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汽车噪声的测量以及噪声源的识别，值得收藏！
2016-08-15 中汽技术信息
车外NVH噪声
1车外噪声源
影响车外噪声的主要有发动机噪声、冷却噪声、排气噪声、轮胎辐射噪声和排气系统的再生辐射噪声以及其他机械噪声。这些噪声一般在中高频范围内，由于车外噪声直接构成了对周围环境的污染排放，因此各国都有严格的限值和测试方法。
2车外噪声的测量和评价
A、加速行驶车外噪声测量及评价：加速行驶车外噪声是对于整车噪声水平等综合评价，是汽车认证最重要的指标之一。各国的认证标准对测量方法的规定基本相同(包括刚刚颁布我国标准GB1495-2002)，由于各国发展水平不同因此限制有一定的差异(比如：GB1495-2002对于轿车的限值要比欧洲大3dB(A))。目前最具先进性而且被广泛采用的要属欧共体51号法规(ECE Reg. No. 51)。测量方法和相应的限值。值得说明的是：法规只是国家或地区间总体水平等体现，汽车企业为了保持产品的领先地位，往往有更为严格的公司内部限值，作为产品开发的目标。
B、汽车定置噪声测量：它实际上是整车无负荷状态下对发动机和排气噪声的评价，一般作为对车外噪声评价的补充，其方法和限值标准也是作为车外加速噪声测量标准的附件。
3车外NVH噪声的控制
车外噪声的控制主要是对于噪声源的控制，有效的降低各声源的噪声是保证整车噪声的唯一和根本途径。降噪是一项费时且投入很高的工作，因此必须首先正确识别影响整车噪声的主要声源。常用的方法是噪声分解，在整车级分解方法是通过工况排除，系统(或部件)排除和包裹法。其目的是为了把某一声源从总的噪声中分离出去。在噪声的振动控制中，进行噪声源进行识别是重要的工作内容之一。它为噪声的控制提供了基础，决定着噪声控制所努力的方向。因此，国际上对噪声源识别方法的研究随着科学技术的发展不断深入。
A.传统的噪声源识别方法主观评价法:近场测量法、选择运行法、铅覆盖法、表面振动速度(加速度)法、频率分析法
B.利用现代信号处理技术进行噪声源识别：相干诊断方法、分布噪声源的相干诊断方法、噪声源的层次诊断法、倒频谱法、自回归谱法、.表面声强法、声强法、自适应除噪技术(ANC)
C.利用现代图象识别技术进行振动噪声测量：全息摄影技术、电图象干涉测量车外噪声控制的最重要得组成部分是发动机噪声的控制，发动机是汽车的主要噪声源，因此降低发动机的噪声是降低整车噪声的主要措施。根据多年的试验经验和大量的资料表明：一般发动机噪声与整车噪声的声压级差大约在14-17dB(A)。这也就是整车噪声限值的降低必定伴随着更低噪声发动机的出现的原因。
例1：以一台六缸柴油机为例，我们对发动机的表面振动与其表面辐射噪声的关系进行了研究。首先通过实验研究发动机各部件的表面振动特性，并通过表面振动预测了该发动机各部件表面辐射噪声声功率和发动机总的表面噪声声功率。总声功率预测结果和该发动机实际声功率吻合较好，说明通过发动机表面振动可以较好地进行发动机表面辐射噪声声功率的预测和表面辐射噪声源的识别。
发动机采用进、排气消声器后可以明显地降低气体动力噪声，如果要进一步降低其声功率，必须从表面辐射噪声入手，因此需要对发动机表面辐射噪声源进行识别。常用的噪声源识别方法有传统铅覆盖法、声强测量法和振动测量法等。根据英国南安普敦大学的研究，铅覆盖法应该是最可靠的方法，但是该法需要在消声室中进行，而据我国八十年代统计结果整个汽车行业仅有20余个消声室，而且实验工作十分繁杂。声强测量法是七十年代末美国通用汽车公司发展的测量声功率一种新方法，它可用于现场测量，而无需特殊的声学环境，同时分析速度比传统的铅覆盖法要快，但是声强测量系统价格昂贵，而且用于近场测量时有许多缺陷。振动测量法是根据表面振动速度计算出表面辐射声功率，不需要特殊的声学环境，但是需要测量大量数据和计算，随着测试手段和数字信号处理技术不断发展，这一方法受到人们的重视。
