整车NVH介绍
整车NVH介绍
一、 NVH定义
NVH是指Noise(噪声),Vibration(振动)和Harshness(声振粗糙度),由于以上三者在汽车等机械振动中是同时出现且密不可分,因此常把它们放在一起进行研究。声振粗糙度是指噪声和振动的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感觉，不能直接用客观测量方法来度量。由于声振粗糙描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此有人称Harshness为不平顺性。又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也有人称Harshness为冲击特性。二、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及噪声源通过各种声学途径传入车内的噪声及汽车各部分振动传递途径激发车身板件的结构振动向驾驶室内辐射的噪声组成车内噪声。)。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。
三、噪声的抑制
1、改进噪声源
噪声源抑制主要为发动机减震、进气噪声抑制、排气噪声抑制及传动系噪声抑制，即优化前消声器、主消声器及降低排气吊挂刚度；改进空气滤清器；采用小动不平衡量传动轴（在动力线校核后基础上）。
1.1、发动机减震
减震垫布置原则：
动力总成悬置布置主要分为三点式、四点式两种，KZ218系列车型动力总成悬置采用三点式布置。动力总成质心理论上应布置在三角形重心上，并发动机悬置平面法线交点应在动力总成惯性主轴上方。
悬置理论刚度计算:
液压悬置的刚度可以随频率变化而变化，所认其刚度取值转速应以100r/min为刻度分段取值；而橡胶悬置以怠速转速为基准进行固有频率计算
传递率一般取值为0.25，但也可根据要求调整，但基本上在0.3-0.1之间。
T=1/(1-λ*λ) λ=f/fn
T:振动传递率 f：激振频率 fn：固有频率
从上式可以得出系统固有频率fn。
动力总成总动刚度计算
Kd=W*(2 fnπ)* (2 fnπ)
根据参考悬置型式选取静刚度曲线，并根据总重选取悬置静载变形量ds。
因发动机悬置左右对称，故其静载荷：
Pf=0.5*W*b1/(b1+b2)
变速箱支撑静载荷：
Pr=W*b2/(b1+b2)
因此可得出发动机悬置动刚度Kf及变速箱支撑动刚度
Kf=Pf*ds
Kr=Pr*ds
又因发动机悬置受布置影响(发动机高度、车架纵梁间距等因素)及惯性解耦要求，一般布置成安装面与XZ平面成一角度θ。
故悬置在动力总成作用下产生的形变可分解为dsp与dsr。
dsp=ds*cosθ
dsr=ds*sinθ
外力W可分解为剪切力Fx与压缩力Fz。
Fp=W*cosθ
Fr=W* sinθ
设发动机悬置的剪切刚度为Kr、压缩刚度为Kp。
Kd=Kp* cosθ* cosθ+Kr* sinθ* sinθ
橡胶悬置根据其截面一般有压缩刚度与剪切刚度比值；液压悬置一般以Kp=Kr*3进行理论估算。
从上式可得出发动机悬置剪切刚度Kr、压缩刚度Kp具体数值，液压悬置还可以作出估算动刚度-频率曲线。在悬置试制样品生产出来以后，再进行实车测试，考虑动力总成转动惯量的影响再对参数进行一些调整。
