某轿车加速车内轰鸣声的案例研究
动力吸振器在某车型声学开发中的设计及应用
动力吸振器在某车型声学开发中的设计及应用刘 杰(赛科工业科技开发(武汉)有限公司上海分公司,上海 200233)摘要:论述动力吸振器设计开发原理,并从整车开发工程实践的角度出发,对传动轴的噪声-振动-平顺性(N V H )进行动力吸振器的设计㊂通过运用H e a d 软件中的模态测试模块来确定噪声出现的频率,针对实际噪声工况设计吸振器的参数,并利用仿真和实车道路测试相结合的方法对吸振器效果进行验证㊂经验证该吸振器的设计解决了N V H 问题,改善了整车的驾乘舒适性㊂该方法可推广应用到整车其他零件的减振开发设计中去,对整车声学开发有积极的指导意义㊂关键词:动力吸振器 声学开发 减振0 前言汽车的振动-噪声-平顺性(N V H )是衡量汽车品质的一项重要指标㊂随着用户对汽车的舒适性要求越来越高,各国对噪声污染的控制越来越严,因此N V H 性能决定了一部汽车在市场上的前景[1]㊂汽车上几乎每个系统和部件都会涉及振动问题,而动力吸振器作为消除噪声和振动的1个重要方法,已经在整车声学开发中进行了大量的运用,比如传动系统上的传动轴及卡丹轴㊁动力装置支承㊁方向盘㊁副车架㊁排气管及座椅靠背等㊂动力吸振器一般针对某个特定噪声频率,通过产生与主系统相位差180ʎ的振动,从而抵消主系统某个频率的振动㊂根据主系统产生噪声频率的不同,通过调节动力吸振器的质量㊁刚度㊁阻尼等抵消某个频率的振动,同时动力吸振器作用的频率范围覆盖十几H z 到几百H z㊂比如:针对座椅抖动,可在靠背上增加的动力吸振器,其作用频率只有十几H z ;方向盘上的动力吸振器,根据车辆怠速转速的不同作用范围,大致在二十多H z 到三十多H z ;动力总成支承和传动轴上的动力吸振器根据车辆加速行驶时发动机转速不同从几十H z 到几百H z㊂动力吸振器对车辆上抱怨零件特定频率的振动及噪声的衰减效果是非常明显的,并在整车声学开发上获得了广泛的运用㊂1 问题描述某自主开发的S U V 车型采用前轮驱动P r o t o t y pe 样车主观评价发现,车辆在加速阶段转速在3600r /m i n 附近踏板抖动严重,并伴随着明显的车内轰鸣声,如图1所示,在车内布置了4个噪声采样传感器,分别位于驾驶员外耳㊁副驾驶外耳及后排乘客外耳㊂图2为驾驶员位置噪声瀑布图,可看出该车内噪声与发动机的2阶有关,噪声频率在120H z 附近㊂图1 某S U V 车型3档加速车内噪声2 原因分析该车辆左侧传动轴距较短,采用的是42m m 的空心轴,而右侧传动轴从成本角度,采用的是27m m 的实心轴㊂实心轴的固有频率远比空心轴低,其与发动机旋转件发生耦合的概率要比空心轴大得多㊂对车辆进行传递路径分析,发现噪声车辆的抖动来自车辆右542019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.图2驾驶员外耳噪声瀑布图侧传动轴,如图3所示㊂图3某S U V车型3档加速传动轴振动曲线使用H e a d测试系统中,A r t e m i SS U I T E5.1模块的 i m p a c tM e a s u r e m e n t 对整车落地状态下的车辆右侧传动轴进行固有频率测试,测试结果如图4所示㊂对比图2和图4可以得出噪声产生的原因,发动机2阶激励与右传动轴的1阶固有模态耦合产生了共振,从而引起了车内的轰鸣和振动㊂3优化措施针对以上分析,可从激励源㊁传递路径及响应寻求改进措施㊂因为噪声出现在转速3600r/m i n(车辆加速)时,此转速属于发动机中间转速不可能避开,因此通过降低或者避开激励源的方法不太可行㊂车内噪声和振动是乘客可以感知的两种响应,前者可以通过主图4右传动轴整车约束状态下固有频率动降噪的方法来解决,缺点是成本太高㊂整车加速抖动没有较为简单的解决方法,除非对车身进行刚度加强,其问题根源出在传递路径上右传动轴这一环,只要把右传动轴共振峰值消去或者降低其共振能量,就可以同时实现降低噪声和振动,而这就是动力吸振器可以实现的功能㊂4动力吸振器设计原理4.1双自由度系统模型的建立图5带阻尼的动力吸振器系统图5是一个带阻尼的动力吸振器的系统,该动力吸振器系统包括主系统的质量㊁主系统弹簧刚度㊁主系统位移响应㊁吸振器质量㊁吸振器弹簧刚度㊁阻尼系数㊁552019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.吸振器位移响应和外界激励力㊂系统的强迫振动方程如下m 100m 2éëêêùûúú㊆x 1㊆x 2éëêêêêêùûúúúúú+c -c -c c éëêêùûúú㊃x 1㊃x 2éëêêêêêùûúúúúú+k 1+k 2-k 2-k 2k 2éëêêùûúúx 1x 2éëêêùûúú=P 1s i n (ωt )0éëêêùûúú(1)式中,m 1为主系统的质量,k 1为主系统弹簧刚度,x 1为主系统位移响应;m 2为吸振器质量,k 2为吸振器弹簧刚度,c 为阻尼系数,x 2为吸振器位移响应,P 1s i n (ωt )为外界激励力㊂4.2 阻尼动力吸振器当c 不等于0时,动力方程的解为x 1x 2{}=B 1s i n (ωt )B 2s i n (ωt ){}(2)式中,x 1为主质量位移响应,x 2为吸振器位移响应,B 1为主质量振幅,B 2为吸振器振幅,P 1s i n ωt 外界激励力㊂将主质量系统的振幅B 1与静变形x s t 之比A (λ)称为放大系数A (λ)=B 1x s t=(2ηλ)2+(λ2-f 2)2(2ηλ)2(λ2+μλ2-1)2+[μf 2λ2-(λ2-1)(λ2-f 2)]2[]2(3)式中,f =ω2ω1为调谐比或定调比,μ=m 2m 1为质量比,λ=ωω1为激励力与主系统固有圆频率之比,η=c 2m 2k 2吸振器阻尼比,c 阻尼系数㊂ω为系统激励力频率,ω1为主质量固有频率,ω2为吸振器固有频率,m 1主系统的质量,m 2为吸振器质量,k 2为吸振器弹簧刚度㊂μ越大虽然有利于减振,但是不利于空间布置,一般取0.1~0.3㊂取μ为0.1,调谐比取1来绘制主质量系统的幅频响应曲线,如图6所示㊂当阻尼比取零和无穷大时,幅频响应曲线相交于A ㊁B 两点㊂可以证明,任意改变阻尼比,幅频响应曲线都通过该两点㊂改变调谐比可以让A 点和B 点的幅值相等㊂若再改变吸振器阻尼比,使动力放大系数曲线的峰值点与公共点A 点或B 点重合,此时的动力放大系数为最小值,此时的调谐比称为最优调谐比,阻尼图6 主质量系统幅频响应曲线比称为最优阻尼比,并满足关系:f o pt =ω2ω1=11+μηo p t =3η8(1+μ)3æèçöø÷0.5A (λ)=1+2μæèçöø÷0.5(4)式中,f o pt 为最优调谐比或定调比,ω1为主质量固有频率,ω2为吸振器固有频率,μ为m 2与m 1质量比,ηo p t 为吸振器最佳阻尼比,A (λ)为放大系数㊂5 动力吸振器设计从动力吸振器设计原理可知,设计动力吸振器需要确定质量比㊁调谐比㊁动力吸振器的固有频率和阻尼比等几个关键的参数,最后再根据阻尼比的计算公式反推吸振器的阻尼系数㊂由上述可知,μ的取值一般在0.1~0.3,可选取几个方案同步验证降噪效果㊂(1)方案1:取μ=0.105,因主系统即右传动轴质量m 1为3332g ,则动力吸振器的质量350g㊂最佳调谐比m 2为0.905,吸振器的固有频率是108.6H z ,吸振器的最优阻尼比为0.17,阻尼系数是81N ㊃s /m ㊂(2)方案2:取μ=0.15,计算得出动力吸振器的质量m 2为500g ,调谐比0.870,频率104.3H z ,阻尼比为0.1923,阻尼系数是91.6N ㊃s /m ㊂(3)方案3:取μ=0.2,计算得出动力吸振器的质量m 2为666.4g ,调谐比0.833,频率100H z ,阻尼比为0.208,阻尼系数是99.1N ㊃s /m ㊂这3个方案参数选择如表1所示㊂56汽车与新动力All Rights Reserved.