第三篇 汽车NVH设计

第十三章 汽车NVH开发流程

一部完整的汽车开发流程，应该包括商品规划、对标分析、正向设计、实验验证和解决存在的问题等几大部分。从时间跨度上讲，一部新车从立项到上市销售，可能需要3～4年的时间。一些有实力的公司，由于产品规格多，开发经验成熟，所需要的时间可能会短一些。

在商品规划阶段，需要进行市场调查、公司高层的战略决策、制定各个系统的目标以及将目标分解到各个系统和部件等内容。

在研究了顾客需要、政府法规和竞争对手后，根据公司内部技术和管理等方面的能力来制定汽车的性能指标，运用系统工程的思想来开发一部新车。

第一节 商品规划

在产品开发、生产、销售和售后服务等过程中，商品规划起着重要的作用。本节仅对商品规划概要、基本计划过程和商品规划概要所要考虑的条件等，进行简单介绍。

以商品规划必须考虑的条件之一，即NVH问题为中心，加以重点说明。

一、商品规划的作用

商品在其进入市场之际，应该具有先进性，能充分满足顾客的要求，并适合社会环境的要求。随着社会环境和顾客要求的变化，或者随着技术进步和有竞争性的新产品推出，原有商品的价值逐渐减小，最后逐渐退出市场。所以企业必须经常考虑现有商品的未来，准备替代商品或全新开发的商品，以便确保企业的长久发展。商品规划就是出于这种认识，调整社会和市场的要求与企业的需要，计划新商品的诞生活动。广义来说，商品规划是计划和管理商品生命周期全过程的基本活动事项，这些活动包括从新商品诞生到推向市场的全部活动，也包括进入市场到退出市场。表13-1表示商品规划阶段需考虑的主要项目。

表13-1 商品规划阶段需考虑的主要项目

（续）

商品规划包括以下两大部分，其一是对商品系列整体的商品规划，其二是基于系列商品的整体活动计划，对个别商品的立案和规划。在个别商品的立案和规划阶段，必须在全体商品规划的基础上，对该商品进行更为详细的研究，做出更为具体的计划。其内容和规模可按照表13-2进行分类。货车略有不同，除了特别规格的车辆之外，很少是全新的开发车。货车的NVH问题也一样，主要是根据现有车型的构造和特性，进行比较开发。

表13-2 商品规划分类

二、商品规划的内容

以推向市场之前的主要活动为主，将相关内容汇总如下。

1.商品规划

这是商品开发的第一步，主要是给商品概略定义。这一阶段的主要项目见表13-3。

表13-3 商品规划涉及的项目

2.产品规划

根据产品规划的内容，计划车辆是如何构成的，具体描述产品应该具备哪些要素等。需要计划项目如下。

●车型组成

●车辆基本尺寸、驱动方式、基本构造

●搭载的主要系统和零部件（发动机、变速器、悬架和装备等）

●基本车辆的总布置

●性能、质量、重量和成本等目标

3.开发计划

是指为实现产品规划所提示的产品特性，进行的设计、试制、试验活动，并对产品开发提出具体的计划。开发计划以各种日程计划表为首，决定车辆和零部件的试制规模、试验内容等。

4.生产准备计划

包括试生产和批量生产。如果公司有专门的试生产部门，可以交由其完成此项任务。试生产的数量要视需要而定，生产出来的样车需要进行各种各样的试验，如道路耐久强度试验、高低温试验、操作稳定性试验和NVH试验等。在样车试验过程中，一是要检验整车以及各个零部件系统是否达到了预期的目标要求，二是查找问题。有问题的零部件，要及时反馈给相关部门，包括零部件供应商，以查找问题原因和寻求解决措施。

通过样车试验以后，才能进入批量生产阶段。批量生产的前期，主要是检查车辆性能的稳定性，确认零部件具有良好的一致性和通用性。确认没有问题以后，才能进入大批量生产。

产品试生产和批量生产都需要完备的生产线保证。特别是对于一款新开发的产品，更是对生产线的一次检验。生产线本身也是产品，也存在其自身的质量和精度标准。一是要高质量地完成产品生产，二是要高效地完成生产计划。而这些需要组建完备的生产保障体系，制定完善的生产计划，并能准确无误地加以执行。

5.销售计划

产品通过各项试验并确保没有问题之后，才能进入市场销售环节。完善的销售体系是顺利完成产品销售计划的有力保证。销售计划包括前期市场调查、市场宣传、销售渠道等，以及良好的售后服务。产品在市场销售过程中，或者客户使用过程中出现的问题，也要通过销售部门及时地反馈回来。

商品规划和产品规划的开始阶段，包括从产品开发初期阶段、生产准备阶段，一直到销售阶段为止，主要流程如图13-1所示。

其中特别是产品开发部门，将根据产品规划所计划的车辆基本尺寸、基本构造、总布置、目标性能、重量和价格等，进行详细的计划，进行零部件设计、车辆和零部件的试制、各种试验等。然后，确认车辆性能的达成度，对存在的问题提出改进措施，力图提高生产试制的设计质量。此外，在生产试制车辆完成之后，为了确认批量生产能否达到设计目标，还要进行试验确认。一般全新换型开发，从开发到销售需要花费3～4年时间。一般的中间换型和驾驶室改脸所用时间较短，为1～3年。

汽车开发和其他大量生产产品相比，投资规模特别大，需要花费大量的人工和资金。为了达到批量生产的时间目标，需要承担各自任务的企业全员步调一致，分别完成各自的任务。

图13-1 汽车产品开发流程

三、产品规划

产品规划基于商品位置和构想，是如何构成车辆的计划活动。由于参与车辆开发的人员相当多，重要的是必须在开发之前使产品的形象更为明确化，并使相关的人员共享信息。产品规划的作用是在对产品概略定义的基础上，继续细化计划，以便达到可以着手进行设计的水平。

产品规划是车辆基本计划和零部件设计之前的开发阶段，在产品规划阶段必须加以明确的项目如下所述。

1.开发目的

尽管不同的车辆开发目的各自不同。但是，开发目的必然和下述企业活动相关联。

●担负起企业的社会责任

●为社会的发展作贡献

●为满足顾客不断高涨的要求作贡献

●提高企业的收入

●提高企业的市场占有率

●提高企业形象

为了使开发车具有特殊的魅力，必须针对社会环境、市场环境和竞争关系等，明确现在和未来的前景。在这方面的主要注意点如下。

-社会环境（环境问题、法规限制等）

●能否应对安全、燃油经济性、排放和噪声等法规动向

●能否应对环境等相关动向

-市场环境（需求规模、顾客要求等）

-竞争关系

●竞争车性能指标、竞争车换型、将要做哪些新改进

●和竞争车相比有哪些优势

2.车型构成

车型构成，或者说设定变形车必须研究以下事项。

●销售对象地

●车型

●车辆等级

●驱动方式/发动机/变速器

3.基本尺寸、造型、构造

基本尺寸包括以下3大类尺寸：车辆外形尺寸、驾驶室内空间尺寸和货厢空间尺寸、外部造型尺寸，NVH也是基本尺寸之一。

在产品规划上，对基本构造和新采用的机构及装备都有明确指示，主要项目见表13-3。

4.性能、质量、重量和价格等目标

主要的性能和质量目标见表13-4。为了更容易理解目标性能和目标质量，主要是和现生产车、竞争车进行相对比较。

表13-4 与性能和总布置相关的项目

汽车重量直接影响加速性、制动性、操纵稳定性等车辆的运动性能，同时也直接影响燃油经济性。特别是对车辆总重（GVW）有限制的货车，重量对载重性影响更大。当然，车辆重量也是设计上的重要前提条件之一。例如，车体和悬架等强度设计，车辆重量是设计的起点条件。因此，车辆重量的计划值和试制值差异较大时，各种设计都必须进行更改。

四、发动机配置、驱动方式、车桥配置、悬架形式

对于乘用车，发动机有横置、纵置、FF（前置前驱）方式驱动和FR（前置后驱）方式驱动等多种形式。发动机配置和驱动方式的计划是左右车辆基本尺寸、造型、构造和性能的重要因素。货车则更为复杂，还需要加上是平头驾驶室还是凸头驾驶室、有多少桥数和桥的驱动配置等因素。

五、车辆总布置计划

在产品规划书上，对车辆参数、造型、性能等目标都有明确规定，同时对构成车辆的主要构造和零件也有明确要求。车辆总布置的目的就是为了达到上述目标，如何将所有的主要构造和零件做出最佳配置。最后将上述研究结果汇总在总布置计划图上，将各个构造和零件详细设计所需要的前提条件提供给零件设计者，并把性能和机械上最低限度的条件提示给造型设计者。

1.车辆总布置计划的基本流程

主要计划项目如下所示。

●发动机、传动系（包含传动轴数）、车桥的配置

●悬架和轮胎的运动轨迹

●乘员的配置（主要用于乘用车）

●踏板和变速杆等驾驶操纵系的配置

●装载空间、货厢空间、载重量

●燃油箱和备胎的配置

●地板、驾驶室板件、车架等车辆基本骨架的形状

为了决定车辆的总布置，以便同时进行车辆各个部分的详细布置，最重要的是必须确认实际车辆总布置是否可行。

在详细布置计划阶段的具体计划项目上，下列各项与NVH有关。

●发动机舱部分：冷却系尺寸和配置——屏蔽形态、冷却系噪声进气系的容量和配置——进气噪声

●乘坐空间尺寸：排气系尺寸和配置——排气噪声

●载货空间尺寸：排气系尺寸和配置——排气噪声

2.总布置计划上必须考虑的性能项目

在各种性能之中，有些特性是被零件的配置和空间尺寸概略决定的。所以在总布置计划阶段必须同时进行相关的研究。采取适宜的模拟计算加以确认，根据需要变更布置计划。总布置人员和性能人员必须密切接触的主要项目见表13-4。

为了考虑货车的NVH问题，必须研究传动轴的布置、交角、发动机悬置的配置等。除全新车型开发外，货车大都以现生产车的改进研究为主。

3.总布置计划的基准

为了高效地配置众多的零件，对各零件间的必要间隙、各种允许范围（如驾驶者的视野、操纵系零件的位置范围等）等，必须准备相关的基准。例如，发动机和其周边零件的间隙基准、发动机的摇摆量基准、零件干涉基准和工厂装配的质量管理基准等，对上述各项必须加以考虑并预先给出规定。

4.车辆总布置计划图

在以上的总布置计划结果基础上，做出车辆总布置计划图和详细总布置计划图。

第二节 对标分析

汽车公司在准备推出一款新车型的时候，会认真地研究市场上竞争对手的同类汽车，做到知己知彼，确定未来自己的汽车在市场上的定位。某些指标要领先对手，另一些指标则具有一定的竞争能力。因此，标杆车的选择是非常重要的。

不可否认，目前国内众多汽车公司还在走模仿的道路，这也是汽车开发的一种快捷途径，它可以缩短开发周期，避免走弯路。当然，这样做需要承担一定法律上的风险。

根据需要，标杆车包括性能标杆和结构标杆。结构标杆是指即将开发的新车，在某些局部将采用相同的结构设计，如底盘结构。而性能标杆是指新开发车预期达到的性能指标，如NVH性能，包括怠速时车内噪声、转向盘振动、加速噪声等，还可以具体到零部件的模态、刚度等指标。

一、标杆车测试

标杆车选定以后，就要从市场上将该型号的汽车购买回来，根据试验的规划，可能需要购买多台，有的用于道路试验，有的用于静态试验，甚至有时需要将新车拆解，用于零部件的测试。

标杆车的NVH测试，应该事先制订详细的试验计划，来确定试验车的数量、状态。为了降低成本，有些试验项目不会对试验车辆造成损害，可以采用租赁的方式，从汽车4S店或者用户手中租用车辆，待试验完成后，再将车辆归还。

NVH试验包括主观评价和客观测试。

1）NVH主观评价详细内容见表13-5。

表13-5 NVH主观评价内容

（续）

主观评价采用10分制。1分表示振动或者噪声非常大，会对人体心理或者生理产生损害，绝对不能接受。10分表示振动或者噪声非常小，车内的乘员感觉不到振动和噪声的存在。在1分和10分之间划分10个等级，一般以得6分为合格。

试验项目包括但不限于表13-5所列的内容，可以根据实际情况适当增减。针对每一项评价内容，都要反复感受，以排除干扰，得到真实的结果。并且要对每一项试验内容记录存在的问题，及可能的产生原因。

试验时应该多人参与，试验人员应该是有经验的工程师或者NVH专家，或者其他受过专门训练的人员。他们应该了解汽车结构、NVH基础知识、汽车常见NVH现象，能够对存在的问题感觉灵敏，并能准确地加以描述。试验结果应该是所有参加人员评分的汇总和平均。

2）NVH测试详细内容见表13-6。

表13-6 NVH测试内容

（续）

试验项目包括但不限于表13-6所列的内容，可以根据实际情况适当增减。有些测试项目需要在专门的试验跑道上进行，有些需要在消声室内进行。如果有条件的话，动力总成噪声、进排气系统噪声等项目分别测试车载状态和台架状态。

激励的测试是为标杆车及新开发车的CAE分析做准备。利用实际测试得到的激励，可以采用混合建模的方式，得到标杆车车身振动、车内噪声。并与实际测试结果进行对比，以此来验证CAE分析方法的准确性。另外，标杆车的实测激励还可以用在新开发车上，因为此时还没有新开发车的样品，无法获得激励数据。利用标杆车的激励数据，可以预测新开发车的实际响应，如车身振动、车内噪声等。

二、标杆车CAE分析

CAE分析需要有详细的车身数据、材料特性等。如果标杆车是本公司的前期产品，可以很容易得到这些数据，甚至是现存数据库内就有完整的数据。如果标杆车是其他公司的产品，那么获取这些数据就有一定的难度，甚至会产生可观的费用，如样车拆解、数据扫描、CAE模型的搭建和CAE分析。另外，有些专门的公司能提供这方面的服务，所需要的费用也比自己做这些工作更为划算。如果其数据库内有现成的数据，那么费用可能会更低，重要的是能大大缩短周期。表13-7为详细的CAE分析内容，与测试内容基本上是相互对应的。

表13-7 标杆车CAE分析内容

在标杆车测试和CAE分析的基础上，可以制定新开发车的NVH目标。制定的原则是总体上不低于标杆车水平，有些项目甚至会超过标杆车，还有些项目可以适当放宽。

首先要制定整车级别的NVH目标，如车身振动、车内噪声。然后再将总体目标向下分解到系统级和零部件级别。如图13-2所示。如对于排气系统，包括排气口噪声、消声量、排气管模态和排气吊挂传递力等多项指标。

通过对多台标杆车的测试，选取合适的目标值。图13-3a为汽车加速行驶时车内噪声的标杆车测试结果和所制定的目标值，图13-3b为地板的振动。

分解后的NVH目标，如果涉及的系统或者零部件是由供应商负责设计和生产的，那么这些NVH指标将会反映到合同中，用来指导零部件的设计、生产和检验。

图13-2 NVH目标分解

图13-3 整车振动噪声目标

NVH目标设定内容中很重要的一项就是制定整车模态分布表，见表13-8。

表13-8 整车模态分布表

模态分布表指导各个系统的设计，并调节各个系统之间的关系。其中一个系统的频率发生变化的时候，就必须根据这张表来调整与之相连接系统的模态频率。

第三节 正向设计

一、CAE分析

产品进入正向设计阶段后，已经具备详细的车身数据。当然，该阶段的数据包括多种版本，如草数模、NC数模等。CAE部门应该根据设计部门发布的数据开展相应的分析工作，分析内容基本上和标杆车的分析内容相同，有时会根据实际情况做适当的增加。CAE分析内容主要包括以下项目：

●白车身静刚度分析

●白车身模态分析

●白车身动刚度分析

●转向系统振动特性分析

●排气系统振动特性分析

●悬架及轮胎系统振动特性分析

●整车模态分析

●车体振动传递函数分析

●车内声学传递函数分析

●整车怠速振动及噪声预测分析

●路面振动及噪声预测分析

●传动轴不平衡分析

●动力总成隔振系统优化设计

●车身主要激振力分析

CAE分析是个反复的过程。针对设计部门提供的数模，CAE工程师搭建各种有限元模型，开展各种分析。对分析中出现的不合格项，要及时反馈给设计部门，并同设计工程师一起制定优化方案。设计工程师将优化后的详细数模再次提供给CAE工程师，CAE工程师再对优化后的方案加以验证。整个CAE分析过程可能需要多轮次的反复分析和验证。最终所有的分析项目都满足了目标值以后，才能进入下一个开发阶段。

实际中由于一些条件的限制，使所有的分析项目都满足目标有很大的难度。如动力总成的更换可能会造成悬置支架结构的变更，使支架的刚度无法达到标杆车的水平，即使勉强达到，也可能所产生的代价、成本或者引起其他部位结构更大的变更，而使得该问题的解决得不偿失。此时，要结合实际情况对某些目标做适当的调整或放宽，并开展一些更为具体的风险分析，将分析报告备案，待将来样车生产出来后，如果出现疑似问题，可以快速找到问题的根源，以制定解决方案。

二、实验验证

样车试制出来以后，就可以组织人员开展试验，包括主观评价和客观测试，测试内容标杆车阶段相同，也可能根据实际情况有所增加。测试的重点在于验证先期制定的NVH目标和查找问题。对于发现的问题，要详细记录，并提交相关部门，组织人员着手处理。

样车阶段完成后，开始进入小批量生产阶段。此时的试验重点在于解决大量生产中出现的通用性NVH问题和NVH稳定性问题。

三、解决问题

新产品或多或少都会出现一些NVH问题，如振动噪声问题、异响问题。汽车公司应该拥有专门的NVH团队，用来处理NVH问题，并具备一定的试验条件，如试验跑道、试验室、测试设备和试制样件的车间等，有时还可能需要供应商介入。

解决NVH问题需要大量的人力、物力，成本很高。据统计，大约有20%的研发费用被用在解决NVH问题上。而后续已经上市销售的汽车中出现的问题，约有30%与NVH有关。

过去，解决汽车NVH问题主要依靠实验手段。这过多地依赖实验工程师的个人经验。往往是根据主观判断，制定大量的方案，并一一试制样件，然后对样件逐一加以试验验证。这样的做法需要耗费大量的资金用来试制样件，还需要很长的周期。而现今，CAE方法的飞速发展，给解决NVH问题提供了一个快捷的途径。辅以CAE方法，可以快速定位问题的根源，试制样件，在制造实际的样件之前，通过虚拟的方式对方案的效果加以验证，从中找出最有效的方案。最终再通过试验来验证。而这样做需要有经验的CAE工程师来配合，同时也需要有力的辅助工具，如分析软件、硬件等。

通过公司内部评审，投放到市场上销售的汽车也可能出现NVH问题。此时，多是通过顾客的投诉渠道反映到汽车生产者手中。对于这样的问题，汽车公司应该尽快组织人员加以解决，否则，在当今信息极度发达的社会，一个小小的问题就会很快地在大范围内传播开来。

下面举一个试验与CAE相结合，解决噪声问题的实际应用案例。

某公司生产的微型面包车，在样车试验阶段，车辆行驶在5档110km/h，或发动机转速在3600r/min工况时，车内轰鸣声达到难以忍受的地步。如果长时间在该环境下，会造成乘员听力损伤。这种情况无法通过评价部门的评审，因而也就无法进入到上市销售的环节。

图13-4为试验样车车内噪声的测试结果。从结果中可以看到，当发动机转速在3660r/min和3900r/min时，有两处较高的峰值。在4200r/min时也有一处峰值，但是由于已经超过了常用发动机转速范围，因此，重点需要解决的还是3660r/min时和3900r/min时这两处峰值。

通过数据分析，发现这两个峰值的主要激励成分都是2阶，因此可以判断激励源来自于发动机，因为该车装配的是4缸直列发动机，其主要激励成分为2阶。

为了查找问题的根源，开展了一系列测试。图13-5为发动机右悬置支架的动刚度测试。可以看到，在118Hz和127Hz有两处较明显的峰值，正好与车内噪声曲线的3660r/min和3900r/min位置对应。因此，初步判断发动机右悬置支架的模态是造成车内噪声峰值的主要原因。

针对上述分析结果，对发动机右悬置支架进行了模态分析和动刚度分析。图13-6为模态分析结果，图13-7为动刚度分析结果。分析模型采用包含发动机悬置支架在内的部分车身，不包括发动机。

模态分析结果显示，在117Hz和128Hz，有两处右悬置支架的模态，但它们不是支架本身的模态，而是支架所附着的右纵梁的模态。正是由于纵梁振动带动了支架，使发动机传递过来的激励被这两个模态放大，造成了车内噪声过高。

图13-4 车内噪声

图13-5 右悬置支架动刚度

图13-7中动刚度的分析结果也验证了这两个模态的存在，它与图13-5中的测试结果也有很好的一致性。

基于以上测试和分析结果，判断发动机右悬置支架（右纵梁）的振动产生了车内的噪声峰值。据此，制定了几个改进方案（例中选用了几个效果较好的方案，方案的序号使用原号码）。

图13-6 发动机右悬置模态分析

方案三：在发动机右悬置支架上安装动态减振器（Dynamic Damper，D/D），如图13-8所示。

动态减振器的效果如图13-9所示。其中的BASE为原状态，CASE3为安装动态减振器后的动刚度分析结果。图13-9a为Y向动刚度，图13-9b为Z向动刚度，可以看到，Y向和Z向的动刚度均有明显的下降。

方案五：纵梁加强。

纵梁内悬置支架安装位置，原来有两块小的螺母板。为了加强纵梁，将该螺母板扩大，如图13-10b中所示。并与纵梁焊接在一起。

图13-7 发动机右悬置动刚度分析

图13-8 动态减振器

图13-9 动态减振器的效果

图13-10 纵梁加强

图13-11为纵梁加强后的动刚度分析结果。虽然动刚度幅值没有降低，但是向右移动，已经超出了常用的频率范围。

图13-11 纵梁加强效果

方案六：纵梁加强。

为了提高纵梁的刚度，在纵梁和悬置支架之间增加一个连接件，如图13-12中的支架，一端与纵梁焊接到一起，另一端通过螺栓与悬置支架连接。图13-13为加强后的动刚度分析结果。可以看到，纵梁和悬置支架的Y向和Z向动刚度均有不同程度的提高。

通过上述分析，选定了这三组效果最好的方案用来试制样件。样件试制完成后，逐一装车试验。试验结果显示，方案六的效果最好。

图13-14为改进后的动刚度测试结果，实线为原状态，虚线为改进后的结果。可以看到，改进后的动刚度比原状态有大幅度的提高。

图13-15为改进后的车内噪声测试结果。实线为原状态，虚线为改进后的结果。可以看到，在3300r/min处，噪声降低了约6dB，在3660r/min处，噪声降低了约10dB，在3900r/min处，噪声降低了约4.5dB，在4200r/min处，噪声降低了约5dB。改进后的车内噪声达到了实用的水平。

图13-12 纵梁加强

图13-13 纵梁加强后动刚度分析结果

图13-14 改进后的动刚度结果

图13-15 改进后的车内噪声

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，2005.

[2] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[3] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[4] 黄金陵.汽车车身设计[M].北京：机械工业出版社，2007.

[5] 林逸，马飞天，姚为民，等.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程，2002，24（3）.

[6] 马大酞，噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002.

第十四章 动力系统NVH设计

第一节 动力总成振动

动力总成是汽车最主要的振动与噪声源。大部分汽车的NVH问题的源头都在于此。解决汽车NVH问题，必须从源头上去解决。因此，有必要掌握发动机激振力产生的原理及降低发动机激振力的有效措施。

动力总成的振动分两类。一类是低频范围内动力总成的刚体振动。这个振动系统是由动力总成的质量和隔振器的刚度及阻尼组成的。其振动形式包括三个方向的线性振动及绕三个轴的旋转振动。另一类是高频范围内的发动机零部件的弹性振动。比如缸体的弯曲振动、曲轴的弯曲和扭转振动等。这些振动都会在总体上表现为发动机输出激振力，直接引起各种NVH问题。

图14-1 动力总成的六个刚体模态

低频范围内，发动机作为一个刚体，有六个方向的振动：上下、前后、左右的跳动，以及绕三个轴的转动模态，如图14-1所示。

发动机的刚体运动是按照发动机本体的坐标系定义的。其原点定义为曲轴中心线与缸体后端面的交点。与气缸中心线平行为Z轴，正向指向缸盖一侧。曲轴中心线定义为X轴，正向指向发动机前端。Y向按照右手定则确定。在该坐标系下，发动机的六个刚体模态分别为：

前后运动：沿Y轴运动（T_x）

左右运动：沿X轴运动（T_y）

上下跳动：沿Z轴运动（T_z）

侧倾：绕X轴转动，也称为侧倾（R_x）

俯仰：绕Y轴转动，也称为俯仰（R_y）

横摆：绕Z轴转动，也称为横摆（R_z）

如果这些模态是彼此独立的，那么就可以把每个模态当成单自由度系统来处理。这样在处理一个模态的时候就不会影响到另外一个模态。模态彼此独立也称为模态解耦。当然，在实际工程中，要保证所有的模态相互之间都解耦是非常困难的。要视实际情况来决定到底需要对哪两个模进行解耦。比如，对于四缸发动机来说，上下跳动模态和侧倾模态对整车的影响非常大，所以，要尽量保证这两个模态相互之间解耦。而其他的几个模态，即使有稍许的模态耦合，也不会造成严重的问题。这样一来，就减少了解决问题的约束条件，可以有针对性且更有效地采取措施。

在工程上，按照模态能量比例来评价模态之间是否有耦合。动力总成在作各阶次振动时，其能量分布在六个刚体模态上，根据动力总成系统的质量矩阵和刚度矩阵，可以求出系统在做各阶主振动时各个方向的振动能量所占的百分比，写成矩阵形式，便可得到系统的能量分布。当系统以第j阶固有频率振动时，第k个广义坐标所占的能量百分比E_ki为

式中，ϕ_j为系统的第j阶主振型，（ϕ_j）k为ϕ_j的第k个元素，m_kl为质量矩阵第k行、第l列元素。E_kj的值越大则系统的解耦程度就越高，100%表示完全解耦。

对于某个共振频率来说，可能是由若干个模态耦合而成的。而各个模态所占的总能量的百分比是不同的。下面以一个例子来进行详细说明，见表14-1。

表14-1 动力总成模态解耦

如对于7.03Hz时，R_y（俯仰）模态的能量高达89.43%，其他模态所占的能量百分比相对来说非常小，就认为这个频率时是侧倾模态。在这个频率点上各个模态之间是解耦的。而对于10.84Hz这个频率，左右运动模态能量为77.73%，但横摆（R_z）模态的能量也达到了12.83%。因此，在这个频率下，模态能量分布散，侧倾模态与横摆模态之间有耦合。

并不能说某个频率下，100%的能量属于一个模态才能算是解耦。一般在工程上，如果某个模态的能量比例达到85%以上，那么就认为这个模态与其他模态是解耦的。

在汽车开发设计阶段，做动力系统方案布置时，就需要制定一个表14-1所示的动力总成模态分布表，按照表格的样式进行动力总成各个模态的规划。并在悬置的选点及悬置刚度的设计，包括悬置支架的设计上，去满足上述要求。当样车生产出来以后，还要进行试验验证，以保证实车动力总成的各个模态满足设计要求，并对没能达到设计要求的模态进行调整。

动力总成模态规划表设计好以后，可以采取CAE分析计算的方法来选定相关的结构或参数，如悬置布置方案、悬置支架结构、悬置各个方向的刚度。把这些参数当做设计变量，对其进行调整计算，以达到模态规划目标。

动力总成除了刚体模态以外，还存在弹性模态。弹性模态具有高频特性，它所引起的振动和噪声问题也呈现高频特点。另外，动力总成的弹性振动还会影响车内噪声的品质。关于动力总成弹性模态的详细论述，请参考本章第四节。

第二节 发动机噪声

一、发动机噪声的分类及评价方法

发动机噪声源可分为直接向大气辐射和发动机表面向外辐射两大类。

1）直接向大气辐射的噪声源有进、排气噪声和风扇噪声（空气动力学噪声）。

2）发动机表面噪声是发动机内部的燃烧过程和结构产生的噪声，它是通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射的。

按发动机表面噪声产生的机理，又分为燃烧噪声和机械噪声。

燃烧噪声：气缸内气体燃烧所形成的压力波动，通过缸盖和活塞—连杆—曲轴—缸体的途径向外辐射的噪声。由于它是气缸周期性变化的压力作用而产生的，因此与发动机的燃烧方式和燃烧速度有关。

机械噪声：活塞对缸套的敲击，正时齿轮、配气机构、喷油系统等运动件之间机械撞击所产生的振动激发的噪声。它是由发动机工作时各运动件之间及运动件与固定件之间作用的周期性变化的力所引起的，与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。

二、发动机燃烧噪声及其控制

1.燃烧噪声的特性

以柴油机为例。燃烧噪声与燃烧过程有关，所以从柴油机燃烧过程的四个阶段——滞燃期、速燃期、缓燃期和补燃期来分别研究。

（1）滞燃期 燃料未燃烧，尚在进行燃烧前必要的物理和化学准备，气缸中的压力和温度变化都很小，因此对噪声的直接影响甚微，但间接影响重大。

（2）速燃期 燃料迅速燃烧，气缸内压力迅速增加，直接影响发动机的振动和噪声。

影响压力增长率的主要因素是着火延迟期的长短和供油规律。延迟期越长，喷入气缸的燃料越多，压力增长率越高，则柴油机的冲击载荷越大，柴油机内零件敲击严重，增加了柴油机的结构频率和所辐射的噪声。

（3）缓燃期 气缸内压力有所增长，但增长率小，能激发一定程度的燃烧噪声，但对噪声的影响不显著。

（4）补燃期 活塞下行且绝大多数燃料已在前两个时期内燃烧完毕，对燃烧噪声影响不大。

综上所述，燃烧过程激发的噪声主要集中在速燃期，其次是缓燃期。

燃烧噪声主要表现在两方面：一是由缸内压力急剧变化引起的动力负荷，由此产生结构振动和噪声，其频率相当于各传声零件的自振频率；二是由气缸内气体的冲击波引起的高频振动和噪声，其频率为气缸内气体的自振频率。

燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化。在速燃期内产生的气体动力载荷，使柴油机内相应零件受到一种敲击。由于柴油机的结构可视为一个复杂的振动系统，大多数零件的自振频率处在中、高频率范围内，因此，由结构传递而向外辐射的燃烧噪声频率也处在中、高频率范围内。由气体动力载荷引起的噪声，主要取决于压力增长率及最大压力增长率持续的时间，压力增长越快，持续高增长率时间越长，则噪声就越大。在燃烧过程中，随着气缸内气体压力的剧变，在火焰传播的同时，冲击性质的压力波也随着传播，当冲击波达到燃烧室壁面后将进行多次反射，从而形成了气体的高频振动。

气缸压力曲线（在时域上）描述了压力变化规律，可以得到燃烧噪声与着火延迟期、压力增长率等因素的关系。气缸压力谱（在频域上）描述了压力变化规律，显示出气缸压力曲线所包含的频率结构和每种频率成分强度的大小，深刻揭示了燃烧噪声与气缸压力变化及其所引起振动和噪声的传播途径的关系。

气缸压力曲线实质上是由不同频率、不同幅值的一系列谐波叠加而成。发动机的结构振动问题可按线性系统来处理，因此据线性系统的叠加原理，气缸压力的总作用等于这一系列谐波单独激发的总和。

一般认为，这一系列谐波，由两条途径从气缸内传播出去。一是经气缸盖和气缸套，二是经曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲轴及主轴承。由于发动机结构中大多数零件的刚性较高，而中、高频率的压力级易于传出，即发动机的结构对燃烧噪声的低频段衰减大，对高频段衰减相对较小。