1.2、进气系统
进气噪声主要由以下几部分组成：周期性压力脉动噪声、涡流噪声、汽缸的赫姆霍兹共振噪声、进气管的气柱共振噪声。
周期性压力脉动噪声：在发动机气门的开闭过程中，必将引起进气管道中空气压力及速度的波动，引起空气密度的周期性变化，产生周期性压力脉动噪声。周期性压力脉动与进气管道内的压力脉动相吻合，是进气噪声的主要组成部分。
涡流噪声：当高速气流进入气缸时，由于在气流通道内有气门、气门导管、及进气管内的毛刺、砂眼等障碍物，气流受阻产生涡流噪声。此项内容为发动机生产质量控制范畴。
汽缸的赫姆霍兹共振噪声：汽缸内气体压力脉动激发频率等于与发动机本体赫姆霍兹共振频率时产生。此项内容属于发动机本体设计需考虑因素。
进气管的气柱共振噪声：进气门关闭时，进气管变成了一个一头封闭、一头开口的等截面管。管道内的气体由于具有连续的质量和可压缩性，在外来声源的激振下易发生共振。产生进气管的气柱共振噪声。此项内容噪声贡献值一般很小。
周期性压力脉动噪声解决措施：
1.2.1、导流管
进气管探入空滤器本体内，配合空滤本体内气道设计来消除噪声。具体理论参考我不知道。
1.2.2、谐振腔
经试验测试出周期性压力脉动共振频率，然后加谐振腔消除此项噪声。
谐振腔设计公式：f=C*(s/(l+t)*V)1/2
其中：f共振频率、C声速、s小孔面积、l小径长度、t为0.8d、V容积。
消声量与s、V成正比，与l成反比。
1.3、排气噪声
容量设计：
V=Q*Vh*n/(1000(TN)1/2)
V消声器容积、Vh发动机排量、n额定转速、T发动机冲程、N发动机缸数、Q为常数，根据消声要求可取2-6。
消声器长与直径比一般取3-5，越大越好。
消声器腔数越多消声效果越好，一般取2-5腔。将各腔模拟为共振腔及膨胀腔进行矩阵传递法进行计算，但计算结果不准。现在有用GT-POWER进行消声器设计优化的。也有用有限元法或边界元法进行计算的，但都说不准。基本上还是以试验为主进行设计优化。
2、声漏射控制
抑制声漏射主要是通过以下两种手段来解决：
2.1、全部封堵车身板件缝隙及孔洞。
2.2、车身结构空腔隔断，不使车身结构存在长距离的密闭空腔以产生混响。
3、声透射控制
3.1、3、声透射控制效果同消声器一样，通常用插入损失D 来评价, 它表示安装隔声罩前后, 噪声源向周围辐射噪声声压级的差值.
D = L 0 - L (dB)
隔声罩罩壁自身的隔声能力常用隔声量R 来衡量. 对于单层匀质隔板, 假定不考虑边界影响, 在无规入射条件下, 主要考虑隔板面密度和入射声波频率两个因素时, 常用下面的经验公式估算隔声罩罩壁自身的隔声量[ 2 ]:
R = 18lgm + 12lgf - 25 (dB)
式中m —隔板面密度(kg/m 2) ; f —入射声波频率(Hz)。
根据整车测试声频云谱，可以判定入射波频率，然后进行理论计算选择合适密度及厚度的隔声材料。为满足布置的因素及防止隔声板自身受到入射波激励产生振动噪声，故隔声板一般采用多种材料复合三明治结构。
隔声罩的实际隔声能力即插入损失不仅与罩壁自身的隔声量有关, 而且还与罩内吸声材料的平均
吸声系数以及罩壁的平均透射系数有关, 其表达式为:
D = Rv+ 10lg (Al+ Sl)
式中D —隔声罩的插入损失(dB) ;
Rv—隔声罩的平均隔声量(dB) ;
Al—隔声罩内的平均吸声系数;
Sl—隔声罩各壁的平均透声系数.