表1 动力吸振器3套方案参数列表项目质量比调谐比阻尼比频率/H z 方案10.1050.9050.1700108.6方案20.1500.8700.1923105.0方案30.2000.8330.2080100.06 动力吸振器设计验证6.1 仿真验证使用A N SA 仿真模块对该S U V 车型右侧传动轴进行3种方案吸振器的原点响应分析,如图7~9所示㊂图7 方案1效果图(计算)图8方案2效果图(计算)图9 方案3效果图(计算)6.2 实车验证将安装动力吸振器的右传动轴安装在该S U V 车上进行实车道路验证,如图10所示㊂方案2效果如图11和图12所示,加装该吸振器后车内噪声的轰鸣声声压级下降达7d B (A ),振动也图10 带动力吸振器的右传动轴改善明显㊂经过主观评价,加装吸振器后车内噪声和振动完全可以接受㊂方案1和方案3效果类似,最终确定该吸振器的频率范围是105H z ʃ5H z㊂图11 带和不带吸振器车内噪声对比图12 带和不带吸振器轴头振动对比7 结论本文从某S U V 车型加速时车内振动和轰鸣的噪声出发,系统地论述了动力吸振器的设计原理,并应用到该噪声的解决中㊂从整车实际工况出发,通过计算572019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.和道路试验相结合的方法,验证了传动轴上安装动力吸振器对该噪声的改善效果㊂动力吸振器在整车开发中运用广泛,经实践证实,该方法可以有效推广到副车架㊁座椅㊁卡丹轴等车辆其他运动部件的减振设计㊂参考文献[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.专家简介袁卫平,上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心整车集成部N V H科高级经理㊁资深专家㊁教授级高工㊁硕士研究生导师㊁I S O/T C70/WG13和S A C/T C177/WG11工作组组长,从事汽车和内燃机噪声振动控制研究30余年,注重理论与实践相结合,编有专著,发表多篇学术论文,拥有多项发明专利㊂专家推荐辞乘用车在振动-噪声-平顺性(N V H)开发设计过程中,在物理样车造车阶段经常出现车内轰鸣噪声及加速抖动的问题㊂因为此时开发工作已经处于验证阶段,部分零件的正式模具已经冻结,所以在解决此类问题时,通过额外增加动力吸振器往往很有效果㊂此文结合实际开发设计中遇到的相关问题,从问题源出发,利用经典理论公式,通过仿真计算和道路验证的方All Rights Reserved.。
一个关于传动轴共振的案例研究
一个关于传动轴共振的案例研究作者：重庆长安汽车股份有限公司闵福江摘要：NVH 是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。
文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH 问题的原理，以及解决这些NVH 问题的一些方法。
又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频轰鸣声。
同时内万向节及差速器齿轮啮合转动的不稳定性还会引起车辆产生波动式耦合噪音和刺耳的尖叫声音。
3 传动轴在设计中如何避免共振对于传动轴来说，第一阶模态最重要，如果采用不等速万向节的轴，还应该考虑第二阶的激励。
传动轴的最高转速取决于最高的行驶车速，为了避免共振，传动轴的固有频率一定要比临界转速（传动轴最高转速）对应的频率高出15%。
传动轴的最大工作频率与车速的关系：式1 中va-车速fj-传动轴的最大工作频率ig-变速器的传动比io主减速比kj发动机转矩主谐量的阶数r车轮的滚动半径以前述样车为例：该车的最高车速为：190km/h；变速器传动比（5 档）：0.809；主减速比：4.17；发动机转矩主谐量的阶数：2；轮胎周长：2m；经计算传动轴的最大工作频率为178Hz，因此为了避免共振，传动轴的设计目标（一阶固有频率）应该在205Hz（178×（1+15）%）以上。
该样车实测一阶弯曲模态为109Hz（如图一所示），远低于205Hz。
经过发动机激励，引发传动轴共振，造成车内轰鸣声（如图2 所示）。
图1：传动轴一阶弯曲模态图2：车内轰鸣噪声4 当发生传动轴共振时，可采取的控制策略4.1 调整传动轴固有频率根据（1）式中计算出的传动轴最大的工作频率j f ，将传动轴的固有频率设定为不小于j f (1+15)%。
以该样车为例，应将传动轴的固有频率提高到205Hz 以上。
对于长传动轴，提高固有频率的方式主要有两种：第一，采用中间支撑，分段传动；第二，采用空心轴（空心轴可以降低质量，增大管径，有扭转强度高，弯曲强度大的特点）。
利用声固耦合模型进行轿车车室内噪声的仿真分析
图 2 MSC.Patran 中的车室空腔模型
为了与实体模型相区别，MSC.Nastran 的声学模型在节点数据卡的第 7 域中填加“-1” ， 以此定义它为流体（空气）单元节点。对于复杂的模型，为了减少修改节点数据卡的工作量， 用户可以根据数据卡的格式自己编写数据转换程序来完成这一工作。MSC.Nastran 声学模型 数据文件中的材料卡用的是流体的 MAT10 卡，它定义了流体的体积模量和密度。在单元特性 卡的第 8 域中声明是流体单元，这样就得到了车室空腔声学模型的数据文件 。
（a）76.68 Hz
（b）113.88 Hz
（c）140.84 Hz
（d）158.08 Hz
图 4 车室空腔的声学模态
3.2 车身结构的模态分析
由于本文讨论的车室内噪声是由车身结构振动引起的， 车身既是噪声信号的发生器， 也 是振动激励信号的滤波系统， 分析车身结构的模态可以更好地掌握振动传递和噪声产生的机 理，进而为室内噪声预测以及噪声源诊断、壁板声学贡献分析等提供依据。
[2]
-4-
2003 年 MSC.Software 中国用户论文集
在 MSC.Nastran 中建立车室结构与空腔的声固耦合模型， 首先要将车身结构模型和车室 空腔模型的数据卡合并到一起，这也可以通过在 MSC.Patran 的一个模型中分组建模实现， 但要注意这两个模型的节点和单元要分开编号并且分别定义单元的材料和特性。在数据段中 必须填加“ACMODL,IDENT”卡片，使两个模型中相重合的节点连接（耦合）在一起，保证它 们在分析时一起运动。如果流体模型的界面节点没有与结构模型节点相耦合，那么该节点的 边界条件相当于被刚性壁所约束。图 3 所示为声固耦合模型的纵向剖视图。
Key words: noise，fluid-structure interaction，MSC.Patran，MSC.Nastran
GB1495汽车加速噪声标准限值加严情况研究
GB1495汽车加速噪声标准限值加严情况研究作者：谢东明孙枝鹏张志波来源：《汽车科技》2019年第05期摘要：GB1495《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》标准（报批稿）与现行标准GB1495-2002相比、改变了测量方法及限值体系，本文通过比对依据新标准及现行标准的测量结果差异获取GB1495-2002标准相对GB1495新标准的等效限值水平，并简要分析了限值加严情况及对各型汽车的影响。
关键词：GB1495;汽车加速噪声;限值中图分类号：U461 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2019）05-0007-05谢东明毕业于吉林大学车辆工程专业，现就职于中国汽车技术研究中心有限公司标准所高级工程师，从事汽车整车、噪声试验及国内外标准研究工作。
已发表整车试验、汽车噪声等相关论文30余篇。
前言2018年11月，GB1495《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》标准进入了WTO/TBT 通报流程，即将报批，预计实施时间为2020年7月1日[1]。
和现行标准GB1495-2002[2]相比，GB1495新标准采取了全新的测量方法和限值体系，这为新标准与现行标准的限值比对及研究带来难度。
目前，国内、外均没有针对GB1495标准及相应联合国汽车噪声法规UN Regulation No.51[3]在测量方法改变之后的限值加严情况准确分析[4]。
