基于LMS Test Lab的车内异响诊断

合集下载

LMS发动机与车内振动噪声仿真分析方案

LMS b Acoustics发动机与车内振动噪声仿真分析技术方案LMS国际公司北京代表处致：潍柴动力股份有限公司对于发动机制造商来说，如何准确的预测发动机的辐射噪声，一直以来都是一个非常关键的技术问题。

如果具备了噪声预测技术，就可以有效地降低发动机开发的成本，缩短开发周期，并且可以有效的保证发动机的辐射噪声水平。

发动机辐射噪声很长时间以来都是LMS关注的一个焦点。

LMS已开发了很多专用技术，比如网格粗糙化和声学传递向量（A TVs），改进了分析结果的品质，并且加快了分析过程。

LMS b 数字发动机声学的激励力可以用LMS b Motion 进行多体动力学仿真分析得到，也可以从外部程序的仿真计算得出，还能从试验测量数据中获取。

利用多体动力学载荷数据和结构模型，可以对多工况下的结构表面振动进行评估，进而预测结构的辐射噪声。

发动机结构辐射噪声预测的整个过程被模块化地分为几个阶段，在每个阶段里客户都可以对发动机的设计进行评估或改进，从而有效的控制发动机的辐射噪声水平。

结合贵单位的技术需求，我们提供一套“发动机声学仿真分析技术方案”，请您们审阅。

目录1.前言 (4)2.方案综述 (4)2.1.LMS声学解决方案概述 (4)2.2.LMS发动机噪声解决方案的独特性 (5)3.系统功能与组成 (6)3.1.耦合声学边界元Coupled Harmonic BEM (7)3.2.声学有限元Harmonic Acoustic FEM (8)3.3.耦合声学有限元Coupled Harmonic FEM ..................................... 错误!未定义书签。

3.4.声学无限元Acoustic I-FEM........................................................... 错误!未定义书签。

3.5.传递损失Transmission Loss ........................................................... 错误!未定义书签。

基于LMS.Test.Lab的某车型排气噪声问题分析

级贡献较大。应用比利时ＬＭＳ公司的Ｔｅｓｔ．Ｌａｂ对上述问题进行了实验测试分析，通过更换不同状态的样件进行对比测试。结
果表车内噪声２阶贡献很大，降低排气口噪声２阶声压级对改善车内噪声有
一
个激励源所产生的在某种工况下的ＮＶＨ特性。车
内噪声分为空气噪声和结构噪声两种。空气噪声和车内噪声的目标点属于同一个系统，噪声能量则主要集
中出现在中高频率；结构噪声的激励源和车内噪声的
目标点分属于两个不同的系统，其中噪声能量主要集
显著效果。
关键词：车内噪声怠速测试ＳｉｇｎａｔｕｒｅＡｃｑｕｉｓｉｔｉｏｎ
ＥｘｈａｕｓｔｎｏｉｓｅａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒｓｏｍｅｖｅｈｉｃｌｅｍｏｄｅｌｂａｓｅｄｏｎＬＭＳ．Ｔｅｓｔ．Ｌａｂ
ｅｆｆｅｃｔｔｏｉｍｐｒｏｖｅｉｎｔｅｒｎａｌｖｅｈｉｃｌｅｎｏｉｓｅ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｉｎｔｅｒｎａｌｖｅｈｉｃｌｅｎｏｉｓｅ，ｉｄｌｅｓｐｅｅｄ，ｔｅｓｔ，ＳｉｇｎａｔｕｒｅＡｃｑｕｉｓｉｔｉｏｎ
ｉｎｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｔａｔｕｓ．Ｃｏｎｓｅｑｕｅｎｃｅｓｈｏｗｓ．２ｔｈｎｏｉｓｅｏｆｅｘｈａｕｓｔｖｅｎｔｈａｓｂｉｇｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｔｏ２ｔｈｎｏｉｓｅｏｆｉｎｔｅｒｎａｌ