通过噪声源新识别方法正确测量出声功率后，可通过以下途径降低发动机噪声：
A.改善发动机燃烧过程，减少粗暴燃烧，降低燃烧压力波动;
B.改善运动件的运行平稳，减小机械运动而产生的振动(平衡轴，动力减震器等);
C.采用优化设计提高缸体等主要噪声辐射部件(尤其是刚体裙部、油底壳等)刚度降低了表面振动速度，从而减小噪声辐射。比如：台阶型的缸体裙部设计，不仅减小了油底壳的辐射面积，而且增加了缸体和油底壳的刚度;
D.结合发动机轻量化设计采用新型材料，降低材料的噪声辐射效率;
E.采用各种复合材料、阻尼材料生产冲压部件;改变传动机理减小机械噪声;比如改齿轮正时机构为皮带或链条机构，有效地减小齿轮啮合噪声。
车内NVH噪声振动
车内噪声源振动和噪声是车内乘坐环境和乘坐舒适性的总要组成部分
按照频率范围可分为：
A. 影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在18Hz(最新的研究表明：当考虑人体不同方向的响应时可到16Hz)。对于乘员其评价指标一般是：针对载货汽车的疲劳降低工效界限和针对乘用汽车的疲劳降低舒适界限，或直接采用人体加权加速度均方根值进行评价;对于货物其评价指标是：车箱典型部位的均方根加速度。主要得试验标准有：ISO2635，GB***等，由于平顺性并不属于法规指标，因此在国外一般只有公司标准和限值，由于该指标于人体生理主观反映密切相关因此试验和评价往往采用测试和主观评价相结合。
B. 车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：(1)激励源;主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励;(2)车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。当前对于低频结构振动和噪声分析研究的方法有：计算预测分析，(1)基于有限元方法通过建立结构动力学模型取得结构固有振动模态参数对结构动力学特性进行评价，通过试验载荷分析得到振动激励并结合结构动力学模型计算振动响应;(2)基于有限元和边界元的系统声学特性计算和声响应计算。试验分析：(1)各种结构振动和声学系统的导纳测量和模态分析;(2)基于实际运行响应的工作振型分析;(3)基于机械和声学导纳测量的声学寄予率分析;
C. 各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生，它不仅容易使驾驶者疲劳严重时可能使操纵失控。对于这些振动各企业都有相应得评价和限值规定。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振;另一重要得振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动(即：方向盘及转向轮摆振)。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。例2：以某一种配备自动变速箱的轿车的怠速抖动问题为例，在开发过程中，我们采用了功率谱和模态试验方法(传递函数，运行模态和结构模态振型分析)，分析了导致其整车和方向盘出现比较明显的怠速抖动的原因，包括动力总成和排气管系统的共振，动力总成运行激发的振动较大，方向盘共振。并且研究了振动的传递路径，指出动力总成弹性悬置是怠速抖动的传递路径。相应地介绍和讨论了一些有效的、实用化的和快速的解决方案或思路，包括加重方向盘，提高怠速，改进动力总成悬置和自动变速箱控制单元设置(挂D挡怠速时自动切换至N挡)。