2.燃烧噪声控制

降低柴油机燃烧噪声的根本措施是降低压力增长率。而压力增长率取决于着火延迟期和在着火延迟期内形成的可燃混合气的数量和质量，因此可通过选用十六烷值高的燃料，合理组织喷油过程及选用良好的燃烧室来实现。具体措施如下：

（1）延迟喷油定时 由于气缸内压缩温度和压力是随曲轴转角变化的，喷油时间的早晚对于着火延迟期长短的影响将通过压缩温度和压力而起作用。若喷油早，则燃料进入气缸时的空气温度和压力低，着火延迟期变长；若喷油过迟，同样燃料进入气缸时的空气温度和压力反而变低，着火延迟期变长，燃烧噪声增大；只有适当推迟喷油时间，即减小喷油提前角，可使着火延迟期变短，燃烧噪声减小。

（2）改进燃烧室结构形状和参数 柴油机工作过程的好坏主要取决于燃油喷射、气流运动和燃烧室形状三方面的配合是否合理。因此，燃烧室的结构形状与混合气的形成和燃烧有密切关系，它不但直接影响柴油机的性能，而且影响着火延迟期、压力升高率，从而影响燃烧噪声。

根据混合气的形成及燃烧室结构的特点，柴油机的燃烧室分为直喷式和分隔式两大类：直喷式又分为开式、半分开式和球形燃烧室等；分隔式又分为涡流室和预燃室。

在其他条件相同的情况下，直喷式燃烧室中的球形和斜置圆桶形燃烧室的燃烧噪声最低，分隔式燃烧室的燃烧噪声一般较低。而ω形直喷式燃烧室（半分开式）和浅盆形直喷式燃烧室（开式）的燃烧噪声最大。

调节燃烧室结构参数也可降低燃烧噪声。例如：在涡流室式柴油机中喷油器的喷油方向越偏离涡流室中心而指向涡流下游，附着于燃烧室壁面的燃料就越多，燃烧也越平静；另外增加涡流室喷孔面积比也可减少噪声。

（3）调节喷油率 喷油率对燃烧噪声的影响非常大，试验表明，喷油率提高一倍，燃烧噪声就会增加6dB，因此可用减少喷油泵供油率的方法来减少燃烧噪声，但应注意高速性能的恶化和增加怠速噪声的问题。

（4）提高废气再循环率和采用进气节流

提高废气再循环率可减小燃烧率，使发动机运转平稳，因此对降低燃烧噪声起到明显作用。而进气节流可使气缸内的压力降低和着火时间推迟，因此进气节流不但能降低噪声，而且还能减少柴油机所特有的角速度波动和横向摆振。

（5）采用增压技术 柴油机增压后进入气缸的空气充量密度增加，使压缩终了时气缸内的温度和压力增高，改善了混合气的着火条件，使着火延迟期缩短。增压压力越高，着火延迟期越短，使压力升高率越小，从而降低燃烧噪声越多。试验证明，增压可使直喷式柴油机燃烧噪声降低2～3dB。

（6）提高压缩比 提高压缩比可提高压缩终了的温度和压力，使燃料着火的物理、化学准备阶段得以改善，从而缩短着火延迟期，降低了压力升高率和燃烧噪声；但压缩比增大使气缸内压力增加，会让活塞敲击声增大，因此，提高压缩比不会使发动机的总噪声有很大的降低。

（7）改善燃油品质 燃油品质不同，喷入燃烧室后所进行着火前的物理、化学准备过程就不同，导致着火延迟时间不同。十六烷值高的燃料着火延迟较短，压力升高率低，燃烧过程柔和。故而，应采用十六烷值高的燃料。

除采取上述措施改进燃烧过程外，还应在燃烧激发力的辐射和传播途径上采取措施，增加发动机结构对燃烧噪声的衰减，尤其是对中、高频成分的衰减。具体的措施有提高机体及缸套的刚性，采用隔振、隔声措施，减少活塞、曲柄连杆机构各部分的间隙，增加油膜厚度，在保持功率的前提下采用较小的缸径，增加缸数或采用较大的S/D值和改变薄壁零件（如油底壳）的材料和附加阻尼。

三、机械噪声

1.活塞敲缸噪声

活塞对气缸壁的敲击，通常是发动机最大的机械噪声源。敲击的强度主要取决于气缸最高爆发压力之间的间隙。因此该噪声既和燃烧有关，又和发动机活塞的具体结构有关。

活塞敲击噪声产生原因：活塞对缸壁的敲击，根本原因在于它们之间存在间隙且往复运动的活塞所承受的侧向力发生方向突变，如图14-2所示。

当作用在活塞上的气体压力、惯性力和摩擦力发生周期性变化时，活塞在曲轴的旋转平面内将受到一个呈周期性变化的侧向力的作用，此力在上、下止点改变方向，从一侧向另一侧作横向运动，在上止点由右向左，在下止点方向相反。在发动机高速运转时，活塞的这种横向运动的速度很高。由于活塞与缸壁之间有间隙，就形成了对缸壁的强烈冲击。

影响活塞敲击噪声的因素很多，如活塞间隙、活塞销孔的偏移、活塞高度、活塞环数、缸套厚度、润滑条件、发动机转速和气缸直径等。

降低活塞敲击噪声常采用以下几点措施：

图14-2 活塞敲缸示意

（1）减小活塞与缸壁的间隙 减小间隙可以减小甚至消除活塞横向运动的位移量，减轻或避免活塞对缸壁的冲击碰撞，达到降噪目的。

（2）使活塞销孔中心偏移 如图14-2所示，将活塞销孔的位置向左偏离活塞中心线。在压缩行程终了时，活塞靠在气缸的右侧壁，由于中心左偏量的存在，在压力的作用下，活塞绕活塞销旋转，使裙部下端先靠到右侧缸壁上，进而再以左下端点为支点，绕其旋转并逐渐全部靠向左侧。这样，活塞向左的横向运动方式由原来的整体冲击变为平滑的过渡，从而起到显著的降噪作用。

（3）增加活塞表面的振动阻尼 在活塞裙部表面覆盖一层可塑性材料，增加振动阻尼，从而缓冲和吸收活塞敲击的能量，降低活塞敲击噪声。

2.配气机构噪声及控制

发动机配气机构也是重要的机械噪声源。由于配气机构的零件多、刚性差，易于激发振动和噪声。凸轮和挺杆间的摩擦振动、气门的不规则运动、摇臂撞击气杆尾部以及气门落座时的冲击等均会发出噪声。

发动机低转速时，气门机构的惯性力不大，可将其视为多刚体系统，噪声主要源于刚体间的摩擦和碰撞。大的噪声出现在凸轮顶部上推从动杆的时刻，在气门开启和关闭时刻附近亦有较大的噪声。气门开启噪声主要是由施加于气门机构上的撞击力造成的，而气门关闭噪声则是由气门落座时的冲击产生的。气门的噪声级与气门运动的速度成正比。

发动机高转速时，气门机构的惯性相当大，使整个机构产生振动。气门机构（弹性系统）工作时各零件的弹性变形会使位于传动链末端气门处的运动产生很大的畸变，造成气门运动有时迟后于挺杆，有时超前于挺杆，使传动链出现脱节，气门开闭不正常，产生“飞脱”和“反弹”等不规则运动现象。发动机的高速运转加剧了这种不规则运动，增加了气门撞击的次数和强度，产生强烈的噪声。因此，高速时配气机构的噪声主要与气门的不规则运动有关。

控制配气机构噪声的主要措施有：

1）减小气门间隙。减小间隙可减小因间隙存在而产生的撞击，从而减小噪声。

2）提高凸轮加工精度和减小表面粗糙度值。

3）提高配气机构刚度。提高配气机构传动链各元件及其支承座的刚度，可使其固有频率增高，减小振动，缩小气门运动的畸变，达到降噪目的。

4）减轻驱动元件重量。在相同发动机转速下，减轻驱动元件重量就减小了其惯性力，降低了配气机构所激发的振动和噪声。

5）选用性能优良的凸轮型线。设计凸轮型线时，除保证气门最大升程、气门运动规律和最佳配气正时外，还要使挺杆在凸轮型线缓冲范围内的运动速度很小，从而减小气门在上升或落座时的速度，降低因撞击而产生的噪声。

第三节 发动机激振力

发动机振动，是气缸内的压力上升而产生的惯性力作用结果。由于这些压力的上升会产生各种各样的力，要全面考虑这些力，求出缸内的总压力实际上是很困难的。燃烧圧力自身是燃烧室内的内部压力，而作为激励缸体外部力，都是活塞曲轴系运动产生的反作用力。因此，为了求出激励缸体的压力，只要了解活塞曲轴系的运动，求出作用力及反作用力即可。根据发动机气缸的配置，最基本的是惯性力。在这里，以V10发动机怠速振动为对象，分析代表V形发动机特点的1次无平衡度振动，以及采取的解决措施。

一、激振力的测量方法

了解活塞曲轴系运动的简便方法，一般是观测飞轮的运动。飞轮位置决定后，活塞的位置从结构上就已确定，所以观测前者的运动就能够计算出后者的运动。

飞轮旋转运动的测量，一般是利用飞轮齿圈的方法。从齿圈的齿面开始，把电磁阀固定在大约1mm的位置，根据间隔的变化测量出电压。它是测量旋转运动的标准测量方法，包括齿轮齿形误差产生的杂音。为消除此杂音，需要对测试数据进行时间微分、积分。先介绍一下FFT滤清器的使用方法。

图14-3 飞轮旋转变动

FFT滤清器通过傅里叶转换，将时域数据转化成频域领域，消除不必要的频率领域，再通过反向的傅里叶变化返回到时域数据。此时，可以检查出活塞上止点位置，因为触发信号具有再现性，能够取得数次循环部分的旋转变动数据。飞轮旋转变动测量示例如图14-3所示。

此处，使用两个循环部分的数据，基于对数据的处理，可以得到消除齿面误差所造成的杂音的数据。这样得到的角速度变动、角加速度变动、角位移变动如图14-4所示。横轴是曲轴的角度。

图14-4 发动机角位移、角速度、角加速度变动的计算

二、激振力的计算方法

通过飞轮的旋转运动计算出活塞的往返运动，从而求出反作用力的公式。图14-5为分析用坐标系及符号标记。

图14-5 分析用坐标系 及符号标记

往返运动部分质量W_rec的坐标Z_rec用式（14-2）表示。

Z_rec=lcosφ+rcosθ（14-2）

假设发动机旋转角速度ω为一定值，为V=dZ/dt=dZ/dθω，Z按曲轴角度θ的级数展开，就可以求出往返运动部分的速度与加速度。如果发动机旋转变动很大，不能假设旋转角速度ω恒定不变，因此，往返运动部分质量W_rec的速度v，进行时间微分得到式（14-3）。

往返运动部分质量W_rec的加速度a，通过对式（14-3）的时间微分得到式（14-4）。

测量只是针对θ的量。φ和θ之间，由图14-5可知有以下关系：

lsinφ=rsinθ（14-5）

对式（14-5）两边同时进行时间微分，l/r用λ表示，整理得到式（14-6）、式（14-7）。

因此，往返运动部分质量W_rec的反作用力F_rec可以表示为

F_rec=-aW_rec（14-9）

再根据旋转部分的运动求出反作用力。对于旋转部分质量W_rot如图14_-5所示的运动，其

坐标Z_rot，Yrot有式（14-10）、式（14-11）表述的关系。

Z_rot=rcosθ（14-10）

Y_rot=-rsinθ（14-11）

对公式（14-10）、式（14-11）进行2次时间微分，从而得到加速度。把反作用力的Z、Y方向

成分表示为F_Zrot，F_Yrot，就分别得出式（14-12）、式（14-13）。

在这里，式（14-12）、式（14-13）的右边第2项是考虑旋转变动的项。在该式当中，没有假设旋转速度一定。

其次，计算四缸发动机曲轴旋转的力矩。曲轴、飞轮等以曲轴为中心，进行不等速的旋转运动。另一方面，前面所述因四个气缸的惯性力作用关系，对曲轴的横摆与俯仰力矩产生影响，作用于曲轴力矩的反作用力T，用式（14-14）表示。

其次俯仰力矩T_Y与横摆力矩T_Z分别用式（14-15）、式（14-16）表示。

式中，J_X为绕曲轴中心惯性力矩的和；F_Y为惯性力的左右成分；F_Z为惯性力的上下成分；L为曲轴中心到各气缸的距离。

基于以上的结果，图14-6分别表示侧倾力矩、俯仰力矩、横摆力矩的计算结果。可以清楚地了解到俯仰力矩、横摆力矩是曲轴旋转一次成分。

三、怠速振动的模拟

输入从发动机旋转变动得到的激振力，可以求出汽车驾驶座位的横向响应。图14-7是表示分析使用的车辆的有限元模型。由于减振单元的刚度因频率而不同，表现出一定的非线性，因此每隔5Hz使用一个刚度值。

图14-8及图14-9表示发动机转速在450～700r/min的范围内变化时，汽车地板振动的频率响应结果，并分别表示上下成分与左右成分。两图都产生了旋转1次振动，可以推断输入激励为俯仰力矩和横摆力矩。

图14-6 V10发动机力矩

图14-7 车辆模型

图14-8 地板振动（上下方向）

图14-9 地板振动（左右方向）

四、探讨解决方案

众所周知，旋转不平衡力矩是如何产生的。图14-10表示力矩产生的原理。

为了更容易理解V形发动机1个气缸的惯性力，省略式（14-8）、式（14-9）中的d²θ/dt²项，只保留转动1次成分，用图14-5的坐标表示为

式中，F_L为右侧1缸部分的惯性力；F_R为左侧1缸部分的惯性力；r为曲轴半径；β为反弹角；γ为曲轴销偏心角。

对于V形10缸发动机，把从第3个气缸中心到各气缸中心的距离，乘以各气缸的惯性力，求和后即可得到旋转不平衡力矩C，用图14-10表示气缸中心到各气缸的位置关系。

图14-10 V形发动机惯性力产生的原理

式中，L为各气缸之间的距离；δ_n为把第1缸作为0°时候的第n个气缸的角度。

把式（14-19）换成系数A、B进行简化计算，可得出式（14-20）。

括号内的第1项表示与曲轴旋转同方向的旋转不平衡力矩。此旋转不平衡力矩可以由安装在曲轴上的配重消掉。第2项表示相反方向的不平衡力矩。为消除本力矩需要配置与曲轴相反方向旋转的新配重。

下面介绍为消去此力矩的1次平衡块设计案例。

因旋转不平衡力矩残留在曲轴的旋转方向和相反方向，1次平衡块必须与曲轴相反方向且以同一转数旋转。为了有效地产生力矩，需要尽量将平衡块间的间距加大。如果在发动机前后端装备平衡块，取较大的间距，就可减轻平衡块的重量。本案例中的发动机，因缸体前后端配置了齿轮系，此齿轮系中追加了1次平衡块。图14-11中表示了前侧、后侧平衡块的装备状态。在前侧，为了由凸轮轴齿轮驱动而追加了平衡块及驱动齿轮。后侧的惰轮与曲轴是以1∶1的比例相互啮合的，因此在惰轮上追加了平衡块。

五、对策效果的确认

在试制发动机的前后装备由2个非平衡块构成的平衡块，发动机的旋转变动按已叙述的方法算出激振力。图14-12的上段表示俯仰力矩，下段表示横摆力矩的计算结果。从结果可以知道，由于装备了平衡块，俯仰力矩、横摆力矩均减小到原来的1/3以下。

图14-11 减少力矩的1次平衡块的装备

图14-12 1次平衡块的效果

图14-13 1次平衡块效果（地板上下方向）

图14-13、图14-14分别表示从驾驶舱地面上下方向和左右方向看，相对于怠速振动的1次平衡块的效果。其计算结果是用图14-7表示的车辆整体模型进行的模拟计算结果。图中▲表示无平衡块，○表示有平衡块。可以得知旋转2.5次的爆发领域中几乎没有变化，在旋转1次的领域中振动水平大幅度降低。

图14-14 1次平衡块效果（地板左右方向）

第四节 动力总成CAE分析

动力总成是汽车的主要振动噪声激励源，控制汽车振动噪声主要应该在源头上采取措施。动力总成自身有着严格的振动噪声指标，为了实现这一指标，并保证该指标能随着技术、工艺等方面的发展而不断提高，发动机制造商正在投入大量的人力、物力，在设计、制造、测试等方面不断地提高自身的技术水平。

不可否认，当前解决发动机振动噪声问题仍然主要依靠试验手段。大量的先进测试设备、数据分析软件提供了有力的保障。例如，对一款噪声较高的发动机，首先要将其放到半消声室内进行噪声测试，并对测试数据加以分析，以确认噪声源。然后根据分析的结果对发动机结构进行调整，或者试制样件。这些传统的做法能解决多数的发动机噪声问题，但是它的缺点是周期长、成本高，对工程师的技术水平要求高。

计算机辅助技术（Computer Aided Engineering，CAE）是用计算机辅助求解复杂工程和产品结构强度、刚度、动力响应等力学性能的分析计算以及结构性能优化设计等问题的一种近似数值分析方法。CAE从20世纪60年代初在工程上开始应用到今天，已经历了50多年的发展历史，其理论和算法都经历了从蓬勃发展到日趋成熟的过程，现已成为工程和产品结构分析中（如航空、航天、机械和土木结构等领域）必不可少的数值计算工具，同时也是分析连续力学各类问题的一种重要手段。随着计算机技术的普及和不断提高，CAE方法的功能和计算精度都有很大提高，各种基于产品数字化建模的CAE系统应运而生，并已成为结构分析和结构优化的重要工具。

CAE技术在汽车产品开发过程中已经发挥了越来越重要的作用。在发动机研发阶段，还没有样机，利用CAE技术，可以优先选择最佳的发动机结构，如对曲轴进行优化分析，既可以使曲轴的刚度、强度达到最高，同时还能保证重量最轻，以降低成本。当然，CAE分析技术仍然需要强大的数据库支持，测试数据、经验数据、有经验的工程师，这些条件是保证CAE分析精度的必要条件。

前文介绍过，动力总成振动包括低频刚体振动和高频弹性振动。关于刚体振动请参考动力总成悬置的有关章节，此处只对弹性振动加以阐述。

动力总成的弹性模态主要有垂向弯曲和横向弯曲两种，模态值也因发动机的类型、大小、重量等而不同。一般来说，纵置发动机由于比较长，因此刚度就相对较弱，其弯曲模态一般在150Hz以下。而横置发动机因为长度短，刚度高，其模态一般在200Hz以上，如图14-15所示。

图14-15 动力总成的弯曲模态

动力总成的弯曲模态高，由它所激发的振动或者噪声问题具有高频特性，且模态能量高，通常在车身上采用的解决措施很难奏效。

图14-16是动力总成模态分析流程。模态分析的基础是前期有限元网格划分，网格的精度直接影响计算结果。目前，有很多先进的前处理软件可以选择，能提供快速、准确的有限元模型，当然，由于发动机结构紧凑、复杂，一些关键部位，如油孔、气道、水路等处的处理，还是需要有经验的工程师加以详细处理。图14-17为动力总成有限元模型。

图14-16 动力总成模态分析流程

图14-17 动力总成有限元模型

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，2005.

[2] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[3] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[4] 児玉ほか.エンジン異音とその改善[J].自動車技術，1993，47（6）：24-29.

[5] 马大酞.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002.

[6] 宇野ほか.直列4気筒エンジンの音質改善[J].自動車技術，1992，46（6）：18-23.

[7] 宮島和夫ほか.低騒音シリンダブロックの最適設計[J].いすゞ技報，1990（84）.

[8] 金堂ほか.軽量化とパワープラント騒音低减技術の動向[J].1993，48（6）：6-11.

[9] 佐々木ほか.加速時のエンジン異音の低减に関する研究[J].三菱重工技報，1985，18（1）：1356-1361.

[10] 拓植和廣.加速時車内音の音色に関する考察[J].自動車技術，1985，18（1）：1356-1361.

[11] 岡村ほか.エンジンのアイドル騒音低减について[J].自動車技術，1987，41（13）：1488-1495.

[12] 神山ほか.バルブ運動のkeisokuおシミュレーション[J].自動車技術論文集，1982，23（1）：43-47.

[13] 神山ほか.バルブ挙動解析に元ずくDOHC動弁系の騒音対策[J].自動車技術論文集，1995，24（2）：34-36.

[14] 木村ほか.トーションナルダンパ付フライホイールに関する考察[J].自動車技術論文集，1997，12（1）：23-25.

[15] 児玉ほか.タイミングベルト騒音低减について[J].自動車技術会学術講演会前刷集，1993（38）：113-116.

[16] 舒哥群，刘宁.车辆及发动机噪声声音品质的研究与发展[J].汽车工程，2002，124（5）：403-407.

[17] 张保成.内燃机动力学[M].北京：国防工业出版社，2009.

第十五章 变速器NVH设计

第一节 变速器敲击声

一、概要

车辆停止，手动变速器的变速杆位于空档，离合器处于接合状态，这时变速器会发出“嗒嗒”的敲击声，这种噪声被称为怠速敲击声。若将离合器断开，或使发动机转速升高，这种敲击声将消失。此时驾驶室室内噪声水平较低，怠速敲击声特别明显，使人感到吵闹。为了降低怠速敲击声，常用的对策是在离合器上加装具有一定扭转刚度和摩擦力的垫片（Sub Gear等），以便调节摩擦力。

二、噪声发生状态

图15-1为直列6缸柴油机的变速器怠速噪声。发动机爆发燃烧产生的转矩变动传递给离合器盘，通过离合器盘的转矩传递特性，将转矩变动传递给输入轴和输入轴系，由于齿轮间有间隙，在主动齿轮和从动齿轮间产生敲击振动，发生敲击声。振动模式是飞轮-离合器-变速器系统的非线性局部振动，一般将这种振模简化成图15-2所示的单自由度的扭转振动模式。

图15-1 变速器敲击声

图15-2 单自由度扭转振动模型

一般认为，怠速敲击声的影响因素有飞轮的角速度、主动轴惯性矩、从动轴惯性矩和离合器扭转刚度特性等，并认为怠速敲击声是这些因素相互影响的结果。对于货车来说，正如图15-3所表示的那样，飞轮角速度变动和以下因素有关：即气缸数越多，发动机排量越大，飞轮角速度变动量越小。对于敲击噪声而言，在离合器扭转刚度特性相同条件下，重型货车吨位越大越有利。

图15-3 货车变速器敲击噪声实例

图15-4 双自由度模型

1.振动的力学模型

主动齿轮和从动齿轮之间的齿面敲击振动，是影响怠速噪声的最主要因素。为了分析怠速噪声，基本考虑主动齿轮和从动齿轮的惯性矩，也应该考虑齿轮间隙，最好使用2自由度的冲击振动系统。

例如，为了研究搭载四缸发动机的FR货车的齿轮敲击声，使用了图15-4所示的力学模型进行了分析计算。下面介绍图中各个符号的标记意义。

k1：在离合器盘上装了压缩弹簧之后的离合器等价扭转刚度

k2：相当于齿轮齿弯曲刚度的等价扭转刚度

J1：离合器毂和主动齿轮的惯性矩

J2：从动齿轮的惯性矩

ω₁：近似于单自由度系统的固有角速度，

c₁，c2：作用在J₁，J₂上的粘性阻抗系数

ε：1/2齿轮间隙

以转角变动量x，y表达这种振动模式的运动方程，则有

其中，y的原点是间隙的中间点。如图15-5所示，T（x-y）是间隙的复原转矩，F（）是摩擦转矩，分别都是非线性项。此外，c₁ω/2、c₂ω/2是润滑油粘性等引起的转动阻抗。

2.分析实例

将式（15-1）进行直接积分，就可以获得模拟计算的解。下面简单介绍一下过去使用的分析方法。

图15-5 复原转矩和摩擦转矩

图15-4是分析模型。在图中，由于无法了解J₁、J₂间发生的冲击次数和周期，不能直接使用假设的周期解法。因而，将引起J₁、J₂间发生非周期冲击的原因看成是激振转矩，可以利用回归方程的方法求解。

即，利用激振转矩（转矩值在后面决定）的作用，可以将两自由度系统的J₁、J₂分别表示成两个单自由度系统。在上述激振转矩的作用下，每个单自由度系统都会产生自己的瞬间速度变动量，将其积分，就可以求得每一次冲击产生的位移变动量。在没有新激振转矩之前，将各个单自由度系统求得的位移相加求和，这就是第一次冲击之后，第二次冲击之前的冲击位移。到此为止，第一次冲击的激振转矩还没有被求解到。为此可以引入反弹系数，利用第一次冲击前后的速度变化关系求得冲击（激振）转矩。

另外，可以使用摩擦转矩，将滑动运动分成连续滑动运动和固定滑动运动，分别展开求取傅里叶级数，也可以将该结果作为作用在J₁上的激振转矩。

3.各种参数的影响

作为齿轮敲击声的评价方法，大都使用J₁及J₂加速度或速度。

但是，对于实际的冲击分析，应该考虑使用转矩时间积（冲击发生过程中，作用在齿面上的转矩时间积分值，又名转矩时间积。该值相当于直线运动时的力积，即作用力的时间积分）的大小来评价更为有利。因而，本分析方法将利用激振转矩，求得1个周期内发生的冲击转矩积分和，使用转矩积分和来评价齿轮敲击噪声。

图15-6是J₁、J₂的速度波形和转矩时间积。由图可知，齿面敲击状态有多种形式，在主动齿轮（J₁）加速期间，大多数是和从动齿轮（J₂）的前面发生冲击，在主动齿轮减速时，大多数是和从动齿轮后面发生冲击。相对于摩擦转矩ΔF和离合器扭转刚度k₁的变化，图15-7是转矩时间积的变化状态。由图可知，ΔF和k₁都较小时，转矩时间积之和也较小。另外，齿轮间隙大小与转矩时间积之和也有一定的关系，间隙的大小不会影响转矩时间积之和的大小。原因是齿轮间隙越大，1个周期之间产生的冲击次数将减少。反之，每一次冲击所产生的转矩时间积越大。

图15-6 速度波形和转矩时间积

图15-7 转矩时间积的影响因素

4.齿轮敲击声的离合器对策

如上所述，为了降低齿轮敲击声，可以考虑如下对策：①增加飞轮的惯性矩，以便降低角速度的变动量；②降低主动轴系统的惯性矩；③利用特殊机构消除齿轮间隙等。但是从重量和成本考虑，大多数都是变更离合器的扭转刚度特性，或者在变更离合器扭转刚度特性的同时，再采取其他对策。

变更离合器扭转刚度特性，基本上都是采用大幅度降低扭转刚度（k）及微小转矩（延迟角）的方法，这些变更将使动作角（θ）增大。受到各种条件的限制，必须兼顾各种要求，进行最佳化设计。

图15-8是各种离合器的扭转刚度特性。为了降低齿轮敲击声，其中最常用的是具有多档扭转刚度特性的C型或D型离合器。最近，也有人通过模拟计算，研究1档扭转刚度离合器k、H、θ的最佳特性。

图15-8 常用离合器类型

图15-9是图15-8中的A型和C型离合器，在降低齿轮敲击声方面的比较。由图可知，C型离合器大幅度地改善了齿轮的敲击声。C型离合器1档特性（k、H）的最终匹配试验结果如图15-10所示。

5.实车齿轮敲击声的影响因素

在实际的车辆上，齿轮敲击声除了与离合器扭转刚度特性有关之外，还与怠速负荷变动的大小关系密切。为了解决实际车辆的噪声，重要的是要到现场了解噪声的实际状况。例如，若怠速的负荷变动较大，负荷变动伴随的负荷水平也必然较大。如果变动的负荷超过了离合器的极低扭转刚度区域，直接进入第2档的刚度特性区段，必然会导致噪声明显发生。这就是所谓的转矩跳跃现象。设定的极低扭转刚度区域，原本是为了改进怠速齿轮的敲击声，实际上并没有被使用，而是使用了更高一档的扭转刚度区域，偏离了精心设计降低噪声的目的。考虑到上述现象的可能性，必须认真考虑离合器扭转刚度特性的最佳化。同时也要考虑到，齿面冲击噪声不是直接听到的，往往是通过轴承，使变速器壳体振动，人们听到的是变速器壳体的振动放射声。所以也可以考虑在变速器壳体上加筋等加大刚度措施，改变变速器壳体的振动特性，达到降低噪声的目的。

图15-9 图15-8中A型与C型离合器噪声比较

图15-10 C型离合器刚度匹配试验

第二节 离合器扭转刚度的影响

过去大都通过模拟实际车辆试验，明确变速器的怠速敲击声，实现降低怠速噪声的目的。最近由于搭载柴油机的小型货车经常出入住宅区和市内居民区，进一步降低怠速噪声的呼声越来越高。本节以搭载4L直列四缸柴油机的轻型货车为对象，介绍一下怠速噪声的预测方法。同时，使用单自由度的计算模型，模拟计算发动机传递给变速器的振动传递系数，来计算敲击噪声。通过模拟计算，实现离合器盘扭转刚度特性的最佳化。同时介绍一下降低变速器怠速敲击声最常用的消除齿轮间隙（Sub Gear）的方法概要，预测这种方法的使用效果等。

一、计算模型

产生变速器敲击噪声的激振力源于发动机的输出转矩变动。转矩变动通过曲轴传递给飞轮，再经过压盘传递给离合器盘、离合器毂、变速器主动轴，最后传递给从动轴系统。许多报告都指出过，由于存在转矩的变动，啮合齿轮有间隙，所以会造成啮合齿面的分离和冲击，形成了变速器的敲击噪声。

模拟计算模型如图15-11所示。在计算模型上也考虑了中间惰轮和从动齿轮之间的齿面冲击。计算对象离合器的扭转刚度特性如图15-12所示。另外，飞轮惯性矩和其他零件相比，例如和离合器毂、主动轴齿轮、从动轴齿轮以及中间轴齿轮等惯性矩相比非常大，约为其他零件惯性矩的200～500倍，因此将飞轮的转速变动作为发动机的输入。具体的运动方程式如下：

图15-11 计算模型

离合器毂：

主动轴齿轮：

从动轴齿轮：

中间轴齿轮：

其中，

式中，T_C为离合器转矩；T_C0为T_C的初始值（主动轴上的变速器转动阻抗）；r_DP，r_CT，r_CTF，r_FT为齿轮节圆半径；θ_G，θ_GA为齿轮间隙角度；c_G，c_GA为齿轮啮合部位的等价阻尼系数；k_G，k_GA为齿轮啮合部位的等价扭转刚度；F_G，F_GA为齿轮啮合部位的齿面冲击力；c_CT，c_FT为搅拌阻力的阻尼系数；T_CT0，T_FT0为从动轴和中间轴的搅拌阻力。

二、离合器档位

设飞轮、主动轴、从动轴的转速变动为，主动齿轮和从动齿轮的相对位移为y_GT，齿轮冲击力为F_G，离合器的动作角为θ_CL（≡θ_FW-θ_H）。将上述参数，分别按离合器动作角θ_CL处在2档区间和1档区间两种条件进行计算，与试验值进行比较。

离合器的1档扭转刚度与变速器旋转阻力相比，相对较小时，离合器将进入2档动作范围。变速器油温较低时，离合器的动作角比较容易进入2档动作范围。和1档动作范围相比，2档动作范围内的变速器怠速噪声水平较大。有关变速器油温、离合器1档的扭转刚度、动作角和变速器敲击噪声的相互关系，将在以后介绍。