某SUV车内噪声诊断及优化

某SUV车内噪声诊断及优化袁守利;杜庆贺;刘志恩;杜松泽【摘要】Aiming at the high interior noise of a SUV under the air conditioning idle and three-gear full acceleration condition as well as the significant booming noise at 1 300 r/min and 1 750 r/min,LMS b dynamic testing system is used to test and diagnose the related problem.By combining a variety of optimization methods such as the correlation analysis and spectral analysis,comparison tests are made for different methods under the same condition.Experimental results show that under the air conditioning idle,using the optimized transmission system muffles the noise about 2.8 dB(A),and 5.5 dB(A)after decoupled powertrain mounting system; under three-gear full acceleration condition,the booming noise almost disappears; the interior noise is improved effectively.%针对某SUV在怠速开空调和三挡全加速工况下的车内噪声整体偏高,且在1 300,1 750 r/min等转速下有明显的轰鸣,应用比利时LMS公司的b动态测试系统对该问题进行试验测试分析.综合利用相关性分析、频谱分析等多种调校手段,并在同样工况下进行对比测试.结果表明,采用优化后的传动系统及解耦的动力总成悬置后,怠速状态下,驾驶员右耳噪声分别降低2.8,5.5 dB(A),三挡全加速工况下,车内轰鸣基本消失,改善效果显著.【期刊名称】《武汉理工大学学报（交通科学与工程版）》【年(卷),期】2017(041)004【总页数】6页(P623-627,632)【关键词】轰鸣噪声;相关性分析;动力悬置解耦;传动系统优化【作者】袁守利;杜庆贺;刘志恩;杜松泽【作者单位】武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070;武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070;武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070;武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070【正文语种】中文随着市场发展，乘客对汽车的品质越来越关注，各国对噪声污染的控制也越来越严格，汽车NVH成为决定汽车品质感最重要的指标[1].对于车内噪声产生机理的研究，目前主要采用有限元法、边界元法、统计能量分析法、相关性分析法、模态分析法及传递路径分析法等方法，以确定车内噪声的来源和峰值产生的原因[2-3].本文针对某SUV在怠速开空调和三挡全加速(3G-WOT)工况下的车内噪声整体偏高，且在1 300,1 750 r/min等转速下有明显的轰鸣，应用比利时LMS公司的b动态测试系统对试验样车内不同位置测点的振动噪声进行试验测试分析.根据相关性分析、频谱分析等方法来识别车内的噪声振动源，通过一系列优化调教方案，显著提升了该车的NVH性能.1.1 车内噪声振动主观评价该车发动机为1.8 L四缸自然吸气，5MT前置后驱7座SUV.试验人员反馈该SUV 在怠速开空调工况下车内噪声偏高，3G-WOT工况的整个过程中车内噪声整体偏大，并且在1 300,1 750,2 700,3 900 r/min附近有明显的轰鸣声.为验证该问题的普遍性及真实性，随机抽取同批次同型号样车，再次进行路试主观评价，结果表明，相同工况下车内噪声与前期试验车相吻合.1.2 车内噪声振动客观测试为更准确的判断车内噪声振动偏大的问题，根据整车噪声振动测试要求及规范，对样车进行客观测试，其中车内噪声主要考虑驾驶员右耳、中排乘客中间、后排乘客中间处的声压级，同时车内振动主要参考转向盘12点方位、驾驶员导轨、中排座椅支架、后排座椅支架处振动[4].测试时采用LMS SCADAS多通道采集设备，将电磁脉冲式转速传感器置于发动机点火控制线上，使用Signature Acquisition模块采集数据，分别采集整车在怠速开空调及3G-WOT工况下的振动噪声随发动机转速变化的数据.图1为怠速开空调工况下，前中后排噪声的时域信号.由图1可知，驾驶员右耳噪声最大，噪声声压级超过49.6 dB(A)，中排噪声声压级为43.6 dB(A)，后排噪声最小，声压级超过42.4 dB(A)，高于同类型标杆车.图2为3G-WOT工况下前中后排噪声声压级随发动机转速的变化关系及各振动测点Z向振动RMS值随发动机转速的变化关系.由图2a)可知，在发动机转速为1 300，1 750，2 700及3 900 r/min附近时，车内噪声出现明显的峰值.由图2b)可知，驾驶员导轨Z向振动在2 700，3 100，3 900 r/min附近出现峰值.图3为3G-WOT工况下前排和中排噪声阶次随转速变化曲线.由图3a)可知，发动机转速为1 750，2 700，3 900 r/min附近存在明显的噪声峰值，发动机第六阶对1 750 r/min附近时噪声峰值贡献较大，发动机第二阶对2 700，3 900 r/min 附近噪声峰值贡献较大.由图3b)可知，发动机转速为2 700，3 900 r/min附近中排噪声存在明显的峰值，该两处峰值都是由发动机二阶引起.综合各工况下几处噪声峰值，与主观评价的结论相符.汽车车内噪声属于低频噪声，一般其噪声频率在25～100 Hz范围之间.汽车作为一个庞大且复杂的系统，引起整车内噪声的激励源很多.噪声振动源在车身之外，在分析整车噪声振动时，通常采用“源-传递通道-接受体”分析模型.车内的噪声和振动是由车外的“源”和车身“传递通道”共同决定的，其表达为[5]式中：NV为车内的噪声或振动响应；Si为车外的第i个噪声源或者振动源；Hi为车身的第i条噪声或者振动传递路径.针对该SUV车内噪声偏高的现象，初步判断造成这种现象的原因之一是外部噪声源声压级过大；其次，在三挡全加速过程中，传动系统扭振激励通过驱动桥经悬架传递到车身，与车身结构模态吻合，产生共振，使得车内噪声增大；另外，动力总成悬置隔振性能不满足设计要求，发动机的振动不能有效隔离开来，从而产生低频的振动辐射噪声[6-7].为准确诊断各因素对车内噪声的影响，需对各测点进行噪声振动测试，表1为激励源诊断所需测试的项目.2.1 噪声源分析该车处于开空调工况时，试验人员主观感觉在怠速工况下汽车外部噪声偏大，为验证该问题，对各测点进行噪声频谱分析.图4为怠速开空调工况下外部噪声测点和前中后排噪声频谱图.由图4可知，各外部测点噪声在294，598 Hz处均有明显峰值，车内前排、中排噪声在290 Hz附近有明显峰值，后排噪声在该频率值下无峰值，且声压级较小.在同频率下，外部噪声与车内噪声的主要成分与发动机振动的阶次频率相一致，采用相关性分析法，推测发动机的振动为车内噪声主要激励源之一.2.2 传动系扭振试验分析传动系由传动轴、半轴、主减速器等组成，整个传动系统可以看作为一个多质量的弹性系统，此系统有多个固有频率，当其中一个固有频率与外界激励频率吻合时，传动系会产生扭转共振，经后桥和悬架传至车身，导致车内振动噪声增大.在汽车行驶过程中，若传动轴的质心与传动轴的旋转几何中心不在同一直线上时，传动轴会产生离心力和径向跳动，其引起的振动也会传递到车身，引起车内噪声振动[8]. 传动系统固有频率主要由二阶激振力矩所激发，当前后端传动轴之间夹角增大的时候，二阶振动增加；当传递扭矩增加的时候，二阶激振力矩也随之增加.对于前置后驱车，传动轴扭振模态与车身模态耦合时是车内噪声的主要来源[9].图5为2G-WOT和3G-WOT工况下传动系各测点2阶扭振角速度随发动机转速变化情况，由图5a)可知，在低速阶段，传动系扭振角速度随着发动机转速的升高而下降，且扭振角速度值整体偏大.可明显看到在发动机转速为1 350 r/min时有一个明显的峰值，对应的频率为45 Hz.由图5b)可知，在低速阶段，传动系扭振角速度随着发动机转速的升高而下降.在发动机转速为1 350 r/min时有一个明显的峰值，对应的频率为45 Hz.由图5可知，在发动机转速为1 350 r/min附近时，振动角速度比其他转速位置高出很多.通过各工况的传动系的扭振幅值可以判断传动系扭振固有频率为45 Hz.发动机转速为1 350 r/min附近时，发动机激励频率与传动系扭振频率相同，使扭转振动过大通过后桥和悬架传递到车身，从而引起车内轰鸣噪声.2.3 动力总成悬置隔振性能测试分析2.3.1 怠速开空调工况下悬置隔振性能分析动力总成安装在悬置上，而悬置直接与车身相连，发动机的振动如果没有有效的隔离开来，就会传到汽车各个部位，从而影响驾驶员和乘客的舒适性.动力总成悬置的隔振性能用传递率TdB来衡量，通常情况下当传递率大于20 dB时，认为动力总成悬置的隔振性能达到要求[10].该SUV是前置后驱，发动机纵置，动力总成悬置采用三点布置，左右悬置基本对称，后悬为变速箱悬置.在怠速开空调工况下，利用LMS b对该车各悬置主、被动侧振动值进行测试，得各悬置隔振性能数据见表2.由表2可知，怠速空调关工况下各悬置在X，Y，Z方向上被动侧振动值偏大，且隔振率均小于20 dB，隔振性能远不满足隔振的设计要求.2.3.2 3G-WOT工况下悬置振动与车内噪声相关性分析图6为3G-WOT工况下，各悬置被动侧与前中后排噪声随发动机转速变化的曲线.由图6a)可知，车内噪声与左悬置被动侧振动在1 750，3 900 r/min时均存在峰值；由图6b)～c)可知，车内噪声与右悬置、后悬置被动侧振动在2 700 r/min同时存在峰值，并且由于各悬置隔振性能不达标，使得发动机的振动从各悬置传递到车身，使车内噪声恶化.由于试验样车形状和尺寸已经确定，综合考虑成本及可行性，所以主要通过改变结构振动特性、减少或抑制共振频率处的振动等措施来降低车内噪声.根据上文中各因素对车内噪声的影响的相关试验分析，以及推断出的造成车内噪声偏大的原因，提出两种优化方案，第一种是改进传动系统参数，第二种是对动力总成悬置解耦，并对各方案进行试验验证.3.1 传动系加装TVD优化方案及试验验证对于整车线性振动系统，主减速器输入端的扭转交变力矩即为其激振力.为减小主减速器输入端的交变扭矩，常采用加装阻尼弹性扭转减振器(torsional vibration damper,TVD)的措施，改进传动轴转动惯量，从而改善车内噪声.针对多自由度系统的扭转减振器优化时，通常按照振动能量等效的观点，将多自由度系统看成在共振模态上只有一个自由度在振动，其等效惯量(模态惯量)为式中：Js为等效惯量；[y1,y2,…,yn]T为振型.TVD与传动系统的固有频率关系为=fa=式中：fn为传动系统的固有频率； fa为减振器的固有频率；μ=Jtvd/Js，为减振器的惯量Jtvd 与模态惯量Js的比值；Cc=2Jtvdfn为临界阻尼系数.受简谐激励的等效惯量Js在减振器抑制下的力学模型见图7，其中等效刚度Ks可以由fn=得到.根据最优同调关系，可求出单级扭转减振器的最优刚度及阻尼系数得解析解.由2.2知传动系统固有频率fn为1 350/30=45 Hz.由式(2)可得该SUV传动系统的模态惯量Js大约为0.01 kg·m2，取惯量比μ=0.5，通过式(3)～(4)计算得到扭转减振器参数Jtvd=0.005 kg·m2，Ktvd=152.308 7 N·m/rad，Ctvd=0.617 1 N·m·s/rad，fa=30 Hz.在主减速器输入端即传动轴末端加装固有频率为30 Hz的TVD后，再次进行车内噪声测试.图8为加装TVD前后3G-WOT工况下前中后排噪声对比，由图8可知，加装TVD后，前中后排整体噪声降低约2.8 dB(A)，尤其是消除了发动机转速在1 350 r/min附近时前排噪声的峰值，前排和中排在2 700 r/min附近时的峰值也得到消除.3.2 悬置优化方案及试验验证由发动机隔振理论可知，来自发动机的激振力和来自路面的激振力经过悬置所得到的传递率TdB方程为式中：TdB为传递率；c为黏性阻尼系数；f为激振频率；k为弹簧刚度；m为集中质量.原车状态下各悬置在X，Y，Z三方向的隔振性能均不满足要求，为提高各悬置传递率，通过合理选择橡胶悬置的安装位置和刚度参数，使得动力总成悬置的几个振动模态解耦，减小动力总成与车身之间的振动传递，从而提高车辆的舒适性.由于试验样车悬置安装位置已经确定，经过理论分析，将各悬置在各方向的静刚度全部下调30%，并再次对悬置隔振性能及车内噪声进行试验验证.表3为动力总成悬置解耦后在怠速开空调工况下各悬置隔振性能数据，由表3可知，悬置改进后，其各方向的隔振率均大于20 dB，满足了隔振要求.表4为动力总成悬置解耦后在怠速开空调工况下前中后排噪声对比，其中前排噪声降低4.4dB(A)，中排噪声降低2.9 dB(A)，后排噪声降低约1.6 dB(A).图9为动力总成悬置解耦后3G-WOT工况下前中后排噪声对比.由图9可知，采用解耦后的悬置后，在3G-WOT工况下，前中后排噪声有明显的降低，前排噪声整体降低约5.5 dB(A)，中排噪声整体降低约4.8 dB(A)，后排噪声整体降低约5.2 dB(A)，车内噪声得到显著改善.1) 通过LMS b对车内噪声进行客观测试得知，怠速开空调及3G-WOT工况下车内噪声过大主要因传动系统固有频率与车身模态耦合，且悬置隔振性能不达标引起.2) 为增大传动系转动惯量，提出加装TVD优化方案，车内噪声整体降低约2.8 dB(A)，并且消除了前排噪声在1 350 r/min的峰值.3) 通过对动力总成悬置解耦，将各悬置在各方向的静刚度下调30%，使得各悬置的隔振率满足设计要求，在怠速开空调工况下车内噪声明显降低，其中前排噪声降低约4.4 dB(A)，3G-WOT工况下车内噪声有大幅降低，驾驶员右耳噪声及中后排噪声分别降低5.5,4.8,5.2 dB(A)，车内试验人员主观感受显著改善.【相关文献】[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]王媛文,董大伟,鲁志文,等.传动系扭振引起的车内轰鸣声实验[J].振动:测试与诊断,2016,36(1):160-168.[3]HAYASHI K, YAMAGUCHI S, MATSUDA A. Analysis of booming noise in light-duty truck cab[J]. JSAE Review, 2000,21(2):255-257.[4]北京市劳保所.机动车辆定置噪声测量方法:GB/T 14365-93[S].北京:中国标准出版社,1993.[5]庞剑.汽车车身噪声与振动控制[M].北京:机械工业出版社,2015.[6]李文武.某MPV车内轰鸣噪声试验分析与降噪[D]. 镇江：江苏大学,2016.[7]董朝纲.发动机悬置隔振和车内降噪试验研究[D].长春：吉林大学,2007.[8]DAI L, CAO J. A numerical structural-acoustic approach to analysis of interior booming noise and noise reduction in an all-terrain tractor cabin[J]. International Journal of Vehicle Noise and Vibration,2007,3(4):318-338.[9]唐子,董大伟,闫兵,等.前置后驱汽车传动系的动力学分析[J].机械传动,2016(2):108-111.[10]何洋志,陈吉清,兰凤崇.动力总成悬置系统隔振分析及优化[J].现代制造工程,2012(2):80-83.。