《汽车加速行驶外噪声限值及测量方法（修订GB1495-2002）》项目组通过分析“中国加速行驶车外噪声数据库”中的典型车型依据GB1495新老标准的验证试验数据，获取了新老标准测量方法差异以及引起的测量结果差异，并对比新老限值水平差异，获得了GB1495新标准限值在不同车型上的加严量，以及对这些车型的影响。
1 GB1495新标准测量方法主要变化GB1495新标准的测量方法主要依据“中国工况”[5]及中国车型特征[6][7][8]修改采用了ISO362-1：2007国际标准[9]。
环境噪声污染案例分析
环境噪声污染案例分析引言：环境噪声污染作为一种常见的环境污染问题，对人类的身心健康、生活质量和社会和谐造成了严重的影响。
本文将对几个环境噪声污染案例进行分析，探讨其影响和解决方法，以期增强大众对环境噪声污染问题的认识和意识。
案例一：市区交通噪声描述：市区交通噪声是最为常见的环境噪声污染之一。
车辆行驶产生的噪声给周边居民带来了巨大的困扰。
尤其是位于繁华商业区的住户，受到频繁的汽车喇叭声和引擎噪音的干扰，影响睡眠质量和生活舒适度。
影响：长期暴露在市区交通噪声中，人们易受到压力和焦虑的影响，进而导致睡眠障碍、血压升高等健康问题。
此外，交通噪声还会干扰学校教学环境，影响学生的学习效果。
解决方法：为减少市区交通噪声污染，可采取以下措施。
一是政府加强城市规划和交通管理，合理规划道路和住宅建设，并设置限制噪声排放的标准和指导。
二是在重要路段设置隔音屏障和抑制噪音设备，以尽可能减少交通噪声的传播。
三是提倡环保出行方式，推广公共交通和非机动车出行，减少汽车数量和行驶里程。
案例二：工业噪声描述：工业噪声是由于工业设备、机械运转以及工厂生产过程产生的噪声。
这些工业噪声不仅对员工的健康造成危害，同时也对周边居民的生活带来干扰。
影响：长期暴露在高强度工业噪声下，员工易患职业性听力损伤，甚至引发精神和心理问题。
同时，工厂周围居民受到噪声的侵扰，影响到正常的工作学习和居住环境，甚至引发社会不安。
解决方法：应对工业噪声污染的解决方法包括以下几个方面。
一是加强工业噪声监管，明确噪声限制标准，规范工业噪声排放，确保企业按照规定安装噪音控制设施。
二是提升企业的环境管理意识，加强技术改造和设备更新，采用降噪设备和隔音措施，减少噪声源。
三是加强员工的个人防护意识，提供适当的听力保护设备，减少职业性听力损伤的发生。
案例三：居民社区噪声描述：居民社区噪声是指居民区内产生的各种社会噪声，例如邻里纷争、娱乐设施产生的噪音等。
这些噪声干扰了周围居民的正常生活和休息。
汽车加速行驶车外噪声测试及降噪措施
增加吸音橡胶皮
增加减振垫
挡泥板增加 减振垫
增加 减振 垫
增加支撑 支架
2、发动机仓屏蔽
• • 尽管玉柴的柴油机噪声在国内同行中较低，但如果不对发动机的机仓进行隔 声处理，也很难达到新国标的要求。 屏蔽发动机仓是降低噪声的最有效方法，需要整车厂的重视认同和规范化作 业，需要设计制造部分专用成型屏蔽，例如：南京跃进厂的平头载货车驾驶 室发动机舱后盖，设计为成型复合材料冲压件内附吸音隔热材料，安装在驾 驶室上，能随驾驶室自由起降，降下时与车厢之间隔音板密封结合，迎风散 热气流随着成型发动机舱后盖圆弧线流向车底，其底盘屏蔽设计出既能确保 通风又能隔音，显得非常正规、美观。由此可见该厂对噪声的重视程度。该 车装两台YC4110发动机，其中一台发动机未采取任何降噪措施，测试结果是 81 dB（A）。由于不允许拍照，未能给大家分享。如下相片只是近类似而已， 比起南京跃进发动机舱后盖设计还有一段差离。
驾驶楼与车厢 之间增加隔音 板
油箱外覆盖橡 胶皮，减振及 吸音
试验测试结果
车型号
发动机型号 未降噪前 施加降噪措施后 拆除发动机底部屏 国标限值 83 dB（A）
EQ3010（平头） J46S1 具体措施
85.6dB （A） 82.6 dB（A）
采用复合钢板油底壳、复合钢板离合器壳底盖，底部未屏蔽 86.5dB （A） 81.9 dB（A） 88 dB（A） 80.8 dB（A） ； 82.9 dB（A） 82.8 dB（A） 83 dB（A） 83 dB（措施
汽车噪声控制
• 汽车噪声控制以汽车噪声的基本常识以及 基本的测量控制方法等为主。掌握一些基 础如声学的基本概念、波动方程、声波等， 对一些常用的噪声测量方法如声压测量、 声强测量、声全息测量方法等有所了解和 掌握，对汽车的噪声如发动机噪声、底盘 噪声和车内噪声的特点以及一些噪声控制 方法如隔声、吸声、减振、隔振等有所了 解和掌握。使会处理一般汽车噪声问题。
传动轴共振的案例研究
一个关于传动轴共振的案例研究闵福江重庆长安汽车股份有限公司汽车工程研究院【摘要】NVH是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。
文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH问题的原理，以及解决这些NVH问题的一些方法。
【主题词】传动系 共振 汽车 轰鸣声A Case Study on the Syntony of Drive shaftMin FujiangChongqing Changan Automobile Stock CO . LTDAutomotive Engineering Institute【Abstract】NVH is a application problem to be solved with certain theoretical basis and much practical experience .This paper describes the complete vehicle NVH problem principally caused by power system ,and introduce some ways how to solve this problem。
【Key Words】Transmission system , Syntony , Vehicle , Booming Noise1前言某新研发的车辆，在样车试制期间，发现当车辆在行驶过程中发动机转速达到3300转/分时，车内产生明显的轰鸣声（Booming Noise）,该车型如果投放市场，必然引起顾客抱怨，影响市场销售。
经诊断分析确定为传动轴一阶弯曲共振导致，必须针对传动轴采取措施，解决轰鸣噪声。
本文系统地阐述了该问题的分析和解决过程。
2传动轴共振引发的NVH问题汽车的动力系统时刻向传动轴施加各种激振，尤其以发动机的往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力冲击最为显著。
汽车设计论文 16,传动轴模态共振问题的解决方案与实例
传动轴模态共振问题的解决方案与实例摘要通过对整车Ⅲ-WOT工况对车内噪音、轮毂端振动测试，以及对传动轴模态测试，由噪声、振动数据分析，确定车内噪音根源为传动轴模态共振导致。
为解决该问题，常用加粗驱动轴方法并不可行，无法避开共振频率，在此背景下，通过采用在该传动轴上增加动态阻尼器的方法，对动态阻尼器进行原理分析及参数优化，合理设定动态阻尼器参数，从而抵消传动轴模态共振振幅，消除车内该频率段噪音，改善整车NVH性能。
关键词传动轴；模态共振；动态阻尼器1引言随着物质生活水平提高，消费者对汽车舒适性要求不断提高，主机厂在对于汽车NVH 性能提升方面投入加大。
其中，解决汽车零部件共振在汽车NVH性能提升方面占重要比重。
传动轴激振来自于发动机激励、齿轮啮合冲击、轮胎路面激励。
通常情况下，当传动轴的一阶弯曲模态被激发时，才会引起明显的共振。
因此本文是通过试验测试手段分析，并采用在传动轴上安装动态阻尼器，解决传动轴模态共振问题，提升汽车NVH性能。
2 噪声源分析及优化方案选择2.1 噪音及振动测试分析为了消除路面激励对传动轴影响，采用在转鼓测试车内驾驶员右耳、副驾左耳噪音声压级，以及轮毂端振动测试，测试工况是整车进行Ⅲ-WOT加速工况（发动机转速由1000rpm/min 增加至5000rpm/min）。