图15-12 离合器刚度特性曲线

图15-13 离合器处于2档位时的结果

1.离合器动作角处在2档区间时

图15-13是其计算结果及试验结果。由计算结果可知，发动机每转动1周（2周期：2t），发生1次θ_CL>θ₁，即进入了2档扭转刚度区间。在θ_CL>θ₁条件下，发生的齿轮间冲击力为F_G（图中带☆标记者），在也出现1次峰值（☆标记）。比较峰值前后的曲线斜率，可以发现峰值前的斜率大，峰值过后的斜率相对比较平缓（※标记）。由计算结果可知，在较大的齿轮敲击（☆标记者）之间有较小的峰值。这一波形特点和试验结果是一致的。

图15-13中的一部分数值，分别是飞轮、主动轴、从动轴转速变动相对于发动机怠速转速的比例（）。另外一部分数值分别是和（及）的相位差比例（Δt/t）。比较计算值和试验值可以发现，转速变动相差10%左右，相位差基本相等。

由发动机到变速器的转速变动传递比例（以下简称为传递率）大于1，这表示转速变动被放大了。的计算结果是1.41，试验测量值为1.14。通过上述计算结果和试验结果的比较，可以认为计算结果可以充分模拟试验结果。

2.离合器动作角处在1档区间时

图15-14为其计算结果和试验结果。无论是在那种条件下，和（及）都始终保持一定的相位差，几乎在一定的振幅区间进行振动。图中的数值和上述的数值定义相同，分别是各个转速变动相对于发动机转速的比例和相位差（Δt/t）。比较计算值和试验值可以发现，转速变动相差10%左右，相位差基本相等。由发动机到变速器的转速变动传递比例结果如下：计算结果是0.444，试验测量值为0.371。通过上述计算结果和试验结果的比较，可以认为，离合器盘充分地吸收了振动。

图15-14 离合器处于1档位时的结果

此外，也可求出发动机每转动2周，即4个周期冲击力的平均值，将该平均值换算成敲击噪声水平ΔL。用该平均值作为敲击噪声水平ΔL的评价值。

三、计算实例

找出一台变速器怠速噪声过大的试验样车，进行了模拟计算研究和试验测量。结果如图15-15所示。由图可知，在润滑油油温超过60℃以上的高温区域，噪声较低。在润滑油油温低于50℃以下的中低油温区域，变速器齿轮敲击声变大。原因在于油温过低，使变速器的旋转阻力变大，离合器容易直接进入2档扭转刚度区域。

因而，为了使变速器旋转阻力较大的点也工作在离合器的1档区间中间附近，经过研究，将1档的扭转刚度加大。图15-16所示是将刚度加大2.5倍的结果。由图可知，敲击噪声大幅度降低了，即使在50℃以下的低油温区域，也有效地抑制了噪声的发生。

图15-15 实验样车敲击噪声测试结果

四、离合器扭转刚度特性的最佳化

如上所述，将变速器旋转阻力平衡点设置在1档中间附近十分重要。下面介绍一下这方面的最佳化设计方法。

用图15-17所示的单自由度系统，将发动机到变速器的转速变动传递比例模型化。首先介绍一下，利用该计算模型求取离合器1档扭转刚度特性（k₁，H₁，θ′₁，θ₁）的最佳化方法。在以下的计算中，同时考虑了变速器润滑油的旋转阻力问题。

图15-16 离合器1档刚度对噪声的影响

图15-17 单自由度模型

根据库仑摩擦的单自由度模型，可以查明飞轮强制位移输入x₀（≡θ_FW）对离合器毂的传递。其中，相对位移x_R（≡x_A-x₀），相当于不考虑旋转阻力，从平衡点移开的离合器扭转角，绝对位移x_A相当于主动齿轮的振幅。主动齿轮振幅越小，变速器的齿轮敲击噪声也越小。

运动方程式：

其中，±的区间为：若则为+，若则为-。

I=I_H+I_DP

其中，α为最终减速比；k₁，H₁为离合器1档扭转刚度和微小转矩值（延迟角）；c为变速器油温等阻尼系数；x₀=θ_FW=x₀sin（ωt），为飞轮的强制位移输入。

下式给出了相对转速变动传递比例x_R/x₀和绝对转速变动传递比例x_A/x₀。

式中，p=ω/ω_n为激振力频率和固有频率比，（k₁θ_FW）为库仑摩擦阻尼参数；ζ=1/2c/（I/k）为变速器润滑油阻尼比。若将变速器旋转阻力设为T₀，由平衡点移开的移动角为X，则有

X=T₀/k（15-13）

可变为

x_A-y₀=x_A-x₀+X=x_R+X（15-14）

若由上式定义y₀，则x_A-y₀相当于考虑平衡点的离合器扭转角θ。式（15-11）通常以下式形式出现。

4ζ²＜p²

若不考虑变速器油温对润滑油阻尼的影响，式（15_-11）和式（15_-12）几乎相同。

将以上离合器扭转刚度特性最佳化过程汇总，如图15_-18所示。

图15-18 优化流程

作为绝对转速变动传递比例的评价基准，轻型货车希望B₀=0.427。

五、副齿轮降噪

为了降低啮合齿轮的间隙，有时装用了副齿轮。副齿轮结构如图15-19所示。通过装在副齿轮上的弹簧力，推动从动齿轮转动，从而消除了主动齿轮和从动齿轮间的间隙。

由于装用了副齿轮，除了增加式（15-3）运动方程式的作用力之外，只要将载荷变动限制在设定载荷范围之内，副齿轮的惯性矩只要在式（15-10）等价惯性矩上考虑并追加减速比部分就可以了。考虑到以上的一些差异，同样可以使用前述的研究方法。但是，力图使离合器最佳化的重要性并没有改变。

图15-19 副齿轮结构示意

第三节 降低齿轮敲击噪声实例

一、概要

为了降低齿轮的敲击噪声，变更离合器扭转刚度特性是有效的手段。到目前为止，已经公开发表了众多的试验分析报告和数值计算预测报告。尽管如此，针对怠速的各种条件，充分研究降低离合器载荷对齿轮噪声的影响，这样的研究还很少。

本节利用实车试验、扭转振动试验台的台架试验、数值模拟计算方法，对上述问题进行了充分研究，获得了如下的研究结论，为降低齿轮敲击噪声，提供了最佳离合器特性设计的指导意见。

①为了改进变速器怠速齿轮敲击声，离合器大都采用具有低扭转刚度区域和微小转矩区域（延迟角）的1档扭转刚度特性。尽管如此，有时在变速器油温较低时，依然会发生异常声响。所以作为离合器1档的扭转刚度特性，必须同时兼顾解决变速器油温过低时的异常噪声和高油温时的齿轮敲击噪声，为此有一个最佳的范围存在。

②为了使货车变速器特有的取力器（Power Take Off）动作，有时会在某一转矩范围条件下产生非线性的共振，同时出现异常噪声。为了解决取力器负载条件下的异常噪声，需要在1～2档扭转刚度特性之间，追加一个角度不大的，既有低扭转刚度，又有较高微小转矩（延迟角）的中间区域。这种措施十分有效。

二、离合器扭转刚度特性和齿轮敲击噪声

利用离合器降低齿轮敲击噪声的有效方法，是在离合器1档扭转刚度区段上，设置低扭转刚度区域和微小转矩（延迟角）区域，利用这两部分的扭转刚度特性，吸收发动机飞轮角速度的变动，使输入到变速器的转矩平滑稳定。

图15-20是为实现上述要求的一个多档扭转刚度离合器实例。1档刚度扭转角θ₁的大小因结构的限制，在有限的角度范围内，必须避免非线性振动产生的特有的跳跃现象。在上述种种制约条件下，找出使齿轮敲击声最小的1档刚度k₁和微小转矩（延迟角）值H₁。

表15-1 敲击噪声、跳跃现象和离合器扭转刚度特性

图15-20 多档扭转刚度离合器特性曲线

如图15-21所示，所谓跳跃现象，就是在跟踪发动机角速度之际，齿轮敲击噪声突然出现急剧变化。跳跃现象的主要影响因素是离合器扭转刚度的非线性和发动机角速度的变动量（图15-22）。敲击声变大的状态（图15-21中A），恰好是离合器从正的2档区间向负的2档区间连续往复变化的过程。在决定离合器扭转刚度特性之际，必须使角速度降低到极低的程度，以便使跳跃发生点（图15-21中N_j点）处于实用范围之外。表15-1是敲击噪声、跳跃现象和离合器扭转刚度特性之间的关系，数据来自于过去的研究报告。

图15-21 敲击噪声的跳跃现象

图15-22 发动机飞轮角速度变动

尽管如此，在车辆的实际使用条件下，怠速时作用在离合器上的作用载荷变化范围相当大。例如，因变速器油温的变化，变速器的旋转阻力发生变化；再加上变速器特有的问题，即当取力器动作时，离合器的载荷将增大。

因此，尽管做了许多努力，使离合器扭转刚度在某一特定载荷下达到了最佳化，但是随着载荷的变化，离合器动作区间将发生改变，影响了离合器的动作，也会发生异常噪声。过去研究齿轮敲击噪声的实例很多，但是在这方面进行详细研究的报告并不多。下面将介绍离合器载荷条件变化对离合器动作的影响，同时介绍为解决这方面出现的问题，应该采取哪些对应措施。

本次进行了实车试验和台架试验，供试车辆的主要参数见表15-2。扭转加振试验台架概略图如图15-23所示。

表15-2 供试车辆的主要参数

图15-23 扭转加振试验台架

三、数值模拟分析

使用图15-11所示的2自由度非线性扭转振动模型，进行了模拟计算分析。

运动方程如下所示。计算中使用了连续系统模拟语言（ACSL）。

式中，T_C为离合器转矩；F_G为齿轮冲击力；R为变速器旋转阻力；f_C为离合器扭转刚度特性函数；f_G为齿轮间隙函数；B_L为齿轮间隙；r为齿轮节圆半径；C为阻尼系数；k_G为齿轮扭转刚度。

模拟计算条件：

①考虑了两个非线性因素，即离合器扭转刚度特性、变速器主动轴齿轮到从动轴齿轮间的间隙。

②将从动轴之后到2轴上的惰轮为止，看成为一个刚体。

③以Asinωt的形式输入发动机的角速度变动。利用实测值（图15-22），以发动机角速度函数形式给出振幅A。

④根据台架试验结果，以角速度和变速器油温的函数形式给出变速器旋转阻力。

⑤利用变速器主动轴齿轮到从动轴齿轮间的齿轮冲击力F_G，由下式求出齿轮敲击噪声的评价函数。

式中，L为齿轮敲击噪声的评价函数；T为计算（模拟）时间。

⑥图15-24表示了齿轮敲击噪声和齿轮间隙的关系。本次设齿轮间隙量保持一定。

四、变速器油温和齿轮敲击噪声

1.离合器没有接合时

利用扭转加振试验台架，将角速度的变动直接输入给变速器主动轴，在上述试验中，变速器油温和变速器近距离噪声的关系如图15-25所示。如图所示，在变速器油温低于某一温度之后，这时与输入的角速度无关，几乎在所有的温度条件下都不发生齿轮敲击噪声。随着油温的上升，噪声有逐渐增大的趋势。

图15-24 齿轮敲击噪声和齿轮间隙的关系

图15-25 变速器油温与噪声的关系

变速器旋转阻力矩如图15-26所示。由图可知，变速器油温越低，旋转阻力矩越大。原因在于变速器油温降低，润滑油的粘度增大所致。旋转阻力矩越大，变速器内部主动齿轮和从动齿轮间的齿面越难分离，因而导致变速器的齿轮敲击噪声变小。

2.离合器连接时

通过实车试验，在两种离合器试验条件下，测得了齿轮敲击噪声水平和变速器油温的关系。具体如图15-27所示。其中，离合器A在使用范围内没有发生跳跃现象，k₁、H₁小到了极限程度。离合器B的k₁、H₁比离合器A大了4倍。离合器B和上述没有离合器介入时的结果一样，随着变速器油温的升高，齿轮敲击噪声有升高的趋势。离合器A则不同，润滑油温度越高，齿轮敲击噪声水平非常小，反而在低油温时噪声水平变大。

图15-28是低油温时变速器齿轮敲击噪声的时间轴波形。相对于发动机飞轮的角速度变动，变速器主动轴的振幅增加了，变动周期也发生了变化。产生的扭转角最大到2档，然后反跳回1档，又重新回到2档。表现的是一种自激振动。

图15-26 变速器旋转阻力矩

图15-27 变速器油温与敲击噪声水平

图15-28 低油温时敲击噪声的时间波形图

图15-29 变速器低油温时的敲击噪声

上述低油温的变速器敲击噪声和一般的齿轮敲击噪声相比，周期性不明显，随着油温上升之后，该噪声自然消失。变速器敲击噪声间隔不规则，有时给人印象深刻。

图15-29是利用扭转加振试验台，在输入角速度和加振频率一定的试验条件下，测得的输入角速度变动和变速器油温的关系。试验对象离合器和图15-27中的离合器A为同一离合器。由图可知，在低温润滑油条件下，相对于输入角速度的变动，变速器主动轴速度变动被增幅，变速器近距离噪声明显恶化。由此可知，和发动机的实际角速度变动相比，尽管试验的输入角速度变动较小，异常噪声已经明显出现了。

图15-30表示离合器各档扭转刚度特性和齿轮敲击噪声水平的关系。在图中，敲击噪声评价函数L的等高线，分别表示高油温和低油温的模拟计算结果。在低油温条件下，齿轮敲击噪声和离合器扭转刚度k₁关系密切，和微小转矩（延迟角）值H₁没有明显的关系。反之，在高油温条件下，大体和表15-1的趋势相同。

图15-30 离合器1档特性与敲击噪声

将高低油温条件下的两个特性叠加在一起，这就是图15-31。由图可知，无论在任何变速器油温条件下，总有一个最佳的离合器扭转刚度特性。

五、取力器和齿轮敲击噪声

在货车上大都装用变速器取力器。取力器动作时，离合器上的转矩载荷将比变速器旋转阻力矩大得多。图15-32是实际车辆装用的取力器示意。图15-33a是使用取力器时，在发动机以一定角速度转动的条件下，取力器载荷和车外噪声水平的关系。供试离合器针对跳跃现象和低油温异常噪声采取了充分对策，是一个低敲击噪声的离合器，如图15-33b所示。

图15-31 离合器1档特性与敲击噪声（叠加）

图15-32 取力器示意

相对于某个取力器转矩载荷，噪声水平出现了类似于前述的跳跃现象。由于发动机的角速度固定不变，即输入的频率成分不变，所以这是和一般跳跃现象本质不同的一种现象。从异常噪声发生的时间轴波形数据（图15-33）来看，扭转角跨越了1档和2档，是一种非线性的共振。

图15-33 取力器负荷与噪声的关系

为了利用离合器扭转刚度特性消除取力器的异常噪声，将1档的微小转矩（延迟角）值增大是最确实可靠的解决办法。遗憾的是，这样将导致取力器不工作时的敲击噪声增大。

另一种有效的方法，是在1档和2档扭转刚度特性之间，利用极小的扭转角，追加一个低刚度、较高微小转矩（延迟角）的中间区域。采用这种方法，不会影响取力器不工作时的噪声水平。图15-34是具有中间特性区域的离合器扭转刚度特性。

图15-34 中间特性区域的离合器扭转刚度特性

六、结论

考虑到怠速时作用在变速器上的载荷，由离合器扭转刚度特性和齿轮敲击噪声关系的分析结果，可以得出如下结论。

①从改善齿轮敲击噪声目的来看，离合器最好采用具有低扭转刚度区域和微小转矩（延迟角）区域的1档扭转刚度特性，这种离合器的缺点是，在低油温条件下有时会出现异常噪声。所以从1档扭转刚度特性来看，有一个兼顾低油温时的异常噪声和高油温时的齿轮敲击噪声的最佳范围。

②在货车特有的取力器动作时，在某一个载荷范围条件下，有时会产生非线性共振，出现异常噪声。为了消除取力器的异常噪声，有效的对策是，在离合器1档和2档扭转刚度之间，追加一个小角度的、低刚度、较高微小转矩（延迟角）的中间区域。

第四节 变速器CAE分析

变速器作为动力输出机构，在汽车上起着关键的作用。在变速器设计中，除了要关注其为了实现基本功能而决定的结构外，还要注意性能设计，如强度、振动特性等。在前面的章节中，我们介绍了关于齿轮啮合间隙、力矩等方面的计算。在本节中，重点介绍利用CAE方法对变速器的结构进行分析、优化设计，以期在变速器的设计阶段，力图使其以最合理的结构、最轻的重量，实现最佳的性能，特别是振动特性。

一、有限元模型

图15-35 变速器总成FEM模型

CAE分析的基础是有限元模型。变速器结构复杂、紧凑，其外壳形状不规则，内部包含轴类、轴承类、齿轮等多种零部件。因此，如何准确、快速地将CAD数据转化为有限元分析模型，是关键的一步。图15-35是一款变速器总成的FEM模型。

变速器总成一般由变速器壳体、离合器壳体、轴、轴承和齿轮等零部件构成。变速器壳体、离合器壳体多是铝合金铸造件，厚度不均，且其上布有多处的加强筋。在划分有限元网格时，尽量采用六面体一次单元，一些细小的加强筋也根据其形状做出，虽然这样做很困难，但是这种模型的计算精度最高。也有人使用二维壳单元（四边形、三角形），根据壳体厚度的不同，划分多个区域。不推荐使用软件的自动划分网格功能，因为一般的软件只能自动划分为四面体单元，这种模型的计算精度最低。

轴类零件可以模拟为梁单元，既能保证计算精度，又可以快速成形。而齿轮一般不用做出，通常以集中质量代替，并输入其质量、转动惯量等参数。

最终变速器总成的组装有螺栓、定位销、过盈装配等，还要考虑配合面的接触、螺栓的预紧力等因素。

二、振动特性分析

图15-36 模态分析结果

组装完成的变速器FEM模型，可以用来进行分析。分析一般使用通用的有限元软件MSC.NASTRAN，分析的内容包括模态分析、传递函数分析等。

1.模态分析

模态是结构最重要的振动特性。了解变速器总成的模态，有助于其结构性能设计，在早期设计阶段暴露结构设计上的缺陷，使结构达到最优化。模态分析的结果包括变速器总成的整体模态、壳体的局部模态等。图15-36为模态分析的结果。

2.传递函数分析

前面介绍过，齿轮啮合力矩通过齿轮、轴、轴承传递到壳体上，最终以放射噪声的形式传递出来。齿轮啮合力矩无论大小都是存在的，当从激励源上难以采取解决措施时，改善壳体的振动特性，降低壳体的噪声放射能力，也不失为一种有效的方法，因此，了解并改善壳体的振动特性非常有必要。

图15-37是变速器壳体传递函数的分析及优化结果。从图中可以看到，壳体上某处初期的传递函数在1800～2000Hz附近出现了峰值，超过了目标值。这表示当齿轮的啮合力矩在这个频率附近时，就很有可能产生放射噪声。因此，必须对其加以优化。通过实施结构加强、布置加强筋等方案，最终的结果完全处于目标线以下，完成了结构的优化，图中的阴影部分即为优化效果。

图15-37 变速器壳体传递函数分析结果

参考文献

[1] 清水.自動車用手動変機のニュートラル時歯打ち音の発生機構[C].東京都：日本機械学会第69期変集，1992：324-326.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 誌橋ほか.トランスミッションガラ音のばらつき解析[J].自動車技術会，1996，21（2）：49-53.

[5] 兵頭ほか.手動変機アイドル時騒音の台上解析手法について[J].自動車技術，1988，42（12）：1601-1605.

[6] 八幡重太郎ほか.クラッチ捩特性の最適化によるトランスミッションアイドル騒音低减[J].MAEテクニカルレポート，2000（9）：38-47.

[7] 太田道也ほか.トラックの車内騒音低减の手法[J].自動車技術，1983，37（12）：1370-1377.

[8] 中原幹男ほか.トランスミッショ歯車の精度向上について，[J].日野技報，1979，7（25）：12-22.

[9] 梅沢.歯車の振動とその制御[J].日本機械学会誌，1985，88.

第十六章 驱动系统NVH设计

第一节 驱动系统振动概述

在平坦的公路上，对行驶中的汽车进行车内噪声测试，可以得到图16-1所示的曲线。图中的实线为汽车加速行驶时车内噪声幅值。对于一般的汽车来说，随着车速的提高，车内噪声是相应增加的，但是当车速达到某一值时，车内噪声急剧增加，车速继续提高时，车内噪声又回落，这就是噪声的峰值现象。行驶中汽车的这种峰值现象，由于出现了短时刻的噪声压力显著增大，给车内乘员带来一种压迫耳膜的轰鸣感觉，令乘员很不舒服。另外，当车速达到一定值后，切断离合器，使车辆处于自动滑行状态，而此时的车内噪声的测试结果如图中的虚线所示。从图中两个测试结果可以看到，车辆滑行时的噪声整体低于加速状态，且没有产生峰值。进一步研究二者不同的原因时，可以了解到，当车辆滑行时，离合器被切断，即驱动轴、后驱动桥处于停止状态。因此，可以判断两种工况下车内噪声的不同是由于驱动系统造成的。

图16-1 车内噪声

一、驱动系统的振动和噪声

噪声从根源上来说，是结构体的振动产生的。当构造物的振动频率正好处于人的可听范围之内时，它所发出的声音就可以被人听到，据统计，人的可听频率范围为20～20000Hz。驱动系统自身振动而产生的声音是很小的，振动一般是经过悬架、支撑系统传递到车身，激起车身壁板件的共振，进而产生噪声。因此，在研究车内噪声时，除了作为激励源的驱动系统以外，还要考虑作为共振系统的车身的振动特性。详细地了解二者的振动特性，当共振发生时，如何避免共振，就成为降低噪声最有效的方法。但是，即使存在车身这个共振系统，如果激励本身很小的话，也不一定会产生问题，所以，解决驱动系统产生的噪声，还要从根源上想办法，降低驱动系统的振动和减小驱动系统的振动向车身的传递，是解决噪声问题的最有效的方法。

驱动系统的构造如图16-2所示，包括发动机、传动轴、减速器和后桥等动力传递系统。最近关注较多的是动力总成的弯曲振动和以后车轴为中心的悬架、后桥部分的缠绕振动，除此以外，还有系统的扭转振动。

图16-2 驱动系统结构

二、驱动系统的弯曲振动

图16-3 传动轴凸轮轴系的振动及其影响

以前的传动轴设计，只是计算在传动轴两端自由支撑时的横向振动的第一次固有模态，并将其设定在临界速度的范围以外。而实际上，经常会发生低于临界转速的问题，所以，为了使其与实际现象吻合，通常会乘以一个0.7～0.8的修正系数。按照这个思路，轴越长、轴的直径越大，那么就应该是有利的，但是，经常会发生与实际状况不符的现象。其理由是，通常被认为是刚体的发动机缸体、曲轴箱、离合器壳体和变速器后壳体等，实际上并不是完全的刚体，一般其固有频率在100～200Hz范围内，特别是垂直方向的振动，在发动机后端面有时会达到6mm的振幅，传动轴本体的振动也同样，仅考虑轴本身的振动已经不足以描述问题的全部。也就是说，要将包括发动机、变速器、传动轴和后桥在内的整个驱动系统作为研究对象，对整个系统的振动特性加以研究，才能掌握系统的真实振动特性。测试时，通过激振器加振试验，可以很容易地得到驱动系统的振动特性。了解到这些特性以后，就可以知道传动轴的直径过大或者过小都可能造成问题恶化。图16-3所示为当传动轴直径在58～90mm的范围内变化时，驱动系统整体的振动特性变化情况。

驱动系统振动向车身传递的主要路径是发动机悬置系统，从悬置系统的隔振目的来说，要尽可能降低传递到车身上的力。在选择悬置系统的安装点时，要尽可能地选择车身上振动灵敏度低的地方。从振型上来看，发动机前悬置应向后移动，靠近动力总成质心，后悬置应尽量布置的靠前，而实际上由于诸多条件的限制，无法将悬置布置在理想的位置上。所以，在悬置系统布点设计时，要尽可能考虑多方面的性能要求，以选择一个对各方面都有利的平衡点。驱动系统的振动特性，以前一般都是通过激振器加振试验来取得，近年来，随着CAE方法的飞速发展，通过模拟技术来获得驱动系统的振动特性已经成为可能。将驱动轴按照截面积等价分割成长度相同的数段，各个区段之间使用连续的边界条件，导出变形、侧倾、剪切力和弯曲力矩等之间的关系式，通过这种方式可以计算驱动轴系的固有振动频率和振型。

如上所述，为了求得驱动系统构成要素各个部件的变形能之和，列出各要素的振动方程式，即可以求出驱动系统的固有振动频率和振型。Staffeld的计算公式中，忽略了传动轴后端支撑部分的主减速器壳体的振动，而实际上此处的振动很大，其影响是不能忽略的。在推导公式中，考虑到了传动轴后半部分的振动，并且为了计算容易而对输入数据做了适当的简化处理，所求得的结果与实际情况很接近。

理论计算的优点是可以在样车试验之前的设计阶段大致预测产品的性能，根据其结果，可以在样品制造出来之前，更加自由、合理地选择性能最佳的结构，试制周期、成本也能达到最优。除此之外，在产品改造过程中，可以事先得到解决问题的大体方向。计算结果终归是近似值，其中包含了一系列的假设，但是随着测试技术的进步，已经能够高精度地提供计算中所需要的一些基本参数，所以计算结果也与实际测试结果越来越接近，工程上的实用性也越来越高。可以预期，在不久的将来，该领域的技术进步还会取得更高的精度。

解决驱动系统的弯曲振动所引起的振动噪声问题是非常复杂和困难的，下面汇总了实际应用中的一些方法。

图16-4 动力总成弯曲

1.改变振动特性

对于弯曲振动最有效的解决措施，就是把弯曲振动控制在常用车速以外的领域。因此，最常用的方法就是设法提高驱动系统的弯曲刚度，以提高弯曲模态。图16-4所显示的是动力总成的弯曲变形测试结果。从图中可以看到，发动机与离合器壳体连接的位置是刚度最弱的地方，最大的弯曲变形就出现在这里，它也是对弯曲模态影响最大的位置。因此，为了提高动力总成的弯曲模态，最有效的方法就是提高此处的刚度，例如将缸体与离合器壳体之间的接缝消除，设计成一体结构，或者增加加强支架。而提高动力总成内部的构成部件如曲轴、连杆等的刚度，则对动力总成整体的弯曲刚度的影响是很小的。通常在设计上，需要将驱动系统的弯曲固有振动频率设定在与最高车速对应的传动轴转速以上，对于4缸发动机来说，考虑到缸内气体爆发压力的激励，期望能达到2倍以上。

2.减小激励源

如果减小对驱动系统的激励，即使驱动系统的弯曲模态很低，驱动系统的振幅也会控制在可接受的范围内。驱动系统的激励源主要是以下几个方面，对激励源所采取的措施也因此而各不相同。

①发动机的不平衡力（发动机旋转1次）：不同结构类型的发动机，由其结构所决定的不平衡力也是不同的，如直列4缸机的不平衡力主要是2阶的旋转力矩和上下方向的跳动，3缸机的不平衡力主要是1.5次的侧倾力矩和1.0次的俯仰力矩。为了消除这些不平衡激励，可以设计专门的平衡机构。当然，这必然带来结构的复杂性以及成本上的增加。

②转矩变动（0.5次、1次、1.5次等）：一般来说发动机各个气缸之间的发火不均、制造精度的差异等，都会产生半阶次的激励，从而引起音质的变化。所以，为了消除这些半阶次的激励，经常采用精确控制发动机的点火时刻，提高制造精度等方法。

③缸内气体爆发时的冲击：减小主轴承油膜厚度，提高曲轴刚度，减小压缩比等。

④传动轴等部件的旋转不平衡量：减小不平衡量。

⑤万向节（2次）：减小交叉角。

3.振动隔绝

驱动系统的主要振动传递路径是前后的发动机悬置、后悬架以及减振器，如果是独立式后悬架结构，那么主减速器壳体的悬置也是主要的传递路径。如前所述，发动机悬置要尽可能地布置在模态节点位置。另外，为了减小振动的传递，适当的悬置位置和刚度也很重要。

4.动力吸振器

在原有的振动系统上增加一个附加的同频率振动系统，利用两个系统的振动相位差来吸收原振动系统的振动，已经证明是一种行之有效的减振措施，图16-5为动力吸振器原理。图16-6为丰田PRODA纵梁及排气管上使用的两处动力吸振器。

图16-5 动力吸振器原理

图16-6 纵梁及排气管上的动力吸振器

三、缠绕振动

缠绕振动是指主减速器壳体绕后桥中心作旋转振动。对于板簧式后悬架，缠绕振动会通过板簧的安装部位向车身传递，引起振动和噪声问题，通常后排座椅处的振动和噪声表现明显。而对于独立式后悬架结构，后桥一般通过悬置安装在车身上，这种结构也有缠绕振动发生。缠绕振动的质量是后桥壳体及内部结构的质量，弹性是后桥悬置的橡胶刚度，激励源一般从主减速器壳体的前端传递而来，通常包括以下几个方面：

1.发动机爆发转矩变动

通常在最高档以20～40km/h速度行驶的车辆会出现缠绕振动，此时会感觉到座椅激烈的振动，有时还会伴随强烈的轰鸣噪声。如果对测试数据加以分析，可以看到振动或噪声的主要成分是发动机的主要发火阶次，4缸发动机是2次成分，6缸发动机是3次成分。缠绕振动一般都是在固定的发动机转速时出现，而与变速器的档位和车速无关。此时，如果考虑驱动系统的扭转振动，那么，变速器之前部分的振动当然是不同的。如果调整传动轴或者离合器的扭转刚度，即使变化的幅度很大，发生共振时的车速以及幅度和之前相比基本没有变化。测试传动轴的转矩变动也可以看到，在发生共振的车速下，完全没有峰值。从以上分析可以知道，它不是扭转振动，仅仅是由发动机激励引起了后桥壳体的缠绕振动，即在发动机的爆发压力作用下，产生的扭转力矩，通过传动轴向后桥传递，后桥内部的锥齿轮将传动轴的力矩改变了90°，使力矩的作用中心由传动轴变为后桥中心轴。在这个力矩的作用下，最终引起后桥绕其中心轴的旋转振动，即缠绕振动。

2.扭转与弯曲的耦合

飞轮、变速器、传动轴、主减速器、后桥和轮胎所构成的扭转振动系统，发动机、传动轴、后桥和悬架等构成的弯曲振动系统，可能在后桥内部连接部位产生扭转和弯曲振动的耦合，它和“1.”中所叙述的情况不同，在常用的车速范围之内也会造成严重的问题。

3.驱动系统的弯曲振动

在之前所叙述的振动，虽然激励通过万向节直接作用在后桥前端，却主要是在车辆高速行驶时以传动轴的旋转一次的形式表现出来，特别是当传动轴的旋转不平衡量很大时，倾向更明显。另外，后悬架是偏置量较大的板簧式结构时，悬架上下方向振动从几何学上来讲很容易带动后桥壳体的缠绕振动。

对于缠绕的解决措施，需要根据其产生的原因有针对性地选取。作为通用的解决方法，如以减小振动幅度为目的在板簧之间增加具有减衰性能的加强板，或者在后桥壳体处安装动力吸振器等。但是作为根本性的解决方法，还是应该以悬架为主要研究对象，以改善其振动特性。

四、驱动系统的扭转振动

如前所述，因驱动系统扭转振动直接引发的问题很少，主要是和后桥壳体的弯曲振动耦合后才产生严重的问题。在这里对车辆起步时经常发生的抖动、传动轴和主减速器部位的“嗒嗒”声进行阐述。

