fēng)扇的仿真分析,表6-8風(fēng)扇的優(yōu)化設(shè)計參數(shù),圖6-33優(yōu)化風(fēng)扇三維實體模型,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表6-9風(fēng)扇參數(shù)優(yōu)化前后性能對比,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,七、客車噪聲分析控制技術(shù)舉例,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1、客車車內(nèi)噪聲標(biāo)準(zhǔn),客車內(nèi)部噪聲的大小反映其產(chǎn)品質(zhì)量和技術(shù)性能的高低，代表其聲學(xué)品質(zhì)的優(yōu)劣。直接影響客車的等級評定和產(chǎn)品銷售。國家交通、旅游等部門對營運客車的車內(nèi)噪聲分別制定了嚴(yán)格的限值要求。,1）交通部客車等級評定標(biāo)準(zhǔn)JT/T325-2006中，按客車大小和等級的不同，規(guī)定客車車內(nèi)勻速（50km/h）噪聲66dB(A)79dB(A)；2）建設(shè)部城市客車等級評定標(biāo)準(zhǔn)CJ/T162-2002城市客車分等級技術(shù)要求與配置中，按城市客車大小、用途和等級的不同，規(guī)定城市客車車內(nèi)勻速（50km/h）噪聲68dB(A)82dB(A)；3）上海市規(guī)定普通級和中級客車的車內(nèi)勻速噪聲不得大于78dB(A)，高級客車不得大于76dB(A)，超級客車不得大于75dB(A)。4）2004年GB7258-2004修訂版機(jī)動車運行安全技術(shù)條件中，只規(guī)定了汽車駕駛員耳旁噪聲聲級90dB(A)，以及客車車內(nèi)勻速噪聲（50km/h）79dB(A)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,5）根據(jù)“汽標(biāo)客字(2006)第04號”關(guān)于組織申報“國家標(biāo)準(zhǔn)制修訂計劃”的通知要求，國家客車質(zhì)量監(jiān)督檢驗中心2006年4月開始著手客車車內(nèi)噪聲限值及測量方法標(biāo)準(zhǔn)制定工作，現(xiàn)已完成起草，正處于征求意見階段。該標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定：,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2、客車車內(nèi)噪聲控制技術(shù)實例,1）客車車內(nèi)主要噪聲源,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,3、某客車車內(nèi)噪聲控制實例,1）車內(nèi)噪聲測量,按照國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T18697-2002聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法規(guī)定的要求測量了該客車在50km/h勻速行駛車內(nèi)噪聲。,表3-1某型發(fā)動機(jī)后置城市客車車內(nèi)噪聲的測量結(jié)果,按建設(shè)部城市客車等級評定標(biāo)準(zhǔn)CJ/T162-2002規(guī)定，后部噪聲超標(biāo)。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,2）車內(nèi)噪聲控制技術(shù)研究,發(fā)動機(jī)艙隔聲降噪,1-側(cè)圍骨架；2發(fā)動機(jī)艙隔墻；3發(fā)動機(jī)圖3-1某型后置發(fā)動機(jī)艙的結(jié)構(gòu)示意圖,發(fā)動機(jī)艙結(jié)構(gòu)與噪聲特性分析,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1-地板革；2-1mm厚鋼板；3-硬質(zhì)泡沫塑料；4-骨架方鋼；5-鋼絲網(wǎng)圖3-2原發(fā)動機(jī)倉隔墻的剖面示意圖,優(yōu)化前發(fā)動機(jī)艙隔墻結(jié)構(gòu)如下：A、隔墻上表面為方鋼管骨架覆1mm厚的鋼板，其上表面鋪地板革。