测试噪声结果如图1所示。
在3300rpm/min时，整车声压级存在峰值，导致车内存在轰鸣，同时从频谱分析可知，主要由于二阶次噪声导致，且二阶次频率为110Hz，同时轮毂端振动测试数据在3300rpm/min也存在大振幅，排除进、排气是噪声产生的原因，故初步判断该车内二阶次噪声峰值由传动系导致，进一步对传动轴模态做测试确认。
图1 驾驶员右耳噪声（总声压、二阶次噪音）2.2噪声源确认及优化方案选择在实车状态下，对整车约束下传动轴进行模态测试。
测试结果为一阶弯曲模态为113Hz，与车内二阶次110Hz噪声峰值相接近，故确认为传动轴其一阶弯曲模态113Hz与发动机二阶频率110Hz（对应转速3300rpm/min）发生模态共振，导致该噪声产生。
汽车传动系扭振引起的车内轰鸣声控制方法
汽车传动系扭振引起的车内轰鸣声控制方法王东;闫兵;王东亮;王媛文【摘要】某前置后驱微型客车存在低转速车内轰鸣声的问题，研究表明该轰鸣声由传动系扭振引起。
首先对传动系扭振影响车内噪声的机理进行分析，在此基础上建立传动系扭振当量系统模型并进行自由振动计算。
同时建立对象车型发动机仿真模型，从而获取发动机激振力矩，完成受迫振动计算。
然后开展传动系扭振测试，并将自由振动及受迫振动计算结果与试验数据进行对比，验证了模型的有效性。
然后利用此模型研究对象车型传动系扭振特性，从减小经后桥及后悬架向车身传递的扭振激励的角度出发，提出了一系列控制主减速器处扭振幅值的方案。
试验结果表明所提方案对改善低转速车内轰鸣声效果明显。
上述工作对解决同类问题具有一定意义。
%There exists an interior booming problem in a rear-drive minibus at low engine speed induced by the torsion-al vibration of the driveline system. In this paper, the mechanism of the torsional vibration’s effects on the interior noise was analyzed. Afterwards, an equivalent system of the driveline was established and its free vibration was calculated. Mean-while, the simulation model of the engine was built to find the engine excitation torque and the forced vibration calculation was completed. In order to verify the model, an experiment of driveline torsional vibration measurement was conducted. The results from the simulation were compared with the measurement data. Then, the verified model was used to study the char-acteristics of the driveline torsional vibration. To reduce the torsional vibration amplitude of the rear drive and the torsional excitation transfer from the rear suspension system to the body, a series ofsolutions were proposed for torsional vibration control. Results of the real test show that this strategy for torsional vibration control can reduce the interior booming of the minibus at low engine speed effectively. This research may provide some references for similar engineering problems.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】4页(P73-76)【关键词】振动与波;微型车;传动系;扭转振动;受迫振动;轰鸣声【作者】王东;闫兵;王东亮;王媛文【作者单位】西南交通大学，成都 610031;西南交通大学，成都 610031;陕西重型汽车有限公司，西安 710200;西南交通大学，成都 610031【正文语种】中文【中图分类】TB533某前置后驱微车存在低转速车内轰鸣声的问题，通过研究发现该噪声由传动系扭振引起[1]。
传动系扭振影响车内低频声振舒适性的作用机理
传动系扭振影响车内低频声振舒适性的作用机理康强;李洁;顾鹏云;左曙光【摘要】以某车型为研究对象,针对车内低频(20 Hz～100 Hz)声振舒适性问题的研究与解决,对其传动系布置及构造加以解析.在此基础上,界定进行车内声振舒适性分析研究所依托的"对象系统",合理划分、组织其子系统并明确其动态特性有效信息,进而揭示出车辆加速过程中发动机中低转速范围内的传动系扭振影响车内声振舒适性的作用机理,并通过实验验证了机理判断的合理性,从而为车内声振舒适性的改进提供了依据和线索.另一方面,依托典型车型具体问题的机理研究,从中归纳总结出处理此类问题的一般性原则,可推广应用于同类车型问题的研究和解决,为后续进一步研究形成规范化的技术解决方案打下基础.%The low frequency (20 Hz-100 Hz) interior NVH problem of a car is studied. The layout and structure of the drivetrain of the car are analyzed. On this basis, the"object system"used in the analysis of the interior NVH is defined. The valuable information of subsystems'dynamic characteristics are classified reasonably. The impact mechanism of drivetrain torsional vibration on the car's low frequency interior NVH performance is discovered and verified experimentally. Some valuable clues to solve the low frequency interior NVH problem are proposed. Besides, the general principles for dealing with such a problem are summarized, which can be applied to the similar cars. This study may provide a good foundation for the technical solution of standardization for this kind of problems in the future.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2018(038)003【总页数】6页(P94-98,103)【关键词】振动与波;传动系;扭振;声振舒适性;影响机理【作者】康强;李洁;顾鹏云;左曙光【作者单位】浙江汽车工程学院,杭州 310000;浙江吉利汽车研究院有限公司,浙江宁波 315000;浙江汽车工程学院,杭州 310000;浙江吉利汽车研究院有限公司,浙江宁波 315000;同济大学汽车学院,上海 201800【正文语种】中文【中图分类】U463.2扭振作为汽车传动系最重要的动力学响应形式之一，对传动系本身的平稳、安全运行有着直接影响。