LMS Test.lab在整车隔吸声性能评价中的应用

LMS b在整车隔吸声性能评价中的应用长安汽车工程研究院兰靛靛李传兵[摘要] 本文使用LMS公司的体积声源和TEST LAB软件，在自由场内，用传递函数法来评价发动机舱，排气口，车轮罩与乘员车厢之间的隔吸音性能。

关键词：传递函数、隔吸声性能1 前言目前评价整车隔吸声性能的通常方法为：将待测车放入一定声压级的混响场中，在车内不同位置点放置传声器，测量其声压级的衰减来表征整车的隔吸声性能。

本文要介绍的是在自由场内，根据互易原理，使用LMS公司的体积声源和Test. Lab中的Spectral Acquisition软件通过对比声源到传声器的传递函数来评价整车的隔吸声性能。

2 试验内容：2.1 试验条件与试验准备将待测车放置在整车半消声室内或空旷区域，背景噪声比被测噪声低10dB （A）以上，关闭好门窗。

安装六个传声器距发动机表面5cm的距离并尽可能位于各侧（上、下、前、后、左、右）的几何中心；安装四个传声器距每个轮罩上缘5cm处；（如图一）；距消声器排气口14cm处安装传声器；（如图二）图一：轮罩麦克风位置将声源发声口放置在车内副驾位置（如图三）2.2 试验设备见表1表1 计算机Dell多通道数据采集系统 Difa Scadas3 LMS bSpectral Acquisition 中低频、中高频体积声源 LMS E-MHFVVS，E-LMFVVS 传声器PCB 130P10/C10图二：排气口位置的麦克风位置图三：声源发声口位置2.3 试验分析分别用中低频和中高频声源产生频带为20—800Hz、800—2000Hz、2000—8000Hz的声信号，在相应测量点处采集声压信号，得到从声源到传声器的传递函数。

通过比较被测车的声传递函数可以评价整车的隔吸声性能。

甲、乙两车的测试结果见下图，在此只列出了发动机下端面、排气口和右前轮的数据。

甲车乙车图四：发动机后端面从图中可看出在2000Hz—8000Hz高频段内甲车的声传递函数高于乙车。

某款车型车身异响问题的解决

107
Equipment Manufacturing Technology No.08袁2019
表 1 LMS b 信号采集盒参数表
SCADAS-XS-06E 数据采集盒基本功能动态信号渊 ICP/V/TEDS冤输入通道
通道数
6 通道 ICP/V/TEDS 动态信号输入曰 2 通道转速脉冲曰 2 通道双耳麦克风输入曰 2 通道 SPDIF 数字音频输入曰 1 个 GPS 接口曰 1 个 CAN 总线接口
当前车身异响位置的诊断主要是通过手摸尧耳听及听诊器等方式来确认的袁这些方式的误诊概率比较大袁往往无法一次性解决问题袁而钣金修复次数多了袁一方面会削弱钣金的强度袁增加锈蚀风险曰另一方面
会引起用户的强烈抱怨遥本文旨在提供一种快速判断车身异响源的思路和方法袁提高一次修复率遥
1 基于频率响应方法的问题排查方法简介
1.1 测试软硬件介绍测试软件采用 LMS b袁它是 LMS 公司开
发的一款集高速多通道数据采集与试验尧分析尧电子报告等功能的软件袁包括数据采集尧数字信号处理尧环境试验尧结构试验等模块袁同时也是一个应用开发平台遥
本文使用的数据采集盒为 SCADAS-XS-06E袁如图 1 所示袁其主要参数见表 1遥
渊 2冤
-邑
X渊棕冤的傅里叶反变换 x渊 t冤院
乙 x渊
t冤
=
1 2仔
肄
X渊棕冤 ej棕td棕
-邑
渊 3冤
2 车身异响问题解决
某车型在稍颠簸路面行驶时袁在车身右侧发出野嘚嘚冶无规律异响袁经过排查袁车身紧固件无松动袁
A 柱和门槛信号采集点
图 2 信号采集点
布点完成后袁多次试车采集异响信号袁直到采集到异响信号为止遥将采集的信号数据进行分析袁通过频率要时间图 3 可以看出院

基于LMS．test.lab某车型车内振动噪声试验分析与调校

基于LMS．b某车型车内振动噪声试验分析与调校作者：郭杨来源：《时代汽车》 2017年第19期郭杨华晨鑫源重庆汽车有限公司工程研究院重庆市 401329摘要：某车型在怠速及加速过程中，主观评价整车车内振动噪声差，声音杂乱，声品质差，影响整车NVH性能。

本文使用b测试系统在相同的测试工况下，通过对优化波纹软管前后进行测试与分析对比。

结果显示：在怠速工况下，车内噪声降低2dB (A)，振动明显减小；加速工况下，车内噪声平均整体降低l-4dB(A)，各阶次噪声降低3-10 dB (A)，改善效果显著，整车声品质得到明显提升。

关键词：振动；噪声；NVH：波纹软管1 引言随着汽车的快速发展，人们对噪声振动的关注日益增加，乘客在汽车中的一切触觉、听觉乃至视觉感受都属于NVH范畴，会让乘客直接感受到该车是否舒适。

因此，汽车的NVH性能不仅是影响舒适性，而且还是评价汽车品质的重要因素。

整车NVH调校是提高乘坐舒适性的一项综合性技术。

虽然前期可以运用仿真分析技术，但在建立仿真模型所需的边界条件产生的误差还达不到实际所需的精度，则需通过试验方法来调校整车NVH性能。

本文以某款车型整车振动噪声差、杂音乱问题分析调校为例，为解决类似问题提供参考。

2 问题描述在怠速及加速工况中，主观评价整车车内振动噪声差，杂音乱，声品质差不可接受。

2.1 试验系统及设备本文使用西门子工业软件有限公司的b数采前端测试系统。

LMS.testlab是一套完整的集成的工程振动噪声试验解决方案，是高速多通道数据采集系统和集成的试验、分析可以使试验更高效便捷。

测试需准备b多通道数采前端、加速度传感器、传声器等。

在此次试验调校采用Signature Testing-Advanced模块进行采样数据测试，振动信号采样带宽一般默认6400Hz，频率分辨率设置1Hz，谱线数默认6400，噪声信号采样带宽一般默认25600Hz，频率分辨率设置1Hz，谱线数默认25600。

LMS Test.Lab系统改善车内噪声

LMS b系统改善车内噪声
朱卫兵
【期刊名称】《汽车制造业》
【年(卷),期】2009(000)007
【摘要】车辆室内噪声是汽车NVH的主要内容，本文介绍了使用full window
法来评价整车内饰件中相关材料的隔吸音性能的方法．利用倍频图和Front／back图对测试所得数据进行分析。

确定车辆内饰相关部分对于整车噪声的贡献量，以及通过修改相关内饰件的设计和组合来改进车内噪声。

【总页数】3页(P41-43)
【作者】朱卫兵
【作者单位】上汽通用五菱汽车股份有限公司
【正文语种】中文
【中图分类】U467.493
【相关文献】
1.马基公司采用LMS b系统提高飞机试验效率 [J], LMS国际公司
2.比利时LMS国际公司北京代表处 LMS Test．Lab新一代振动噪声集成试验分析系统 [J],
3.基于LMS b的振动试验中断处理方法研究 [J], 李鹏; 辛敏成; 张海涛; 刘凯; 邹田骥; 吕从民
4.基于LMS b的车内噪声优化 [J], 付玉成;韩涛;孙守富;张维
5.基于LMS b阶次分析的变速器啸叫识别和噪声优化 [J], 陈勇;马凯凯;张教超
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

基于LMS.Test.Lab某车型变速箱噪声的实验分析与调校

基于b某车型变速箱噪声的实验分析与调校李嘉通;向宇;年猛
【期刊名称】《广西科技大学学报》
【年(卷),期】2014(025)003
【摘要】某CVT车型在60 km/h减速和80 km/h～100 km/h缓加速全段行驶工况下变速箱噪声明显,驾驶室内150阶次噪声一定程度上影响整车NVH性能.为改善变速箱噪声,应用比利时LMS公司的b动态测试系统对该问题进行实验测试分析,综合分析多种调校手段,采用在换挡拉线上增加质量块（400 g左右）的方式,并在同样工况下进行对比测试.结果表明：在换挡拉线上增加质量块在60 km/h和80 km/h～100 km/h两车速段下分别降低阶次噪声6 dB（A）和7 dB （A）～9dB（A）,改善效果显著.
【总页数】6页(P38-43)
【作者】李嘉通;向宇;年猛
【作者单位】
【正文语种】中文
【中图分类】U270.1
【相关文献】
1.基于b某车型变速箱噪声的实验分析与调校 [J], 李嘉通;向宇;年猛
2.基于b某车型排气噪声问题实验分析 [J], 田涛;向宇;陈宏强;尚飞
3.基于b的某车型排气噪声问题分析 [J], 田涛;向宇;陈宏强;尚飞
4.基于b某车型车内振动噪声试验分析与调校 [J], 郭杨
5.低噪声低振动齿轮变速箱的实验模态分析 [J], 杜君文;朱梦周;汪元辉
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

模态试验及工作变形分析在汽车车内噪声诊断中的应用

模态试验及工作变形分析在汽车车内噪声诊断中的应用作者：李艳斌张满良姜建中1、前言模态分析技术从20世纪60年代后期发展至今已趋成熟，并被广泛的用于汽车设计和汽车NVH性能的故障诊断中。