D. 空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决与系统的结构动力特性，控制方法主要是从控制各声源入手结合采用各种隔声、吸声材料降噪。其测试分析除常规方法外还有：用于声援识别的声强法，用于分析预测的统计能量法等等。
E. 动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等等。与其它噪声相比由于传动系噪声产生工况的特殊性，表现在其频率结构上大多具有有调特性(相对较为单一的频率分布)。目前，如何从设计、加工制造工艺和改善啮合条件有效减小齿轮噪声已成为传动系噪声控制的最重要内容。
作为整车开发，对于以上车内振动噪声所最为关心的是低频振动和噪声。因为从其产生的机理和原因可以看出;它与整车结构设计和各系统结构动力特性匹配有直接关系，它是在从零部件向整车的整合过程中带来的问题，在开发的早期解决掉这些问题，将减少开发的时间并大大节约改进的成本。

目前，为了在开发的早期能够从整体上保证不出现改变原设计方案的颠覆性振动噪声问题，设计上重点是对于传递路径的控制，并且已经提出了各种结构动力匹配方法和指标作为系统设计准则。
A. 模态(结构动力特性)匹配对于整车开发模态匹配的目的是为了避免耦合系统、子系统和部件之间以及与主要激励源发生共振。根据对大量车辆的试验结果表明：整车模态匹配的重点在10~80Hz的频率范围内(此频带基本包括了路面激励和发动机怠速范围)，因为在此频带内集中存在了发动机刚体模态、悬架模态、车身总体模态、主要操纵结构的共振和一些平面的局部共振。匹配得原则是：从设计上保证上述模态不与发动机怠速(包括冷态怠速和热怠速以及可能的怠速提升)激励主阶次和车轮一阶不平衡激励频率重叠。目前不同级别的平台与发动机的配置已具有相对固定的规律，针对可能的发动机配置，可以准确的取得相应平台其激励频率可能的频带，兼顾结构设计上的可行性和成本以及各部件的不同性能要求，从而在开发的早期就可以对各大总成(比如：车身总体模态、悬架系统、转向轴系统等)的固有频率取值范围进行匹配规划。
B. 动力传动系统模态及旋转附件系统共振频率设计目标：动力传动系统的一阶弯曲模态频率高于发动机最高旋转频率;旋转附件安装系统的共振频率应高于其旋转激励主阶次频率。传动系统模态频率目标的提出有效地保证了在汽车发动机的整个工作工况下动力传动系统不产生弯曲共振，对于抑制传动系噪声尤其是提高动力传动系零部件的疲劳耐久性有重要意义。
例3:以一辆后驱动商用汽车传动系统非线性异常振动和噪声为例。传动系振动的控制途径主要有系统的结构动力学特性和激励两个方面：对于弯曲振动，在满足传动系部件旋转失衡量限值的前提下，应该从设计上保证使动力传动系的第一阶弹性模态频率高于最高旋转基频。这是从根本上解决动力传动系统弯曲振动的最好方法，而且应该成为动力传动系统开发的重要设计准则。对于扭转振动，设计上应尽量减小传动轴工作角，并通过扭转减振器和振动调谐装置进行减振。目前用于振动试验和分析的手段越来越多，但绝大多数都只适应于线性或具有弱非线性因素的问题。对于类似于这样的强非线性问题其功能和应用受到很大局限或根本不适用。因此我们将非线性振动的基本理论与工程实践经验相结合，通过常规的试验手段不仅对非线性振动原因进行了分析，而且提出了改进方案使问题得到圆满解决。无疑，这对于非线性振动理论的应用和工程中的非线性问题的解决是有益的尝试，尤其是对于复杂结构和复杂振动系统。
上述指标基本覆盖了在路面不平度输入和发动机及各种旋转激励下汽车主要振动和低频噪声的频率范围。系统结构动力特性的合理匹配从整体上避免了系统性的振动噪声问题的产生，而对于大的局部振动和结构噪声主要采用阻尼减振降噪技术。在整车结构中主要采用得减振措施有：适合于平面振动的阻尼材料;适合于各种旋转轴类的扭振减振器以及针对其它线振动的质量减振器，根据其工作原理它们都可以统归为动力减振器。（转载自：中国NVH技术论坛）