从上式可以看出，隔声材料内安装吸声材料可以有效的达到良好的降噪效果。
抑制声透射主要是通过以下三种手段来解决：
3.1、内饰板造型应预留吸声材料安装空间。
3.2、根据对整车各部位进行声云频谱测量，针对各部位高值噪声频率在车身发动机挡板、地板及各内饰板贴附各种复合材料。
全车尽可能的贴覆吸音材料(所有内饰板、空腔及地板、发动机挡板、顶棚等部位)。
4、车身板件的结构振动噪声分为两部分：
4.1、车身板件的结构振动：改进车身结构或工艺，确保各板件之间接合可靠。也可采用敲击法确认阻尼片贴覆降噪。
4.2、板件受入射声波激励，当入射声波频率与板件固有频率相同时，板件产生共振噪声：根据对整车各部位进行声云频谱测量及各板件振动云谱测量比对，在车身板件加各种阻尼板。
引用专业人员对降噪的文章：
汽车噪音控制过程中涉及的多种声音概括为以下三类：第一是提供有用信息的声音。驾驶者应该可以听到他想听到的，如发动机点火或者按动某个开关的响应，这类声音是平静隔音要予以保留的；第二是令人愉悦的声音。这时噪音转变成好听的声音，例如发动机低沉平顺的运转，或者关门时沉稳厚重的声音。第三是烦人的声音，这样的噪音我们根本不喜欢听到，例如车门密封不好引起的轰鸣声和喀啦声，这类声音是隔音要努力消除的。对于汽车噪声控制来说，控制噪声源和阻隔传播途径是最常用的控制方法。由于发动机、排气管、轮胎等引发噪音的部件在车辆出厂的时候就定型了，因此各部件的设计水平和组装工艺就决定了噪音的大小，也同时体现了一部车子的技术水平和科技含量。主要是从控制阻隔传播途径入手进行研发和生产的，隔音抑止噪音的主要途径是密封、隔音、吸音和减震。
产品研发体系
密封：
大量试验表明：车内整体噪音与车体的密封性能密切相关。好的密封可以有效降低车辆整体噪音，尤其对高速行驶过程中的风噪有很好的抑制效果。车辆行驶过程中产生的扰流是引起风噪的根源——车辆高速行驶过程中车身某一部件处会出现周期性气流分离，涡从车身两侧拖出，顺气流方向移动，从而产生噪音。
预防这种噪音产生的办法是尽量避免产生气流分离并用恰当的方法扰乱周期性的尾流。普通的密封仅仅是利用密封性的提高把噪音阻隔在外，专业的密封在阻隔噪音的同时，还会避免气流分离并对周期性的尾流达到扰乱，从根本上降低风噪。平静汽车专业密封条就是从这个角度出发研制的降噪产品。关于密封条的详细介绍，请参阅产品介绍栏目的密封系列。
隔音方法就是用某种隔音材料将声源与周围环境隔离，使其辐射的噪声不能直接传播到周围区域，从而达到控制噪音的目的。隔音的实质是尽量衰减从声源辐射出的声音，常用措施有隔音材料和隔音结构。平静汽车隔音致力于隔音材料的研发以及对隔音结构的改善和应用。
对于不同的隔音结构，其隔音性能相差很大，目前汽车上经常采用的隔音结构有单层隔板和双层隔板结构。隔板的主要目的是构成车厢、驾驶室、行李舱等，在汽车噪音控制中，隔板的隔音性能不容忽视。一般理论认为，单层隔板的隔音效果与隔板的面密度有密切关系，平静隔音的技术人员通过试验进一步发现，同一材质相同面密度的隔板在低、中、高等不同的频段会表现出不同的隔音性能。汽车的地板、车身等部位一般是采用双层隔板的地方，这些部位一般由外围板和内饰板组成，双层之间是空气层，利用这些双层隔板，可以起到很好的隔音作用。