汽车上的各个系统都是相互连接在一起的，相连接的系统的模态一定要分开，否则它们之间就会发生共振。

通过模态分析技术就可以得到各个子系统的模态，进一步分析各个系统之间有没有模态耦合。

由于国内汽车工业相对发达国家还比较落后，部分新车型会存在振动或者噪声方面的问题，我们一般可以对样车进行工作变形分析。

工作变形分析是近些年才出现的新的故障诊断方法，它和运行模态一样，都是利用实际工况下的响应信号计算得到有用的信息。

工作变形分析可以使工程师们更直观的了解样车在实际工况下的工作形式，为进一步的故障诊断提供依据。

本文通过一个乘用车的降噪实例，来具体说明模态分析和工作变形这两种分析方法是如何在汽车降噪中应用的。

2、模态分析、工作变形的定义2.1 模态分析的定义将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。

坐标变换的变换矩阵为模态矩阵，其每列为模态振型。

2.2 工作变形的定义ODS即工作变形分析，是指实际工作状态下的试件振动的视觉体验，简而言之就是在实际工作情况下试件怎么振动的。

ODS是指结构在某一特定频率、特定转速下的变形，所以也可以概括的定义为结构的受迫振动。

不同的转速对ODS的结果可能会有一定的影响。

3、模态分析和工作变形的区别和联系模态分析和工作变形之间的区别：1）模态描述结构的共振，而一个工作变形仅仅描述了在某个特定频率或时间下的受迫响应。

2）模态是共振结构的固有属性，工作变形可以定义到任何结构，共振或非共振结构均可。

3）工作变形随着结构载荷的改变而改变，但模态不会。

工作变形是任意的，取决于作用在结构上的载荷。

模态只有在结构属性（质量、阻尼和刚度）和边界条件改变时才相应改变。

某越野车车内轰鸣声的试验分析及调校

第28卷第4期2017年12月广西科技大学学报JOURNAL OF GUANGXI UNIVERSITY OF SCIENCE AND TECHNOLOGY Vol.28 No.4 Dec. 2017文章编号2095-7335(2017)04-0056-07 DOI： 10.16375/45-1395/t.2017.04.010某越野车车内轰鸣声的试验分析及调校李康康，向宇*(广西汽车零部件与整车技术重点实验室(广西科技大学）袁广西柳州545006)摘要:某越野车在以中间档位低转速加速时出现明显的共振及轰鸣声问题，极大影响了汽车的乘坐舒适性，主观评价不可接受.道路测试发现:在发动机转速约为1 300r/min时，车内轰鸣噪声比较明显，并且在常用车速95km/h，后桥位置出现明显振动.通过频谱分析和模态分析，认为车内轰鸣声是由于发动机二阶扭转激励经由传动系与后桥共振放大传递给车身从而引起车内振动噪声.采用在传动轴末端加装扭转减振器的调校手段，显著提髙了样车的NVH性能.关键词:轰鸣声;频谱分析;模态分析;扭转减振器中图分类号:U463.2 文献标志码:A园引言N V H(N oise，Vibration和Harshness首字母的缩写)是汽车噪声、振动和舒适性等各项指标的总称.汽车的振动与噪声直接影响到乘员的乘坐舒适性，所以，人们在购买汽车时对汽车的N V H性能要求越来越高.车内轰鸣声(Boom ingN oise)是最令乘客感到难以忍受的噪声之一，轰鸣声具有明显的低频属性，且轰鸣声有很高的声压级峰值[1]，给乘客带来的压抑烦躁之感尤为强烈，因此提出一套成熟而有效的解决车内轰鸣声的声学设计流程具有很好的工程实际意义.引起车内轰鸣声的主要原因如下:传动轴一端接收由变速器输出端传递过来的扭矩，另一端将扭矩传递给驱动桥，传动轴在高速旋转时，由于质量不平衡而产生离心力，将使得传动轴剧烈振动，产生弯曲和扭转变形.当来自外界的干扰激励一主要由发动机周期性扭转激励的频率与动力传动系统的固有频率重合时，传动轴的扭转振动经过后桥放大传递到车内，若与车体或顶棚模态相互作用，便会产生车内轰鸣噪声(Boom ingNoise)，严重影响汽车的乘坐舒适性.近些年，各大高校在汽车车内噪声分析与调校方面开展了广泛的研究，研究成果对解决汽车中低频声学的“轰鸣声”问题有很强指导意义.陈广露[2]建立了动力传动系统和发动机激励的扭振力学模型，并且讨论了半轴刚度和扭转减振器的匹配问题，最后通过仿真得出了扭转减振器的各项参数对传动系统扭转振动的影响结果.宋传学等[3]阐述了轿车车内噪声分析及控制方法，从结构传播噪声和空气传播噪声两方面，为车内噪声控制指明了方向.本文采用LM SSCADASSCM08测试系统与LMSTest L a b l3A软件，对某越野车的车内轰鸣声及车体共振问题进行测试分析.在此基础上，根据车辆动力学与振动原理，采用在传动轴末端加装扭转减振器的调校方法，有效降低了车内轰鸣声和整车共振，整车N V H性能得到了显著提高.1问题描述调校样车是一款搭载5M T变速器的四驱加长型越野车.样车在以两驱模式(2H模式)做主观评价时发现:在发动机转速1 300r/m in附近时，车内前排和后排都会主观感受到低频轰鸣声，轰鸣声会在车内产生很高的声压级，压迫乘员耳膜，主观评价难以接受.并且当样车在平直路面高速行驶时，驾驶员座椅和汽车收稿日期= 2017-06-06基金项目：广西自然科学基金(2013GXNSFAA019318)资助.*通信作者：向宇，博士，教授，研究方向：汽车NVH技术，E-mail:gxutxly@.第4期李康康等:某越野车车内轰鸣声的试验分析及调校57后地板出现明显振动，此时车速约为95km /h ，此车速为常用车速，如果该样车的低速车内轰鸣和高速车体共振问题不能很好解决，肯定会引起客户的极大抱怨，严重影响汽车销量.为了识别样车噪声与振动的来源，将基于LMSTest Lab 软件对样车进行噪声与振动的信号采集，以便确定调校手段.2整车道路试验2.1测试设备布置按照测试规范，传声器使用PC B 压力场电容式麦克风传感器，分别布置在驾驶员右耳(D R E )和副驾驶员后排(R R L)位置.发动机转速传感器使用光电传感器跟踪主皮带轮转速，直接获取发动机转速，也可根据发动机点火二阶反算出发动机转速.数据采集前端采用LM SSCADASSCM 08测试系统.测试工况包括匀速工况60 km/h ，8〇 km/h，95 km/h，120 km /h 和3挡、4挡全加速工况(W holeOpenThrottle )，转速范围约 1 000r/m in~5 000r/m in.噪声信号米样频率不小于20 000 H z ，米用模拟人耳听力频率范围的A 计权，然后分析总声压级(Overall level)及发动机各阶次(通常取2,4,6)对车内噪声的贡献量.发动机阶次(谐次主频率)是指:发动机的振动源于点燃缸内混合气做功，发动机的缸数决定了在一个完整循环内做功的次数.对于四缸机来说，完成一个四冲程循环，发动机曲轴旋转两周，点火4次，它的阶次就是2曰以此类推，三缸机曲轴旋转两周点火3次，阶次就是1.5,六缸机曲轴旋转两周点火6次，阶次就为3.根据转速与阶次就可以算出发动机的激励频率：n*k~60式中:灶为发动机转速，噪为发动机阶次.如果整车或某些部件的固有频率与发动机的谐次主频率相接近，则会引起共振.进行阶次分析对于分析旋转机械的振动噪声很有帮助，因为系统产生的响应大多数情况下都与特定的阶次(当然还有共振频率产生的响应)相关，在特定的阶次上会出现相应的响应.系统的每一个部件(齿轮、轴、活塞、泵、轮胎等)对系统的振动噪声总量级(Overall level)都有贡献.阶次分析帮助确定每一个独立部件对总量级有多大的贡献.在传动系统扭转振动中，因为低阶频率的能量大，一般频率越高共振能量值相应的减弱.对于四冲程四缸直列发动机的传动系统，发动机的二阶激振力往往是幅值最大的' 容易激起强烈的扭转振动，是最危险的[5].2.2试验结果及分析1.00测试过程中发现，样车在3挡全加速工况下，车内轰鸣声最为明显，又因测试数据众多，故仅以3挡全加速工况，车内驾驶员右耳(D R E )位置噪声与副驾驶员后排(砸砸蕴)位置噪声为例进行分析.3挡全加速工况数据采集工作是在某交通试验场内长直路面上完成的，分析图1和图2驾驶员右耳 (D R E )和副驾驶员后排(砸砸蕴)两个位置的发动机二、四、六阶噪声谱图：发动机转速为1 300r/min 时，车内出现明显的噪声峰值，且二阶噪声成分远大于四阶和六阶噪声成分，几乎和总声压级(Overall lev el)噪声相当，驾驶员右耳(D R E )和副驾驶员后排(砸砸蕴）两个位置的车内噪声峰值相当.根据文献理论，后驱车辆传动系扭转振动是引起车内噪声的重要因素，传动系扭振只能通过后桥传递到车身，从而引起车内噪声[6].所以初步猜测车内低速轰鸣噪声极有可能是由于发动机二阶激励频率与传动系共振放大，经由后Fig.1•Overall level DRE:S(A) 01 2H 摸底数据 3 WOT 一Avg•Order 2.00 DRE:S(A) 012H 摸底数据 3 WOT_Avg ，Order 4.00 DRE:S(AA 01 2H 摸底数据 3 WOT_Avg • Order 6.00DRE:S(A) 01 2H 摸底数据 3 W0T_Avg,0.004.04.450.00002.43.0 3.4转速(Tl)/(x103r.min-1)图1三挡全加速车内DRE 噪声Interior noise of DRE at whole acceleration in 3th gear58广西科技大学学报第28卷桥传递给车身，并激励起车身系统多个频率相近的结构模态，引起车内振动噪声.根据发动机激励频率与阶次和转速的关系，噪为阶次取2,灶为转速取1 330r/m in，得出发动机主频约为44 H z.如果车内低速轰鸣噪声确实是由于发动机二阶激励，传动系扭振等多种类型激励通过结构振动传递到车内与空腔模态强烈耦合而成咱7]，根据共振理论，则应在驾驶员右耳(D R E)和副驾驶员后排（R R L)位置，在发动机转速为1 330r/m in附近，存在一个频率约为44 H z的噪声峰值.下面将根据Colormap (彩图）验证在驾驶员右耳(D R E)和副驾驶员后排(砸砸蕴)两个位置，是否存在频率约为44 H z的噪声峰值.根据在试验场采集3挡全加速工况下的数据，生成Colormap.Colormap 是进行N V H数据分析的重要途径之一，一般设定载轴向变量为频率，再轴向数值为发动机转速，而在载-再的区域内则相对应的噪声或者振动的数值，其大小通过颜色的深浅来表示.如图3和图4所示：在驾驶员右耳(D R E)和副驾驶员后排(砸砸蕴)位置，当发动机转速在1 330 r/m in附近，确实存在频率约为44 H z的噪声峰值，基本可以确定车内轰鸣声是由于发动机二阶激励与传动系共振放大，经由后桥传递给车身，并激励起车身系统多个频率相近的结构模态，引起车内振动噪声.