某车辆加速车内轰鸣问题分析与解决方法
某车辆加速车内轰鸣问题分析与解决方法作者：翟志雄黄志亮来源：《时代汽车》2024年第02期摘要：某车辆在加速过程中当发动机转速在3500rpm左右时存在明显轰鸣声，该转速段附近为常用转速段，严重影响乘客主观感受及车辆品质，通过试验与仿真分析相结合的方法，从噪声源及传递路径对轰鸣声产生的原因进行分析和验证，确认该轰鸣声受动力总成标定、长半轴、前副车架、右前纵梁局部模态共同影响，综合考虑可实施性与成本，逐一解决，达到消除轰鸣声的效果。
关键词：轰鸣声标定模态动力吸振器1 前言当今社会汽车逐渐普及，使消费者对车辆的静态与动态的要求越来越高。
车辆的NVH性能是衡量整车性能的重要指标，而加速轰鸣声作为NVH性能评价的关键项目，在开发过程中应加以避免。
对于搭载四缸发动机的车辆，高转速的轰鸣声大多为发动机二阶激励与半轴、前副车架、前纵梁模态耦合，引起车内轰鸣激励通过半轴和悬置传递至车身，引起局部钣金件或结构模态被激发从而引发人耳强烈的压耳感。
本文以开发过程中的某款车辆为例，通过试验与仿真分析相结合的方法，确认引起车内轰鸣的主要部件，从而通过ECU和TCU标定优化、长半轴加双模动力吸振器、前副车架加A字复合加强梁且增加焊点、前纵梁根部斜向支撑四种方案改善车内轰鸣声。
2 问题描述某车辆在加速过程中，当发动机转速在3500rpm附近时，驾驶员耳旁可以听到明显轰鸣声，压耳感严重，但后排驾乘人员无此相关感受。
通过3档全油门加速工况采集主驾右耳总声压级曲线和2阶、4阶、6阶次噪声曲线，可以看出在3500rpm附近2阶次曲线峰值突出，接近72dB（A），紧挨总声压级曲线，因此可以判断该轰鸣产生的主要贡献量为2阶次噪声，如图1所示。
由于该轿车搭配四缸四冲程发动机，因而根据其本身固有特性，可以计算出点火频率为[1]其中i为噪声与振动的阶次，n为发动机的曲轴转速，因此可以计算出发动机在3500转附近2阶次噪声频率为117Hz左右。
关于噪声危害的真实案例
关于噪声危害的真实案例噪声是指人们在日常生活中所听到的或感受到的声音，是一种环境污染。
噪声对人类的身心健康产生了很大的危害。
下面列举了10个关于噪声危害的真实案例，以展示噪声对人们生活的影响。
1. 工厂噪声：某工厂位于住宅区附近，每天轰鸣的机器声和高分贝的机械噪音不仅扰乱了附近居民的居住环境，还导致了他们的睡眠质量下降、情绪不稳定等问题。
2. 道路交通噪声：位于繁华商业街附近的居民经常遭受到来往车辆的喧闹声，不仅影响了他们的休息和睡眠，还对心理健康造成了负面影响，导致一些居民出现焦虑和抑郁症状。
3. 飞机噪声：某城市的居民区位于机场附近，飞机起降时发出的巨大噪音不仅震耳欲聋，而且长时间暴露在高强度噪音中，会导致居民听力下降、血压升高等健康问题。
4. 林区机动车噪声：在某国家的国家公园中，游客乘坐机动车穿越林区，引擎轰鸣声和车辆摩擦噪音扰乱了野生动物的生活，使得动物难以正常觅食和繁殖，对生态环境造成了严重破坏。
5. 音乐噪声：位于商业区的一家夜总会，高音量的音乐声扰乱了周围居民的休息和睡眠，甚至导致一些居民出现听力损伤等健康问题。
6. 建筑工地噪声：某住宅小区附近正在进行大型建筑工程，机械设备的噪音、工人的喊叫声等都给居民带来了严重的噪声污染，影响了他们的日常生活。
7. 学校噪声：某中学位于繁忙的街道旁，周围车辆、行人和施工噪音不断，给学生的学习和休息带来了很大的困扰，严重影响了他们的学习成绩和身心健康。
8. 社交场所噪声：某咖啡厅内播放的音乐声、人们谈话声、咖啡机噪音等形成了一个高噪声环境，给顾客带来了不适感，影响了交流和休闲的质量。
9. 医院噪声：医院病房内设备的噪音、医护人员的交谈声以及患者的呼喊声等，给患者带来了很大的困扰，影响了他们的休息和康复。
10. 家庭噪声：某家庭的邻居经常在深夜大声聚会，高分贝的音乐和喧哗声不仅扰乱了周围居民的休息，还引发了邻里纠纷，对社区的和谐造成了负面影响。
通过以上案例可以看出，噪声对人类的身心健康产生了严重的危害。
轿车车内低频噪声的仿真计算及试验研究
轿车车内低频噪声的仿真计算及试验研究
马天飞;林逸;彭彦宏;陈榕
【期刊名称】《中国机械工程》
【年(卷),期】2005(016)016
【摘要】在介绍车室空腔声学系统建模方法和声固耦合系统有限元方程式的基础上,针对某轿车建立了车室声固耦合系统有限元模型,并利用MSC.Nastran对车内噪声进行频率响应分析.通过道路试验测量车内的声压信号,结合对发动机激励的分析,探讨了车内低频噪声的主要激励源.结果表明:车内低频噪声在频域中的尖峰是由发动机往复惯性力激振车身壁板产生的;车内噪声在空间分布情况的仿真结果得到验证.最后,为降低车内噪声对该轿车提出了改进意见.
【总页数】4页(P1489-1492)
【作者】马天飞;林逸;彭彦宏;陈榕
【作者单位】吉林大学,长春,130022;北京理工大学,北京,100081;吉林大学,长春,130022;长春工业大学,长春,130012
【正文语种】中文
【中图分类】U461.4
【相关文献】
1.基于FEM-BEM的轿车车内低频噪声综合分析方法 [J], 孙威;陈昌明
2.某轿车车内气动噪声特性的试验研究 [J], 贺银芝;杨志刚;王毅刚
3.轿车车内低频噪声的判定参数探讨 [J], 高书娜;邓兆祥
4.附加质量块对某型轿车车内噪声影响的试验研究 [J], 弯艳玲;李守魁;李元宝
5.轿车车内低频噪声预测与控制 [J], 邓兆祥;李昌敏;胡玉梅;张景良
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张剑_基于OptiStruct的车内轰鸣声分析研究
基于OptiStruct的车内轰鸣声分析研究The Research of Boom Noise in PassengerVehicles Base on OptiStruct张剑赵志兰（长安汽车工程研究总院CAE工程所，重庆401120）摘要: 某车型以55公里/小时车速行驶在水泥路面时车内产生轰鸣声，严重影响车内舒适性。
为解决这一问题，建立有限元模型，使用OptiStruct软件进行模态、频响分析，确定该轰鸣声由顶盖后横梁局部模态与声腔模态耦合引起，通过结构优化并结合试验验证最终消除车内轰鸣声问题。
关键词:轰鸣声、模态分析、耦合、OptistructAbstract:The problem boom occured when the Car drives in course road at 55Km/h. It badly affects the ride comfort for passengers. the finite element model is established to solve this problem . The analysis of mode and frequnecy response is calculated by Optistruct. The boom noise was caused by the structure vibration of roof bow coupling with cavity acoustic mode.The test result shows that the booming noise is solved through structural optimization。
Key words: boom, mode analysis, couple, Optistruct1 引言汽车振动和噪声是影响汽车行驶舒适性的最主要因素。
车辆加速异响及轰鸣声诊断与优化
声学；
异响；
小波变换；
滤波；
水管；
模态
中图分类号：
O4；
TB53
文献志码：
A
DOI 编码：
10.3969/j.issn.1006-1355.2019.06.045