B、梯形隔墻內(nèi)填有30mm厚的泡沫塑料。C、梯形隔墻下方為一網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)的鋼絲網(wǎng)覆蓋住泡沫塑料。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,原發(fā)動機(jī)艙隔墻在車身骨架間填有硬質(zhì)泡沫塑料，其目的是吸音和隔音。而鋼絲網(wǎng)只是起到固定硬質(zhì)泡沫塑料的作用，對吸音和隔音基本沒有多大效果。在汽車定置發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2200r/min時，在車身發(fā)動機(jī)艙外側(cè)測得的最大噪聲為108dB(A)。而在車廂內(nèi)后部位置測得的噪聲為86dB(A)，隔聲量為22dB(A)，可知隔墻具有一定的降噪效果，但不夠理想；填充材料吸聲系數(shù)較小，達(dá)不到吸聲效果。,表3-2幾種常見隔音材料的吸音系數(shù)對比表,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,發(fā)動機(jī)艙吸隔聲降噪改進(jìn)設(shè)計,（1）吸聲材料的選擇在發(fā)動機(jī)艙空間允許的條件下，盡量選擇兩種或兩種以上的吸音材料，不同的吸音材料對不同頻率噪聲吸音效果不同，兩種以上的材料組合使用，能取得較好的吸音效果。對于中、高頻噪聲，可采用多孔吸音材料，并加適當(dāng)?shù)淖o(hù)面層，對于寬頻帶噪聲，可在多孔吸音材料后留30-100mm厚的吸聲層。對于低頻帶噪聲，可采用穿孔板共振吸聲結(jié)構(gòu)，孔徑可取3-6mm。進(jìn)行吸聲處理時，應(yīng)滿足防火、防潮、防腐、防塵等工藝與安全方面的要求，還要兼顧便于裝配、性價比等要求。,吸聲設(shè)計,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,（2）吸聲設(shè)計步驟確定吸聲處理前發(fā)動機(jī)艙內(nèi)的噪聲特性；計算發(fā)動機(jī)隔墻吸聲降噪量Lp；由發(fā)動機(jī)艙內(nèi)平均吸聲系數(shù)和艙內(nèi)設(shè)置吸聲材料的面積，確定吸聲面的吸聲系數(shù)；由吸聲面的吸聲系數(shù)、選擇合適的吸聲材料或吸聲結(jié)構(gòu)、類型、材料厚度、安裝方式。,發(fā)動機(jī)艙內(nèi)隔墻吸聲量,式中A吸聲量；i-第i種吸聲材料的吸聲系數(shù)；Si-第i種吸聲材料的面積。,A=i*Si,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,發(fā)動機(jī)艙改進(jìn)設(shè)計后噪聲的降低量可近似計算為為：,式中改進(jìn)前的艙內(nèi)平均吸聲系數(shù)為A1；改進(jìn)后艙內(nèi)平均吸聲系數(shù)為A2。,1-地板革；2-骨架方鋼；3-1mm厚鋼板；4-聚氨酯發(fā)泡層；5-復(fù)合鋁箔吸音棉；6-圓孔吸音鋁板圖3-3改進(jìn)吸音后的發(fā)動機(jī)艙隔墻剖面示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,隔聲設(shè)計,多層復(fù)合結(jié)構(gòu)隔聲是利用聲波在不同介質(zhì)分界面上產(chǎn)生反射的原理，采用分層材料交替排列構(gòu)成。多層復(fù)合材料要求各層材料要軟硬相隔，同時利用夾入層間的疏松柔軟層，或柔軟層中夾入金屬板之類的堅硬材料，來減弱板的共振與吻合頻率區(qū)域聲能的輻射，進(jìn)行多層復(fù)合結(jié)構(gòu)的隔聲設(shè)計時應(yīng)注意的問題：層數(shù)不必過多，一般3至5層，相鄰層間材料應(yīng)盡量采用軟硬結(jié)合的形式。提高薄板阻尼有助于改善隔聲量。對削弱共振頻率有顯著作用。由于多孔材料本身的隔聲能力較差，所以在它的表面粘一層輕薄材料時，可提高它的隔聲性能。