为了进一步验证猜想，将用LM STest L ab13A软件里的Impact Testing模块对样车后桥进行模态测试援2.3后桥模态测试在后桥处安装振动传感器后，采用力锤在传动轴与后桥连接处给予后桥激励，为了降低测试中的误差影响，力锤在每个测点位置敲击5次，然后图2三挡全加速车内RRL噪声Fig.2 Interior noise of RRL at whole acceleration in 3th gear图3三挡全加速车内DRE噪声彩图Fig.3 Color map spectrum of DRE at whole acceleration in 3th gear 5000.001000.0070.002H摸底50.005.00频率/Hz 500.00RRL：S(CH2)图4三挡全加速车内RRL噪声彩图Fig.4Color map spectrum of RRL at whole acceleration in 3th gear第4期李康康等:某越野车车内轰鸣声的试验分析及调校59ZM ode 3:41.956 8Hz, 2.92%Mode4:45.204 0 Hz, 2.50%图5后桥模态测试振型图Fig.5 Vibration map of rear axle in modal testing取其平均值作为模态测试结果.图 5为测得的后桥模态振型图.为了方便观察比较后桥的前四阶模态与发动机二阶激励频率的关系，将模态振型图中的数据转为如表1所示.从表1可以看出，样车后桥的前四阶模态分别为18.33匀扎，38.35 H z，41.96H z 和 45.20 H z，而发动机转速在1 300 r/m in附近(取转速范围1200 r/m in耀1400 r/m in)的二阶激励频率约在40 Hz耀46 Hz 之间，显然样车后桥的二，三，四阶模态频率均与发动机二阶激励频率极为接近，现在可以断定车内轰鸣声是因为发动机二阶扭转经由传动系与后桥共振放大从而传递给车身引起车内振动噪声.如图6所示，样车后桥位置在44 H z左右存在明显的振动峰值，便是由于后桥模态频率与发动机二阶激励频率发生耦合共振所致.表1后桥前四阶模态Tab.1 The front four orders modal data of the rear axle后桥模态频率/Hz阻尼比/%第一阶模态18.337.29第二阶模态38.35 2.34第三阶模态41.96 2.92第四阶模态45.20 2.50图远后桥在向振动频率响应曲线图Fig.6The FRF curve of the rear axle on the Z direction60广西科技大学学报第28卷3调校方案根据“激励-路径-响应”振动分析模型W ，N V H 优化的途径基本上只有3条:1)减小或者消除激励源;2)改变传递路径的模态特性或固有频率，从而避开激励源的激励频率;3)改变响应面的刚度或阻尼特性，从而减小响应幅值.通常发动机是汽车振动最主要的激励源之一，通过改善发动机的N V H 性能，如采用匹配曲轴扭转减振器的调校手段，无疑可以大幅度改善传动轴的扭振问题，但是发动机的具体型号参数一旦与整车匹配完成，便很难再从源头上对发动机进行N V H 调校.本文样车的调校手段主要从传递路径上考虑，采用在后桥与传动轴连接法兰处安装扭转减振器(TorsionalVibrationDamper-TVD )，扭振减振器通过螺栓与法兰固定在一起并随法兰一起旋转.橡胶阻尼式扭转减振器(TorsionalVibrationDamper) 本身主要由橡胶片等阻尼元件和减震弹簧等弹性元件构成，根据振动力学相关理论，橡胶阻尼可以消耗系统振动能量，而弹簧元件可以改变传动系统的扭转刚度，从而改变传动系统的某阶固有模态，避开发动机二阶激励频率.4调校结果图7扭转减振器的实车装配图Fig.7 TVD at the end of the drive shaft如图7所示，将固有频率为45 H z 的扭转减振器通过螺栓与后桥法兰固定在一起，样车其他状态保持不变，然后在交通试验场重新采集道路测试数据，图8—图10分别为样车原状态与加装扭转减振器之后车内的噪声数据对比曲线图及后桥在向频率响应幅值对比曲线图.图8安装扭转减振器前后车内DRE 噪声对比（实线为安装扭转减振器)Fig.8The vehicle interior noise of DRE comparison第4期李康康等:某越野车车内轰鸣声的试验分析及调校61900.001 385.38 (1)0.91.65.0义 2.02.43.0 3.44.0转速/(x103r_min-1)图9安装扭转减振器前后车内RRL 噪声对比(实线为安装扭转减振器）Fig.9 The vehicle interior noise of RRL comparison▼0.410.830骣3.00e-3FFAuto Pow er 后桥：+Z 95 km/h 3 Auto Pow er 后桥：+Z 95 km/h 2C urve0.0000.0030.005200.0000.0040.005Max0.834@45.000 Hz 0.214@45.000 H z45.320.770.18Hz200.000 1.000.000.00频率/Hz200.00图10后桥在向频率响应幅值对比（实线为安装扭转减振器）Fig.10 The comparison of FRF curve of the rear axle on the Z direction扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件组成，属于一种调谐质量阻尼器，扭转减振器通常作为一个单自由度的质量-弹簧系统而附加到共振结构中去，使原来的单自由度系统变成一个两自由度的系统[怨].根据文献[10]，扭转减振器的固有频率等于发动机二阶激振力的频率时，就能达到良好的减振降噪的目的.引起车内轰鸣噪声的发动机二阶激励频率为44 H z 左右，所以委托工厂特制了一个固有频率为45匀扎的扭转减振器加装在传动轴后段轴与后桥连接面，实测对比数据如表2所示.表2优化前后样车状态对比Tab.2 Comparison of interior noise before and after modification测点状态DRE/dB RRL/dB 后桥Z 向振动/g原状态74.2372.340.77优化后66.1665.160.180.94C urveM axr/min 65.16@983.44 r/min dB(A)—72.34@1 374.98 r/mindB(A)□ FOverall level RRL:S (A) Section1□ F ---------OveralllevelRRL:S (A) 012H 摸底数据\mm62广西科技大学学报第28卷从表2可以看出，样车在安装扭转减振器后，驾驶员右耳(D R E)位置的噪音下降了8d B，副驾驶员后排(R R L)位置的噪音下降了7d B，后桥在向振动也降低了0.59早，达到改善车内噪声与振动的目的.该调校手段可为同类型的车内噪声问题的解决提供一定的工程借鉴.5结语1)针对某越野样车车内轰鸣声及车体共振问题，对测试数据进行比较分析，确定振动的传递路径，识别噪声的产生根源，采用在后轴末端加装扭转减振器的调校手段，改善了传动系的模态特性，达到了减振降噪的目的.2)车内低速轰鸣噪声问题是整车开发中的一个难题，阶次跟踪，频谱分析，模态分析是识别振动噪声源，解决车辆N V H问题的有效方法.3)根据“激励-路径-响应”的减振降噪思路，合理的降噪手段能有效改善车内轰鸣噪声，同时为解决车辆低速轰鸣问题提供了一种理论依据和参考.参考文献[1]李文武.某M P V车内轰鸣噪声试验分析与降噪[D].镇江:江苏大学，2016.[2]陈广露.传动系扭转减振器特性分析与优化研究[D].上海:上海交通大学，2014.[3]宋传学，赵彤航.轿车车内噪声测量分析及控制方法[J].吉林大学学报(工学版），2007,37(5):1000-1004.[4]章春军.汽车传动系统扭转振动研究与实验[D].成都:西南交通大学，2011.[5]张伟，杨珏，张文明，等.电动轮自卸车发动机扭转振动分析与试验研究[J].中南大学学报（自然科学版），2015,46(2):512-518.[6]吴超群，汪三龙，徐进，等.国产自主品牌汽车车内噪声的识别与控制[J].噪声与振动控制，2012,32(4):92-95.[7]李玲，田率，康菲，等.某非承载式S U V车内噪声问题的分析[J].噪声与振动控制，2015,35(4):85-88.[8]王俊鹏，袁丽芸，刘灿礼，等.某车型发动机后悬置支架N V H性能分析与优化[J].广西科技大学学报，2017,28(1):65-72.[9]段龙扬，黄炯，谢明睿，等.扭转减振器在解决车内噪声轰鸣问题的应用[C].L M S中国用户大会，2010.[10]张向东，车俊铁.机械减振的基本方法分析[J].建筑机械化，2006,27(7):34-36.Experimental analysis and optimization of booming noise in a SUVL I Kangkang,X IA N G Y u*(G uangxi Key Laboratory o f A utom obile Components and V e h icle Technology,(G uangxi U n ive rsity o f Science and Technology),Liuzhou545006, C hina)A b s tr a c t：W hen the sport u tility vehicle in the m iddle gear accelerates at a low er v e lo city,the resonance andboom ing noise can be fe lt obviously,w hich affects the rid in g com fort and the subjective evaluation is unacceptable.Road test shows that the boom ing noise is more obvious when the engine speed is about 1 300 r/m in,and at thecom m only used speed o f95 k m/h,the rear axle position comes in to the obvious v ib ra tio n.Through the spectrum analysis and m odal analysis,it is believed that the boom ing noise o f the vehicle is due to the resonancea m p lifica tio n o f the second-order excitation o f the engine,w hich is transm itted to the vehicle body through the rearaxle and stim ulates several s im ila r frequencies o f the structural m odal.It is an effective way to im prove the N V H perform ance o f the prototype sig n ifica n tly to in s ta ll the torsional vib ra tio n dam per(T V D)a t the end o f the drive shaft.K e y w o rd s：boom ing noise;spectrum analysis;m odal analysis;torsional vib ra tio n damper(学科编辑:黎娅)。