Diagnosis and Optimization of Vehicle’
s Acceleration Abnormal
Noise and Booming Noise
小波变换技术和仿真手段对某 SUV 车型 1 档、
2 档及
3 档小油门加速工况、
发动机转速为 3 000 r/min 时出
现的 guagua 异响问题进行诊断分析，
gasoline engine are studied. The abnormal noise and booming noise occur in the acceleration process at the 1st gear, 2nd
gear and 3rd gear when the engine speed reaches 3 000 r/min. Through the vibration and noise measurement and by using the
2. Dongfeng Liuzhou Motor Co., Ltd., Liuzhou 545000, Guangxi China )
Abstract : The "guagua" abnormal noise and booming noise of a SUV type car equipped with 1.8T turbocharged
第 39 卷 第 6 期
针对某SUV 车型内饰车身加速噪声的阻尼优化分析
【摘要】汽车加速噪声作为NVH 的一个重要评价指标，直接影响用户的直观感知，加速噪声的控制已经成为各大汽车厂家的生产控制难点及卖点。
为提升某SUV 车型的加速噪声，对其前围板、地板等进行能量分析，并针对其能量分布排序进行阻尼片布置分析优化，从而达到优化加速噪声的目的。
该方法首先采用HyperMesh 作为网格的前处理建模，然后利用ACTRAN 软件进行能量的分析及后处理提取，接着通过能量的分布排序诊断出高风险区域，最后根据此区域对其进行阻尼片的布置、材料、厚度等优化，使该车身的加速噪声得到优化改善。
【关键词】加速噪声；能量分析；阻尼片优化【中图分类号】U463.82【文献标识码】A 【文章编号】1674-0688（2020）12-0057-040引言随着汽车工业的快速发展，汽车已成为目前大众日常出行的重要工具，随之而来的是人们对于汽车的品质的要求越来越高，在满足外观、动力等的标配需求后，对于汽车的NVH 性能要求也越来越高。
NVH 是噪声（Noise ）、振动（Vibration ）、声振粗糙度（Harshness ）的统称，是衡量乘坐舒适性的重要指标[1]。
为了在竞争激烈的汽车行业中更具优势，NVH 性能的提升已经成为各大汽车厂家必须考虑的问题。
目前，国内车企用于评价NVH 的常规分析项中，一般包括模态、动刚度、噪声传递函数、振动传递函数、整车路噪、整车加速噪声等。
其中，整车加速噪声作为NVH 性能的一个重要评价指标，其性能的好坏直接影响用户的主观感受。
但是由于底盘件的建模误差，尤其是各种隔振衬套的刚度参数、阻尼系数、发动机激励及轮胎建模等因素叠加，整车加速的对标还不是很好，也为后续的加速优化增加了难度。
因此，为了能更方便地针对实车问题进行优化，可以缩减模型，去掉不确定因素，仅保留整个内饰车身，再应用实际采集的激励，就可以对加速噪声的优化提供一定的指导。
各种阻尼材料的应用，可以有效降低车身的高频振动，打散集中的能量，从而降低车内噪声[2]。
nvh现状与开发流程
态
骏 捷
雅 特
尊 驰
GO LF
FO CU S
CA MR Y
化 前
凯越
GOLF COROL LA XXX优
化后
42
41 40 39 39 37.6 37.5
\
46 46 45.6
P档 测试工况 改进前 ACOFF 改进状态 标杆车 车内怠速噪 声 dB（A）
43.5
xx 优
xx 投
xx
方向盘 g X
0.462
2.怠速优化前后效果及问题
车内怠速对比
车型
XXX 骏捷 F3 尊驰 雅特
ACOF F
43.5 44 ４５ 44.2 43.3
ACON
47 49 50 50 46
49 47 45 43 41 39 37 35 43.5 43 39 43.9 43.8 43.55 41.4 40 39 37.5 37.6
9
二、传统控制方式案例介绍
案例1：车内轰鸣声 案例2：怠速振动噪声 案例3：变速器敲击问题 案例4：车内噪声攻关
10
案例1：车内轰鸣声-1
车内轰鸣声鱼翅图（发动机2阶引起）
一个误区
发动机2阶激励产生的问题不一定是发动机本身的问题，而是因为发 动机激励导致的问题，改进办法可以是多样的，而不仅是发动机。
竞争对手推动
决定NVH的因素
4
NVH性能开发特殊性与复杂性
与汽车任何一个部件 均相关
不是一种功能, 而是一种约束
NVH特殊性 与复杂性
很难用简单的 术语来描述
不能单依靠他人力量
5
一流公司NVH控制方式
建立了详细的NVH开发流程，形成了系统的过程控制方法 建立了全面系统的各级控制目标体系 掌握及运用了声源识别技术、TPA技术、ODS技术、声强 分析方法、声全息分析方法等技术 建立了全面系统的测试及CAE分析规范 对各个领域技术都进行了深入研究和探索 建立了自己的数据库体系 对于前沿技术和基础技术进行了提前预研
动力吸振器在改善车内轰鸣声中的应用与研究
动力吸振器在改善车内轰鸣声中的应用与研究随着汽车使用的频繁，车内噪音问题使许多车主感到不适。
轰鸣声特别是高速行驶时产生的噪音问题令人烦躁，严重影响驾驶的安全和舒适性。
为了改善车内轰鸣声，动力吸振器的应用得到越来越广泛的关注和研究。
动力吸振器是一种被广泛应用于汽车降噪领域的改善装置，它能够通过振动反向相消，从而减小车辆引擎和底盘传递到车身的振动和噪音。
动力吸振器由振铃器和驱动单元组成，其具体原理是：当车辆行驶时，引擎和底盘震动会通过悬挂系统传递到车身。
这些振动在车身上共振并形成压力波，导致车内出现噪音。
动力吸振器的作用是将这些压力波反向相消，从而在减小车内噪音的同时，提高驾驶的舒适性。
动力吸振器在汽车行业中应用出现较早，但是由于其成本高、安装复杂等原因，一直没有得到广泛的应用。
然而，随着现代汽车制造技术的发展和消费者对汽车舒适性要求的不断提高，动力吸振器在车内降噪领域的应用越来越受到关注和青睐。
相比于传统的降噪装置，动力吸振器的优点在于其能够快速、精确地反向相消振动波，从而能够更有效地减小车内噪音。
动力吸振器在改善车内轰鸣声中的研究也逐渐得到了重视。
一些研究表明，动力吸振器能够在多个频率范围内降低车内噪声的水平。
这一结论得到了汽车制造业和消费者的广泛认可，许多汽车制造商正开始将动力吸振器作为标准配备，为车主提供更加安静、舒适的驾驶体验。
总而言之，动力吸振器作为一种有效的车内降噪装置，已经在汽车制造业中发挥了重要的作用，同时也在不断得到改进和提高。
随着全球范围内人们对车辆舒适性的追求，动力吸振器的应用前景将越来越广阔，同时也将对未来汽车的研发与制造产生深远的影响。
动力吸振器除了在汽车行业中得到广泛应用，在航空、建筑等领域也被用于降低噪音和振动。
尤其是在高速铁路领域，动力吸振器的作用更加显著。
高速列车行驶时，由于刹车、钟摆等原因，车身会发生震动和噪音，这不仅影响旅客的乘车体验，还可能对车辆的安全产生影响。
传递路径分析法(TPA)进行车内噪声优化的应用研究
传递路径分析法（TPA ）进行车内噪声优化的应用研究李传兵 徐小敏 王新文 胡成太长安汽车工程研究院摘要：本文基于传递路径分析方法并使用LMS 公司的相关软件，对开发中的某车型的车内轰鸣噪声问题进行了分析，找出了对车内轰鸣声贡献最大的传递路径，并通过有针对性地结构改进，有效地消除了该转速下的轰鸣声问题。
关键词：NVH 传递路径分析法（TPA ，Transfer path analysis ） 贡献量分析车内振动噪声可以看成是由多个激励经过多条传递路径到达目标点叠加而成的，如果能准确地判断出各主要激励源和传递路径的贡献量，并针对贡献量大的激励源和传递路径作相应的优化改进，则NVH 改进工作效率能得到大大的提高。