近年来乘用车上很少出现抖动现象，但是如果仔细检查的话，在离合器连接的一瞬间还是能够轻微地感觉到，虽然幅度不是很大，但是会影响车辆的加速性能和离合器部件的使用寿命。这是由于离合器接合的瞬间所产生的冲击引起了离合器附近异常的高振幅振动，有时会出现车辆无法起步，甚至所产生的激励通过发动机悬置传递到车身，引发乘客不舒适的感受。虽然对于此种现象有很多种解释和说明，但是从根本上来说，它是以离合器控制机构、发动机悬置系统所构成的自励振动系，在离合器接合的瞬间伴随滑动，产生的自励振动。

当车辆以30km/h的低速行驶时，变速器、末端齿轮附近会产生一种“嗒嗒”的声音，特别是发动机转矩变动比较激烈的柴油车更容易出现。这是由于当车辆从驱动到滑行时，驱动系统的齿轮或者花键等，有间隙的部分处于浮动状态，细微的转矩变动也能被灵敏地感觉到。此时，发动机的气体爆发压力所产生的冲击，使驱动系统传递的转矩产生变动，在有间隙的部位很容易产生冲击噪声。实际上查看此时的转矩波形，可以得知当转矩变动为0N·m时即发生“嗒嗒”声。低速时，在发动机气体爆发压力所产生的转矩变动作用下，发生“嗒嗒”声；其次在接近40km/h时，“嗒嗒”声则主要是由扭转共振造成的。

除此以外，齿轮啮合时所产生的接触噪声即使很小，但是被传动轴等的扭转振动放大以后，会很明显地传递到车厢内。

五、实车试验

首先，进行实车测试实验。试验车为6人座的4缸柴油机车，排量为2000mL，用声级计测试车内噪声。测试结果如图16-7所示。

实验是在平坦的水泥路上进行的，车窗全关，以5km/h的测试间隔，使用声级计对后排座椅处乘员耳边位置的声音进行测试。图中的实线是以最高档位行驶时，出现了25km/h、60km/h、80km/h共三个噪声峰值，而虚线则代表以3档行驶时，在15km/h、40km/h两个车速处出现了噪声峰值。3档的变速比为1.508，正好与最高档位的25km/h、60km/h两个车速相对应，即噪声峰值出现在相同的发动机转速。基于此，针对上述各个噪声峰值开展进一步的测试实验：将车辆置于底盘测功机上，测试驱动轴各部位的加速度振幅、传动轴的转矩振幅以及后排座椅处的噪声等。图16-8所示为测试位置分布，图16-9为测试示意。

图16-7 车内噪声（C特性）

图16-8 测试位置分布

图16-9 振动测试示意

1.25km/h时峰值

如图16-7所示的测试结果，在某个车速时车内噪声出现较高的峰值，给乘员的耳膜一种强烈压迫的感觉。包含峰值车速在内的车辆加速过程中，对车内噪声和后车轴附近各部位的振动同时测试，结果如图16-10所示。下面对测试结果做简要说明。

①车内噪声的幅值和板簧安装支架的振动幅值，显示出1∶1的比例关系，而它们的振动频率和传动轴的转矩变动相同，是发动机旋转速度的2倍。

②板簧或者后桥前端的缠绕振动峰值所对应的车速范围，比噪声峰值对应的车速范围更宽。换句话说，车内噪声或者板簧支架振动的峰值是引起板簧、后桥振动峰值的对应车速的一部分。

③噪声峰值对应的25km/h的车速，以板簧为首，后车轴关联的振动波形显示出完美的34Hz的正弦波，认为是接近于共振状态。这个状态中的板簧、后桥壳体以及后桥总成的振动模态如图16-11所示。图16-12所示为此时的板簧振动波形。

为了确认各个部位的影响，又进行了以下三个试验。

①为了改变驱动系统的扭转刚度，在传动轴的万向节处安装弹性联轴器，以及将离合器的扭转刚度降低一半，均没有效果。

图16-10 25km/h附近后桥振动及车内噪声测试结果

图16-11 后车轴附近25km/h时的振动模态

图16-12 25km/h时板簧的振动波形

②为了降低板簧的弯曲刚度，去除半数的小板簧，噪声的峰值虽然略有变动，但峰值的频率几乎没有变化。

③改变发动机悬置的弹性刚度及减衰系数，也没有效果。

接下来，使用电磁激振器，在后桥前端位置加以振幅一定的激励，并同时改变激励的频率，板簧的振幅和车内噪声的测试结果如图16-13a所示。板簧的振动峰值为31Hz，车内噪声的峰值为34Hz。这个结果与车辆行驶状态下的测试结果（图16-10）相比，是高度一致的。板簧的振动峰值虽然包含了车内噪声的峰值范围，但二者的峰值频率略有差距。另外，再查看车身的响应特性，对板簧安装支架施以相同振幅的激励，得到了图16-13b的结果。该结果同图16-13a以及车辆行驶实验结果完全相同，出现了34Hz的噪声峰值，且整体上呈现十分相似的波形。

从以上的实验得知，25km/h车速对应的峰值，是由后车轴附近的缠绕振动引起的，此时后车轴附近处于共振状态，振动的能量被放大，并通过板簧支架传递到车身，引起车身板件的共振，从而引起了车内轰鸣噪声。

2.60km/h时峰值

①断开离合器，使发动机处于空转状态，并不断提高转速，当发动机转速达到2200r/min（对应60km/h的车速）时，车内噪声出现峰值。

②测试60km/h车速时驱动轴的振动，没有得到振动的峰值。

图16-13 激振器加振试验

图16-14 车身的白噪声激励实验

从以上实验得知，造成噪声峰值的原因不是驱动系统的振动，认为是发动机气体爆发时所产生的空气传播噪声。为了验证这一点，在发动机舱内架设一个传声器，以白噪声的形式激励，测得车内的噪声如图16-14所示。图16-14b为传声器放在Ⅳ位置，以恒定的输出进行变频扫描激励，当达到与车速60km/h时发动机爆发频率相当的74Hz时，车内噪声出现了一个峰值。图16-14a是保持出现74Hz噪声峰值的激励不变，对车厢内各个位置的声压进行测试。以此观察，显然是1/2波长的定常波引起了车厢内的声腔共鸣，将传声器移动到行李箱内时，进行与图16-14b相同的实验，结果74Hz的峰值位置略有变动，由此可以推断是车身板件在声激励下的振动。

3.80km/h时峰值

“1.”中所述，在测试驱动轴各部位的振动时，在此车速下发动机部位上下方向的弯曲振动拥有较大的峰值，以发动机旋转速度2倍的频率在振动。在发动机位置用激振器激励，可以知道此处有100Hz和130Hz两个固有模态。图16-15为没有加强板时的测试结果。

其次，在缸体与变速器壳体的连接处用加强板加强，以增加连接刚度。此时，上述的两个模态提高到164Hz和290Hz。图16-15中同时列出了带加强板后的测试结果。对该加强措施进行实车行驶实验，80km/h时峰值完全消失。80km/h车速相当的发动机转速的2倍约为100Hz时，即发动机的C2次成分，可以推断它是发动机气体爆发产生的冲击，或者是由传动轴万向节夹角引起的动力总成的弯曲共振造成的。

图16-15 发动机激振试验

六、总结

如上所述，驱动系统的振动噪声一般都会被乘员直接感受到。而车身作为一个振动的接受体，对驱动系统的振动有时会起到放大的作用，有时会起到减衰的作用。因此，从车身的角度来看，虽然驱动系统作为激励源，而车身的振动特性也有着相当大的影响。在对驱动系统采取改进措施的同时，也应该对车身加以必要的改进。把这二者结合起来，选择最佳的改进方案，才能最终达到既解决问题，又不会大幅增加成本的目的。

第二节 驱动系统振动分析

一、前言

目前货车和多数大型乘用车多采用发动机前置、后轮驱动形式。驱动转矩从发动机、离合器、变速器、传动轴和后桥一直传递到后轮，驱动车辆。驱动系统一般通过发动机悬置和后悬架与车身连接，构成一个完整的振动系统。在发动机转矩变动的作用下，驱动系统发生弯曲振动或者扭转振动，或者二者的耦合振动，向车身传递，引起车身的振动和车内噪声。特别是当驱动系统的固有振动模态与车身壁板的固有振动模态一致时，会造成严重的问题。而解决此类问题的措施，首先应当尽力保证驱动系统的模态与车身壁板的模态分离，或者使驱动系统的模态位于常用发动机转速以外。

关于驱动系统的振动特性分析，已经有大量的资料和文献。关于驱动系统的扭转振动，一直以来就有学者在研究，成果也不断地公开发表。S.E.Staffeld在《Computer Analysis of Automotive Driveline》一文中对驱动系统的弯曲振动利用最新的计算机辅助技术进行了详细的阐述。而对于扭转振动和弯曲振动的耦合分析，也有不少的研究成果。但都有一个普遍的问题，即数值分析和实验分析的结果还存在一定的偏差。

将驱动系统简化为没有减衰的8自由度模型，车身侧刚度假设为无穷大，通过拉普拉斯运动方程式可以求得振动系的固有频率、固有振型以及能量百分比。电子计算机的应用可以很容易地得到方程的解。

二、各符号意义

G₁：发动机重心。

G₂：离合器壳体、变速器及延长部分重心。

G₃：传动轴重心。

G₄：后桥总成重心。

G₅：板簧前半部分重心。

G₆：板簧后半部分重心。

m₁：发动机本体重量。

m₂：离合器壳体、变速器及延长部分重量。

m₃：传动轴重量。

m₄：后桥总成、车轮、轮胎的重量。

m₅：板簧前半部分重量。

m₆：板簧后半部分重量。

i₁：绕重心G₁的发动机本体的俯仰惯性矩。

i₂：绕重心G₂的离合器壳体、变速器及延长部分的俯仰惯性矩。

i₄：绕重心G₄的离合器壳体、变速器及延长部分的俯仰惯性矩。

k₁：发动机前悬置上下方向刚度。

k₂：发动机后悬置上下方向刚度。k₃：轮胎上下方向刚度。

k₄K：动力总成的等价弯曲刚度。yy_i：绕重心G_i的上下方向位移。ϕ_i：绕重心G_i的角位移。I_p：传动轴的断面二次惯性矩。

lI_o：后板簧中央部位的断面二次惯性矩。EE：钢材的弹性模量。

三、驱动轴系弯曲变形能和动能

驱动系统可以简化为图1--16所示的8自由度模型。

动力总成如图1--17所示，分为发动机本体和变速器两部分，分别以刚体模拟，二者之间用等价弯曲刚度单元连接，其前后端也都通过弹性单元支撑。传动轴的两端为单纯支撑，其重量集中在重心G₃处，如图16-18所示。后桥总成视为刚体，通过板簧连接到车身，并最终通过轮胎与地面接触。因此，板簧可以分为前半部分和后半部分，重量集中在各自的重心位置G₅、G₆处，系统的自由度包括重心G₁～G₆的上下方向运动和重心G₁、G₂、G₄的俯仰运动，发动机本体和变速器壳体之间的结合可以去除一个自由度，共计8个自由度。

图16-16 驱动系统分析模型

图16-17 动力总成模型

图16-18 传动轴计算模型

动力总成的变形能U_E和动能T_E可以用下式求得：

发动机本体和变速器壳体的结合条件如下式所示，据此可以去除一个自由度。

y₁+（l₁-a₁）θ₁=y₂-（l₂-b₁）θ₂（16-3）在传动轴的重心G₃处施加P₃外力，则传动轴的变形能可按式（16-4）求得。

重心G₃的位移为

从式（16-4）、式（16-5）可将P₃消去，传动轴的变形能变为

另外，传动轴的动能T_p可按下式求出：

接下来，后桥总成、板簧、轮胎的变形能和动能也可以求出。如图16-19所示，在重心G₄、G5、G6处施加外力P₄、P₅、P₆，重心G₄处施加力矩M₄，将板簧如图16-20所示展开分析，两根板簧的变形能U_L则为

图16-19 后桥总成分析模型

图16-20 板簧展开模型

也可以表达为

式中，R₃、R₄为板簧的前后支持反力。

式（16-9）中，

此时，对重心G₄、G₅、G₆位移及重心G₄角位移按Castigliano定理整理后得

也可以表达为

式中，

（η）T、（p）T为（η）、（p）的翻转矩阵。

从式（16-12）可以知道P₄、P₅、P₆、M₄有如下的关系：

其中（δ_ij）、（β_ij）互为逆矩阵，即

（δ_ij）=（β_ij）-1（16-16）从以上的结果可以推出，两根板簧的变形能U_L可以用位移y₄ y₅ y₆ θ₄表达：

U_L=U_L（y₄，y₅，y6，θ4）（16-17）而两个轮胎的变形能可以表达为

U_T=k₃y²₄（16-18）后桥总成、板簧的动能T_L可以用下式求得：

基于以上分析结果，驱动系统整体的弯曲变形能U和动能T可表达为

四、固有频率、固有振型、能量百分比的计算

从式（16-20）可以求得拉普拉斯运动方程式：

也可以表达为

上式中，a_ijb_ijc_ijd_ijA_ij为

式（16-22）中，未定义项目如下：

作为自由振动，有以下等式成立：

式中，ω为振动频率。

将式（16-23）代入式（16-4）中并整理后，可以得到以下方程式：

从上式中，可以求得固有振动频率。而能量百分比则可按下式求出：

式中，式中的y₂可以利用式（16-3）求得。

五、计算例子

介绍一个关于小型乘用车驱动系统数值计算的结果。固有振动频率和振型见表16-1和表16-2。振型示意如图16-21所示。这8个振动模态分别为：

Mode1：动力总成的弯曲振动。

Mode2：板簧前半部分的弯曲振动。

Mode3：传动轴的弯曲振动。

Mode4：板簧后半部分的弯曲振动。

Mode5：后桥的俯仰。

Mode6：动力总成的俯仰。

Mode7：后桥总成的上下振动。

Mode8：动力总成的上下振动。

表16-1 固有频率

（续）

图16-21 振型

表16-2 能量百分比

如果将这些计算结果与测试结果对比，可以进行定性的分析。以发动机本体和变速器壳体之间弯曲刚度变更的例子，即模态1，在发动机本体和变速器壳体之间增加加强板和不增加加强板时，其固有振动频率计算结果为148Hz和109Hz，而测试结果为164Hz和134Hz。因此，虽然定量分析有一定的难度，但是用于定性分析其精度可以满足要求。

六、总结

对没有减衰的8自由度驱动系统通过模型化后进行了数值分析，并得到了系统固有的振动特性，同测试结果相比，虽然有一定的误差，但可以开展适当的定性分析。简化后的模型的自由度仍然很多，但利用强大的计算机辅助技术和先进的软硬件，可以快速、准确地得到结果。作为今后研究的课题，重点是简化计算过程，提高数值分析的精度。而充分考虑弯曲振动和扭转振动的耦合则是其中关键的一环。

第三节 传动系异响

在传动系的扭转振动传递特性之中，最大的影响因素是离合器的扭转振动传递特性。典型汽车离合器的扭转刚度特性如图16-22所示，概略可分为4种形式。其中的C型离合器和D型离合器，主要是对应怠速齿轮敲击噪声的类型。在低转矩档，设有低扭转刚度区域和微小转矩（延迟角）区域。

图16-22 常用的离合器类型

C型离合器具有2档扭转刚度，由于动作角（θ）的限制和为确保限位转矩（T_S），第2档扭转刚度（k₂）一般比A型离合器高。因车型而异，低速行驶时传动系有时会出现刺耳的异常噪声。

一、异常噪声现象

装用C型离合器的中型货车，用4档和5档行驶，低速时发生了传动系异常噪声，同时测量到了差速器主动小齿轮的角速度变动，说明传动系出现了扭转振动。图16-23是上述传动系异常噪声和传动系扭转振动之间的关系。由图可知，扭转振动的峰值和异常噪声的峰值完全一一对应。产生上述现象的主要因素，是发动机燃烧爆发产生的转矩变动，发动机转矩变动作为激振力，导致了传动系的扭转共振。像本例的直列6缸发动机，转矩变动是发动机转速的3阶成分。

通过对各部位角速度的测量，了解扭转共振的模式，具体如图16-24所示。由图可知，传动轴的扭振振幅很大，这也就是常说的传动系4阶扭振模式。

图16-23 传动系统振动与异响

图16-24 传动系统扭转振动

作为异常噪声，这种扭振产生的现象是变速器齿轮的敲击振动，通过变速器壳体和传动轴，形成了异常噪声，最后以车外噪声和车内噪声形式出现。

二、消除异常噪声的对策

作为消除这种异常噪声的对策，可有如下一些措施。

图16-25 驻车制动鼓上装用扭转减振器

①增大飞轮的惯性矩，降低转矩变动量。

②优化离合器扭转刚度特性，降低传递给传动系的发动机转矩变动。

③优化变速器壳体设计，降低放射噪声。

④考虑装用动态扭转减振器等。

其中④项，可参见图16-25，这是一个在驻车制动鼓上装用扭转减振器的实例。

下面以离合器扭转刚度最佳化为主进行说明。为了研究上述的扭转振动现象，图16-26是传动系扭转振动的计算模型。本研究使用了通用的结构分析软件（NAS-TRAN）进行了模拟计算。图16-24和图16-27是计算结果和试验结果的对比，通过对比验证了计算模型的妥当性。然后研究各种影响参数，进行了最佳化计算。由图可知，对计算模型影响最大的参数是离合器扭转刚度（k）和微小转矩（延迟角）（TH）。为了推定上述2个参数的最佳值，通过试验，用传动轴角速度变动量，确定了异常噪声发生的领域。然后通过反复计算，求出使异常噪声出现在实用转速之外的k和TH。对于图16-23所示的实例，利用上述模型，进行的最佳化计算结果如图16-28所示。对于微小转矩，因其是动态的，既不确定也不安定，无法通过计算决定。最后利用了图16-29所示的方法，通过试验匹配确定了微小转矩值。利用上述方法消除异常噪声，确定了离合器扭转刚度特性，由于结构上的种种制约，最后大都会变成B型离合器，即具有2档扭转刚度特性的离合器。

图16-26 传动系统扭转振动计算模型

图16-27 传动轴角速度变动计算结果

图16-28 优化后的结果

对于像汽油机这种齿轮敲击噪声不大的发动机，大都采用上述的B型离合器。对于柴油机，采用B型离合器的前提条件是，齿轮敲击噪声不是因离合器而产生的。

三、齿轮敲击噪声和异常噪声兼顾的离合器

为了利用离合器特性，兼顾解决齿轮敲击噪声和异常噪声，就必须保持图16-22中的B型和C型离合器的特性，还必须确保限位转矩。为此必须采用D型离合器特性，即采用3档扭转刚度特性的离合器。为了实现3档离合器特性，必需的前提条件是，离合器扭转动作角θ可以大幅度加大。同时，离合器盘的基本结构也随之有变更。

D型离合器的基本性能有3个特点：1档位置的k₁、TH₁、θ₁是降低齿轮敲击噪声的设计；2档位置的k₂、TH₂、θ₂是消除行驶异常噪声的设计；3档位置的限位转矩T_S是确保传递额定转矩的设计。如图16-30所示。必须分别保证这3个要求。各档参数，可按照上述的最佳化模拟计算方法确定。除此之外，在最佳化研究阶段，还必须预先充分考虑车型的影响，考虑传动系上加装的特殊装备的影响。

图16-29 降低异常噪声TH₁匹配实例

图16-30 D型离合器转矩特性曲线

图16-31 D型离合器改进敲击噪声的效果

图16-32 D型离合器改进异常噪声实例

图16-30～图16-32是货车首次采用的D型离合器基本性能。上述各图分别表示了D型离合器静态扭转特性对改进齿轮敲击噪声和传动系异常噪声的效果。通过这个实例可以看到，尽管采用了这种D型离合器，仍然可以将车辆重量增加和成本的增加限制在最小限度内，而且可以同时解决齿轮敲击噪声和传动系异常噪声。在货车上首次采用3档特性的离合器，在国内是最近的事。但是由于其良好的性能，预计今后装用这种离合器的车型将急剧增加，必将代替C型离合器，成为今后货车的主流离合器。

第四节 传动轴的扭转振动

虽然装用相同的发动机和变速器，但是货车的变型车相当多，有极短轴距的半拖挂车，也有轴距极长的长轴距货运货车。对于不同轴距的货车，传动系上的传动轴差异很大，例如传动轴根数和长度。这些变化对传动系刚度影响很大。因此，必须根据车型分别地进行详细的对应。以下所要讨论的是长轴距货车，这种货车需要有较多根数的传动轴，也是在技术上必须考虑传动系扭转振动的车型。

一、高速共振噪声现象

新开发的4×2长轴距试验货车，共有3根传动轴，安装了有利于降低燃油消耗的超速档（OD）变速器。在试验中，在高速领域发生了伴有振动的共鸣噪声。从差速器主动小齿轮的转速变动来看，认为是传动系的扭转振动。具体可参见图16-33。共鸣噪声和传动系的共振互相可以对应。判断是因为使用了交叉式联轴节，再加上传动轴交角的变动，产生了2阶扭转激振力（简称为P2）。通过试验，测量了传动系各个部位的角速度变动和相位关系。利用上述数据，确认了扭转共振时的传动系扭振模式。具体结果如图16-34所示。由图可知，传动轴出现了扭振，第3根传动轴和差速器主动小齿轮的扭振振幅最大。也就是发生了所谓的5阶扭转共振模式。

图16-33 传动系统振动与噪声的关系

图16-34 传动系统扭转振动模态

上述共振是传动轴的扭转振动模式。对于这种扭转振动，传动轴的扭转刚度和惯性矩是主要影响因素。其中，轴距（相当于传动轴长度）不同，共振频率也不同，两者的关系如图16-35所示。由图可知，轴距越长，共振频率越低。此外，设实用转速领域为传动轴最高名义转速，变速器的超速比越大，实用转速领域越向高频范围移动。本案例就是由于5阶共振频率落在了实用转速领域之内，导致了问题的发生。

图16-35 传动轴长度对模态的影响

二、传动轴2阶激振力的影响因素

作为传动轴2阶激振力的参数，大都是指传动轴交角引发的各传动轴角加速度。在进行传动系总布置时，都使用该加速度计算值作为指标进行评价。对于满足下列条件的传动轴布置，即交角不大，交角变化又在同一平面内，联轴节相位相同或为90°的多根传动轴，可以使用如下的近似计算式，计算各传动轴的角加速度。

式中，α_i为第一根传动轴的角加速度（近似值）；θ_i为交角（设为十分小）；ω₁为输入轴角加速度（一定）；ψ₁为输入轴转角。

其中，联轴节相位和第一个联轴节同相为+，相差90°为-。

由式（16-27）可知，若传动轴根数增加，因各轴相位和交角的变化，将使各轴的角加速度和相位发生变化，最终使传动轴的2阶激振力分布复杂化。

在研究传动系的布置之际，一般不得使各轴的最大角加速度水平超过设计基准值，特别是对差速器主动小齿轮，因为该齿轮对车体的影响特别大，设计基准值也最严格。但是，上述研究方法并没有考虑到扭转振动特性的影响，对于本案例中发生的扭转共振现象，大都不能预先进行评价。因而，如图16-35所示，对于某些共振转速处于实用转速领域的车型，必须考虑采用传动系扭转振动特性的评价方法进行评价。

三、新激振力影响因素的研究

针对本案例中的5阶扭转共振问题，在更改布置并用试验验证的过程中，试图使用各轴角加速度的绝对值作为激振力，找出与共振幅值之间的相关关系，做了许多努力，没有成功。为此，实测了共振前各轴角加速度的分布，并和模拟计算值互相对应验证。研究了各轴角加速度分布与共振水平的关系。典型实例如图16-36所示。如图所示，若用差速器主动小齿轮轴的振幅来表示共振幅值，A条件的共振幅值，是B条件共振幅值的5倍以上。也就是说，单纯用各轴角加速度绝对值不能说明上述的差别。特别是评价条件严格的差速器主动小齿轮轴的水平，按照A条件，反而相当小。

由角加速度分布的状况来看，A和B的特征差，是第3传动轴和主动小齿轮最大振幅的水平差。这部分的综合激振力（图16-37上的两个角加速度的矢量和P_ij），作为5阶共振激振力的新因素而引人注意。

图16-36 角加速度分布和5阶扭转共振分析实例

图16-37 激振力的矢量合成

为了确认新激振力因素P_ij的妥当性，重新作了各种各样的布置，详细调查了多个车型，了解差速器主动小齿轮和相连传动轴的2阶扭转激振力与传动系共振幅值的关系。由这些试验结果，找出了具有典型特征的实例。具体如图16-38和图16-39所示。

其中的一个车型，是装用2根传动轴的长轴距货运货车（6×2）。该车在最高车速附近出现了5阶扭转共振。在图16-38上，差速器主动小齿轮（P_j）和后传动轴（P_i）的P2成分，在共振前绝对值几乎相同，仅仅因为相位差（ϕ）产生了较大差异的共振幅值（P_ij）。图16-39a中，P_i、P_j都比较大，而且相位差ϕ又很小，是一种最不好的布置实例（P_ij十分大）。图16-39b是严格评价规定的实例，P_j水平几乎为零，即使这样依然发生了共振（P_ij≠0）。

图16-40是2种车型P_ij和共振幅值的关系。可以清楚看出P_ij和共振幅值的相关性。通过以上讨论认为，用P_ij评价共振幅值是妥当的。因传动轴2阶扭转激振力产生的5阶扭转共振问题，关键是尽可能地降低P_ij因素。在总布置计划阶段，该因素是重要的研究参数。

四、5阶扭转共振对策总结

①降低传动轴2阶扭转激振力。整车布置上尽可能使各传动轴的2阶扭转激振力为零，使各传动轴呈直线布置。

②降低传动轴的转速。为了降低传动轴的2阶扭转激振力水平，最有效的方法是，将共振频率设定在实用转速领域之外。为此应该避免采用超速档，直接档较为有利。

③降低P_ij。上面已经要求尽可能降低P_ij。但是，原则上本方法应该和①共同研究最为有效。

图16-38 相位差ϕ对5阶扭转共振的影响

图16-39 5阶扭转共振特征实例

图16-40 P_ij和共振水平的关系

第五节 离合器延迟角对噪声的影响

一、概要

车辆的振动大多是由于发动机转速变动引起的，长久以来进行了大量的分析。一般的改善方法有离合器扭转刚度和微小转矩值的最佳化。对于重型货车，由于驱动方式和轴距多种多样，传动系上又装用了各种各样的追加装置，有相当多的车辆传动系扭转共振频率处于实用车速范围内。对于这样的车辆，关键是必须抑制发动机的转速变动，并采取措施降低传递给传动系的振动。

本节主要针对重型货车在实用车速范围内，存在因传动轴扭转共振引起的噪声现象，通过改进离合器盘的动作延迟角，获得了良好的改进效果。

二、供试车辆和异常噪声

供试车辆是装用了直列6缸四冲程柴油机、干式单片离合器的6×2载货货车。图16-41是该车的传动系示意。图16-42是车辆发生共鸣噪声的实测图。主减速器的转速变动测量结果如图16-43所示。由图可知，共鸣噪声是发动机转速的3阶和6阶成分（爆发一次产生的2次成分）。即发动机转速变动是引起传动系振动的激振源。

图16-41 传动系统示意

图16-42 共振时车内噪声水平

出现异常噪声时，传动系各部位的转速变动和相位关系如图16-44所示。如图所示，被观测到的传动系扭转共振模式有如下特点，即变速器齿轮和最终减速齿轮是振幅较大的位置，传动轴是振幅较小的节点。

图16-43 共振时传动系转速变动

图16-44 传动系共振模式（A）

三、模拟计算

为了分析这个传动系的扭转振动现象，考虑到离合器的非线性，制作了振动计算模型，进行了模拟计算。下面介绍一下计算模型和分析结果。

1.计算模型

传动系振动计算模型如图16-45所示。如图所示，传动系振动模型，是一个承受发动机强迫激振力的3自由度扭转振动系。其中，也考虑了离合器扭转刚度的非线性特性（图16-46）。

图16-46 离合器盘的扭转刚度特性

因而可有下式：

式中，I_h为离合器轮毂惯性矩；I_m为变速器齿轮、齿轮轴等的惯性矩；I_p为传动轴惯性矩；I_f为最终减速齿轮惯性矩；I_a为半轴惯性矩；I_v为车辆等价惯性矩。此外，在图16-45中的各符号为：

K_p：传动轴扭转刚度 K_a：半轴和轮胎的扭转刚度

C_m：变速器粘性阻尼 C_f：差速器粘性阻尼、C_t：轮胎阻尼

R：驱动力 θ_n：各惯性体的角位移

A：发动机角速度变动的单边振幅 ω：发动机角速度变动的角振动频率

在图16-46中的各符号为：

T：离合器扭转弹簧的复原力矩

F：离合器延迟角产生的摩擦力矩

K₁：离合器1档的扭转刚度K₂：离合器2档的扭转刚度

H₁：离合器1档的延迟角H₂：离合器2档的延迟角

2.运动方程式和数值计算

根据图16-45的模型，推导出下列运动方程式。

利用实车的试验结果，以飞轮的角速度变动形式给出输入值。

3.分析结果和试验值的比较验证

图16-47和图16-48是差速器主动小齿轮和变速器转速变动的试验值与计算值。

图16-47 差速器主动小齿轮转速变动量（实测）

上述部位的转速变动，是由于发动机转速3阶成分引起的。由图可知，试验值与计算值两者一致性良好，从而可以认为本计算模型能够充分再现共振噪声现象。在图中，发动机高转速（2000r/min附近）发生的共振A（图16-47），是传动轴作为节点所产生的共振现象。发动机低转速（600r/min附近）发生的共振B，是离合器扭转弹簧和传动系刚度较弱部分发生的共振现象。该振动的模式如图16-48所示。

四、离合器延迟角的影响

图16-48 差速器主动小齿轮转速变动量（计算）

众所周知，发动机转速变动作为激振源引起的振动噪声，深受离合器延迟角的影响。在上述使用的计算模型上，已经可以看到这一因素对共振A和共振B的影响。图16-49是改变离合器延迟角时，差速器主动小齿轮的转速变动量相对于原方案的比较结果。

由图16-49可知，随着离合器延迟角变小，共振A的转速变动振幅也变小。反之，共振B的转速变动振幅加大。而当离合器延迟角加大时，与此相反，共振B现象没有恶化，而共振A现象获得改善。由此可知，离合器延迟角是一个很难控制的参数。

1.利用离合器延迟角改善共振噪声

在上一部分中，已经了解了离合器延迟角对共振A和共振B影响完全不同。下面从离合器延迟角的发生原理着手，研究如何设定离合器延迟角，使共振A和共振B同时得以改善。

图16-49 延迟角对传动系转速变动量的影响

在实际车辆行驶时，离合器盘转过一定的角度，该角度和发动机驱动转矩大小相平衡。如果发动机转矩没有变动，则该角度静止不变。当发动机转矩变动时，该角度将以平衡点的角度为中心，随着发动机转矩变动的大小，反复左右变动。离合器的变动扭转角如图16-50所示。模拟计算的实车变动扭转角如图16-51所示。由图可知，随着发动机转数的升高，扭转角变动有逐渐减小的趋势。

图16-50 离合器变动扭转角

图16-51 变动扭转角的测量结果

2.动作延迟角的计算模型

图16-52是延迟角计算模型和设定动作延迟角的计算模型。扭转角和转矩的关系取决于离合器动作延迟角的发生机理，具有图16-52中虚线所表示的特性。

图16-52 延迟角特性

3.动作延迟角和转速变动

使用设定新延迟角的计算模型，针对共振A和共振B，增加离合器延迟角，这时，差速器主动小齿轮的转速变动量和原方案的对比结果如图16-53所示。同样，相对于离合器延迟角的变动，离合器扭转角变动量如图16-53所示。

由图16-53可知，共振A的转速变动量随着延迟角的增加而减小，减小到临界点之后，保持一定不再变化。共振B的转速变动量则不同，在相当于共振A临界点位置的延迟角上，几乎看不到有任何影响。由图16-54可知，上述转速变动的临界点，相当于延迟角和离合器变动扭转角一致的点。

图16-53 延迟角对传动系转动变动量的影响

图16-54 延迟角和变动扭转角

4.实车试验确认

在模拟分析计算的基础上，确定了延迟角之后，又利用实车试验确认了延迟角的效果。其中，设定的延迟角相当于图16-53上临界点的角度。由图可知，共振A时，差速器主动小齿轮的转速变动量和模拟计算结果一样，和原方案相比降低了一半左右。和改善前的原方案相比，共振噪声的高峰值获得了大幅度改进。同时，尽管在发动机低转速时共振B和共振A影响相反，也达到了模拟计算预定的效果，但共振B没有出现恶化。

参考文献

[1] 近藤勉ほか.トラックの駆動系ねじり振動に起因する諸現象について[J].自動車技術，1985，39（12）：1386-1395.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 橋本博文ほか.大型トラックの駆動系ねじり振動に起因するこもり音改善[J].自動車技術，1993，47（6）.