基于LMS Test.Lab的车内异响诊断

基于LMS b的车内异响诊断作者：方华宫传刚安宏伟刘代强1 前言随着经济的发展，社会的进步，人们对汽车的要求已经不满足于省油、跑得快，而是更注重于其舒适性和安全性。

车内的异常噪声不仅使人心情烦躁、注意力下降，而且还可能预示着故障隐患。

因此，针对某皮卡车在原地或行驶状态下，快速收油门时，车内出现类似哨声的异响，慢速收油门时，也有该异响，但是没有快速收油门时突出这种现象进行了实验分析。

2 实验方案及设置实验采用LMS b系统，分别进行了异响现象的特征实验及分析；振动现象和异响噪声的相关分析；有异响车和无异响车的对标及互换实验等几个方面的测试及分析。

测试工况为加速至3000r/min后缓减速，转速约在3000r/min~1000r/min之间变化。

并在车内驾驶员右耳边安放1个声传感器，称1#声传感器，以进行车内异响的采集。

3 异响车测试及结果分析3.1 异响现象的特征实验及分析图1为1#声传感器瀑布图，由图及声音回放可知，车内异响的频率范围约为550Hz~800Hz之间，图中粉色圆圈。

在该频带内有一与发动机转速不成谐次关系的变频成分，其频率也随着发动机转速的下降而降低，疑为异响成分。

因此对“变频成分”进行阶次跟踪滤波，对比监听550Hz~800Hz滤波前和滤波后的声音信号，可以确定该变频成分即为异响频率成分。

图1 1#声传感器瀑布图3.2 振动现象和异响噪声的相关分析分析可知，发动机上与其转速不成谐次关系的旋转部件有涡轮增压器，因此首先对涡轮增压器进行重点研究。

在发动机舱内增压器中间壳及压气机壳的放气阀支架上安放2个加速度传感器，称为zjk和fqf；正对增压器且距离约100mm处安放1个声传感器，称2#声传感器。

传感器布置如图2所示。

测试结果见图3。

图2 加速度传感器布置图图3 2#声传感器及2个加速度传感器(fqf和zjk)瀑布图4 对标试验分析4.1 无异响车内声音分析及与异响车对比另选取一台车内无异响的同型号皮卡车进行上述实验，对比分析结果如图4。

基于LMS Test. Lab 的车内声振传递路径分析

基于LMS Test. Lab 的车内声振传递路径分析1 前言汽车噪声、振动及因其而引发的车辆乘坐舒适性问题，即NVH （Noise, Vibration & Harshness）问题，是衡量汽车产品质量的一个综合性问题。

它给用户的感受最直接，越来越影响到产品的美誉度和市场占有率，因此受到各大整车制造企业和零部件企业的普遍关。

汽车内部噪声和振动现象，往往是由多个激励，经由不同的传递路径抵达目标位置后叠加而成的。

当今汽车新产品研发过程中，为了进一步优化整车NVH 性能，往往要综合考虑各个激励和传递路径的情况，而传递路经分析（TPA，Transfer Path Analysis）就是一个行之有效的方法。

通过传递路径分析，确定各途径流入的激励能量在整个问题中所占的比例，找出传递途径上对车内噪声起主导作用的环节，通过控制这些主要环节，如使声源的强度，路径的声学灵敏度等参数在合理的范围里，以使车内噪声控制在预定的目标值内。

本文基于LMS SCANDAS MOBILE SCM05 便携式采集前端及LMS Test. lab 8A 软件对某国产轿车车内声振传递路径进行分析，得出分析结果并为进一步提高和改善整车NVH 性能奠定了基础。

2 车辆声振传递路径分析原理在工程振动噪声测试分析工作中，谱分析以及概率统计分析应用很多，但是都具有一个共同缺点，要求对比试验的条件和工况完全相同，否则无法进行对比。

同时，这样试验的工况十分复杂，要求处理的数据多，工作量非常大，而又很难用简单的图表全面地说明问题。

传递特性的分析能够很好地解决上面说的问题，其分析结果具有较好的可比性，为了取得结果，一般仅需选择一种工况进行试验就可以得到满意的结果。

由于传递特性分析具有这一突出的优点，在实际工程问题上应用很普遍，从而得到迅速的发展。

车内噪声总体上可分为结构声和空气声两种。

在结构声情况下，激励源和目标点分属于两个不同的系统，激励源一侧的结构称为主动方，目标点一侧的结构称为受动方，一般两者在分界处（可称之为耦合点）通过某种耦合元件连接起来，具体可表现为发动机、底盘部件在车身上的支撑、铰链及橡胶轴套等。