为此，在汽车的NVH 性能分析中，常常将汽车简化为由激励源（振动源、噪声源）、传递路径和响应点组成的动态系统。
能同时考虑激励源和传递路径的传递路径分析法在汽车NVH 性能开发中得到了广泛关注，各专业公司都纷纷开发专门的商业化测试分析系统，LMS 的TPA 分析软件无疑是其中的杰出代表，已成为在汽车领域应用最广泛的商业系统之一。
传递路径分析方法可以用于结构传播噪声和空气传播噪声问题的诊断、分析和优化，本文将以某车型的结构传播噪声优化为例，详细阐述LMS 传递路径分析方法的实际应用过程和效果。
一、 （结构）传递路径分析法基本原理假设汽车受m 个激励力作用，每一激励力都有x、y、z 三个方向分量，每一激励力分量都对应着n 个特定的传递路径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统响应分量。
以车内噪声声压作为系统响应，在线性系统的假设基础上，这个由于结构力输入产生的声压则可以表示为：∑×=)()(ωωnk mnk mnk F H P上式中，)(ωmnk H 是传递函数，)(ωnk F 是激励力。
由上式所知，激励力和频响函数是TPA 分析的输入量，因此进行TPA 分析需要做的工作主要为：¾ 激励力获取：获取激励力的方法有多种，有直接测量法、复刚度计算法以及矩阵求逆法，这些方法各有优缺点和适应性，需要根据实际情况来选用。
某轿车前副车架模态分析与优化
Automobile Parts 2021.020552021.02 Automobile Parts056是简单的计算副车架的自由模态[4-15],也有一些研究已经意识到这个问题,开始进行了一些约束模态方面的研究[16-17],但也仅仅只是简单地约束1~6自由度的计算,并没有与副车架在整车状态下的模态值进行对比分析,分析约束条件的相关性,从而来确定边界约束条件是否合理㊂早期设计中设计人员关注的是前副车架的自由模态或者是刚性约束模态高于发动机常用转速下的激励频率,但是实际车辆使用过程中发现车辆仍存在前副车架与发动机激励频率共振的问题㊂研究发现前副车架的模态值需要定义的是整车安装状态下的目标值,同时文中对如何提高副车架的模态值进行了重点的研究㊂1㊀前副车架模态分析有限元法基本理论在模态分析中通常是把结构离散成有限的相互弹性连接的刚体,即看做由质点㊁弹簧和阻尼器等组成的结构系统,从而将无限自由度的零件结构转化为有限个自由度的系统㊂所以模态分析的基本理论本质上就是把无限自由度的弹性连续体简化为有限自由度单元的集合㊂假定结构离散为自由度为n 的系统,则该系统的动力学微分方程为:[M ]{X ..}+[C ]{X .}+[K ]{X }=0(1)式中:[M ]为质量矩阵;[C ]为阻尼矩阵;[K ]为刚度矩阵;{X }=[X 1,X 2, ,X n ]T 为广义坐标㊂根据阻尼模型的不同,分为:无阻尼系统㊁比例阻尼系统㊁结构阻尼系统㊁黏性阻尼系统,对于无阻尼自由系统方程简化为:[M ]{X ..}+[K ]{X }=0(2)设方程(2)具有如下形式的解:[x ]={X }sin (ωt +φ)(3)式中:{X }为振幅向量,将式(3)对时间求两次导,得到广义加速度向量{x ..}=-ω2{X }sin (ωt +φ)(4)将式(3)和式(4)代入式(2)得:([K ]-ω2[M ]){X }=0(5)式(5)是一个以振幅向量{X }为未知数的齐次线性方程组,其中[M ]㊁[K ]均为已知矩阵,根据线性代数理论式,式(5)有非零解的充要条件为其系数行列式为零,即:|[K ]-ω2[M ]|=0(6)式(6)称为特征方程或频率方程㊂将其展开可求得n 个特征值ω2γ(其中γ=1,2, ,n )其平方根ωγ就是系统的固有频率,将其由小到大排列ω1ɤω2ɤω3ɤ ɤωn(7)每个特征值ω2γ均具有一个相对应的特征向量{φ},它满足([K ]-ω2[M ]){φ}=0(8)这个特征向量就是结构系统的振型向量㊂2㊀某轿车前副车的模态分析结果2.1㊀副车架自由模态此副车架的一阶自由模态表现为XY 平面内的扭转振动,其固有频率为174Hz ,如图1所示㊂图1㊀副车架的一阶自由模态2.2㊀副车架全约束模态此副车架的一阶全约束模态值为251Hz ,后安装孔部位振动很大,可以看出薄弱区域在副车架后端,如图2所示㊂图2㊀副车架的一阶全约束模态Automobile Parts 2021.02057图3㊀副车架的一阶半约束模态2.4㊀副车架整车计算模态此副车架带白车身条件下CAE 计算模态值为115Hz ,如图4所示㊂与副车架半约束模态值结果很接近㊂所以如果项目前期还没有完整的白车身数据时,可以近似地以半约束的条件来计算副车架的模态值,这样才更接近实际的工程值㊂当然可能每个不同结构的副车架不一样,需要针对具体案例具体分析约束边界条件㊂图4㊀副车架带车身模态值2.5㊀副车架试验测试模态此副车架的试验测试模态值为110Hz ,与半约束模态值和带白车身计算的模态值很接近,如图5所示㊂由于副车架的模态值只有110Hz ,而实际工程中整车确实存在NVH 问题,车内噪声在3200~3700r /min 和图5㊀副车架试验测试模态通过对副车架模型进行自由模态分析㊁全约束分析㊁半刚性约束分析和在整车下的分析的结果比较,发现不能单纯地以自由模态和全约束模态作为实际工程的结果㊂副车架是装配在车身上的,有一定的约束边界,即使副车架的自由模态或者约束模态很高,满足目标要求,如果车身刚度不足,也会导致副车架装配在车身上后有模态问题㊂文中通过这几种不同计算结果的比较发现此项目副车架在半刚性约束的模态值与在整车情况下的模态值很接近㊂在整车的开发过程中,前期车身数据还不完善,或者完全还没有车身数据,这时候可以用半刚性约束的方式来计算副车架的模态,或者通过前期定义的车身安装点刚度值来作为边界约束计算副车架的模态,这样的计算结果才更接近实际装配状态下的模态值㊂当后期车身数据完善后,再用带车身的边界条件下进行计算,然后与前期结果进行对比和验证㊂3 前副车架模态问题优化文中所研究的车辆在加速减速和匀速工况都存在轰鸣声问题,后经过多次试验,判断为某部件振动㊂车内噪声在3200~3700r /min 和3900~4100r /min 分别存在两个噪声的共振区,其峰值分别出现在3527r /min 和4013r /min ㊂根据公式算得:3200~370060ˑ2=106~120Hz ,可以算出发动机二阶振动频率从106~120Hz 之间㊂而测试副车架一阶模态为109.6Hz ,在106~120Hz范围内,因此判断为副车架共振产生的问题㊂2021.02 Automobile Parts0583.1㊀增加动力吸振器由于项目已经在工程开发晚期,整体的副车架结构设计和悬置布置都不能做大得更改和调整㊂而在设计的后期,一种普遍应用的方法是在共振的部件上增加阻尼减振器,来隔离该转速范围的振动模态㊂因此首先选择的方案是在副车架上安装阻尼减振器,图6为减振器设计方案㊂图6㊀减振器设计方案加上动力吸振器后,原系统改变为二自由度系统,原系统的大峰值大大降低,在旁边出现两个小峰值,如图7所示㊂从能量守恒上来说,动力吸振器的振动吸收了一部分振动能量,从而减少了受振体受到的振动㊂图7㊀阻尼减振器隔离部件振动模态曲线根据副车架的模态测试结果,如图8所示,该副车架约束状态下的一阶模态为一种弯扭结合的振动形式,其振动位移最大位置接近副车架中间位置,在此位置布置阻尼减振器最佳㊂但是由于空间和焊接以及安装工艺上的限制,动力吸振器的最终布置方案图如图9所示㊂图8㊀副车架模态振型图9㊀动力吸振器在副车架的布置位置然而在设计验证过程中,由于布置方式并不在最理想的中间位置的原因,加上副车架自身模态振型的复杂性和共振区域覆盖的频率范围过宽,需要相当质量的垂直阻尼减振器以及非常讲究的布置位置才能起到应有的效果㊂这一方案在实际验证过程中的效果反反复复,因此该方案最终被取消㊂3.2㊀提高副车架的刚度另外一个方案是提高副车架的刚度,改变其模态频率,从而避开此转速范围的共振㊂此方案的验证需要CAE 分析和试验验证紧密结合,根据实际的副车架的结构,提出了3种加强的方案,其CAE 分析结果和实验结果见表1㊂Automobile Parts 2021.02059且只是左右两边各增加一个加强支架,设计变更的成本因此副车架加强最终采用了方案1,案也可以实际运用到量产件上的,如图10所示,后安装孔部位各增加一个加强板结构(矩形框内显示部图10㊀方案4最终的加强板结构4 结束语文中计算了前副车架在自由状态下㊁全约束状态下㊁半约束状态下㊁整车状态下的模态频率,然后针对分析结果与实际整车下的模态值比较,提出了较为合理的边界约束条件下的模态分析方法以更加接近前副车架在整车下的实际状态㊂同时针对此前副车架整车实测模态偏低与发动机常用转速下产生共振,实车在加速过程中3000~4000r /min 之间存在轰鸣声,针对此问题,进行了相关的优化方案分析,最终解决了这个问题,为今后的其他副车架的工程开发改进设计提供相关的参考㊂2021.02 Automobile Parts 060。