[5] 石寺ほか.駆動系のねじり共振がデフギヤノイズに及ぼす影響[J].トヨタ技術，1994，24（1）.

[6] 河野ほか.動力伝達系のねじり振動がデフノイズに及ぼす影響[J].自動車技術，1994，38（12）：1493.

第十七章 动力总成悬置NVH设计

第一节 动力总成悬置概述

一、悬置的作用

动力总成是汽车振动和噪声最主要的激振源。为了减小动力装置传递到车身的振动，一般在车身和动力装置之间设置悬置。图17-1所示为一常用的发动机纵置后驱汽车的悬置示意。

图17-1 三点悬置

悬置的功能有以下几个方面：

①支撑重量。保证动力装置的重量尽可能均匀地分担到各个悬置上。

②抑制动力装置的运动，保证动力装置在受到冲击时，不至于运动幅度过大而与其他部分碰撞。

③吸振和隔振。降低动力装置振动向车身的传递。

悬置的主要目的是减小动力总成装置传递到车体的振动。动力装置和悬置组成了一个隔振系统。同时相对于整个车体来说，动力装置和悬置又相当于一个动态吸振系统，缓解路面冲击对车体的影响。悬置要承受动力装置的重量，在受到冲击作用的时候，位移不能太大，这样就要求悬置的刚度硬些，但是冲击能量要靠阻尼吸收，所以悬置的阻尼要大。隔振的时候，频率相对高些，这时刚度低和阻尼小才会达到理想的隔振效果。一个理想的悬置应该是在低频时刚度高而阻尼大，而在高频时刚度低而阻尼小，如图17-2所示。

二、悬置的种类

1.弹性悬置

弹性悬置是应用最早的类型。常用的动力总成悬置如图17-3所示。一般发动机前置前驱汽车，多选用圆筒形悬置，发动机前置后驱汽车，多选用切饼形悬置。悬置的形状不同，则各个方向上的刚度比也不同。其弹性部分是橡胶，因此也叫橡胶悬置。这种悬置结构简单，价格便宜，使用寿命长，且性能稳定。到现今为止，在汽车车身上还在大量使用橡胶隔振器。

图17-2 理想的悬置刚度/阻尼特性

图17-3 常用动力总成悬置

常用橡胶材料见表17-1，可根据使用目的、条件来选择适当的材料。

表17-1 常用橡胶材料

橡胶悬置由于制造工艺简单、成本低、使用寿命长，因此在汽车上被大量使用。除用于动力总成悬置外，其他一些减振用的部件，如车身悬置、主减速器悬置、衬套等都采用橡胶材料制成。悬置的刚度可以通过工艺参数的调整来保证，常用的动力总成悬置的刚度特性如图17-4所示。在变形较小时，悬置表现出线性特征，其变形幅度随着载荷的增加而加大，当变形过大时，如汽车起步时，在过大的转矩冲击下，悬置上预先设计好的挡位块发生接触，此时的悬置表现为非线性，刚度大幅升高，以防止动力总成过大的摆动幅度，和其他部位产生干涉。

通常采用带有限位挡块机构的悬置，基本构想如下所述。

①发动机正常工作时，利用动力总成悬置橡胶软垫来降低动力总成的振动。

②紧急起步等过渡工况产生过大激励时，通过限位挡块反力来抑制动力总成的动态位移，防止动力总成和包括车体构造在内的其他部件发生干涉。

③考虑到紧急起步时的扭力反作用力的最大值，为确保动态间隙，有必要设定限位挡块。但在紧急加速和紧急减速时的通常操作范围内，尽可能利用动力总成悬置橡胶位移吸收振动，不与限位挡块接触。在FF轿车中，装用摆动车架可吸收紧急加速和紧急减速的转矩反力，这种应对措施的例子也很多。

图17-4 常用橡胶悬置刚度特性

④通过适当设置限位挡块的接触频率，来确保动力总成悬置橡胶以及限位挡块的强度和耐久性。

2.液压悬置

液压悬置于20世纪60年代开始出现。这种悬置能同时满足低频和高频时对刚度和阻尼的要求，其性能优于橡胶隔振器，大大提高了汽车的舒适性，且刚度也容易调节。不足之外是结构复杂、成本高，一般只应用于高级车上。

液压悬置根据其工作原理，可分为耦合式液压悬置和非耦合式液压悬置。图17-5所示为一款非耦合式液压悬置，其刚度及阻尼特性如图17-6、图17-7所示。

图17-5 非耦合式液压悬置

图17-6 非耦合式液压悬置刚度特性

图17-7 非耦合式液压悬置阻尼特性

液压悬置在低频时阻尼大、刚度低，对吸收动力总成起动时的冲击有利。当频率增加时，其刚度也增加，这一点对隔振不利。

3.主动悬置

主动控制的思路出现于20世纪30年代。但最初受到电子技术发展水平的限制，进展十分缓慢。直到20世纪90年代，电子产品成本大幅降低，主动控制技术才在汽车上得到广泛应用。主动控制悬置除了有控制系统外，还需要一套额外的能量供应系统来提供一个反向的激振力来抵消系统的振动。

三、悬置的设计要点

1.悬置位置的选择

动力装置一般通过悬置安装在车身上。悬置要尽可能选择安装在车身的振动灵敏度低的地方。这样可以保证在相同的隔振效果时，车身受激励所引起的振动最小。车身的振动灵敏度可以通过CAE分析的方式获得，也可以通过敲击试验得到。另外，由于布置空间的限制，有时悬置不能全部布置在理想的位置上，那么可以通过一些补救措施加以补偿。如对安装悬置的车身结构进行局部加强、增加一些加强件，或者调整断面的形状等，以提高车身局部结构刚度，降低车身的结构振动灵敏度。

2.悬置的布置方式

悬置的布置方式有很多种。轿车上一般有三点和四点两种主要布置方式。其共同点是都有两个主悬置，即发动机悬置和变速器悬置，用来承担动力装置的重量。另外一个或两个悬置用来对动力装置横向旋转振动加以限制。对于这两种布置方式来说，其原理可以归纳为以下几点：

（1）重心支持方式 图17-8为一重心支持方式悬置布置方案。它围绕动力装置的重心点来布置悬置，适当调整各悬置弹性刚度及到重心点的距离，让每个悬置都分担重量。这种布置方式在前置后驱车、动力装置重量较大时应用得比较多。

（2）惯性主轴支持方式 图17-9为惯性主轴支持方式。其基本思路是让主悬置布置在惯性主轴上。所谓的惯性主轴是由动力装置的质量、悬置的刚度和阻尼所决定的动力装置旋转主轴。相对于动力装置绕三个方向的旋转，旋转主轴有三个。而对于横向转动来说，即为横向旋转主轴，这对于前置前驱车来说，是最容易被激励起来的转动模态。这种布置方式由左右两个主悬置来承担动力装置的重量，而由前（或前、后）悬置来抑制或吸收动力装置的横向转动能量。这种悬置的布置方式，在前置前驱动车、动力装置重量较小时应用得比较多。

图17-8 重心支持方式悬置布置方案

图17-9 惯性主轴支持方式

实际上在布置主悬置时，受一些条件限制，难以将主悬置布置在动力装置的惯性主轴上。那么，也可以将主悬置布置在与惯性主轴平行的直线上，并且两条平行轴之间的距离尽可能短。

动力装置的惯性主轴可以通过测试或分析的方式得到。如果有详细的三维数模，可以利用一些三维设计软件，如UG、CATIA等，可以很容易也很准确地得到惯性主轴。而通过试验测试的方法，虽然操作简单，但是有一定的误差。

（3）转矩旋转轴支持方式 当动力装置受到旋转惯性力激励时，会产生旋转运动。这时，动力装置一般会绕着一个轴作旋转运动。这个轴与上面提到的惯性主轴稍有不同，是一个动态的旋转轴，与系统的惯性主轴有一个微小的角度差。这个转矩旋转轴在实际测量或分析中难以得到，只能根据一些经验数据，在设计阶段对其进行分析，以了解其对动力装置振动的影响。

四、隔振系统的评价指标

对于单自由度隔振系统来说，传递率可以作为评价隔振效果的唯一标准。可是当悬置与动力装置组成一个三维系统时，单一的传递率评价指标就不够了。这个系统有六个自由度，就有六个相互耦合的模态。在设计隔振系统时，不仅要考虑悬置本身的刚度、阻尼和激励力的特性，而且还要考虑系统的惯性参数和悬置的空间位置等因素。动力装置隔振效果的评价指标主要有三个：悬置的传递率、动力装置刚体结构的模态解耦程度及动力装置绕自由惯性主轴的转动频率。

1.悬置的传递率

动力装置振动源的大小与频率是由发动机的结构和特征决定的，而它的动力特性是由发动机、变速器和悬置组成的整个系统决定的。

在工程中，悬置的传递率要么通过试验得到，要么通过有限元计算方法得到。悬置传递率的计算公式如下：

T_dB=20lg（A_a/A_p）（17-1）

式中，T_dB为传递率；A_a为主动加速度；A_p为被动加速度。

一般认为振动的衰减率在20dB以上，即T_dB>20dB时，悬置具有良好的隔振效果。也就是说传递到被动边的振动不能大于主动边振动的1/10。图17-10为传递率的计算示例。

图17-10 传递率的计算

由于发动机的激励源是与转速和频率有关的，因此传递率也与转速和频率有关。悬置应该在整个工作转速范围内都达到上面提到的传递率标准。

2.动力总成的模态解耦

低频范围内，发动机作为一个刚体，有六个方向的振动：上下、前后、左右的跳动，以及绕三个轴的转动模态。如果这些模态彼此独立，那么就可以把每个模态当成单自由度系统来处理。这样在处理一个模态的时候就不会影响到另外一个模态。模态彼此独立也称为模态解耦。当然，在实际工程中，要保证所有的模态相互之间都解耦是非常困难的。要视实际情况来决定到底需要对哪两个模态进行解耦。比如，对于四缸发动机来说，上下跳动模态和前后转动模态对整车的影响非常大，所以，要尽量保证这两个模态相互之间解耦。而其他的几个模态，即使有稍许的模态耦合，也不会造成严重的问题。这样一来，就减少了解决问题的约束条件，可以有针对性且更有效地采取适当的措施。

在工程上，评价模态之间是否有耦合，可采取模态能量比例的方法。对于某个共振频率来说，可能是由若干个模态耦合而成的。而各个模态所占的总能量的百分比是不同的。通常以能量百分比来判断模态之间是否有耦合。下面以一个例子来进行详细说明：

例如对于7.5Hz时，前后移动模态的能量高达90%，其他模态所占的能量百分比相对来说非常小，就认为这个频率时是前后移动模态。在这个频率点上各个模态之间是解耦的。而对于8.4Hz这个频率，左右移动模态能量最多，为65%，但横向转动模态的能量也达到了20%。因此，在这个频率下，模态能量分散，左右移动模态与横向转动模态之间有耦合。

并不能说某个频率下，100%的能量属于一个模态才能算是解耦。一般在工程上，如果某个模态的能量比例达到85%以上，那么就认为这个模态与其他模态是解耦的。

在汽车开发设计阶段，做动力系统方案布置时，就需要制定一个表17-2所示的动力总成模态分布表，按照表格的样式进行动力总成各个模态的规划。并在悬置的选点及悬置刚度的设计，包括悬置支架的设计上，去满足上述要求。当样车生产出来以后，还要进行试验验证，以保证实车动力总成的各个模态满足设计要求，并对没能达到设计要求的模态进行调整。

表17-2 各个模态所占总能量的百分比

动力总成模态规划表设计好以后，可以采取CAE分析计算的方法来选定相关的结构或参数，如悬置布置方案、悬置支架结构、悬置各个方向的刚度。把这些参数当做设计变量，对其进行调整计算，以达到模态规划目标。

3.横向转动频率

发动机气缸内混合气体燃烧爆发而产生推力，推动活塞运动，进而通过曲柄连杆机构带动曲轴转动。对于轿车来说，一般都是发动机前置前驱动，发动机曲轴是绕横向（Y轴）转动的，横向转动模态是最容易被激励起来的。所以，一定要将横向转动的频率与激励频率避开，才能减小动力装置的振动。假设横向转动的模态已经与其他五个模态解耦了，那么就可以将横向转动模态看成是一个单自由度系统。可以按照图17-11所标的一维简易模型进行计算。

图17-11 单自由度系统建议模型

如果知道发动机怠速频率，那么根据隔振理论就可以计算出动力装置的横向转动模态频率。这个频率必须满足以下要求：

式中，f_m是横向转动的模态频率；f_e是怠速激励频率。转速增加的时候，f_e也随之增加。如果最低发火频率f_m与f_e之比大于，那么其他高阶激励频率也满足这个隔振条件。

悬置要同时满足隔振和防止冲击两方面的要求，所以其刚度不能太硬也不能太软。在设计动力装置隔振系统时，激励频率与横向转动模态频率的比一般设计在2～3之间。

第二节 动力总成悬置的理论分析

一、概要

在大型车辆上，支撑动力总成的是起弹性元件作用的橡胶悬置，前后各2处，共计4点支撑。动力总成悬置必须具备的功能，可列举以下几点：①降低发动机产生的振动；②降低支撑货箱车架发生的弯曲振动；③支撑驱动反力；④降低传动系噪声等。其中，特别要对重要的低频区域的基本功能①、②进行考察。

首先，关于项目①，因为在100Hz以下的低频到中频区域，怠速的激振力输入最大。怠速振动的激振力作用在发动机的曲轴上，侧摆方向的振动成为主要因素。为了降低这种振动，根据振动传递系数的计算公式，必须将侧摆振动的固有频率设定在激振频率的1/2以下。

关于项目②，使动力总成悬置系（动力总成+动力总成悬置系）起动态减振器的作用，以便降低车体的弯曲振动。下面将研究2自由度系统的动态减振器理论，以及这一理论在多自由度系统的应用。

二、分析方法

1.动力总成悬置的运动方程式

图17-12是动力总成悬置系的概念图。假定有n处非对称的支撑端，分别配置了具有X、Y、Z方向刚度的动力总成悬置。以低频振动为对象，发动机、离合器、变速器以及其结合部都假设为刚体，以X、Y、Z方向和X、Y、Z轴的6自由度振动来处理。运动方程式表示如下。

图17-12 动力总成悬置

式中，m为动力总成质量；x_G为重心点的X方向位移；y_G为重心点的Y方向位移；z_G为重心点的Z方向位移；θ为绕重心点X轴的角位移；ϕ为绕重心点Y轴的角位移；φ为绕重心点Z轴的角位移；I_x为绕X轴的惯性矩；I_y为绕Y轴的惯性矩；I_z为绕Z轴的惯性矩；I_xy为相对于X面和Y面的惯性积；I_yz为相对于Y面和Z面的惯性积；I_zx为相对于Z面和X面的惯性积；F_x（t）为X方向的外力；F_y（t）为Y方向的外力；F_z（t）为Z方向的外力；N_x（t）为绕X轴的激振力矩；N_y（t）为绕Y轴的激振力矩；N_z（t）为绕Z轴的激振力矩；K_ij为复原力（i=1～3，j=1～6）；K_ij为复原力矩（i=4～6，j=1～6）。

复原力和复原力矩的关系见表17-3。

表17-3 复原系数

下面，各复原力、复原力矩、坐标系如图17-13所示。

图17-13 复原力、复原力矩及坐标系的关系

图17-14 在惯性主轴平面下方支撑的运动方程式

式（17-3）的运动方程式，包含惯性矩I_xy、Izx、Iyz的耦合项，也包含了复原项K_ij≠0（i≠j）条件下，由于复原力矩作用的关系而发生的耦合振动。得到运动方程式实际解很困难，但考虑到动力总成悬置的实际布置，如果动力总成悬置对称地布置在惯性主轴通过的平面上，可以使振动模态单纯化。

图17-14表示前后左右对称，支撑在惯性主轴通过平面下方的动力总成悬置。根据对称性的条件，使惯性积项I_xy=I_zx=I_yz=0以及复原项K_ij=0（i≠j），式（17-3）可以简化成式（17-4）。

其中，复原项仅剩下了式（17-5）、式（17-6）。

但是，因为下方支撑将引起复原项变动，使y-θ系和x-ϕ系统耦合。各固有频率在式（17-4）右边的项等于0条件下求取。如果最初整理y-θ系的运动方程式，和式（17-4）一样，y-θ系统耦合。可求出固有频率ω_1，2。

设yG=y₀sinωt、θ=θ₀sinωt，代入式（17-7）得到两个固有频率ω_1，2：

同样设x_G=x₀sinϕt、ϕ=θ₀sinϕt，代入式（17-9）得到x-ϕ系的固有频率ω_3，4：

2.计算实例

为了求耦合振动的固有频率ω_1，2，把下面的值代入式（17-8）、式（17-10）：m=1000kg，k₁=k₂=k₃=0.98N/m，a_S=0.5、b_S=c_S=0.3m；I_x=163kg/m²，I_y=716.1kg/m²，I_z=1202kg/m²。

表17-4表示了y-θ系耦合振动的计算结果。固有频率ω₁，2分别为55Hz和13.43Hz两种。图17-15表示了振动模态。ω₁是侧摆中心在重心的下方，或者是所谓的下中心侧摆。相对而言，ω₂表示了在重心上方的上中心侧摆。由图可知，不管哪种情况，侧摆振动时，重心位置也有y方向位移的耦合振动。

表17-4 固有频率计算实例

图17-15 侧摆和横向振动的耦合

同理可以求耦合振动的固有频率ω_3，4。表17-4表示了x-ϕ系耦合振动的计算结果。固有频率ω_3，4分别为5.467Hz和10.842Hz。

因为振动模态和y-θ系同样，予以省略。如图17-15所示，其中低频的一侧是下中心侧摆旋转，高的一侧是上中心侧摆。计算其他的模态，见表17-4。除了平摆振动和上下振动两个振动模态之外，其他四个振动模态都有耦合振动。

3.有限元法模拟计算

上述分析过程也可以使用软件进行，可以使用结构分析软件NASTRAN或者ADMS进行模态计算。由于软件的计算过程中使用的是相同的理论公式，所以，如果模型和输入条件正确的话，分析结果应该是相同的。只不过采用软件分析，其过程简单、明了，减少了使用输入公式和数据时容易出现的错误，所以，现阶段，人们大多采用软件分析来代替直接计算。并且，软件分析还可以开展自动优化，设定了一些边界条件和变量后，软件可以在许可的范围内快速找出最佳结果，相对于之前的手工计算，具有非常明显的优越性。

搭建分析模型时，很重要的一点是要事先定义好参考坐标系。有些输入数据是参考整车坐标系的，而有些数据是参考动力总成质心坐标系的。图17-16为分析时使用的坐标系，图17-17为分析时所使用的一些输入数据。

图17-16中，OXYZ为坐标原点在动力总成质心上的发动机坐标系，X沿曲轴轴线方向并指向发动机前端，Z平行于气缸中心线并指向发动机顶端；OX_PY_PZ_P为主惯性轴坐标系；OX_TY_TZ_T为转矩轴坐标系。

其中主惯性轴取决于动力总成的质量、质心位置及各轴的主惯性矩。可以使用软件自动计算得到，也可以实际测试。

转矩轴在主惯性轴坐标系下的方位为

图17-16 动力总成坐标系

式中，J_XP、J_YP、J_ZP分别为动力总成绕主惯性轴的主转动惯量；α_XP、α_YP、α_ZP分别为主惯性轴坐标系三根坐标轴X_P、Y_P、Z_P与曲轴坐标系X轴之间的夹角。

将动力总成的质量位于重心位置，并附以动力总成通过各轴的惯性矩。悬置的刚度使用弹性单元CELAS模拟，质心与各悬置中心之间通过刚性单元连接。

有限元分析结果中，不但包括动力总成的六个刚体模态和振型，还可以直接得到每个频率下的各个模态的振动能量百分比，以此来代表刚体模态之间的解耦度，见表17-5。

图17-17 输入数据

表17-5 某款动力总成刚体模态解耦分析结果

三、动态减振器功能

1.大型货车的计算模型

前面提到，动力总成通过悬置安装到车身上后，有时能起到动态减振器的作用。动力总成的低频刚体振动，有时会对车身的同频率振动起到减衰作用。图17-18是车辆前轴激振时，驾驶室地板的响应结果。由图可知，在长货箱的大型货车上，通常在8Hz以下发生车架弯曲共振。人的内脏共振点也在这附近，如果与车辆成共振状态，内脏共振会给人带来不舒适感。而提高车架的弯曲刚度、固有频率，将引起车辆重量的增加。为此可以将动力总成作为动态减振器，以减小车架的振幅。图17-19是将车架和动力总成+动力总成悬置系，置换成2自由度计算模型的概念图。

图17-18 货车车架的频率响应计算实例

图17-19 2自由度动力减振器的振动模型

假设系统的阻尼可以忽略，则可以列出系统的运动微分方程：

公式中各符号的意义如图17-19所示。

设，代入式（17-12），得出式（17-13）。

调整式（17-13）中的参数，可以使车架的振幅最小或者为0，即a₁的振幅为0。也就是说，通过使附加质量系共振，主质量系的振幅为零成为可能，如图17-20所示。

2.阻尼的影响

有阻尼项时，根据阻尼力或质量比，虽然共振频率或增量有变化，但基本的想法与无阻尼项时相同。图17-20中列出了不同阻尼时，动态减振器的不同效果。

图17-20 动态减振器效果

其中，x_st为车身的静态变形

ω₀为激振频率

ω₁为车架的1阶弯曲固有频率

ω₂为动力总成壳体的固有频率

c_c为临界阻尼系数（2m₂ω₂）

c为减振器的粘性阻尼系数

ζ为阻尼比（c/c_c）

μ为质量比（m₂/m₁=1/20）

通过对图17-20加以总结，可以得到以下结论：

①若满足条件ω₀=ω₁=ω₂，车架的弯曲振动为零，但产生另外两个振动较小的峰值。

②阻尼力大时，反而振幅变大，虽然是逆效果，但共振点变成1个。减少阻尼力，如果选择最佳值，振幅减低是可能的。

第三节 惯性主轴

一、概要

惯性主轴是动力总成悬置设计过程中一个非常重要的参数。它取决于动力总成的重量和结构布置。如果有非常详细的动力总成三维数模，可以使用三维设计软件，如CATIA等，可以很方便地求出惯性主轴来。但实际上，动力总成内部包含成千上万个零件，很难把所有的零部件都做出来，所以，一般还是以实验测试为主，来获得动力总成的惯性主轴。下面介绍动力总成惯性主轴的测试方法。

二、惯性主轴和转矩轴

发动机的重心（Center of Gravity，CG）一般在曲轴中心线上方，变速器的重心却在中心线的下方。因此把动力总成吊起来时，一般情况下发生大约10°的后倾现象，一般把通过重心的基准轴叫做惯性主轴。

动力总成受到激振转矩时，出现一个和惯性主轴相比，夹角较小且通过重心的基准轴，一般把该轴称为转矩轴。

图17-21 动力总成惯性主轴和转矩轴

动力总成的惯性主轴和转矩轴的关系，如图17-21所示。可以表达为式（17-14）。

式中，α为惯性主轴与水平面的夹角；β为转矩轴与惯性主轴的夹角；I_x为绕X轴（侧倾轴）的惯性矩；I_z为绕Z轴（横摆轴）的惯性矩。

因为动力总成的长度方向比高度方向长，一般关系是I_z≥I_x。因此根据式（17-14）计算出的β≤α结果，说明转矩轴形成的倾角较惯性主轴小。另外，根据式（17-14）可知，转矩轴不受激振转矩的影响，只与惯性矩大小成比例，所以容易算出。

根据式（17-14）求转矩轴的倾斜角β时，需要惯性矩I_x、I_z以及惯性主轴的倾斜角α。由于动力总成的重心在惯性主轴上，如图17-21所示，其位置由力矩的平衡式容易求得。

I_x、I_z一般通过测量可以得到。在试制发动机没有完成的阶段，为了初步研究，可以把发动机和变速器分别视为单纯的长方体来求得。即首先求得发动机和变速器各自重心的惯性矩，然后再换算到全局坐标系。偏心时的惯性矩计算式为

式中，I为动力总成重心的惯性矩；I_k为各装置重心的惯性矩；m为各装置的质量；I为各装置的重心和动力总成重心之间的距离。

Z轴周围的惯性矩I_z的计算式为

式（17-16）的第2项和第4项表示偏心的惯性矩。由于这些项与偏心距离的平方成比例，长度方向的长度越长，对整个惯性矩的影响程度越大。

绕X轴的惯性矩I_x，如果把X轴作为惯性主轴，其偏心距离就变成零，惯性矩可以简单地由发动机和变速器的求和而得。

I_x的计算公式为

式中，I_x为绕X轴的惯性矩；W_E为发动机质量；W_T为变速器总成的质量；b_E为发动机宽度；b_T为变速器宽度；l_E为发动机长度；l_T为变速器长度；h_E为发动机高度；h_T为变速器高度；e_E为发动机重心与动力总成重心之间的距离；e_T为变速器心与动力总成重心之间的距离。

三、惯性矩的测量

测量惯性矩时，一般用两根钢丝将动力总成吊起来，如图17-22所示。

该图表示了测量Z轴惯性矩I_z的案例。在惯性主轴对称位置，用两根长为L的钢丝将动力总成吊起来。此时，沿着中心线稍微偏移，扭到角度θ时放手，如图17-23所示，动力总成一边小幅度上下运动，一边沿着中心线振动。把下方位移设定为z，动能T可以由式（17-18）求得。

图17-22 惯性矩的测量

图17-23 绕Z轴扭转角度θ

因式（17-18）第2项的上下速度成分很小，可以不用考虑，可得式（17-19）。

势能U如式（17-20）所示。

U=mgz（17-20）

同时，如图17-22的几何关系，上下运动的位移z，有式（17-21）的关系。

z²=L²-（a²+b²-2abcosθ）（17-21）把式（17-21）代入式（17-19），得到式（17-22）。

这里把式（17-19）以及式（17-22）代入与拉氏变换方程式θ有关的式（17-23）中，进而求得运动方程式（17-24）。

因θ是微小量，有sinθ≈θ、cosθ≈1，式（17-24）可以简化为式（17-25）。

因式（17-25）表示了Z轴周围梁的角度简谐振动，所以把固有频率假定为ω₀，其周期T₀可以根据式（17-26）求得。

由式（17-26）求得与惯性矩I_z，如式（17-27）。

但是，实际测量时，直接把动力总成吊起来有些困难，因此可以把动力总成放在装在挂钩的天平上，在这种情况下先测量周期再求惯性矩。减掉挂钩惯性矩的值是真正的动力总成惯性矩。如果考虑挂钩的影响，就可以把式（17-27）变成式（17-28）。

式中，I_z′为挂钩的惯性矩；m₀为动力总成的质量；m′为挂钩的质量。

根据式（17-28），I_z可以由式（17-29）求得。

实际上，为了求得I_z，在把动力总成放在天平上之前，根据式（17-27）求I_z′，然后由式（17-29）进行换算即可求得。同理I_x、I_y，也可以用同样的方法求得。

四、惯性矩的计算值和测量值

动力总成的计算方法和实验结果见表17-6。计算结果和结果的差在10%以内，使用计算结果进行初级的模拟计算，可以满足精度要求。另外，关于重心高度，在测试时为了简化，动力总成处于干燥状态，而实际上的动力总成要考虑到冷却液、润滑油等的重量，所以，计算结果与实际值更为接近些。

表17-6 惯性矩的计算和测试结果对比

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 酒井哲也ほか.大型車ノエンジンマウントの最適設計[C].東京都：日本機械学会論文集（C編），1999，65（5）：1764-1771.

[5] 马大酞.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社.

[6] 酒井哲也.大型車のエンジンマウントの最適設計（第2報）[C].東京都：日本機械学会論文集，1999，65（5）：1757-1763.

[7] 酒井哲也ほか.大型車のエンジンマウントの最適設計（第4報）[C].東京都：日本機械学会論文集，1999，65（11）：4423-4430.

[8] 森田ほか.横置きエンジンFF車のエンジンマウントの振動騒音[J].自動車技術，1982，36（12）.

[9] 上官文斌，蒋学峰.发动机悬置系统的优化设计[J]，汽车工程，1992，14（2）.

[10] Brach R matthew.Automotive Powerplant Isolation Strategies[C].SAE Paper 971942.