声音在双层隔板结构的传播过程如下：声音传到第一层隔板时，引起震动，同时会向隔板间的空气层辐射噪音，空气夹层中的声波在两层隔板之间来回反射，形成激励第二层隔板震动的声波，第二层隔板再向外辐射噪音，声音实现传播。显然，双层隔板会比单层隔板的隔音效果好很多。声学理论认为，双层隔板的隔音效果会随着空气层厚度的增加而增加，平静隔音在进一步分析汽车车身构造以后得出结论：双层隔板之间的密封性能对隔音效果也起了至关重要的作用，同时，空气层的厚度并非越大越好，从隔音角度分析，就汽车车门来说， 10 厘米的厚度是最理想的，高于这个厚度，隔音效果不会有明显改善；而低于这个厚度，隔音效果及乘坐的舒适性就会大打折扣。此外，当双层隔板被引发共震时，隔音效果也会大大下降。平静汽车隔音通过粘贴不同规格的吸音棉来改善隔音结构，同时，为轿车量身定做的施工工艺也有效缓解了双层隔板的共震。
吸音：
在汽车有限空间内的噪音包括直达噪音和反射噪音两部分。吸音是用特种被动式材料来改变声波的方向，以吸收其能量。合理的布置吸音材料，能有效降低声能的反射量，达到吸音降噪的目的。
吸音材料是指能够把入射到其上的声能大量吸收的材料，常用的吸音材料有矿渣棉、石棉、玻璃棉、毛毡、木丝板以及低密度聚合物和泡沫材料等。这些材料在自然界非常普遍，但是由于环保、防水、防火、轻量化等条件的限制，能够用于汽车的吸音材料却很少见，平静隔声吸声棉满足车用隔音材料的所有要求，并且研发人员在研究分析多款车型噪音特点的基础上，针对汽车噪音特点在材料生产过程中创造性的开发出异型吸音槽设计，在传统的一个单位的隔音面积上集成了 2 倍以上的吸音面积，每个吸音槽的宽窄、深浅、坡度和曲率都是针对轿车噪音的特点经数学算法仿真模拟并精确确定。由于吸声层的逐渐过渡性质，材料的声阻抗与空气的声阻抗能较好地匹配，使较宽频段的声波都能被高效地吸收。除了吸声结构的设计之外，平静隔声吸声棉的表面富含微孔——与内部的孔穴结构不同，表面的微型孔穴是开孔设计，当声波到达材料表面的孔穴时，会产生粘滞损耗，引起孔穴中的空气和孔壁的细小纤维波动，由于摩擦和粘滞阻尼作用，将声能转变为热能而耗散掉，从而达到吸音的目的。
通过吸音材料和吸音结构的合理搭配，平静隔声吸声棉确保了在隔音的基础上针对汽车噪音达到了优秀的吸音效果。
汽车的外壳一般都是由金属薄板制成，车辆行驶过程中，震源把它的震动传给车体，在车体中以弹性波形式进行传播，这些薄板受激震动时会产生噪音，同时引起车体上其它部件的震动，这些部件又向外辐射噪音，在该传播途径上安装弹性材料或元件，隔绝或衰减震动的传播，就可以实现减震降噪的目的。常用的减震措施主要有隔震减震和阻尼减震。
隔震减震主要有两类弹性支撑：一类是隔震器，它是专门制造的具有一定形状和规格的弹性元件，如：弹簧隔震器、橡胶隔震器、空气弹簧隔震器等，被车辆广泛使用；另一类是隔震垫层，它利用弹性材料本身的自然特性，形状尺寸按具体需要拼接或剪切而成，目前车上常用的有毛毡、泡沫塑料等。平静汽车阻尼隔声止振垫的设计原理就是主要通过止振隔音来达到降噪目的。
阻尼减震的原理与隔震减震类似，是在发生震动的金属薄板上涂贴阻尼材料，通过抑止其震动来降低噪音。阻尼层减少了金属薄板弯曲震动的幅度，从而减少板的辐射噪音，当金属薄板受激发而产生弯曲震动时，其震动能迅速传递给紧密涂贴在上面的阻尼材料，引起阻尼材料内部相应错动和摩擦，从而使震动能量变为热能而损耗，最终实现减少震动，降低噪音。
平静隔音的技术人员以阻尼减震原理为出发点，研制并推出了汽车阻尼防护胶。阻尼减震的原理也被平静隔音系列产品采用，隔声吸声棉在粘贴过程中采用人工刷胶方式，一方面，平静胶粘剂本身所含的溶剂挥发后使胶体具有耐高温和耐寒作用，克服了其它品牌自粘胶产品寿命短的缺点，另一方面，胶粘剂具有良好的弹性和柔韧性，形成了阻尼减震层，可以耐受车体的冲击与振动。
除了研究上述密封、隔音、吸音、减震等降噪措施并推出一系列汽车隔音用品之外，平静隔音也涉足于从噪声源上寻求主动降噪措施的研究，包括车辆外形的设计，电子散热扇的改进以及有源消声技术等。