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短管截面积；V 为共振腔容积； Lc 为颈的长度）
考虑到该车空间发动机仓内的布置问题，设计出来的霍姆赫兹消声器的形状不规则。因为共振腔的形 状将会影响它的共振频率[2]，所以不能完全通过传统经典公式进行计算及设计，需借助三维有限原方法。
通过分析计算设计 173Hz 霍姆赫兹消声器参数为：管径 d ≡ 39mm，长 L0 ≡ 54.5mm，体积 v ≡ 1.32L ，
进气口 进气口4阶
6 0 0 0 .0 0
图 2： 驾驶员位
3.2 进气系统的振动噪声源分离结果 用长直管将该车进气系统引出到车外，再加上空气滤清器总成，分离出进气系统的振动和噪声，进行
测试。然后在将空滤器用铅板进行包裹，分离出空滤器壳体的辐射噪声，重新装到车上进行测试。最后将 空滤器与车体连接脱离，并做好隔振处理，分离出空滤器的振动进行测试。比较测试结果发现进气口的辐 射噪声对该车内轰鸣声的贡献量最大。测试结果如图 4、5 所示
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2009 年 LMS 中国用户大会论文集
图 6： 霍姆赫兹消声器
霍姆赫兹消声器共振频率理论计算公式
f0
=
c0 2π
A c （式中： f0 为共振频率； L0 为共振器短管长度，
L 0V
在实用中一般取有效长度来计算，对于圆截面短管，可取有效长度为 Lc + πd c 4 ； d c 为截面直径， Ac 为
2 张振良.发动机进气消声器研究[硕士学位论文] .重庆大学.2003 年 6 月
-4-
5968.13
99.09
Tacho1 (T1) rpm
991.22 20.00
5985.46
173.00
Hz S (C )
原状态
1000.00
-0.91 98.94
Hale Waihona Puke dB(A) PaTacho1 (T1) rpm
45.00
，
1000.00
2600.00 rpm
图 10：车内噪声测试曲线图
6000.00
87.00
75.00
Pa dB(A)
Pa dB(A)
原状态 空滤器引出
原状态 空滤器引出
56.00 1000.00
2600.00 rpm
6000.00
45.00 900.00
2600.00 rpm
6000.00
图 4：车内噪声曲线
图 5：车内 4 阶噪声曲线
从测试数据可以看将空滤器总成引出之后车内噪声在 2600rpm 降低了 5dB(A)，车内 4 阶噪声在该转度
霍姆赫兹消声器是旁支消声器的一种，如图 6 所示。它是一种传统的消声器，它有一个消声容器和一
根短管组成，短管与主管连接。入射波在主管运动，单到达消声器时，一部分被反射回来，另一部分分成 两个分路。一路进入容器或者是推动容器内的空气运动，另一路继续在主管中传播，形成投射波。由于管 道交界面处的阻抗发生变化，从而达到消声目的。
进气系统的噪声是汽车最主要的噪声源之一。从对车内噪声影响的角度出发，进气系统的噪声主要分 为辐射噪声和结构噪声，如图 1 所示。辐射噪声主要是进气口辐射噪声和空滤器及消声元件等薄壁壳体辐 射噪声。结构噪声主要为进气系统的振动传递到车身而产生结构振动噪声。
消声元件辐射噪声
发动机
柔性管
消声元件
消声元件
进气口噪声
车身振动
图 1 ; 进气系统主要噪声源示意图
3 进气系统对车内噪声贡献量分析
3.1 进气噪声与车内噪声相关性分析 某车加速时在 2600rpm 时有明显的轰鸣声（图 2），分析测试数据发现该轰鸣声主要是由于发动机的 4
阶噪声引起的，进气口 4 阶辐射噪声在该转速下也存在峰值（图 3），该转速下进气口辐射噪声和车内噪声 -1-
经验公式计算结果 f ≡ 180 Hz，SYSNOISE 计算消声频率为 f ≡ 174 Hz,满足设计要求。如图 7、图 8 所示
50
45
f=174Hz
40
35
30
25
20
15
10
5
0 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
图 7：霍姆赫兹消声器传递损失三维计算曲线
图 8：霍姆赫兹消声器内部各点声压云图
4.2 霍姆赫兹消声器样件效果验证
样件单体传递损失的测试结果为 f ≡ 173 Hz，与设计值基本吻合，设计的样件传递损失测试结果如图 9
所示
40.00
Pa dB
0.00
172.00
0.00
Hz
1000.00
图 9：霍姆赫兹消声器传递损失测试曲线
-3-
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
下降低了 9dB(A)。因此判断该轰鸣声主要是由于进气口在 2600rpm 时 173Hz 的辐射噪声引起的。
4 该车进气轰鸣声的解决措施
对于进气系统的窄频噪声小于 300Hz 一般增加霍姆赫兹消声器来消除，大于 300Hz 一般增加 1/4 波长 管来消除[1]。针对该车进气 173Hz 的窄频问题拟定增加霍姆赫兹消声器来解决。 4.1 霍姆赫兹消声器的设计
1 前言
某样车加速时车内噪声在 2600rpm 时有明显的轰鸣声（Booming Noise），影响车内的乘坐舒适性。通 过测试和分析发现是进气系统的辐射噪声引起的，通过经验公式和三维有限元设计计算，增加霍姆赫兹消 声器进行优化，解决了这个轰鸣声。本文详细的阐述了该问题的分析和解决办法。
2 进气系统主要噪声源
972.34 20.00
173.00
增加谐振腔
-1.06
Hz
1000.00
图 11：进气口噪声测试结果图
5、结论
本文针对对某样车加速轰鸣声的问题，采取了在进气系统中增加霍姆赫兹消声器的措施，经试验验 证解决了该车加速轰鸣声的问题，同时在其它车型的开发中也有借鉴意义。 参考文献
1 庞剑 谌刚 何华 汽车噪声与振动－理论与应用 北京理工大学出版社 2006（1）
样件安装到车上进行测试，轰鸣声明显消除，在该转速下车内噪声降低了 4dB(A)，车内和进气口 4 阶 噪声明显比原来降低。该车 2600rpm 的 173Hz 的轰鸣声通过增加霍姆赫兹消声器消除了。如图 10、11 所 示
dB(A) Pa
Pa dB(A)
87.00
原状态
加谐振腔
原状态4阶
加谐振腔4阶
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
存在很大的相关性。初步判断是进气系统的辐射噪声引起的该轰鸣声。
86.00
108.74
Pa dB(A)
Pa dB(A)
45.00 1000.00
2600.00 rpm
置的轰鸣声图
原状态 4阶噪声
6000.00
31.45 1000.00
2600.00 rpm
图 3： 进气口噪声曲线
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
某轿车加速车内轰鸣声的案例研究
张硕 杨亮 雷应锋 重庆长安汽车股份有限公司
汽车工程研究院 【摘要】NVH 性能是汽车性能的重要体现，直接关系到汽车产品的市场表现。本文阐述了进气系统引
起的整车 NVH 的原理和解决这些问题的措施。
关键词：汽车进气系统 噪声与振动 赫姆霍兹消声器 【主题词】汽车进气系统 噪声与振动 轰鸣声 霍姆赫兹消声器