多層復(fù)合結(jié)構(gòu)的隔聲量可近似計算如下：,R=18lg（m1+m2+m3）+12lgf-25+R,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,式中m1、m2、m3為各層板的面密度；f為入射聲波的頻率；R為空氣層的附加隔聲量空氣層厚度為50mm時，附加隔聲量大于5dB(A)，相當(dāng)于6mm厚的單層鋼板的隔聲量。它有利于提高隔聲效果，且能節(jié)省材料，降低重量。改進(jìn)的發(fā)動機(jī)隔墻隔聲結(jié)構(gòu)設(shè)計為：,地板革；2-木地板；3-1mm厚鋼板；4-聚氨酯發(fā)泡層；5-復(fù)合鋁箔吸音棉；6-圓孔吸音鋁板；7-骨架方鋼圖3-4發(fā)動機(jī)艙隔墻的剖面示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,阻尼減振降噪設(shè)計,對于大多數(shù)金屬板結(jié)構(gòu)，其本身的阻尼很小，而聲輻射效率很高。需要進(jìn)行附加阻尼處理，以便減小共振幅值，耗散振動能量。阻尼與板材的組合結(jié)構(gòu)有兩種形式：自由阻尼結(jié)構(gòu)和約束阻尼結(jié)構(gòu)。自由阻尼結(jié)構(gòu)：是將阻尼材料直接粘貼在需要減振的金屬板的一面或兩面，當(dāng)板振動和彎曲時，板和阻尼層可自由壓縮和延伸，從而使部分機(jī)械能損耗。自由阻尼結(jié)構(gòu)損耗因子與阻尼材料的損耗因子、基板和阻尼材料的彈性模量比、厚度比等有關(guān)。約束阻尼結(jié)構(gòu)：是將阻尼材料涂在兩層板材之間，當(dāng)金屬板振動和彎曲時，阻尼層受金屬板約束不能伸縮變形，主要受剪切變形，可耗更多的振動功能，比自由阻尼結(jié)構(gòu)有更好的減振效果。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,表3-3幾種阻尼材料的成分及值,在運用吸音、隔聲降噪設(shè)計的基礎(chǔ)上，再采用阻尼減震措施，得到如下圖3-5所示發(fā)動機(jī)隔墻的剖面示意圖。,1-阻尼膠片；2-地板革；3-木地板；4-骨架方鋼；5-鋼板；6-聚氨酯發(fā)泡層；7-鋁箔吸音棉；8-圓孔吸音鋁板圖3-5發(fā)動機(jī)艙隔墻的剖面示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,密封降噪設(shè)計,發(fā)動機(jī)艙處車身的密封性是整車隔音降噪的一項重要內(nèi)容，密封性不好，發(fā)動機(jī)噪聲就會通過孔縫傳入車內(nèi)，使車身的隔聲量大大下降。不僅不能降低噪聲，而且塵土、雨水都會侵入車內(nèi)，大降低了客車乘坐舒適性?？蛙囌嚸芊庠O(shè)計可分為防塵密封、防水密封和隔聲密封，其中隔聲密封是為乘客提供一個安靜舒適的乘坐環(huán)境，主要是針對發(fā)動機(jī)輻射的空氣傳聲。,后部車身底架發(fā)動機(jī)隔墻與側(cè)圍拼焊交接處的隔板間斷焊如有縫隙，會大大降低組合隔墻的隔聲量，采用打膠的方式進(jìn)行密封。,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1-方鋼骨架；2-封板；3-密封膠圖3-6封板密封示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,發(fā)動機(jī)后艙門降噪設(shè)計,1-艙門蒙皮；2-艙門骨架方鋼圖3-7改進(jìn)前發(fā)動機(jī)后艙門的剖面示意圖,1-艙門蒙皮；2-復(fù)合鋁箔吸音棉；3-艙門骨架方鋼；4-圓孔吸音鋁板圖3-8優(yōu)化后發(fā)動機(jī)后艙門的剖面示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,車身降噪設(shè)計,1）前圍降噪設(shè)計,1-前擋風(fēng)止口；2-前圍外蒙皮；3-玻璃鋼面板；4-方鋼圖3-9優(yōu)化前前圍剖面示意圖,吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院,1-前擋風(fēng)止口；2-前圍外蒙皮；3-玻璃鋼面板；4-方鋼；5-復(fù)合鋁箔吸音棉圖3-10優(yōu)化后前圍剖面示意圖