第十八章 进气系统NVH设计

第一节 进气噪声概述

车内噪声有多条传播途径，如图18-1所示，为了有效地解决车内噪声，有必要了解各种噪声的贡献量。贡献量是指某个噪声源经过特定的传递路径后，占车内整体噪声的比例。解决振动噪声问题，最关键的是找到影响最大的传递路径。通常利用吸声材料对声源进行封包，或者利用消除声源等方法，来确定各个系统的噪声贡献量。图18-2显示的是一款搭载V8发动机的大型货车，相对于发动机转速各个部分的贡献量分析结果。在本例中，发动机噪声约占50%，为最大比例，进气系统的贡献也较大，在某些转速范围甚至达到最大。

图18-1 车内噪声分析

进气噪声包括结构传播噪声和空气传播噪声两部分，需要详细了解每种成分对车内噪声的贡献、发生原理等。进气系统一般包括布置在发动机舱内的前置式和驾驶室后部的外置式两种，潜水管式外置进气系统一般不会影响发动机舱内的声压分布，在货车上广泛应用。如图18-3所示。采用潜水管式外置进气系统需要注意的是进气口不能距离驾驶室壁板过近，且需要对进气口管道的振动加以抑制，为了隔断进气口管道的振动向驾驶室壁板的传递，支撑部位需要仔细考虑。潜水管式进气系统的进气口，经常是驾驶室内轰鸣噪声的源头，基于其结构形式，在必要的部位给予加强，如增加加强筋、局部增加壁厚等。橡胶材料的进气管道对降低振动的传递很有效果，但是需要同时考虑强度、耐久性等。在进气系统性能设计时，可以采用BEM声学模型，进行进气管道内的声学分析，精确了解进气管道内的声学模态、声压峰值等参数。

图18-2 大型货车的进气噪声贡献量

图18-3 潜水管式进气系统

图18-4 乘用车进气系统布置

乘用车的进气系统由于布置空间不如货车那样大，一般都布置在发动机舱内，如图18-4所示。进气口的位置和朝向尤为重要。除了要考虑进气噪声以外，还要顾及气体是否通畅，能否有效防止灰尘、雨水、雪，以及发动机舱内高温的影响。为了降低进气噪声对车内噪声的影响，可以将进气口布置到发动机舱以外。有时因空间的限制，还可以将进气口伸到纵梁内。

第二节 进气系统设计

进气系统的布置方式，包括布置在驾驶室地板下方，以及布置在驾驶室上方的潜水管式等。本节中以有效阻隔水、灰尘等进入以及保证较低进气温度的潜水管式进气方案为例，加以详细分析。潜水管式进气系统，由于需要在驾驶室后壁板的适当位置布置支撑结构，因此，需要对进气口的辐射噪声、结构传递噪声等全面考虑。

一、进气口位置及方向

如图18-5所示，以箭头代表进气方向。如果进气口向下，有时会引起驾驶室内的轰鸣噪声。这是由于进气口压力变动引起驾驶室后壁板振动，或者进气噪声以辐射的形式直接向驾驶室传递。如果进气口横向布置，则上述情况很少发生。

图18-5 进气口方向

图18-6 进气管形状优化

二、进气管道的刚度

图18-7 车内噪声频谱分析

图18-8 进气管模态

潜水管式进气系统安装在驾驶室和货厢之间的空隙处。因此，为了有效地利用这个空间，并达到最佳的进气效率，进气口管道一般设计成扁平状。另外，从理论上来讲，扁平形状相对于圆形刚度要低，因进气脉冲而引起的振动、辐射噪声及结构传播噪声都可能是潜在的问题。因此，对进气管道的形状优化分析，以提高其刚度，如在适当的位置增加加强筋，如图18-6所示。图18-7为车内噪声的频谱分析。原始进气管辐射噪声的60～80Hz、125Hz成分，相对应发动机旋转的2.5次、4次激励。图18-8为原始状态的潜水管式进气管的振动模态，在68Hz和118Hz存在两个模态，恰好与噪声的频谱分析结果相对应。采取加强措施后，基本激励（2.5次、4次）所引起的常用车速范围内的共振消失，共振点转移到200Hz以上。其结果如图18-9所示，车内噪声的幅值也明显降低。

三、进气管的支持方法

进气管通过橡胶支架安装在驾驶室后壁板处，支架设计时需要仔细考虑。特别是应该选择驾驶室后壁板动刚度较高的位置，橡胶支架的刚度也应该尽量小，这样才能减小向驾驶室的振动传递。图18-10为支架刚度对车内噪声的影响。

图18-9 车内声压

图18-10 支架刚度的影响

第三节 进气系统声学分析

进气系统作为噪声源，有时会引起车内激烈的轰鸣噪声，在设计开发阶段应该详细地分析、计算其性能，采取优化方案，使进气噪声满足目标要求。本节介绍进气系统声学性能的计算分析流程。

一、进气系统的声学特性分析

其流程如图18-11所示。

第1步，对车内噪声、进气口噪声进行测试、分析，根据其结果来确定问题所在的频率范围。

第2步，根据BEM计算方法求出进气系统的声学特性，设计谐振腔。

第3步，预测谐振腔的消声效果。

第4步，通过实车道路试验来确定效果。

二、进气系统声学分析模型及分析结果

图18-12所示为BEM声学分析模型。如图所示，从进气歧管的前端开始到进气管道搭建了模型，空气滤清器内部的详细构造也都反映到模型中。模型采用六面体实体单元，以提高分析精度。图18-13为进气口附近的声压计算结果，在132Hz和235Hz有两处明显的峰值。图18-14为两处峰值对应的声学模态，它们与进气口声压的计算结果是一致的，说明这两个声压的峰值是由于进气管内的声学模态引起的。为了降低这两个峰值声压，就需要对这两个模态加以控制：一是提高刚度，使模态移到常用范围以外；二是设法增加减衰，降低振动幅值；三是在适当的位置使用谐振腔，能有效地降低声压峰值。

图18-11 进气系统计算流程

图18-12 进气系统声学分析模型

图18-13 进气口声压计算结果

图18-14 声学模态分析结果

三、谐振腔优化设计

谐振腔是解决声学模态非常有效的手段。它类似于动态减振器，其腔体内的空气作为质量，气流阻力作为弹性因素，利用附加的质量系统与原系统的振动相位差，减衰原系统某个频率段的振动能量。关于谐振腔的理论计算，本处不作详细说明，请参考有关文献。图18-15所示为谐振腔示意。

式（18-1）为谐振腔的消声中心频率计算公式。

式中，f为谐振腔能够消除的噪声的中心频率；S为谐振腔入口管道的截面积；L为长度；V为谐振腔的容积；c为声速。

影响谐振腔性能的参数包括容积、进气口管道直径、长度，以及在进气系统上的安装位置。当然谐振腔的容积越大则效果越好，但是限于布置空间的限制，无法做得更大。

图18-15 谐振腔示意

为了使谐振腔达到最大的消声效果，对谐振腔的安装位置进行分析。图18-16为谐振腔分别安装在位置A和位置B。图18-17为BEM声压计算结果。从图中可以看到，位置B的消声效果相对要好一些。而这个位置是图18-14所示的模态节点位置。

图18-16 谐振腔位置的选择

图18-17 进气系统声学分析结果

另外，对试制样件进行的FFT频率分析，以及对样车的道路行驶测试结果也有同样的倾向。因此可以得到结论，在位置B处安装谐振腔能达到更好的消声效果。

四、谐振腔的微调

试制的谐振腔如图18-18所示，共有Ⅰ类及Ⅱ类两种。调整谐振腔的容积，对消声性能进行详细分析。图18-19为谐振腔的容积对消声性能影响的计算结果。根据这个结果，Ⅰ类谐振腔对于目标频率有更好的消声效果。图18-20为谐振腔有效长度对消声效果的影响。对于Ⅰ类谐振腔，谐振腔的长度即使不作变化，共鸣频率也能调整。

图18-18 谐振腔类型

图18-19 谐振腔容积的影响

图18-20 谐振腔长度的影响

第四节 进气噪声的测试和评价方法

我们知道，进气系统噪声无论是对车内噪声，还是对车外通过噪声，都有着很大的影响。之前介绍了进气系统低噪声设计和优化方法，有多种高效的分析软件及工具为进气系统设计提供了保障。但是无论是理论计算还是辅助分析，当样件制造出来后，最终还是要通过实验方法，对进气系统的各种性能加以测试和评价，以验证是否达到了预期的设计要求。本节介绍进气噪声的测试和评价方法。

一、进气噪声测试方法

进气噪声的测试原则上要在配置底盘测控机的消音室内进行。开始实验时，动力总成、驱动系统等按规范配置，为避免环境噪声的干扰，冷却风扇等辅助设备应处于关闭状态。测试系统如图18-21所示，详细的测试位置说明如图18-22所示。

图18-21 进气噪声测试

1.进气口噪声测试

①传声器应该位于距离进气口的端面中心且成直角方向一定的距离，一般要求是100mm。对于前方进气的车辆，在测试范围内可能会有障碍物，要尽可能将障碍物暂时去除。

②测试时，要尽量消除风的影响，如关闭门窗、关掉风扇等。

2.车内噪声测试

传声器一般布置在驾驶人耳边位置，如果需要测试前排乘客座椅处噪声，则把传声器布置在靠近车窗一侧。另外，还可以根据试验的需求，追加其他的测试位置。

3.进气压力测试

①进气系统噪声和发动机性能有着很大的关系，根据需要有时要对进气压力进行测试。图18-23为进气压力测试系统。

②进气压力的测试位置，要尽量选取在压力变动少、误差小、进气通道的直线部位。另外，测试时需要安装压力传感器，安装时要尽量减少对原进气气流的影响，避免安装时产生凸凹不平、段差等。

（例）进气2次压力：前管的直线部分进气压力：从进气口开始距端面100mm处

图18-22 进气噪声测试方法

图18-23 进气压力测试系统

4.车辆行驶工况

车辆行驶工况、负荷条件等应根据试验目的而设定，一般为：

（设定例）全负荷：加速踏板全开加速

部分负荷：缓加速

发动机降速：松开加速踏板减速

空档加速：车辆处于静止状态，发动机从低怠速开始到最高转速缓慢加速

设定好以上试验条件后，对进气噪声及车内噪声进行测试，并对测试数据进行整理、分析。图18-24为测试结果。

图18-25为进气口噪声的测试结果，图18-26为车内噪声的综合值及次数分析结果。

图18-27、图18-28为进气口噪声及车内噪声在不同发动机转速时的相关性分析。

图18-24 例进气噪声测试系统

图18-25 进气口噪声测试结果

图18-26 车内噪声及次数分析

图18-27 1400r/min时结果

图18-28 1600r/min时分析结果

二、进气噪声指标

进气噪声作为重要的噪声源，对车内噪声和车外噪声都有着非常大的影响。在产品设计开发阶段，有必要设定进气噪声目标。

1）在全速全负荷（WOT）工况下，发动机转速为1000r/min时，进气口噪声声压级为90dB（A）；发动机转速每提高1000r/min，则声压级提高5dB；当发动机转速提高到6000r/min时，进气噪声上升到115dB（A）。

2）发动机点火阶次噪声（如四缸机的2次、六缸机的3次），要比总的声压级低10dB以上。

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 宰若修一ほか.消音器内で発生する気流音について[J].日野技報，1984（33）：78-83.

[5] 马大酞.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002.

[6] 常松功ほか.吸気系最適レゾネーターの解析[J].MAEテクニカルレポート，1998（7）：25-30.

[7] 鈴木ほか.吸気系ランブリングノイズのメカニズム[J].自動車技術，1992，23（1）：57-60.

[8] 倉田ほか.吸排気系の减音量の予測[J].自動車技術，1993，24（1）：98-103.

[9] 間宮ほか.有限要素法による吸気騒音解析[C].東京都：機械学会全国大会論文集，1993：376-378.

第十九章 排气系统NVH设计

第一节 排气系统设计的基本方法

大型货车在加速行驶时车外噪声的各声源贡献量变化如图19-1所示。图中每个年代的数据中，从下向上依次为发动机、排气系统、进气系统、轮胎以及其他部分所占车外噪声的比例。随着减振降噪措施的实施，车辆通过噪声逐年下降。但是不论在哪个年代，发动机噪声都占据着最大的贡献，其次是排气系统噪声。

图19-1 加速行驶时各声源对车外噪声的贡献量变化

图19-2为排气噪声的产生原理。发动机内气体燃烧时产生的压力引起排气管的振动，通过排气吊挂传递到车身，当有模态耦合时就会引起车内的轰鸣噪声。排气管和消音器的振动还会以放射噪声的形式向外传递，另外，排气管内的高温、高压气体在高速流动时，也会产生冲击噪声。排气系统所产生的噪声一般可以分为排气管放射噪声、消音器放射噪声和气流噪声，每种噪声都具有各自独特的频率特性。

气流噪声是因发动机气缸内燃烧气体脉冲和消音器内部的高压气流而引起的。分析气流噪声的频率特性，可以发现一般有300Hz附近的低频噪声和500Hz以上的高频成分两个主要成分。其中300Hz的为燃烧气体脉冲噪声，500Hz以上为气流冲击噪声。脉冲噪声占车内噪声最大的比例，而气流冲击噪声则对车外噪声有着非常大的影响。因此，排气系统的低噪声设计可以按如下流程考虑。

首先，考虑发动机气体燃烧所引起的气流脉冲噪声。研究表明，消音器容积是影响脉冲噪声最大的因素，一般容积越大则消声效果越好，但是由于结构上的限制，无法将消音器的容积做到很大，可以考虑插入型和共鸣型的综合设计。气流脉冲噪声的分析一般基于一维平面波理论，但实际上的声波为脉冲波，在三个方向上都有变动，一维平面声波难以精准模拟，但还是可以开展一些基础性研究。

图19-2 排气噪声产生原理

其次，消音器的构造对气流冲击噪声有很大的影响。直线型排气管，圆滑的拐角等有利于降低气流的冲击。另外，插入管的插入长度、插入管上的小孔直径、插入管的入口形状，也对气流冲击噪声有着较大的影响。

在进行上述的降噪过程中，排气背压的影响也要加以考虑。排气噪声的降低一般都会增加排气背压，从而增加发动机的功率损失，二者是一对矛盾体。如何平衡二者之间的关系，是排气系统设计的一个难题。

一、消音器设计基础

消音器大概可以分为三大种类：

1.抗性消音器

通过消音器内部的气流阻抗，将声波能量反射回声源，来达到降低噪声的目的。通常包括插入型消音器、共鸣型消音器、扩张型消音器等。

2.阻性消音器

在管道内部敷设吸音材料，吸收声能并转化为热能，达到降低噪声的目的。

3.主动消音器

在原声波上增加一个振幅相同、相位相反的另一组声波，利用两组声波之间的相互抵消作用来达到降低噪声的目的。

接下来以抗性消音器为例，基于平面波的传递理论来说明消音原理。

空间上某一点的声压级别L′（dB），可以用下式表达：

式中，L_W为声源的能量（dB）；r为距声源的距离（m）；Q为声源的方向系数（空中：1，地面：2，边缘：4，角落：8）；R为房间常数（由周围的声环境所决定的数值）

将消音器安装到声源上，开口中心的放射能量P_s（W/m²）经过消音器减衰后降低到P（W/m²），声压从L′（dB）降低到L（dB），L可以用下式表达：

从上式中可知，为了使L尽可能小，有如下方法：

①降低声源P_s。

②减小消音器的P/P_s。

③减小方向系数Q。

④增大距离r。

⑤增大房间常数R。

因此，在声源和环境噪声无法改变时，提高消音器的消音效果是最有效的方法。

图19-3 消声器的等价回路

如果将消音器表示为等价的电子回路，如图19-3所示。声源作为发出声音的源头，其声压以P_s代表。回路内的阻抗以Z_s代表。

Z_s=R_s+jX_s（19-3）R_S为声阻，由声源内部的壁管状态所决定。坚固的壁管且处于封闭状态下该值极大，壁管开孔或者粘贴吸音材料以后，其值很小。X_s为声抗，由管道内部的声波波长的关系决定。

在该声源上，安装阻抗为Z₁的消音器后，在消音器的入口处：

从声源传递到消音器的声能P₁及消音器出口放射出来的声能P₂分别用下式表达：

如果用Z₂表示放射声阻抗，则有

Z₂=R₂+jX₂（19-8）

上式中的X₂为开口端的修正长度，按照尾管的长度来选取。

消音器的设计目标就是减小从消音器中放射出来的声能和声源放射出来的声能的比值P₂/P_S。

一般用插入损失IL来表示消音器的消音效果，插入损失是指在系统中插入消音器之前和之后，在出口处得到的声压级差。

式中，P和P′分别为有、无消音器时的放射声能，测试时保证在相同位置、相同距离。将P′=（U′）2R′，P=U²R代入上式中，则IL的表达式为

式中，U′、R′为不装消音器时管端的体积速度和放射阻抗；U、R为带消音器时的值。对于图19-3中的4个系数A、B、C、D有以下关系：

在闭口端，考虑到修正长度位置的p=0，则不安装消音器时为

有消音器时则为

声源的阻抗Z_S和管道中的阻抗相比足够大时，声源的体积速度不随消音器的有无而变化，即D′U′=DU。这样的声源称为定速声源，则此时的IL可以用下式表达：

声源的阻抗Z_S和管道中的阻抗相比非常小时，声源的声压不因消音器的有无而变化，即B′U′=BU。这种声源称为定压声源，则此时的IL可以用下式表达：

由于管道、空洞的尺寸相对于波长非常小，可以视为单一的质量（声阻）和弹簧（声抗）的运动单元，称为声单元。

图19-4中，关于声阻抗、声质量、声容积，有以下关系式：

声阻抗：

声质量：

声容积：

图19-4 声单元

图19-5 消音器单元

以这些参数作为集中系数，就可以求得有消音器时的插入损失IL。

对于图19-5中所示的由空洞和管道组成的消音器单元，从定速声源传来的声波，其插入损失IL为

此处，D=1+Z_m/Z_c，D′=1，因此，

式中，k=ω/c=2πf/c。

图19-6 声学管道

其次，关于进行频率响应的计算，对于图19-6所示的声学管道，点1的声压p₁为

p₁=p_msinωt=p_me^jωt

那么在声波行进方向上距离为l的点2的声压p₂为

如果管道内同时存在前进波和反射波，则4个系数A、B、C、D可以用下式求得。

其中的p、U可用下式求出。

再考虑闭合管的情况，如果在点2处闭合，则U₂=0，上式则变为

因此，

如果Z=0，则出现共鸣。此时的频率f_l为

闭合管时，p₂=0，则为

因此，

当Z=0时出现共鸣，此时的频率f₀为

图19-7 单纯消音器

对于图19-7中所示的单纯消音器，当空洞内为直行的平面波时，可以按如下方式求得4个端口系数。

从l_i的前端发出来的声音作为声源，可以用以下近似的方法求得IL：

以此类推，将各个管道对应的4个端口系数的矩阵相乘后，可以对空腔内平面波进行计算。

图19-8 插入型消音器

二、传递损失和减衰量的计算

1.插入型消音器

以图19-8所示的插入型消音器为例，并假设空腔内任何位置都是平面波：

式中的下标i1和o1分别为入口管插入部分、出口管的插入部分，两处的4个端口系数可按下式求得：

将矩阵展开，可得近似式

式中[A]可以用以下3个不同方案：

无插入：

单侧1/2插入：

单侧1/4插入：

Att用来评价消音器的减衰量，对于插入型消音器，其计算公式为

图19-9为插入型消音器的传递损失计算结果，图19-10为减衰量计算结果。

2.共鸣型消音器

共鸣型消音器结构如图19-11所示，其计算结果如图19-12、图19-13所示。

共鸣型消音器的端口系数：

式中，。

传递损失是指在声波经过消音器后，声波能量的减衰量。如果尾管没有反射，则传递损失TL为

图19-9 插入型消音器TL特性

图19-10 插入型消音器Att特性

共鸣频率f_p为

对于多孔形消音器，只需要将上式中的V→nV即可。

图19-11 共鸣型消音器

图19-12 共鸣型消音器TL特性

图19-13 共鸣型消音器Att特性

3.扩张型消音器

扩张型消音器的计算结果如图19-14、图19-15所示。

三、排气系统的设计、评价标准

排气系统需要满足的性能包括背压、压力损失、排气噪声等，在设计阶段，对这些性能要设定目标值，并对排气系统的结构进行详细分析，以满足这些性能要求。

1）背压与排气管直径（图19-16）。基于以下前提条件，可以概略设定排气管的直径。

●发动机的进气量由图中的功率线决定。

●排气背压根据与发动机进气量的关系求得。

●根据与排气管相同长度的直管达到最高输出功率时的背压计算值，来求得排气管直径。

图19-14 扩张型消音器TL特性

图19-15 扩张型消音器Att特性

图19-16 排气管结构设计方法

2）从压力损失、排放噪声两方面来决定消音器的容积（图19-17）。

图19-17 消音器容积选择方法

㊀ 1mmHg=133.322Pa。

㊁ 1PS=735.499W。

基于以下前提条件，可以概略设定排气管的容积。

●排气系统的全长、布置基本上沿袭成熟系列车型设计。

●以排气阻抗和声压的关系，以及消音器容积作为参变量，通过实验手段求得其变化特性。

●根据背压和输出功率的规划值来求得消音器的容积。

四、排气噪声的试验方法

排气系统的噪声测试一般都是在实车状态下进行的，有时为了更详细地了解排气系统单体的噪声特性，将排气系统导入消音室，对气流噪声和放射噪声进行测试、评价。

排气系统噪声级别的目标设定，应该从车外噪声和车内噪声两个方面进行。对于车外噪声，法规上一般是要求对定置状态的排气噪声级别进行测试、评价，有时也对车辆行驶状态时排气系统噪声的贡献量进行评价。

对于车内噪声，一般要评价排气噪声对车内噪声的贡献量。例如在设定车内噪声时，考察从测试点（如排气口）到车内评价位置的声学传递特性（声减衰），并在此基础上，设定车内噪声。

不论是车内噪声还是车外噪声，排气噪声对整车的NVH开发有着密切的关系。下面，以气流噪声和放射噪声的台架测试方法、实车行驶测试方法加以简要说明。

图19-18 排气系统噪声台架测试

1.气流噪声台架测试方法（图19-18）

台架试验是指发动机安装在试验台架上，点火运行，对气流噪声进行测试，试验条件如下所述。

●试验场所：消声室，或者能消除反射噪声等影响的场所。如果选择在室外，要保证风速低（如0.5m/s以下）。

●传声器位置：设定在与排气出口中心线成45°角、距离50cm的位置。如果排气管有两个出口，取两个排气管出口的中间点，距离50cm，与中心线成45°的位置。

●行驶条件：保证车辆平稳行驶，从最低车速到最高车速缓慢加速。

●测试方法：将排气系统安装到发动机上，按照A特性测试，同时测试环境噪声。

另外，测试相关的性能，如输出功率、排气压力和排气温度，环境噪声包括发动机的噪声。

2.车载状态排气噪声测试（图19-19）

实车测试时，将排气系统安装汽车上，车辆处于行驶状态，并对排气噪声进行测试。以下的试验条件也需同时保证。

●试验场所：在台架上测试时，要尽可能消除反射噪声以及排气噪声以外噪声的影响。车载状态下测试时，要尽可能选择周围没有反射噪声障碍物的平直铺装路上进行，并保证风速不高于0.5m/s。

●传声器位置：同台架试验相同。另外，传声器要尽量避免风、振动等外界因素的影响。

●行驶条件：固定变速器的速比，在最低车速到最高车速的范围内，使车速均匀变化。另外，换用其他变速器档位，按相同条件重复试验。

●测试方法：对各种不同的车速及发动机转速进行A特性测试，同时测试环境噪声，包括发动机噪声、轮胎噪声、风噪声等。

3.放射噪声台架测试、实车测试

作为排气系统噪声的补充项目，按照排气噪声相同的测试方法进行。

●传声器位置：设置在消音器本体的中间、距离消音器表面一定距离（如10cm）的位置，将传声器的受压面面向消音器两面。另外，根据实际需要，对排气管的放射噪声也按照同样的方法加以测试。

实车测试时，将排气系统安装到汽车上，并在台架上运行，对放射噪声进行测试。

图19-19 排气系统噪声测试

五、排气噪声贡献量的测试方法

在实车状态下对排气噪声进行评价时，要明确排气噪声对全体噪声的贡献。另外，排气噪声的激励源是发动机的振动和排出的高压气流。放射出来的噪声，包括排气管和消音器放射噪声，以及排气口气流噪声，即排气管各部位对放射噪声都有贡献。

要确定各声源的贡献量，最常用的方法是隔离法。下面，简要介绍一下贡献量的测试方法，如图19-20所示。

测试1.基准状态

①发动机的振动贡献。

②管壁放射噪声贡献。

③气流噪声贡献。

测试2.消除气流噪声

在系统上安装大型消音器，将③的气流噪声消除。

测试3.消除管壁放射噪声

使排放气流与汽车分离，并导入别的系统，消除②中的管壁放射噪声。

测试4.无排气系统

摘掉排气系统，排放气体导入和汽车分离的其他系统，将①中的发动机振动噪声、②中的管壁放射噪声、③中的排放气流噪声均去除。

根据以上四个阶段的测试数据，可以分别求得①、②、③及全体的贡献量。

图19-20 排气系统贡献量测试方法

第二节 气流噪声的评价和对策

根据传统的声学理论开展的消音器设计，可以解决发动机气缸内气体燃烧所引起的脉动噪声，但消音器内部结构非常复杂，因此而带来的紊乱气流噪声越来越明显，改善该乱流噪声已经成为一个课题。由于计算气流噪声的声能非常困难，一般都是采取试验手段来解决类似的问题。

图19-21 气流流速和气流噪声

消音器从构造上来分，大致可以分为（A）单纯膨胀型、（B）插入型、（C）喇叭口插入型、（D）多孔插入型和（E）多孔贯通型5种类型，接下来根据这些不同类型消音器的构造、降噪方法等加以详细介绍。

一、气流噪声的发生原理

为了解气流噪声的特性，用一台试验用的发动机，安装容积足够大的消音器，用来抑制排气脉动噪声，使高速气流流过供试验用的消音器。图19-21中列出的是带有消音器（2种）和不带消音器时气流噪声的测试结果。当没有消音器时，用一根直管代替。从测试结果中可知，当使用消音器时，噪声级别大幅增加，其幅度有随着排放气流的增加而急剧增加的倾向。有台架试验研究报告指出，排放气流和声压的关系，显示为6次方的比例关系。

图19-22显示的是有/无消音器时的噪声频率分析结果。有消音器时噪声增加的主要是500～10000Hz范围的高频成分，这些增加的部分和排放气流及内部构造有关。

为了掌握气流噪声的发生原，使用消音器的可视化模型加以研究。消音器内部的气流可视化方法有很多，如液体显影剂、含汽化油的烟雾、微粒金属粉等。在本例中，使用的是在炭灰中加入显影剂。试验装置如图19-23所示，使用的是与消音器构造相当、大小相同的塑料模型，产生气流的装置为大型吸入式鼓风机。气流的速度按照燃烧后的炭灰不落下为基准而设定。

图19-22 气流噪声频率成分

图19-23 可视化测试装置

表19-1 为本次测试用的消音器结构示意。

表19-1 试验用消音器结构

1.A型：单纯膨胀型

这种消音器从结构上来说气流噪声难以出现。图19-24为空腔长度对噪声的影响，不论消音器容积的大小，随着空腔长度的增加，消声效果也越好。图19-25为频率分析结果，可以看到随着空腔长度的减小，500～1000Hz附近的高频成分显著增加。

图19-24 空腔长度对噪声的影响

图19-25 空腔长度的影响（频率特性）

上述结论可以用图19-26中的可视化试验装置确认。主流线随着空腔长度变宽，从中心线位置向外扩散，流线分布扩大。在前进方向上脱离的粒子，分布在与前进方向呈直角的方向上，与镜板发生冲突而使其能量减少。另一方面，当空腔长度变短时，主流线的分布变窄，从主流线中脱离的粒子，仍然保持相同的前进方向和速度，与镜板冲突时能量会增加，从而产生较高的噪声。

图19-26 单纯膨胀型的气流

图19-27 带锥形镜面的效果

接下来继续调查当平面镜面换成锥形镜面时的气流情况。图19-27为调查结果。从图中可以看到，包含从主流线中心向外脱离的部分，在出口中心处有向内聚拢的倾向。图19-28为带锥形镜面时噪声降低效果。如同可视化调查中推测的结论，噪声降低效果显著。

2.B型：插入型

插入型消音器属于单纯膨胀型的一种，是改善声学性能非常有效的结构，但是，其插入长度对气流噪声的影响很大。图19-29为插入管间的间隔（L-l）对噪声的影响，结果显示，插入长度越大，即出入口之间的间隔越小，则噪声增大。即插入长度小对降噪有利。图19-30为改变插入长度时噪声的频率特性，仅仅因为有插入管，就会使高频成分即气流噪声增大。

图19-28 带锥形镜面的降噪效果

图19-29 出入口间隔的影响

图19-30 插入长度的影响

图19-31为插入长度变化时气流流动的变化。从中可知，插入长度越大则气流流速越低，在尾管入口处的气流冲突使噪声幅值增高。因此，插入型消音器易使气流噪声增大，是一种有缺陷的构造。

3.C型：带喇叭口的插入型

为了缓和尾管入口处的气流冲击、减小乱流，可以在尾管处使用一种带喇叭口形的插入管。图19-32是喇叭口处的曲率一定，改变其外径时噪声特性的变化。从结果中可知，随着外径的增大，高频成分减少。该结论也可以通过图19-33中的可视化实验得到确认。可以做出这样的结论，随着喇叭口形插入管的应用，气流的主流线变宽，乱流减少。

4.D型：多孔插入型

为了缓和尾管入口处的气流冲击，在入口处的插入管，将其前端封闭，并在其上开多处小孔。图19-34为多孔插入管的降噪效果。从噪声整体上来看，高频成分所占的比例大，在特定的条件下，因小孔而产生口哨声。图19-35为小孔的总面积一定，孔径对噪声的影响。当孔径减小时噪声有降低的趋势。

图19-36为多孔插入管在入口侧和出口侧两个方案时的气流可视化试验。不管是在哪里，只有在开口的末端处才产生气流。另外，还可以观察到气流的方向转换、复杂的流动等现象。

5.E型：多孔贯通型

这种类型的消音器一般作为共鸣消音器使用，因膨胀、收缩而减小气流的紊乱，但是经常会出现因小孔而产生的口哨声。

图19-37、图19-38分别为小孔直径、气流流速对噪声的影响。随着小孔直径的减小、流速的增加，口哨声的峰值向高频方向移动。在这个峰值中，含有尾管的共振成分在内，可以用下式计算出其频率。

图19-31 插入管的气流

图19-32 喇叭口外径的影响

图19-33 喇叭口管的气流

图19-34 多孔插入管的降噪效果

图19-35 小孔直径对噪声的影响

F=nc（1-M²）/2（l+Δl）（19-38）

式中，n为共振次数；c为音速；M为马赫数；l为尾管长度；Δl为开口部位修正值。

图19-36 多孔插入管的气流

图19-37 小孔直径对噪声的影响

图19-38 流速对噪声的影响

二、消音器优化设计

基于以上的讨论结果，为了降低气流噪声，选择最佳的消音器构造及相关参数，以达到最佳的消声效果，下面加以详细阐述。

●单纯膨胀型消音器：空腔越长越有利，如果短了，气流会与镜面发生冲击，此时锥形镜面比平面镜面有利。

●插入型消音器：插入长度增加会使气流噪声恶化，但会降低脉冲噪声。

●带喇叭口的插入型消音器：喇叭口直径增大时降噪效果好，气流的主流线平顺。

●多孔插入型消音器：小孔对降噪有效，小孔的直径越小越好。

●多孔贯通型消音器：因小孔而产生口哨声，孔径缩小会使口哨声的频率提高。

基于以上分析结果，以减小背压和增加消声效果为目的，进行多变量优化分析，开展消音器的优化设计。

图19-39为优化消音器内部构造的分析规划。每一步的实施项目和内容概要如下所示。

1.分析准备

选择消音器内部构造的具体位置作为优化目标，并收集数据。

2.多变量分析

以消音器的消声量和背压为目标函数，根据回归分析法进行求解，并据此决定能达成目标的最终构造、方案。

3.验证

根据回归分析所求得的最佳化消音器，在台架上测试其消声量，将测试结果反映到最终的方案设计上，并通过实车测试加以验证。图19-40为以降低气流噪声为目的的消音器内部结构设计。

图19-39 分析规划图

图19-40 降低气流噪声的消音器内部结构设计

着眼于气流噪声的产生原因，图19-41中选定了

7个设计参数。

X₁：出口管小孔直径

X₂：出口管小孔的开口率

X₃：内管小孔直径

X₄：内管的开口率

X₅：内管长度

X₆：第一室小孔位置

X₇：内管数目

最终的讨论结果如图19-42所示。

图19-41 消音器内部构造

图19-42 最优化消音器及预测值

如前所述，根据对统计结果的处理，基于各参数影响程度的实测数据，得到噪声级别和背压的实验公式。按照预测公式求得的消音器内部构造最佳方案制作试验样件，并进行台架试验，基本上达到了预期的消声量和背压目标，而这也证明了统计处理方法的有效性。

图19-43 排气温度对气流噪声的影响

图19-44 气流噪声频谱

接下来，介绍一个大型车的实车消音器测试实验。在实车上进行排气系统的噪声试验，可以同时考核包含排气脉冲、气流噪声以及温度的影响。在实车测试排气系统噪声时，需要克服的困难是排气温度变化的影响。图19-43为气流噪声与温度的关系。此时的气流噪声及放射噪声频谱如图19-44所示。气流噪声会随着温度的上升而增大，这是由于温度升高时排气流量增加而造成的。另外，温度上升时放射噪声呈现出下降的趋势，如图19-45、图19-46所示。