基于LMS Tes.Lab某车NVH实验分析与改进

2021.05 Automobile Parts054收稿日期:2020-11-09作者简介:张旭(1991 ),男,硕士,研究方向为汽车NVH㊂E-mail:xu461139788@㊂DOI :10.19466/ki.1674-1986.2021.05.011基于LMS b 某车NVH 实验分析与改进张旭(山东理工职业学院,山东济宁272100)摘要:应用LMS b 声振测试分析系统对某实验车辆3挡全油门加速工况进行进气系统问题排查测试㊂测试后数据分析发现,断开空气滤清器安装点车内噪声改善明显㊂经测试数据分析确定,空滤安装点动刚度不足导致车内NVH 性能较差㊂利用整车局部模型对空滤安装点动刚度不足进行改进,将改进方案应用于实验车,并且经过实验验证,车内噪声有所改善,提高了该车的NVH 性能㊂关键词:NVH;空气滤清器安装点;动刚度;3挡全油门加速中图分类号:U467Analysis and Improvement of a Car NVH Experiment Based on LMS Tes .LabZHANG Xu(Shandong Polytechnic College,Jining Shandong 272100,China)Abstract :The LMS b acoustic vibration test and analysis system was used for air intake system troubleshooting in 3G WOT of an exper-imental vehicle.After the test,the data analysis shows that the interior noise improved obviously when opening of the air filter installation point.Test data analysis confirms that the dynamic stiffness of the air filter installation point is poor,resulting in poor performance of the NVH in the car.The partial model of the vehicle was used to improve the dynamic stiffness of the air filter installation,and it was applied to the experimental vehicle.The experimental results show that the noise level of the vehicle is improved and the NVH performance of the vehicle is improved.Keywords :NVH;Air filter installation point;Dynamic stiffness;3G WOT0㊀引言车内噪声的存在,影响乘员对车内舒适性的感受,同时,长期置于一定的车内噪声中,对乘员的听力造成损害[1]㊂随着人们对汽车车内环境舒适性的要求不断提高,对车内噪声的控制要求也不断提高㊂这就要求在整车设计开发过程中,充分考虑车内舒适性并采取有效的控制措施,使车内的噪声水平满足舒适性要求㊂进气系统作为主要噪声源之一,其必然也成为NVH (Noise ㊁Vibration ㊁Harshness )的重要研究控制对象㊂进气系统除了因气体流动引起的进气噪声,还有因进气系统与车身连接处的连接点动刚度不足引起的结构噪声㊂动刚度是在动载荷作用下抵抗变形的能力,动刚度不足会对整车乘坐舒适性和车身结构件的疲劳寿命产生十分不利的影响㊂动刚度对乘坐舒适性的影响,主要表现在NVH 性能上[2-3]㊂本文作者针对车内噪声水平较差,对进气系统中空滤安装点动刚度进行加强,使得车内噪声水平改善㊂1㊀测试方案与数据分析对于汽车NVH 性能来讲,3挡全油门(以下称3G 在开发一部新车和评价其参考车的车内噪声时,WOT 能快速检验和比较出汽车的噪声水平[4]㊂因此,文中是基于3G WOT 工况进行排查验证㊂试验设备:LMS 的32通道数据采集系统SCMD5用来采集试验数据;LMS b 的Signature Testing-Ad-vanced 用于在线采集数据并对数据进行分析和处理;PCB 三向振动传感器输出振动,BSWA 麦克风输出噪声测试数据,小野Onosokki 传感器IP-296用于采集实车测试中发动机曲轴转速信号㊂测试工况和实验条件:在道路实验中,测试地点选择在环境相对安静(环境噪声低于被测噪声10dB 以上)㊁地面较为平整的沥青道路上,在3G WOT 工况下,对该车进行数据采集和分析,发动机曲轴转速追踪范围为1000~5000r /min ㊂试验载荷为:整备车身㊁采集数据工程师1名㊁专业驾驶员1名㊂测试时,车内无异物,避免出现异响㊂为保证数据的可靠性,需进行多次同工况采集,对一致性较好的数据进行平均计算[5]㊂采样频率:振动信号采样频率为5120Hz ,频率分辨率为1Hz ,谱线数为5120Hz ;声压信号采样频率为10240Hz ,频率分辨率为1Hz ,谱线数为10240Hz ㊂在进行问题排查测试之前,要对汽车排查前原状态Automobile Parts 2021.05055进行测试,为排查过程中数据对比提供参考㊂文中测试主要针对进气系统安装点断开排查,断开安装点后,垫入海绵等物体以隔绝振动㊂在排查过程中发现,断开空气滤清器的3个(共3个)安装点车内前排噪声改善明显,测试结果对比如图1所示㊂由图可知,断开空滤安装点车内噪声总声压级下降㊂因此,怀疑空滤安装点动刚度较低㊂图1㊀断开空滤安装点车内声学对比2　空滤安装点动刚度测试动刚度指的是同一位置㊁同一方向上的激励力与位移之比㊂原点动刚度主要能呈现的是在所关注的频率范围内该连接点局部区域的刚度水平,动刚度过低必然会引起更大的噪声,因此,该性能指标对整车的NVH 性能有较大的影响㊂空滤安装点的位置如图2所示㊂为了进一步确定空滤安装点的动刚度是否存在问题,对空滤安装点的动刚度进行测试㊂由于空滤前两个安装点的位置比较接近,且在同一个支架上,把前安装点的两个点作为一个点进行动刚度测试㊂测试采用LMS 动态测试系统中的Impact Testing 模块进行信号采集,在安装点位置安放一个三向振动传感器,对测点位置进行锤击采集数据,主要观察500Hz 以内的频率响应㊂空滤前㊁后安装点的动刚度测试结果如图3和图4所示㊂空滤前安装点Z 向动刚度超出200N /mm (目标要求)和50N /mm ,未达到目标要求;空滤后安装点Z 向动刚度也超出200N /mm (目标要求)和50N /mm ,未达到目标要求㊂空滤前㊁后安装点Z 向动刚度均未达到目标要求,因此需要对其进行优化㊂图2㊀空滤安装点位置图3㊀空滤前安装点动刚度测试结果图4㊀空滤后安装点动刚度测试结果2021.05 Automobile Parts 0563㊀空滤安装点动刚度优化根据动刚度测试结果,明确了空滤前㊁后安装点动刚度不足的问题㊂针对空滤前㊁后安装点的动刚度不足,采用CAE对其进行优化㊂在整车模型中对空滤安装点进行动刚度分析需要大量的求解时间,由于关注点为空滤安装点,为节省求解时间,提高效率,在已建立好的整车模型中,将含有空滤安装点的局部模型截取出来,在车身截断处加全约束模拟断面的边界条件,构建部分车身模型进行优化,局部模型如图2(a)所示㊂由于空滤前㊁后安装点主要是Z向动刚度不足,因此采取优化措施主要提高Z向的动刚度㊂优化措施:前安装点支架往Z向延长约50mm,增加与前端模块连接;后安装点支架往Z向翻边约20mm,同时增加与左前纵梁焊接㊂优化方案如图5所示㊂图5㊀前㊁后安装点优化方案4㊀优化方案验证将新的优化方案应用于整车,对其优化效果进行验证,测试方法与前述测试方法相同,得到车内声学声压曲线和空滤前㊁后安装点Z向振动特性,并与原状态数据进行对比㊂车内声学对比如图6所示,由图可知,优化后的前排声学虽没有断开空滤安装点改善明显,但相比原状态已有很大改善㊂空滤前㊁后安装点Z向振动对比如图7所示,前㊁后安装点Z向振动幅值均减小,说明优化方案有效㊂图6㊀优化前后车内声学对比图7㊀空滤前㊁后安装点Z向振动特性对比Automobile Parts 2021.050575㊀结论(1)首先通过断开空滤安装点3挡全油门加速工况测试数据与原状态同工况测试数据进行对比,断开空滤安装点车内噪声水平较好,因此引出空滤安装点动刚度不足的猜想㊂(2)通过安装点动刚度锤击测试,明确了空滤安装点动刚度不足的问题㊂(3)针对空滤安装点动刚度不足的问题,利用整车局部模型对空滤安装点动刚度不足进行改进㊂(4)将改进措施应用于实验车,最后通过测试验证,与原状态测试数据进行对比,车内噪声水平改善,提高了乘坐舒适性㊂参考文献:[1]王军华.对我国汽车噪声试验标准的思考[J].江苏交通科技,1998(1):26-31.[2]王学军,张觉慧,陈晓宇.轿车车身的动刚度优化[J].上海汽车,2003(1):20-23.WANG X J,ZHANG J H,CHEN X Y.Optimization of the car bodydynamic stiffness[J].Shanghai Auto,2003(1):20-23.[3]廖抒华,刘利,李春楠,等.车身关键接附点动刚度分析与改进[J].公路与汽运,2013(5):11-14.[4]程志伟,陈寒霜,周桂新.前副车架安装动力吸振器对加速车内噪声的改善[J].汽车科技,2014(4):50-54.CHENG Z W,CHEN H S,ZHOU G X.Improvement of interior noiseduring acceleration with dynamic vibration absorber mounted to frontsub-frame[J].Auto Sci-Tech,2014(4):50-54.[5]张守元,张义民,戴云,等.车身连接点动刚度分析与NVH 性能改进研究[J].汽车技术,2010(10):26-29,33.ZHANG S Y,ZHANG Y M,DAI Y,et al.Study on dynamic stiffnessanalysis of body attachment for NVH performance improvements[J].Automobile Technology,2010(10):26-29,33.[6]侯献军,张强,刘志恩,等.某微型车车内振动噪声分析及控制[J].噪声与振动控制,2015,35(5):111-115.HOU X J,ZHANG Q,LIU Z E,et al.Analysis and control of theinterior noise and vibration of a mini-vehicle [J ].Noise andVibration Control,2015,35(5):111-115.[7]王文彬,赵伟丰,孙飞,等.降低车内噪声试验控制[J].噪声与振动控制,2014,34(2):80-83.WANG W B,ZHAO W F,SUN F,et al.Experiment on vehicle sinterior noise control [J].Noise and Vibration Control,2014,34(2):80-83.[8]佘威,戎芳明,王晓兰.动刚度分析在转向系统动态特性研究中的应用[J].机械工程师,2017(1):136-138.SHE W,RONG F M,WANG X L.Application of dynamic stiffnessanalysis in dynamic characteristics study of steering system [J].Mechanical Engineer,2017(1):136-138.[9]常光宝,梁静强,吕俊成,等.基于动刚度的车内降噪研究[J].汽车零部件,2016(7):22-24.CHANG G B,LIANG J Q,LV J C,et al.Noise decrease research based on dynamic stiffness[J].Automobile Parts,2016(7):22-24.[10]胡汉亭,杨震.关于发动机进气结构路径的研究[J].计量与测试技术,2015,42(2):45-46.HU H T,YANG Z.Research on the engine intake structure path [J].Metrology &Measurement Technique,2015,42(2):45-46.[11]顾宇庆,李俊鹏,梁新华,等.轿车副车架连接点动刚度试验分析[J].机械研究与应用,2012,25(6):71-73.GU Y Q,LI J P,LIANG X H,et al.Dynamic stiffness analysis ofpassenger car sub-frame interface attachments [J ].Mechanical Research &Application,2012,25(6):71-73.[12]吴开丰,戴驰,成亚南,等.影响车身后拖曳臂接附点动刚度因素研究[J].汽车科技,2014(3):18-23.WU K F,DAI C,CHENG Y N,et al.Study on the dynamic stiffnessinfluence factors of rear trailing-arm attaching with body[J].Auto Sci-Tech,2014(3):18-23.[13]杨神林.某SUV 加速行驶进气噪声分析与控制研究[D].长春:吉林大学,2011.[14]李文,张铭成,刘旌扬.优化车辆进气系统降低车内加速噪声[J].汽车技术,2011(4):18-21.LI W,ZHANG M C,LIU J Y.A study on reducing interior acceler-ation noise by optimizing the intake system[J].Automobile Tech-nology,2011(4):18-21.[15]虞涵仁.某SUV 进气系统噪声分析与改进[D].长沙:湖南大学,2012.渝昆高铁川渝段全面开工建设㊀㊀4月13日,记者从京昆高速铁路西昆有限公司获悉,随着中铁十一局承建的渝昆高铁中梁山隧道正洞开挖㊁泸州沱江特大桥主墩桩基础施工,标志着渝昆高铁川渝段全面开工建设㊂西安至昆明高速铁路(以下简称西昆高铁)是全国高速铁路网八纵八横主通道之一京昆通道的重要组成部分,正线长度1355km,设计时速350km /h,桥隧比高达83.3%㊂西昆高铁分为西渝高铁和渝昆高铁两个部分建设,此次先期开建的渝昆高铁川渝段途经重庆市㊁四川省,线路全长约188km,线路从重庆枢纽重庆西站引出,经九龙坡站(预留)㊁江津北站㊁永川南站㊁泸州东站㊁泸州站㊁南溪站㊁临港站㊁接入宜宾站,共9个车站㊂(来源‘科技日报“)。