图19-45 前消音器放射噪声频谱

图19-46 主消音器放射噪声频谱

其次，介绍一下用排气系统试制样件所进行的试验结果。图19-47为试制样件的诸参数与气流噪声减衰量、背压的关系。

图19-47 气流噪声减衰量和背压的关系

表19-2中显示的是具有代表性的模型，针对降噪目标值的方案布置。模型Ⅰ为基准，容积为33.2L（试验用发动机排量的2.33倍），模型Ⅱ的消音器容积为61.5L，为基准的2倍，模型Ⅳ的容积为基准的3.7倍。

为了达到-8dB（A）的降噪目标，试验结果显示当容积为基准模型的2.7倍时效果最佳。

通过以上分析，降低排气系统气流噪声的对策，总结如下：

1）不使用消音器时的排气噪声频谱与白噪声非常接近，是全频范围内减衰效果理想的消音器构造。但是，在有限的空间内难以实现，在高频时有较好减衰效果的多孔分散型，或者在低频时效果好的扩张型，由这两者组合使用能达到更好的效果，而组合后的不足之处可以由共鸣型消音器补充。

2）关于气流噪声，要极力避免容易发生的因素，在采用扩张型消音器时，最好能采用出口端带喇叭口的插入管。采用多孔分散型消音器时，与隔离板的有无无关，要尽可能布置在消音器的前段。

表19-2 排气系统代表模型的性能

3）排气系统噪声中由其外壁向外放射的噪声所占的比例很大。排气气流的脉动对该放射噪声的影响显著，设置前消音器对降低该噪声非常有效。作为解决放射噪声的对策，包括阻断发动机振动向排气系统的传递以及隔音材料的应用，都在实际中证明是有效的，但是需要同时考虑零部件的耐久性、成本等。

4）对于排气背压，同消音器部分的压力损失相比，排气管部分所占的比例更大，增大排气管的直径、确保弯曲部位的曲率半径，是排气系统设计时需要考虑的重点。

第三节 大型车的排气噪声对策

在应对大型车排放噪声法规的过程中，明确各个噪声源的贡献量是十分重要的，而其中的排气噪声则是关键。为了降低排气噪声，各个汽车制造厂，包括排气系统零部件供应商，都在尽全力开展着各种研究，此处介绍一下这方面的成果。首先，为了明确排气噪声的发生原理，作为激励源的发动机振动和气流冲击对放射噪声和对气流噪声的影响程度，以及排气噪声的各个部位的贡献量加以详细调查。

图19-48 试验用排气系统

试验时使用的是一辆搭载V8发动机的大型车。为了分析贡献量，对排气噪声的激励源进行分离，对排气系统的各个部位发出的噪声加以调查。试验用的排气系统如图19-48所示。图19-49为贡献量的分析结果。在本案例中，可以知道作为激励源，发动机的贡献最大，作为排气系统噪声则放射噪声的贡献量最大。

作为排气系统噪声的解决方案，讨论一下排气系统的放射噪声和消音器的气流噪声。

1.排气管放射噪声

开展排气管的设计方案选择试验，对排气管直径、长度、排气管板厚的影响、排气管防振以及遮音材料的插入效果进行了调查。降低排气噪声最有效果的解决方案，是在排气管前端插入柔性管。该方案的放射噪声、声学灵敏度的测试结果如图19-50所示。基于该种改进方案，放射噪声的声学灵敏度降低了约7dB（A），降噪效果最好的频率范围是800Hz以上。

图19-49 贡献量分析结果

图19-50 放射噪声的灵敏度

2.消音器设计

表19-3中列出了27种供试验用的消音器样件，对放射噪声及气流噪声的效果进行了调查。

表19-3 试验用消音器

（续）

图19-51为调查结果。效果最好的方案是侧板设计成球面形状，在空腔内部布置1～3块隔板。图19-52为效果最好的消音器构造图。

将以上讨论的结果贯彻到设计方案中，通过样件制造及实车试验后的统计结果见表19-4。

关于大型货车的排气系统，掌握噪声的发生原理和各声源的贡献量，以排气管和消音器对策为主，并试制样件后通过实车试验，达到了车外通过噪声不高于83dB（A）的排放法规要求。本文中未提及的实际上的重量增加、成本增加、零部件的使用可靠性等方面性能要求，在采取噪声对策时也要一并考虑。

图19-51 放射噪声和气流噪声

表19-4 排气系统降噪案例

图19-52 试制消音器

第四节 排气系统CAE分析

在前面的章节中介绍过，由于排气系统是直接与发动机连接的，因此，发动机的振动会直接传递到排气系统，一方面引起排气系统自身的振动，从而在消音器等位置产生放射噪声，另一方面，振动会通过吊挂传递到车身，引起车身壁板的振动，当与车室内声腔模态耦合时，会引发严重的轰鸣噪声。排气系统过大的振动还会引发零部件的疲劳损坏。因此，控制排气系统的振动十分必要。

一、柔性连接

大多数轿车的动力装置采用横向布置，曲轴与排气系统的轴线是垂直的，曲轴旋转会引起排气系统的弯曲振动。由于排气系统是一个长而窄的结构，其垂向的弯曲刚度很低，因此沿着其轴向的弯曲振动幅值会非常大。弯曲振动通过吊挂传递到车体上的力通常比扭转振动传递的力大得多。因此，对于横向布置的动力装置，几乎都有柔性连接管。

而对于发动机纵向布置的车辆，由于发动机的输出转矩是与排气管方向平行的，难以激起排气管的弯曲振动，因此，发动机纵向布置的车辆一般没有柔性管。

发动机的振动被柔性管隔开，从而使得传递到冷端的振动变小。当然，如果柔性管太软，那么它两边的结构振动位移会很大，甚至会与周围的部件干涉。在六个自由度中，垂直方向的刚度和绕曲轴轴线的扭转刚度最重要。这两个刚度基本决定了传递到冷端的振动大小。

除了柔性管以外，球连接也是一种常用的连接方式。它是在两个管子之间放置一个钢球，两个管子可以绕着钢球旋转，进而可以减小发动机传递到排气管的振动。球连接只有三个旋转自由度，通过调节球连接的刚度，可以达到理想的隔振效果。球连接在技术上不如柔性管，但成本低。

二、排气系统CAE模型

排气系统结构复杂，零部件多，搭建CAE模型有一定的难度。为了保证分析结果的精度，在划分网格时要尽可能忠实地反映排气系统的真实结构。图19-53为某款车排气系统CAE模型。

图19-53 排气系统CAE

图19-54 动力总成模型

分析模型中，包括排气系统和动力装置。排气系统的模型需要详细划分。单元的基本尺寸为5mm，使用计算精度最高的壳体单元（SHELL）和六面体单元（HEX8）。消音器内部也一并做出，并给以相应的材料特性。螺栓孔周围做出同心圆，角焊用刚性单元RBE2连接，并保证节点垂直对应。

排气系统的分析模型中应该包含动力总成。动力装置用刚性梁、质量和弹簧模拟。它的质量和惯性矩放在质心上，用三个弹簧模拟发动机悬置。悬置的弹簧刚度需要使用详细的实际测量值，它对分析结果的影响很大。图19-54为动力总成模型示意图。动力总成一般是通过悬置和支架连接到车身上。为了提高分析的精度，可以用对地弹簧把车身的刚度也体现在模型中，而车身的刚度在不同的频率下具有不同的值，是一个随频率而变的动态值，为了简化分析，通常车身的刚度给定为3000N/mm。

三元催化器是将排放气体中的有害物，如一氧化物等，通过化学反应转化为无害气体，以减小对空气的污染。三元催化器内部结构复杂，包含多种物质，与通常使用的金属材料不同。其结构示意如图19-55所示。

建模时要尽可能把三元催化器内包含的物质都做出来。非金属部分是常用的化学催化剂，充满内部空腔，与内管壁是接触的，因此，在建模时，催化剂与内壁尺寸一致，保证节点一一对应，并耦合到一起，如图19-56所示。催化剂对振动系统的贡献主要是质量，其刚度的影响很小，因此，建模时给予材料的密度，使模型的重量与实际一致即可。而弹性模量很小，通常与橡胶材料相当。

图19-55 三元催化器结构

图19-56 三元催化器建模方法

图19-57为排气系统中常用的柔性波纹管，它相当于一个悬置，有六个自由度和相应的六个刚度，即三个方向的线性刚度和三个方向的扭转刚度。在建模时，通常用弹性单元CELAS模拟，如果没有刚度的实测值，可以使用推荐的参考刚度，如图19-58所示。

图19-57 波纹管

图19-58 波纹管的推荐刚度值

三、排气系统模态分析

排气系统连接发动机和车身，发动机的振动很容易通过排气系统传递到车身，引起车身各种NVH问题。在整车规划阶段，需要制定整车的模态分布表。其中很重要的一条就是排气系统的模态必须与发动机的激振频率和车体的主要模态避开，即模态解耦，否则振动耦合在一起会产生强烈的共振。这种问题如果发生在车辆投产及以后阶段，解决它需要花费大量的人力、物力。

排气系统的模态分析需要掌握几个主要模态：第一阶纵向弯曲模态、第一阶横向弯曲模态、第一阶扭转模态。这几个模态是最容易被发动机激励起来的。

模态分析采用有限元法。从计算的结果中可以找到几个主要的模态，并按照事先做好的模态规划目标对其进行评价。有不合格项时，需要对排气管的结构进行调整，以满足目标值。排气系统的模态规划应该遵循如下原则：

①与动力总成模态分离。

②与发动机发火阶次分离。

③与车身第一阶纵向弯曲模态分离。

④对于后驱、四驱（4WD）、全驱（AWD）车，与传动轴系统模态分离。

⑤尽量减小模态分布密度，以避免排气系统被轻易激励起来。

四、排气系统动力分析

排气系统动力分析就是分析传递到车体上的力。计算用的模型与模态分析时使用的模型相同。通过模态分析，已经确定了吊挂的位置，吊挂的弹簧刚度也已经确定。这个模型中包含两个边界条件：一个是车架，发动机通过悬置安装在其上面；另一个是地板，排气管通过吊挂及减振垫安装在其上。由于安装位置并不是完全的刚性，而是有一定的弹性，因此，这两处边界模拟成对地弹簧。

图19-59 吊挂模型

图19-60 吊挂传递力计算结果

施加到整个系统的力是发动机传来的，可以通过试验测得，或者通过有限元方法计算得到。这个力一般是转矩，施加到发动机的曲轴中心上。这样，动力总成的振动就通过排气系统及吊挂传递到车身，传递力通过上述方法可以计算得到。计算公式如式（19-39）所示。在计算结果中先输出主动侧和被动侧的加速度，经过两次积分后得到位移，再乘以吊挂的刚度，即得到传递力。对于轿车来说，这个力一般应该为2～10N，越高级的车越小。图19-59为吊挂的示意，图19-60为传递力计算结果。

式中，F为传递力；K为吊挂的动刚度；a_a为主动侧加速度；a_p为被动侧动刚度。

五、吊挂设计

1.吊挂位置选择

吊挂的位置可以通过自由模态分析，选择在排气系统的节点位置上。在工程上一般使用平均驱动自由度法（Average Driving DOF Displacement）来确定吊挂的位置。

排气系统利用CAE方法对悬挂点进行布置的实质是对所考虑的模态振型计权累加，它的理论依据是模态分析理论中的平均驱动自由度位移方法。它的原理和内容如下：假设单点激励，根据多自由度系统模态分析理论，响应点l和激励点P之间的频率响应函数为

式中，φ_lr是第l个测点，第r个模态振型系数；M_r和ξ_r分别是模态质量和模态阻尼比。如果激励力的频率为ω，则近似有

对于线性系统，位移响应的幅值和频率响应函数的幅值成正比，进一步假设振型以质量矩阵归一化，各阶模态阻尼近似相等，则

定义第j个自由度的平均驱动自由度位移为

ADDOFD（j）可以用来预测j自由度在一般激励情况下（在某个频率范围内的所有模态均被激发）的位移响应大小。本方法也常应用于模态试验中对实验模型要求较高的情况。如果仅仅测试一阶模态，则平均驱动自由度位移最小的点就位于该一阶模态的节点处。图19-61为ADDOFD的计算结果。

图19-61 ADDOFD计算结果

吊挂点要尽可能选择曲线的波谷处，这些点代表排气管模态节点比较集中位置，在振动时振幅和传递力小。

2.吊挂的刚度

吊挂的刚度系数影响传递到车身的力的大小，因此，还需要进一步做振动特性分析，以选择最优化的吊挂刚度系数，保证减振效果最好。

衡量吊挂的隔振效果用振动传递率。它代表排气系统的振动经过吊挂后的减衰程度，按照下式定义：

式中，T_dB为传递率；A_a为主动侧加速度（排气管侧）；A_p为被动侧加速度（车身侧）。

分析时，利用动力分析的模型，在发动机曲轴中心处施加上下方向的加速度，测量点为吊挂前后两点，输出为上下方向加速度。通常当传递率大于20dB时，这个吊挂被认为是满足使用要求的。图19-62是传递率计算结果。

排气系统主要的模态是垂向和横向弯曲，因此，在这两个方向上的振动传递较为严重。评价传递率时，也主要是评价这两个方向。计算的频率范围一般是200Hz以内，要求传递率的曲线要尽可能地分布在目标线以上，在整个频率范围内，峰值尽可能得少，即模态密度低。如果存在低于目标线的个别峰值，要查找产生的原因，采取优化措施。

图19-62 排气吊挂传递率计算结果

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都.朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 宰若修一ほか.消音器内で発生する気流音について[J].日野技報，1984（33）：78-83.

[5] 马大酞.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002.

[6] 太田道也ほか.大型車の排気系騒音対策[J].自動車技術，1984，38（12）：1422-1426.

[7] 平野友之ほか.大形車の排気騒音低减に関する研究[J].三菱重工技報，1977，（14）4：609-617.

[8] 倉田ほか.吸排気系の减音量の予測[J].自動車技術，1993，24（1）：98-103.

[9] 名取久.マフラー内部構造最適化による低騒音マフラーの開発[J].日野技報，1997（50）：23-30.

第二十章 转向系统NVH设计

第一节 转向盘摆振

车辆高速行驶时，有时会出现转向盘圆周方向上的摆动，引起手部的不适，严重时会影响驾驶人的操控。这种现象称为转向盘摆振（Shimmy）。

转向盘摆振是一种复杂的振动现象，它是由轮胎的不平衡激励引起的。由于轮胎尺寸、重量、刚度等的不均所引起的不平衡力矩，会通过轮胎、悬架传递到转向系统，引起车轮的横向振动、颤振（Flutter）和上下跳动（Tramp），而转向盘摆振是这三种振动模式综合作用的结果。

一、强迫振动引起的转向盘摆振

车轮的横向振动是引起转向盘摆振的因素之一，利用式x=x₀sinωt来表达车轴的横向振动。它是由悬架歪斜变形引起的车轴横振，原因是车轴系承受了周期性的变动外力。这个外力的一部分使车轴产生横向的振动，并不断地增加振动的运动能量。残余的力使轮胎和路面之间产生横向滑动，产生多余的摩擦力。在这个力的作用下，车轴产生横摆振动，横摆振动角为ϕ。这个横摆振动类似于车轮颤振，该振动和车轮的陀螺振动耦合，导致了车轮的不规则跳动。

车轮出现颤振现象的原因是路面左右两端不对称，给车轮提供了一个周期性冲击力，这个周期冲击力一旦和振动系的固有频率一致，将引起共振，出现明显的振动现象。

原因虽然简单，但是车轮和控制其方向的转向机构之间，振动传递的原因则十分复杂。如图20-1所示，前车轴通过悬架和转向机构中的各种杆件等弹性元件和车架连接在一起，组成了复杂的振动系统。

即使是在平坦路面上，轮胎和路面之间也经常存在滑动，引起附加的摩擦阻力。这种摩擦现象并非一成不变，在出现附加摩擦力时，也同时出现了自激振动源，使轮胎相对于车轮中心，或相对于车轴中心，存在一个不断变化的力矩。这也是引起前车轮颤振的主要原因。

图20-1 车轴及悬架的振动

即使不是共振状态，外力影响过大，也会产生较大的强迫振动。如上所述，转向摆振的原因是轮胎和路面之间的横向滑动，所以轮胎的横向弹性影响不可忽视。

图20-2 颤振及其波状现象

此外，轮胎质量不均匀，造成车轮几何尺寸的失圆。这些因素和波状路面的不整齐因素一样，都是轮胎不规则跳动并最终导致转向盘摆振的原因。假设左右车轮直径仅仅相差1/500，经过250次旋转，左右车轮将出现相位一致的上下跳动，车轮再经过250次旋转，左右车轮的不平衡部分上下相反，相位差达到了180°，这时作用在车轴上的最大强迫力，是使车轴产生颤振振动的力。如上所述，随着颤振强迫力的周期性大小变化，将产生起伏波状的振动现象，如图20-2所示。

上述不平衡车轮的转速，一旦和转向系颤振的固有频率一致，将产生明显的转向系颤振现象。然而，转向系的颤振和上述的起伏振动相比，周期相差极大。

为了防止出现转向盘摆振，应该避免和轮胎的陀螺振动耦合。最有效的手段如图20-3所示，将前轴分成左右两段，分别采用独立悬架支撑，这样能将车轴颤振降低到最小。虽然这样还不能达到完全隔断耦合振动，防止转向盘摆振，但也能大幅度地减少转向盘摆振发生的概率。

图20-3 独立悬架

大体来说，这种振动的周期和没有车轮陀螺振动耦合的周期相近。所以会和单纯的颤振多少有一些差异，原因在于车辆行驶速度不同，车轮的陀螺作用也有差异，另一个原因是，转向系中掺杂了转向零件的弹性影响。

引起转向盘摆振的强迫力随车速而变，在达到某车速之前，该强迫力逐渐增大，达到最大值之后，又随车速的增加而逐渐减小。所以当强迫激励达到最大值时，摆振的固有频率和车轮转速达到了一致，摆振幅度最大。这种振动的影响，在低车速行驶时是负的。因为低速行驶时，吸振作用较强。车辆试验结果表明，这个影响正负分界点在较低频率处很明显。随着车轮重量的增加，轮胎容易歪斜，振动频率将下降。采用低压轮胎、四轮制动，会导致前轮变重，转向摆振容易辨认。

分析上述现象时，采用了大量的假设，以便简化问题。尽管如此，问题依然显得十分复杂。在实际解决这类问题时，考虑到转向机构中存在弹性连接，又存在吸振隔振因素，一般通过实际驾驶车辆，调整这种振动的大小和相位差，力图降低振幅，这是解决问题的捷径。

二、自激振动引起的转向盘摆振

引起转向盘摆振的另一个主要原因是自激振动。自激振动是运动自身产生了使振动持续下去的周期激振力，所以，只要将运动停下来，这种周期激振力也自然地会消除掉。与此相反，强迫振动则不然，在强迫振动发生之前固然存在强迫激振力，有时，即使在强迫振动消除之后，强迫激振力也可能依然存在。这是和自激振动最大的差别。

自激振动力不断作用使振幅逐渐增大，这是自激振动的一个特征。有时自激作用还和吸振作用同时存在，结果使自激振动处于稳定的振动状态，这时的振动频率被称为固有频率。

图20-4 摩擦力和速度的关系

引起自激振动的典型代表是摩擦力。以小提琴的琴弦和琴弓为例。在琴弦和琴弓之间的摩擦是典型的干摩擦，摩擦特性可参见图20-4，随着摩擦速度的升高，摩擦力出现降低的倾向。琴弓在某一时间内一直是单向运动，而琴弦则出现前后振动。琴弦和琴弓摩擦时，在琴弦振动的前半周期内，琴弦和琴弓的动作是一致的，后半周期两者运动方向相反。和琴弓的一个方向振动相比，琴弦的振动速度较小，导致在前半周期内，摩擦速度小，后半周期的摩擦速度变大。

这样，琴弓摩擦琴弦的摩擦力，前半周期要比后半周期大得多。这也就是琴弦能持续保持振动的原动力。琴弦和琴弓重复如下的自激振动模式。在琴弦和琴弓摩擦力的作用下，随着用力地把琴弦拉向琴弓运动方向，之后，琴弦产生的复原力超过了摩擦力，琴弦急剧地反弹回去。由于反弹的作用，使琴弦和琴弓之间的相对摩擦速度变大，摩擦力变小，琴弦一方面承受极小的吸振力，另一方面朝向相反方向，反弹回到极端位置。在极端位置附近，琴弦的振动速度近似等于0，摩擦力增大，再次出现用力将琴弦拉向琴弓方向的作用。

图20-5 自励振动模型

下面考虑一下图20-5的振动模型。设质量为m的物体位于平面上，处于容易滑动的状态，将其通过弹簧c连接到固定壁上。因为自激振动，以v₀速度拉动物体，物体将一边振动，一边被拉向外力方向。

假设物体初速度为v₀，则物体的运动方程式可由下式给出。

若，上式可改写成下式

可以用x=Acosω₀t+x₀形式得到上式之解。将上述之解代入式（20-2），则有

初始值，即ω₀t=0时有

x₀=A+x₀（20-3）半周期之后，=0，这时可有ω₀t=π，则有

xπ=-A+x₀（20-4）

也就是说，物体的运动行程是从A+x₀点到-A+x₀，反复变化，两者之差为2A，这就是振动的振幅，振动中心为x₀，该位置和x=0位置相比，更靠近右侧。

以上的讨论条件是摩擦系数一定。一般而言，干摩擦的摩擦系数和摩擦速度有关，摩擦系数μ随摩擦速度增大而减小。

假设，摩擦速度v₀时的摩擦系数为μ₀，速度少许上升到v之后，摩擦系数为μ。

图20-6 摩擦系数的滑动速度特性

由图20-6可知，μ=μ₀-（v-v₀）tanβ。若物体的运动速度为，路面的滑动速度为v₀，则相对摩擦速度为两者之差，则有

将相对滑动速度带入到μ的计算式中，则有

将上述结果带入到式（20-1）中，得到下式。

由于振动中心为，以运动中心作为原点，可将运动方程式改写成下式。

为了求解上式，。

将这个假设值代入式（20-9）中，可以得到下式。

将上式分解成实部和虚部，分别求解，则有

所以行程x的计算式如下式所示。

x=e^λt（Asinωt+Bcosωt）（20-12）

设初始条件t=0时，x=0，则有B=0，

x=Ae^λtsinωt（20-13）

由于摩擦系数曲线的斜率为负值，根据式（20-6），tanβ的值为正值。

从而，由式（20-11）获得λt≥0，即x呈变大趋势。然而随着振幅逐渐增大，由于周期保持不变，振动速度最终要超过路面的滑动速度ν₀，这时，摩擦力作用方向将开始朝向相反方向，结果使运动方程式发生变化，如下式所示。

x=Ae^-λtsinωt（20-14）

随着时间的流逝，振幅开始逐渐变小（图20-7）。

图20-7 物体动态

上述说明，也适用于车辆的转向盘摆振（图20-8）。

图20-8 转向盘摆振与车辆行驶速度的关系

车辆在行驶速度较低的区间内，阻尼力作用较大，因而，转向盘摆振的振幅也不太大。随着行驶速度提高到一定车速，阻尼作用发生变化，向相反方向改变，即变向到助长振幅增加的方向，导致振幅急剧增大。

然而，和行驶速度相比，滑动速度增长得更快，车速继续升高，阻尼作用将再次出现，使转向盘摆振的振幅变小。如图20-8所示，随着车速升高，转向盘摆振振幅将沿着曲线H—A—F—E变化。反之，当车速逐渐下降，转向盘摆振振幅将沿着曲线E—F—G—B—D—H变化。

由上述分析可以看出，因为前车轮的前束设置不当，使轮胎的胎面和路面之间产生大的摩擦阻抗，结果导致了转向盘摆振。由这样的思路，就可以理解轮胎摩擦力是转向盘摆振的起因。

三、转向盘摆振和车轮陀螺作用的耦合

可以将转向盘摆振看成是车轴和车轮耦合运动的结果。图20-9中各符号的意义为：

I₀：车轮转动惯性矩。

I₁：围绕主销的车轮惯性矩。

I_e：前车轴惯性矩在通过车轴中点，且与车辆前进方向平行的水平轴上的当量惯性矩。

2πn：车轮角速度。

2πnI₀：车轮转动动量。

车轮转动惯量在承受颤振角速度作用下，就向旋转中的陀螺一样，即使其轴线水平，只要有一端支撑，陀螺的轴线依然可以缓慢地围绕垂直轴运动，这种运动可用来表示。

如图20-9所示，相互面对的左右车轮分别产生摆角θ₁和θ₂，这就是车轮无规则跳动的摆角。相对于跳动角θ₂的复原力矩，由于拉杆弹力c_e的作用，首先可以被看成等于c_el²_eθ，接下来再考虑到左右跳动角并不相等，必须考虑到转向垂臂（Pitman arm）弹性力c_s的影响。所以，第二个可以考虑的结果是，可以将因此引起的复原力矩看成等于c_sl²_s（θ₁-θ₂）。

图20-9 转向盘摆振与陀螺作用的耦合

此外，由于轮胎胎面的摩擦力直接作用在车轮上，在这个摩擦力的作用下，将引起复原力矩μθ₁。与μ有关的复原力矩系数中，存在两种成分：其一是与车轮转速成2次方关系的项，另一个是与转速无关的项。也就是：

μ=μ₀+μ₁（2πn）2（20-15）

这样，对于左侧车轮来说，其运动方程式为

对于右侧车轮来说，由于没有拉杆的弹性影响，下述的运动方程式成立。

如上所述，车轮跳动引起振动，振动又引起了陀螺作用力矩，以及轮胎与悬架的复原力矩，两种作用力矩组成了相对于车轴的复原力矩。因而，其运动方程可由下式表达。

其中，λ=c₁a²+c₂s²，c₁和c₂分别是悬架和轮胎的弹性系数。此外，s和a如图20-9所示，分别表示为，两车轮之间的轮距和左右悬架弹簧的中心距离。

若假设连杆和拉臂的刚度相当高，则有c_s=0，c₁=0。又假设θ₁=θ₂=θ，则式（20-16）和式（20-17）将成为同一形式，结果变成如下两个运动方程式。也就是说，相对于转向机构的振动，，

相对于车轴的振动，

为了求解上式，设陀螺作用有90°相位差，则有下式。

θ=θ₀cosωt及ϕ=ϕ₀sinωt将两个方程式组合在一起，则有

图20-10 车轮运动轨迹

因此，车轴中心的轨迹为椭圆。假设，l₀为主销到车轮中心的距离，s为车辙间距，如图20-10所示，这个椭圆的长轴和短轴分别为2ϕ₀s和2θ₀l₀。

接下来，将式（20-21）的关系代入到式（20-19）和式（20-20）中，可以获得如下条件。

将上式中的θ₀和ϕ₀消去，则可以得到下式。

上式的根分别为ω₁²和ω₂²，共计两项，通常是实数根，并且都取正值。

当然，只要车轮不旋转，就不会产生陀螺作用。若此时车轮依然产生颤振和无规则跳动，假设其圆周振动频率分别为ω_w，ω_e，由于此时2πn为0，将n=0代入到式（20-19）和式（20-20）中，可以得到下式。

上述方程式的解如下所示。

这时，由式（20-15）可知，μ=μ₀。

只要车轮不旋转，式（20-23）中的ω就不应该等于ω_w和ω_e。实际上，由于在车轮旋转过程中承受陀螺作用，ω值也和ω_w与ω_e很相近，尽管相近，依然会多少有一些差别。假设，，将这些假设值代入到式（20-23）中，经过换算，可以得到下式。

上式左边第1项和第2项相比小得多，可以省略掉，由此可以推导出下式。

同样方法，可以推导出下式。

将上述结果汇总成下式。

由上述结果可知，假设这种耦合振动的频率较高时设为ω₁，频率较低时设为ω₂，在耦合振动频率较高时，ω₁比车轮没有旋转的颤振频率ω_e还大。耦合振动频率较低时，ω₂比车轮的无规则跳动频率ω_w还低。

下面再讨论一下摆动角比率。由式（20-22）可知，

假设，上式中ω=ω_e，这相当于出现车轮颤振，则有

同样，

在该式中，若ω=ω_w，这相当于出现了车轮无规则跳动，则有

由上述结果可知，ρ和ρ′经常符号相反。

下面再讨论一下强迫振动。

对于强迫振动，只要在式（20-1）、式（20-2）的右边，加入强迫振动的强制转矩项即可。如上所述，所加的强制转矩周期（频率），必然和上述某一个耦合自激振动周期（频率）相等，因而引起共振，产生明显的振动感觉。

现以一个特殊状态为例，例如假设ω_e=ω_w。可由式（20-23）得到下式。

其中，为求解振幅比，对于车轮的颤振，将式（20-34）的关系代入到式（20-31）中，可得

对于车轮无规则跳动，可将式（20-34）的关系代入到式（20-33）中，可得

对于像这种随车辆行驶速度而产生的强制外力，应当用车轮转速的周期来观察更为妥当。因而，用式（20-29）求得的两个圆周振动频率ω₁和ω₂除以2π求得相对应的转速，若车辆前轮转速和这个转速一致时，将引起共振。

四、实车分析案例

转向系统的振动，受支撑部位刚度的影响，会引起上下、左右振动和转向盘旋转方向的振动。上下、左右方向的振动称为抖动，圆周方向的振动称为摆振，二者之间是有一定的联系的。

在受转向管柱及转向盘的弹性振动影响较小的低频范围内，抖动和摆振很难出现耦合，可以分别用简单的弹簧-质量模型来描述。上下、左右方向的振动主要受车身侧的转向系统支撑部位刚度影响，转向系统各部位刚度的影响较小。因此，此处不对其详细说明。下面主要介绍圆周方向的摆振。图20-11为转向系统的旋转方向振动模型。如图所示，转向盘和簧下质量可以用旋转方向的2自由度模型来模拟。

图20-11 转向系统的旋转方向振动模型

此时的运动方程如下所示：

式中，。转向系统的固有频率可以用下式求得：

进一步分析发现，摆振等现象并不仅仅是转向系统的旋转振动，还与悬架系统的振动相关，因此，必须考虑悬架系统和转向系统的耦合振动。图20-12为分析用的模型。

图20-12 悬架/转向系统旋转方向振动模型

五、转向盘摆振对策

如上所述，摆振表面上是转向盘在圆周方向上的旋转振动，相对于在实车上所表现出来的振动形态，可以分为以下三种类型：

①颤振：主要是因为车轮的不平衡而产生的操舵轮绕主销轴中心旋转方向的强制振动。

②颤动：轮胎的变形及横向滑动而产生的操舵轮绕主销轴中心旋转方向的自励振动。

③摆振：左右车轮反相的上下、前后振动和颤振的耦合自励振动。

另外，根据车速的不同，还可以分为低速摆振和高速摆振两种。低速摆振是指①颤振，高速摆振是指②颤动和③摆振。

1.低速摆振

●在20～60km/h较低车速时发生。

●激振力为路面的凸凹不平、轮胎的旋转不平衡及制动力等。

●振幅非常大。

●通常伴随簧下横向振动和颠簸（左右车轮反相跳动现象）振动。

●轮胎气压越低越容易发生。

●操舵系统的摩擦力小或者间隙大时更易发生。

●操舵系统的固有振动频率附近振动更激烈。

2.高速摆振

●主要激振力是车轮的静不平衡和动不平衡，除此以外，还包括轮毂、盘式车轮的偏心、侧倾和轮胎的不均性等。

●变速器的刚度越大，所发生的车速越高。

●轮胎旋转1次振动在10Hz和20～30Hz附近有两个峰值：

10Hz附近：与转向系统的刚度和惯性矩所决定的固有振动频率一致。

20～30Hz：悬架系统的上下、前后振动及其耦合。

●振幅非常小。

●在比较小的车速范围内发生明显。

●有偏磨的轮胎及压力低的轮胎振幅大。

最后，对于转向盘摆振的对策总结如下：

①降低激励。改善车轮的静、动不平衡和轮胎的不均性。

②轮胎特性。

●提高轮胎横向刚度、侧偏刚度，减小自定位转矩，保证轮胎内气压正常。

●避免使用有偏磨和气压低的轮胎。

●前轮的分担载荷。

③转向系统。

●减小转向系统的间隙，提高整体刚度。

●适当增加主销轴附近的阻尼和摩擦。

●适当增加转向盘的惯性矩。

④悬架系统。

●增大减振器的减衰力，减小主销后倾角、转向节主销纵偏距。

●增加前后刚度、减衰，减小前后、上下振动产生的束角和外倾角变化，控制转向系统的模态以减小干涉。

第二节 甩摆

甩摆（wandering）是指当车辆在左右不平的道路上行驶时，所产生的车辆摇摆现象。特别是使用子午线轮胎后，在铺装路面上的车辙内，车辆的甩摆现象更为严重。为了解决这个问题，需要对包含轮胎在内的悬架特性加以调校。甩摆虽然以路面上的车辙等为主要激励源，也和驾驶者的驾驶习惯有关，因此，需要从汽车本身以及驾驶者两方面入手。