基于LMS Test.Lab的拖拉机变速箱异响的诊断

基于ＬｅｔＬｂ的拖拉机变速箱异响的诊断ＭＳＴｓ．ａ
张希升冷峻田青松，，
（．田雷沃周际重丁股份有限公司，１福山东潍坊２１０；．６２６２山东交通职业学院，山东潍坊２１０）６２６摘要：文采用比利时Ｌ本ＭＳ公司的ＴｓＬｂ动噪声测试系统，对某拖拉机变速箱在加速和减速时出现异ｅｔａ振．针响的问题进行了测试分析，通过对振动现象和异常噪声的频谱分析及相关分析，图寻找异响的故障频率，试
２ＳａｄｎｒｎｐｒＶｏａｉｎｌｏｌｇ．ｈｎｏｇＴａｓｏｔｃｔａｌｅ，Ｗｅｆｎ６２６，ＣｉａｏＣｅｉｇ２１０ａｈｎ）
Ａｂｔａｔｎｔｉｐｐｒｏｏｄｒｔｏｖｈｂｏｍａｏｓｎｔｅｐｃｕｉｔａｅｌｒｔｓｏｅｅｅａｅ，ｔｅｔｓｗｓｄｎｓｒｃ：Ｉｈｓａｅ，ｉｒｅｏｓｌｅｔｅａｎｒｌｉｅｉｈｉｋｐｗｈｌｉｅｅｅａｅｒｄｅｌｒｌｓｈｅｔａｏｅｎｅｔｒｕｈｔｅｕｅｏＭＳ＂ｓ．ａｙｔｍ．ｔｅｓｅｔｍｎｏ＇ａｉｎａａｙｅｆｉｒｔ＇ｎｏｓｒｒｅｕ．ｒｅｆｒｅｈｏｇｈｓｆＬｒｔｂｓｓｅｅＬｈｐｃｒａｄｅｎｅｔｎｌｓｓｏｂａｉｎａｄｎｉｅｗｅｅ（ｒｄｏｔｈｕｔｒｕｌｏｖ（ａｉｈｒｓａｃｉｃｉｎａｄｉｒｖｍｅｔａｕｅｅｅｇｖｎｅｅｒｈｄｒｔｎｅｏｍｐｏｅｎｍｅｓｒｓｗｒｉｅ．

基于LMS Test. Lab 的车内声振传递路径分析

基于LMS Test. Lab 的车内声振传递路径分析1 前言汽车噪声、振动及因其而引发的车辆乘坐舒适性问题，即NVH（Noise, Vibration & Harshness）问题，是衡量汽车产品质量的一个综合性问题。

它给用户的感受最直接，越来越影响到产品的美誉度和市场占有率，因此受到各大整车制造企业和零部件企业的普遍关。

汽车内部噪声和振动现象，往往是由多个激励，经由不同的传递路径抵达目标位置后叠加而成的。

同时，这样试验的工况十分复杂，要求处理的数据多，工作量非常大，而又很难用简单的图表全面地说明问题。

由于传递特性分析具有这一突出的优点，在实际工程问题上应用很普遍，从而得到迅速的发展。

车内噪声总体上可分为结构声和空气声两种。

汽车内饰件振动异响探测方法研究

的主要方法。所以模态分析并不能替代异响台架试验，但是可以是一种预防方法。（３）对于汽车内饰件的异响问题，模态数值分析只是解决异响问题的第一步，在内饰件的开
图６改进后副仪表板一阶模态３３．５
Ｈｚ
发设计阶段，一套完整的异响预防方案应该是：模
态分析初步判断结构弱点（数值模拟和模态试
整车振动异响是验证汽车零部件是否满足异响要求的最后一个环节，也可以验证零部件相邻
界面是否会产生异响。整车振动异响可以在专用
验）一零部件和子系统振动异响试验找出异响源一整车振动异响验证。建立系统性的异响评估和分析方法是十分必
要的，这其中包括数值模拟、主观评价和客观测
的汽车道路实验场里进行。对各种行驶路况下车
内的异响等级进行评估。也可以在实验室内进行
４通道模拟路谱试验，图７所示，激励路谱可以选用汽车在专用的汽车道路实验场采集的路谱。对异响的评价以主观评价为主。该副仪表板改进后
进后基本壁厚蓝色面由２．８ｍｍ增加到３ｍｍ，粉色面由２．８ｍｍ增加到３ｍｍ，黄色面由２．８ｍｍ增加为４ｍｍ，紫色面由３ｍｍ增加为４ｍｍ。这些更
然后固定在半消声室内的静音振台上（空振动台振动时背景噪声为１．１ｓｏｎｅ），在Ｚ方向上施加随
机振动（随机振动在各个频率上的加速度均方根值满足某企业标准），并对采集到的时变响度按ＩｓＯ５３２Ｂ规范进行Ｎ１０ｚｗｉｃｋｅｒ响度要求Ｈ１运算，试验过程和测量点如图３所示，麦克风布置在距样件１５０ｍｍ处。试验结果表明，客观评价测量点
・１０・
上海汽车２０１５．０５
万方数据
上海汽车２０１５．０５
・７・
万方数据
万方数据
果说明副仪表板的设计结构需要进行改进。

LMS模态测试系统在解决车内低频轰鸣音问题中的应用

LMS 模态测试系统在解决车内低频轰鸣音问题中的应用音1.前言车内噪声是由于发动机噪声等多种类型的噪声通过结构和空气的振动传递到车内面形成，结构的振动特性和车内空腔的声学特性会对车内噪声产生重要影响。

汽车内部声学特性分析是汽车振动及乘坐舒适性设计的关键之一，要解决车内噪声问题也需要明确车内声场分布及特性，然后采取相应措施进行降噪。

轿车车内空间是一个封闭的空腔，同结构件一样，它也存在模态频率和模态形状，即所谓的声学模态。

声学模态以具体的声压分布为特征，声学模态频率是指声学共鸣频率，在该频率处车内空腔产生声学共鸣，使声压放大；声波在某一声学模态频率下，在轿车车内空腔传播时，入射波与空腔边界反射而形成的反射波互相叠加或相互消减而在不同位置产生出的声压分布，称之为声学模态振型。

测量轿车车内空腔声学模态，获取车内空腔的声学模态频率和模态形状，能够了解轿车车内声学特性。

强迫振动下车内部各点的总压力响应取决于各个声学模态被激励的方式,车内室空腔的共振会明显增大噪声响应，如果车内空腔受到与其共鸣频率相同的激励时，车内将产生共鸣而导致噪声，尤其是当构成车身的某些板件的低频振动与车内空腔的共鸣频率一致时，车内将发出令人极其不舒服的低频轰鸣音，对乘客的舒适性有很大的影响。

因此,对车内声腔进行模态分析不仅可以避开车身壁板与车内空腔声学共振的可能性,还可以掌握空腔声场的声压分布情况,为预测并分析动态声学响应准备必要的条件。

本文就是针对某轿车在加速过程中特定转速下的低频轰鸣音问题，用试验方法对该车进行了车内空腔声学模态进行了研究，使用模态分析系统测量了该轿车车内空腔声学模态中的中低频的声学模态频率和模态形状，并结合车身结构模态分析，对车身相关板件进行了改进优化，很好的解决了该噪声问题。

2.试验分析的理论基础对于车内封闭空腔系统的声学特性，声波方程可以表示为：012222=∇-∂∂p tpc (1) 式中，c 为流体在介质中的声速，p 为瞬时声压，▽为拉普拉斯算符通过离散声波方程，分成若干个有限单元，并考虑声学阻尼作用，可得到声场的有限元矩阵方程如下：0......=+++U R P K P C P M f f f (2)其中，fM 为流体等效质量矩阵，fC 流体等效阻尼矩阵，fK 为流体等效刚度矩阵，R为流体和结构的耦合矩阵，..U 为单元节点的位移U 对时间的二阶导数，P 为结点声压的矩阵。

基于LMS test.lab发动机噪音分析

基于LMS b发动机噪音分析作者：肖志杰张立成来源：《大众汽车·学术版》2014年第04期【摘要】本文采用比利时LMS公司的b 振动噪声测试系统，针对某款摩托车发动机怠速时出现的异响、声音大等问题进行了测试分析，通过对振动现象和异常噪声的频谱分析及零部件传递函数分析，找出了声音大和异响的主要根源在箱体的刚度不足、离合器齿轮传递误差大，离合器缓冲结构的刚度设计不合理，并针对相关问题提出了进一步的研究方向及改进措施。

【关键词】噪音；LMS b；传递函数；频谱；离合器随着经济的发展，社会的进步，人们消费观念的改变，人们对摩托车的要求已经不满足于省油、跑得快，而是更注重于其舒适性和安全性。

发动机异常噪声不仅使人心情烦躁，而且还会使客户对发动机或者整车做出不好的判断，直接影响着客户对车辆的购买。

因此，针对某发动机怠速声音异响且声音大且有杂音等现象进行了实验测试分析和有限元计算分析。

一、实验测试分析公司某新型发动机在试制过程中，发现其在怠速（1500-1600rpm）的声音有种节奏感的敲击声，且加速时发动机声音比较杂等现象，针对这种现象本文采用LMS b系统采集异响声音的频谱数据以及振动数据，并且利用LMS b系统测试子零部件的传递函数并结合有限元软件计算来考察零部件的模态以及关键点的动刚度等。

测试工况为在半消音室台架内，空挡怠速（1500-1600rpm），采用3个振动传感器和3个噪音传感器同时测量振动和噪音数据。

二、测试数据分析（一）声音频谱数据分析通过离合器处的噪音频谱数据可以看出，离合器处主要的异响频率段在590HZ以及2300-2900HZ，经过滤波以及声音回放可以确定异响的频率段就是上述频率段。

（二）箱体的频响测试本文采用LMS b系统对箱体进行频响测试，来考察其结构的固有频率和关键点的动刚度并结合有限元计算来考察每个频率下的模态阵型分布。

（三）齿轮噪音分析通过离合器的频谱数据分析可知，离合器的齿轮啮合噪音在总的噪音中贡献量很大，通过滤波回放试听来看，异响的主要激励源就来源于离合器的冲击噪音，从离合器的工作机理出发，离合器的冲击主要来自于离合器的传递误差以及离合器的缓冲扭振系统。