首先搭建甩摆分析用的模拟模型，以降低甩摆现象为出发点研究理想的轮胎特性。以下为主要的分析结果总结。

●小型车进入不匹配的车辙时，例如车辙为大型货车形成的。

→●车轮进入车辙，横向滑动和横摆同时发生。

→●虽然采取了回舵操作，但是车辆反应延迟。

→●发生侧倾，引起左右车轮重量变动，助长横摆。

→●回舵操作和车辆举动耦合。

→●发生横摆和侧倾，出现甩摆现象。

为了掌握上述现象的发生原因和影响因素，首先，使用驶入车辙的轮胎和驾驶人模型进行模拟分析，分析用的模型如图20-13所示。

分析模型由①路面形状（车辙路）、②轮胎受到的路面激励、③驾驶人三部分组成。①为从车辙路的截面图计算出路面倾斜角数据的模型；②为相对于路面的倾斜角，根据重力和轮胎特性计算出轮胎受到的外力的模型；③为相对于目标行驶轨迹，可以求出驾驶人回舵操作的模型。

图20-14为模拟结果和试验结果的对比，两组数据几乎是一致的。利用模拟模型，可以开展理论上的研究。

图20-13 甩摆原理和模拟模型

图20-14 模拟结果与试验结果的对比

图20-15为轮距与甩摆发生程度之间的关系。纵轴表示车辆甩动的大小横摆率积分值，可以认为是解决甩摆大小的有效对策。其结果显示甩摆有在特定的轮距时变大的倾向。图20-16为甩摆与轴距之间的关系，轴距越大则甩摆越小。

其次，再看一下代表轮胎特性的一些因素的影响。图20-17为外倾刚度和侧倾刚度的影响。对于外倾刚度，如果其前侧增加，或者后侧的侧倾刚度增加，有抑制甩摆现象的效果。

当横摆发生时，驾驶人会采取回舵操作，但是由于转向系统的间隙等特性的影响，车辆在响应之前会有一个时间上的延迟。因此，如果车辆响应过早的话，驾驶人的操作有可能助长甩摆的发生，另一方面，如果车辆的响应延迟过大，甩摆问题又难以控制。

基于以上的分析，甩摆的发生涉及多方面的因素，可以通过试验手段对这些影响因素加以研讨，并采取最合理的方案。

图20-15 轮距的影响

图20-16 轴距的影响

图20-17 轮胎的影响

第三节 转向助力器

一、设计思路

为了提高车辆的操纵稳定性，需要对驾驶人的操舵动作、路面的凸凹不平、风速等外界激励的车辆响应性能进行细致的分析。同时，考虑车辆高速化和高龄驾驶人生理的特点，对转向助力器的要求项目越来越多。而作为最佳的解决方案之一，电子控制的转向助力器已经得到了越来越广泛的发展。

调查结果显示，货车的操舵响应同乘用车相比，横摆的相位延迟（时间延迟）要更大一些。对光和声音的反应因年龄、性别有着很大的差别，而操舵动作是以视觉信息为主要先决条件的，可以推断这是产生响应差别的主要原因。因此，为了提高操舵响应性能，并缩小年龄、性别而产生的差距，有必要减小相对于操舵响应的时间延迟。

二、响应延迟发生的原因和改善方法

图20-18为乘用车、货车、巴士关于操舵时横摆率响应时间的延迟量的对比。从图中可知，货车、巴士的响应延迟要比乘用车大。对于该种现象的发生原因及解决方案开展必要的研讨。

图20-18 横摆率响应延迟

图20-19 延迟的贡献量

图20-20 车辆模型

图20-19为货车相对于操舵力的横摆率的响应延迟量的调查案例。调查结果显示，从操舵动作开始到车辆的前进路线产生变化所经历的时间延迟，其中转向系统的时间延迟约占全体的60%，因此，应该把改善转向系统的性能作为重点。

以前的分析结果显示，如果缩小相位延迟，横摆率的幅值会增大，转向盘和前轮之间的机械连接部分有可能会产生断裂，造成安全上的问题。因此，以构造的具体化为目标，同时保证横摆率的增幅在可接受的范围内，寻求减小相位延迟的新技术，还能保证机械连接部分不断裂。使用转向系统的模拟模型进行分析。

图20-20为车辆的模拟模型，图20-21为转向系统的模拟模型。

图20-22为使用上述模型的模拟结果和实验结果的对比。本案例中，货车以100km/h的速度行驶，对施加操舵力后所发生的操舵角、转向助力器的油压、前轮实舵角以及横摆率的时域结果进行了对比。

从结果中可以看到，转向助力器产生油压，相对于在转向盘辐条部位施加的操舵力，有0.1～0.2s的时间延迟。

图20-21 转向系统模型

图20-22 模拟结果和试验结果的比较（100km/h）

为了消除这个时间延迟，需要在获得操舵信号的同时，油压即刻上升，检测到施加在转向盘上的操舵力之后，在机械系统反应之前向转向助力器提供液压油，使前轮开始动作。基于该结论而试制的改良后的转向助力器装车试验后，验证了操舵响应性能得到了预期的提高。

作为参考，介绍一下转向盘旋转刚度对操舵响应性能的贡献量计算案例。计算结果显示，转向盘旋转刚度约有50%的贡献量，如图20-23所示。

图20-23 各部位刚度对操舵响应的贡献量

第四节 转向系统CAE分析

车辆在行驶过程中，驾驶人的手始终是与转向盘接触的。转向系统所发生的各种振动问题，如前面所提及的转向盘的抖动、摆振，都会被驾驶人敏感地感觉到。另外，由于转向系统而发生的车身的甩摆问题，也会对车内乘员产生不良的影响。因此，在汽车设计和制造过程中，需要对转向系统进行详细的分析和调校，保证车辆良好的操纵性能。

CAE方法已经介入到汽车开发的各个阶段、各个系统，已经被证明是一种有效的辅助手段。本节介绍CAE方法在转向系统设计中的应用，以提高转向系统的刚度、模态等性能。

一、转向系统CAE模型

转向系统的CAE模型包括系统级和零部件级两种。系统级模型是指转向系统总成，如图20-24所示。零部件级模型是指转向盘、转向柱、转向管梁等部分，如图20-25～图20-27所示。

图20-27中的管梁虽然不是转向系统中的零部件，但是由于转向系统要直接安装在其上面，所以，管梁的刚度对转向系统的性能有着明显、重要的影响。因此，在转向系统的分析和优化过程中，管梁是必不可少的一部分。

图20-24 转向系统全图

图20-25 转向盘模型

图20-26 转向柱模型

图20-27 转向管梁模型

模型的准确度是分析结果精度的保证。在划分网格时，要尽最大可能反映出零部件的物理特性。零件上的一些孔洞、圆角要仔细处理。由于转向盘的结构复杂，通常是铝镁合金的铸件，还包括一些树脂外皮，以及一些电器附件，如安全气囊、点火钥匙锁等，都属于形状不规则零件。单元尺寸要尽可能小，但是由于转向系统模型最终还可能装配到整车模型中，开展其他项目的分析，因此，对转向系统模型的单元数目要控制，不能太多，否则会大大增加计算时间。

转向盘的骨架部分由于形状不规则，难以用壳单元模拟，一般选用计算精度高的六面体单元。为了减小建模的难度，预先需要对一些细小部分做一下处理，如圆角、铸造工艺圆台等，这样既能减少建模时间，还能保证计算精度。

转向系统中的一些电器附件，如安全气囊、点火钥匙锁等零件，由于形状不规则，真实地搭建出有限元模型非常困难，而这些零件对系统的贡献主要是质量，刚度的影响非常小，因此，这些零部件通常使用集中质量单元（CONM2）模拟，将质量置于零件的几何重心上，并附以实际重量和转动惯量，并通过刚性或柔性单元连接到系统上。

转向系统总成模型就是将上述的零部件组装在一起。各部分之间的连接方式各不相同，有螺栓连接、焊接、铆接和弹性连接等。螺栓通常用刚性单元RBE2模拟，并约束单元的1～6自由度。焊接和铆接可以用CWELD单元模拟，它比RBE2能更加准确地反映出零件间的连接关系，还不会在连接的局部造成刚度过大的问题。而弹性连接一般是指零件间有减振零件，如弹簧、橡胶垫等。此时，可以用弹性单元CELAS模拟，它可以同时输入六个方向上的刚度系数，可以真实地反映出零件间的弹性接触。

模型划分和组装完成后，要对模型进行详细的检查。检查时要遵循一定的标准，以下为检查模型时需要注意的地方。

1）是否少零件、多零件。

2）单元质量，如单元的尺寸、壳单元的内角、长短边比、平面翘曲角和实体单元的变形等。

3）没有重复节点和单元。

4）没有未连接件。

5）刚性单元RBE没有自由端，且不形成环路。

6）弹簧单元匹配了局部坐标系。

7）所有的单元都有材料属性（除弹性单元外）。

8）壳单元的料厚是否正确。

9）转向盘的重量和转动惯量是否正确。

以上参数会影响计算结果的精度，有时还会使软件出错，无法完成计算。

二、转向系统CAE分析内容

转向系统的分析主要是指模态分析。转向系统作为重要的NVH子系统，在整车模态规划时需要制定其性能指标，如转向盘的模态。对于一般的乘用车来说，转向盘的模态要求不低于35Hz，这样才能保证转向盘不会轻易地被激励起来。为了保证这个总体目标，需要将其分解到转向系统的各个零部件，制定零部件级别的子目标，见表20-1。

表20-1 转向系统模态分解

有时还会进行刚度分析，如转向管梁的刚度分析。为了保证转向盘的模态，管梁需具有一定的刚度。

整车级别中涉及转向系统的分析内容包括转向盘的振动灵敏度分析。在悬置、悬架等安装点施加激励，计算转向盘上端、左端及右端的振动响应，以此来评价转向盘对车身各处激励的振动响应。

图20-28为发动机左悬置车身侧安装点以单位力激励时，转向盘上端（12时位置）的加速度响应，计算结果包括X、Y、Z三个方向，应该满足先期制定好的目标值。如有不合格项，则需要通过详细分析以查找原因，并根据具体问题制定优化方案。

图20-28 转向盘上端的加速度响应

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 黄金陵.汽车车身设计[M].北京：机械工业出版社，2007.

[5] 张永昌.MSC.Nastran有限元分析理论基础与应用[M].北京：科学出版社，2004.

[6] 李增刚.Nastran快速入门与实例[M].北京：国防工业出版社，2007.

[7] 杨剑.新编MD Nastran有限元实例教程[M].北京：机械工业出版社，2008.

第二十一章 车身NVH设计

第一节 车身结构设计

汽车是人们日常生活中必不可少的交通工具，追求低噪声化是永远的课题。作为汽车的主要构成部件，薄壁板件的结构振动对车内噪声有着重要的影响。板厚变更、加强板、加强筋以及阻尼材料，是人们经常使用的减振降噪方法。但是，车内噪声是车身结构与车内空气之间复杂的耦合共振产生的，如何才能达到最佳降噪效果，却不是一件容易的事。设计者追求使用最少的材料、最低的重量以达到最优的性能，而做到这一点，需要以精确的计算为前提，否则，不但达不到目的，还有可能使现有的问题恶化，产生负面效果，或者出现新的问题。

一、车身刚度

汽车在使用过程中要承受扭转、弯曲等多种载荷的作用。如果车身刚度不足，在日常的使用过程中，可能造成车厢密封不严以至漏风、渗雨以及内饰脱落等现象发生。在发生碰撞时也可能会引起车身的门框、窗框、发动机舱盖和行李箱开口等处的变形过大，从而导致车门卡死、玻璃破碎等不符合汽车安全法规的现象发生。如果车身刚度设计不合理，车身会很容易被激励起来。某些部位在低频范围内产生局部共振，进而引起车室内的空气共鸣。

车身的整体刚度包括弯曲刚度和扭转刚度，局部刚度是指车身的关键接头位置刚度和前纵梁横向刚度。在产品开发阶段，对每一项都要设定目标，新产品以达成目标为目的开展设计和优化，同时还要兼顾重量、制造工艺性、安全性和耐久强度等性能。

1.弯曲刚度

弯曲刚度目标值来自于经验值和标杆车的对比，和车身的长度、重量等参数相关。弯曲刚度测试一般是在白车身上进行的，无论是标杆车研究，还是样车的试验验证，都离不开测试。测试应该在专用的试验台架上进行，对车身的加载和约束都要按照既定的试验规范。图21-1为白车身弯曲刚度试验示意。

首先要对车身加以约束，一般选取减振器中心支座处，为此，需要制作专门的工装夹具。测量点一般选取在车身纵梁上，按照一定的间隔取点，有时还要选取门槛梁上的点作为参考。另外，还要测试车门、车窗等处在试验过程中的变形量，如图21-2所示。加载要保证均匀，一般是在前排座椅处放置一定重量的沙袋，然后在沙袋上施加向下的压力。

测试得到的数据经过处理后，得到车身的弯曲刚度和车门、车窗等处的变形。图21-3为弯曲刚度计算示意。计算公式为

式中，EI为车身的弯曲刚度（MN·m²）；W为载荷（N）；a、b分别为前车轴中心、后车轴中心至加载点的距离（m），二者的和为车距；δ为加载点的位移（m）。

式（21-1）的弯曲刚度计算方法考虑到了轴距的影响，这样有利于对各种车身的刚度进行对比。

图21-1 白车身弯曲刚度测试

图21-2 车窗变形测试

图21-3 弯曲刚度计算

图21-4 PS41白车身弯曲刚度设定

新车型开发过程中，需要先期设定弯曲刚度的目标值。图21-4为一款车型的目标设定案例。在参考多个车型的白车身弯曲刚度测试结果的基础上，以轴距为参考点，选取新开发车型的弯曲刚度目标值为4.8MN·m²。

2.扭转刚度

扭转刚度和弯曲刚度一样，都是从整体上衡量车身刚度的指标。与弯曲刚度测试不同的是约束方式和加载方式。一般要约束住后减振器中心，在前振器中心上施加两个方向相反的载荷。数据后处理示意如图21-5所示，扭转刚度计算为

式中，GL为扭转刚度（MN·m²/rad）；F为力（N）；t_r为加力点间的距离（m）；L为轮距（m）；θ为转角（rad）。

新车型开发过程中，需要先期设定扭转刚度目标值。图21-6为一款车型的目标设定案例。在参考多个车型的白车身弯曲刚度测试结果的基础上，以轴距为参考点，选取新开发车型的扭转刚度目标值为2.9MN·m²/rad。

图21-5 扭转刚度计算

图21-6 PS41白车身扭转刚度设定

3.接头刚度

车身是由地板、顶盖、前围板和侧围等部分组成的。各部分连接之处称为接头，对车身刚度影响很大，在车身设计时，需要重点考虑，如图21-7所示。

图21-7 车身主要接头位置

测试接头刚度时，按照规范要求截取部分结构，在边界处固定住，然后施加载荷，如图21-8所示。测试点为施加载荷点，测试结果如图21-9所示。

图21-8 接头刚度测试

图21-9 测试结果

测试工况分三个，X、Y、Z三个方向分别加载，并测试相应方向的位移，最终得到三个方向上的刚度值。为了保证测试精度，测试位置一般选取三个以上，取多个结果的平均值。

4.横向刚度

车身的横向刚度对车身的操纵稳定性影响很大，在遇到斜坡路或者车辆在弯道上行驶时，如果车身横向刚度不足，会使车身在某些极限工况下车轮脱离地面，或者产生侧滑。而车身横向刚度最薄弱的部位通常位于前纵梁处，因此，车身设计时需要重点考虑，一般是用前减振器中心间的刚度来衡量。测试时和弯曲刚度一样，只不过加载方向为横向，加载位置为前纵梁的最前端。

二、车身模态

模态是结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。分析过程如果是由有限元计算的方法取得的，则称为计算模态分析；如果通过试验将采集的系统输入与输出信号经过参数识别获得模态参数，称为试验模态分析。振动模态是弹性结构的固有的、整体的特性。如果通过模态分析方法弄清楚了结构体在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就可能预测结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下的实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备故障诊断的重要方法。

按照模态所涉及的范围，车身模态可以分为整体模态和局部模态。按照模态主体类型，可以分为结构模态和声学模态。下面分别加以阐述。

1.结构模态

汽车是由薄壁板件构成的结构体，存在着整体模态和局部模态。整体模态包括弯曲模态和扭转模态，而弯曲模态又分为垂向、横向弯曲模态。局部模态多发生在面积较大的板件上，如地板、顶盖、侧围等，这些地方局部模态一般较高，振动能量大，与车厢内声腔模态耦合时也会造成较大的声压，是需要重点关注的内容。

从整车到每一个零部件，都有其固有的模态，而需要重点关注的则各有不同。在整车设计过程中，需要详细规划整车的模态分布，对于相互连接、相互影响的系统，要保证模态分离。例如，排气系统是与车身连接的，那么排气系统的横向、垂向弯曲模态必须与车身纵向弯曲模态分开。车身、排气系统、转向系统等的主要模态与发动机怠速激励也要分离。

模态规划表在汽车开发过程中用来控制整车及各系统模态分布，指导各个系统的设计，并调节各系统之间的相互关系，有着非常重要的作用。整车模态规划表见表21-1。

2.声腔模态

汽车内部是由车身壁板围成的一个封闭空间，充满空气，同任何结构系统一样，它拥有模态频率和模态振型，即声腔模态。声腔模态不同于结构模态的以位移分布为特征，而是以压力分布来衡量的。声腔模态频率是声学共鸣频率，在该频率处车内空腔产生声学共鸣，压力被放大。声波在某一声学模态频率下，在车内空腔传播时，入射波与空腔边界形成的反射波相互叠加或者相互抵消，从而在不同位置产生不同的声压。

汽车内部声腔模态因尺寸、空间容积等而不同。轿车的第一阶声腔模态一般为40～80Hz，而MPV车、微型车和SUV车则要低一些。并且声腔模态与频率立方成正比，模态密度随着频率的增加急剧增加，而我们重点关注的声腔模态一般是在200Hz以内的。

表21-1 整车模态规划表

对于长方形空间内密封的空气，其声学模态可以用式（21-3）估算

式中，c为声速；A、B、C为阶次系数，等于1，2，3，…；l、m、n为空间尺寸。例如，对于一辆家用乘用车，车厢的最长声学尺寸就是驾驶人搁脚板和后风窗玻璃之间的距离，约为2.5m。因此，车厢内最低频率的声学模态（1，0，0模态，也称为纵向模态，此时a=1，b=0，c=0）为69Hz，最大声压有两处，为搁脚板和后风窗处，为模态反节点，最小声压出现在车身的中间位置，为模态节点。

除了车厢内部密闭空间的声腔模态外，还有一些局部的声腔模态需要关注。例如，纵梁内部的空腔、A柱、B柱等处的空腔。这些空腔内部也是充满空气的，在某些频率下存在模态，很容易被结构振动激励起来，有时还可能产生高频噪声，类似于口哨声。解决这类噪声，首先是难以定位，通常很难查到问题的根源。解决起来也困难，对于成型的车身结构难以采取优化措施。最有效的方法是封堵法，如在车身的结构空腔内注射泡沫材料，固化后能将空腔密封住。同时，由于泡沫材料密度低，强度高，一点点的重量增加就能达到很好的隔声效果，还能提高车身局部刚度和强度，近年来已经得到了广泛的应用。图21-10为车身结构上可以使用泡沫材料的位置。

图21-10 结构增强及声学控制泡沫

图21-11 轮胎内声腔模态

在上述位置使用泡沫材料后，可以：

1）提高冲撞性能（最高可至40%侵入变形减少）。

2）减轻车重（1kg Betafoam^TM相当于4kg原车材料）。

3）噪声降低1～5dB。

4）减少空气和水的泄漏。

5）无需制造模具，可以快速成型。

轮胎内也存在着密封的空气，对路面噪声有着很大的影响。轮胎的第一阶声腔模态一般出现在240Hz附近。当路面或者轮胎本身的激励接近这一模态时，会被无限度放大，被放大后的激励进而向车身传递，引发各种NVH问题。轮胎内的声腔模态如图21-11所示。

三、车身灵敏度

车身是噪声与振动的传递通道，各种噪声与振动都会通过车身传入到车室内。衡量车身结构振动和噪声特性的常用指标是车身振动和声学灵敏度。在车身设计时，结构振动的灵敏度非常重要。与车身相连接的系统要尽可能地安装在车身灵敏度低的地方。灵敏度是指结构体在受到激励时所输出的响应，如位移、速度、加速度和应力等。好的车身设计对各种激励的灵敏度低，即激励所引起的振动和噪声响应低。通常用关键点动刚度、振动灵敏度、声学灵敏度等几个指标来评价车身设计的优劣。

1.动刚度（Input Point Inertance，IPI）

车身所受到的激励主要来自于三个方面：动力总成、路面、空气摩擦。动力总成在工作过程中，惯性质量所产生的惯性力和缸内气体爆发产生的倾覆力矩，使动力总成本身产生种种方式的振动，并通过悬置系统向车身传递。路面的凸凹不平所产生的激励，通过轮胎、悬架系统向车身传递。动力总成和悬架系统通过悬置等隔振零部件安装在车身上，所对应的车身上的安装点称为车身硬点（Hard Point），这些点是车身的主要受力点，主要包括动力总成安装点、悬架安装点、排气吊挂安装点等，如图21-12所示。

图21-12 车身硬点分布

在汽车设计时，需要选择硬点的位置，原则是硬点的动刚度高，即在一定的频率范围内，所选择的硬点位置在受到外激励时响应要低，即动刚度要高。

2.振动灵敏度（Vibration Trans-fer Function，VTF）

振动灵敏度是指当车身某处受到激励时，车身上的点，如转向盘、座椅导轨、地板等与肢体接触部位的振动响应，一般用加速度输出表示。除此之外，车身上还有一些对振动要求敏感的位置，如ECU、传感器等重要零部件，要求在车辆行驶过程中，不要受到过大的激励，以免影响系统的正常工作。在车辆开发时应该设定振动灵敏度目标，在设计阶段主要依靠CAE方法，保证车身各点振动灵敏度满足目标要求，样车制造出来后要通过试验加以验证。车身不同的部位对振动的要求是不一样的，如地板、座椅等处的要求要严格一些，一般要求这些位置的振动响应不高于0.1m/s²，而转向盘由于传递路径长、刚度低，很难达到同样的指标，因此，可以适当放宽些，通常要求转向盘的振动不高于0.3m/s²。这样的振动一般很难感受到，不会使驾驶者产生不适的感觉。

加速度是个矢量，有不同的方向区别。在设定车身的振动灵敏度目标时，要标明方向。有的位置需要对三个方向的振动均加以限制，而有的位置只限制某个方向，如排气吊挂的激励主要是横向和纵向，因此只对这两个方向设定目标，而对激励较小的前后方向不作要求。

3.声学灵敏度（Noise Transfer Function，NTF）

声学灵敏度是指当车身某处受到激励时，车厢内某点，如驾驶人耳旁、后排乘员耳旁等处的噪声响应，一般指声压。在车辆开发时应该设定声学灵敏度目标，在设计阶段主要依靠CAE方法，保证车身各点声学灵敏度满足目标要求，样车制造出来后要通过试验加以验证。车身的声学灵敏度目标因车型和具体位置而不同。车辆越高级则目标越严格，如中级车一般要求不高于55dB，即单位激励作用到车身上，车内乘员附近测量到的声压级应该低于55dB。而车身上各点所受到的激励是不同的，一般动力总成悬置安装点受到的激励要大，排气吊挂点的激励要小，一般小于5N，甚至更低。因此，排气吊挂安装点的声学灵敏度可以适当放宽，如不高于60dB。

声压是标量，没有方向之分。当车身某点受到X、Y、Z三个方向的激励时，响应点的声压应该是这三个方向激励所产生的响应的和。在测试或者CAE分析时，可以按照激励的方向来分别评价，也可以对三个方向的响应求和后再评价。

第二节 车身阻尼

在车身上使用阻尼材料是控制100～500Hz频率范围内噪声的最有效措施，它可以降低100～500Hz频率范围内的车身声学敏感度，特别是在共振处。阻尼材料还可以同其他的吸声处理方式联合起来，起到降噪作用。如发动机振动不仅通过悬置、管路和线束传递给防火墙，声压同样会引起防火墙的振动，约束层防火墙可以降低发动机噪声3～4dB。在车身以下几个部位使用阻尼材料，还可以有效降低路面噪声：

①地板。增加地板阻尼可以减少100～300Hz频率范围内的路面噪声。将地板上的加强筋抹去，降低地板刚度，并对地板涂树脂材料可以取得较好的效果。但这样处理在某些频率范围内或某些工况下会引起其他NVH问题。

②行李箱壁。丰田LS400用层压钢板作为乘员舱与行李箱舱之间的隔板来降低路面噪声。

③后轮罩。后轮罩上常用夹层阻尼材料来降低路面噪声，同时可以减小水花飞溅引起的噪声。

④车门。在车门上运用层压钢板可以降低车门关闭噪声。使用阻尼材料时，应以重量和费用最小为优化目标，并保证板件的刚度和制造工艺性，从而获得较为理想的阻尼。

一、车身灵敏度、模态和阻尼

通过在车身板件上使用阻尼材料，可以降低共振频率的峰值，从而降低车身对输入力的灵敏度，如图21-13所示。阻尼对车身灵敏度的影响受材料的阻尼水平和具体模态振型等因素制约。

共振模态由于存储了能量使车身灵敏度曲线在共振处产生峰值，存储的能量可以通过阻尼机制转化成热能，阻尼越大，存储的能量转化为热能的比例越大，车身灵敏度曲线上的峰值也就越小。阻尼材料的损耗因子η的表达式为

式中，Δf_r为半功率频率带宽；f_r为共振频率（图21-14）。

图21-13 阻尼对响应峰值的影响

图21-14 阻尼材料的损耗因子

粘性阻尼δ=0.5η。

对于带内饰车身，损耗因子η一般为0.06，白车身阻尼损耗因子为0.01～0.02。车身上主要的阻尼可分为以下几类：

①减振机构和车身局部模态。

②挡雨条。

③悬架阻尼和减振弹簧。

④发动机悬置。

⑤油箱中的燃料。

⑥局部板件阻尼。

必须指出，当动力总成和悬架系统加进来后系统阻尼将会进一步增加。

使用阻尼材料对高频、短波噪声非常有效，而对低频、长波噪声效果不明显。因此，阻尼材料对于50Hz以下的整体模态作用不大。板件除了附加阻尼材料引进的阻尼外，没有其他阻尼结构，刚性较大，一般频率大于50Hz，因此采用附加阻尼材料可以得到很好的振动性能。如果板件较薄，需要的阻尼材料也相应减少。除了对车身板件应用阻尼材料提高阻尼外，对与车身相连的部件要采用其他手段来提高阻尼，如：

①底盘件。底盘件一般采用的钢板较厚，并有相关加强措施，结构刚性大，阻尼材料减振效果不佳，因此一般不用阻尼材料进行减振，而采用衬套结构。

②转向柱和油箱模态。阻尼材料对转向柱和油箱等作用不大。转向柱一般刚性很大，其阻尼由非线性机构引进（轴承等），油箱由于充装液体燃油，频率都很低。

二、阻尼材料的属性

阻尼材料的基本材料参数有杨氏模量E、剪切模量G、体积模量B和损耗因子η。有时候也用复数模量来描述

必须指出，这里阻尼与弹性模量和损耗因子的乘积成正比（E×η，G×η）；拉伸（压缩）和剪切运动的损耗因子相同。

拉伸型阻尼板也称伸展型阻尼板材料。当板件弯曲时，阻尼层产生拉伸变形（图21-15）。而对于剪切型阻尼板材料，当板件弯曲时，由于约束层的限制使阻尼层产生剪切变形，这使得单位质量的材料，剪切型阻尼板的阻尼性能比拉伸型阻尼板的要好。

图21-15 拉伸、剪切阻尼板

图21-16 温度对阻尼性能的影响

常用的剪切型阻尼板有以下几种：

①钢-树脂层铺阻尼板。这种阻尼板出现于20世纪80年代初期，最早用在日本汽车上，特别是用于防火墙。如日本丰田公司的Tercel、Corsa、Corolla三个系列。

②层压钢板。由两层钢板夹一薄层粘弹性树脂阻尼材料形成。

③塑料树脂剪切板。塑料采用热固性树脂，这种材料一般用于车身地板（如雷克萨斯GS300）。

④多层复合板。多层复合板综合了拉伸型阻尼板和剪切型阻尼板，其基本结构由四层构成：约束层采用硬的热固融性树脂，厚度约2mm；低刚度粘弹性剪切层，厚度约为0.2mm；低密度拉伸层，厚度约2mm；钢板层。其主要优点是重量相对较低，对温度的敏感性低。

阻尼性能受温度的影响很大，粗略地说，可以分为四个状态：玻璃状态、过渡状态、橡胶状态和流体状态，如图21-16所示。材料的阻尼性能在过渡状态最佳。汽车工作环境一般在过渡区域，因此，一般汽车阻尼材料都设计在过渡状态。

固定温度下，频率对阻尼性能的影响如图21-17所示。图中频率范围可以高达几千赫兹，对于粘弹性材料，在5～5000Hz范围内，阻尼系数可以认为是常数。

图21-17 频率对阻尼性能的影响

图21-18 温度对阻尼性能的影响

不同温度下，频率对阻尼性能之间的关系会沿着频率轴移动。图21-18中，在温度T₀下，频率f_a对应的阻尼系数，就是温度T下频率f_b对应的阻尼系数。f_b与f_a之间的关系如下

f_b=α（T）f_a（21-6）式中，α（T）为温度平移因子，它可以由Arrhenius方程来定义

式中，T为热力学温度（K），T₀为参考温度，T_r由实验和参考温度T₀确定。

三、车身板件阻尼处理

车身板件阻尼处理总的策略是获得的阻尼应该使费用和重量最小，并保证板件的刚度和可加工性。板件阻尼处理的主要影响因素有温度、频率、位置、刚度、阻尼处理的面积、阻尼材料的类型和阻尼材料的厚度。

①温度。阻尼材料对温度极为敏感，因此，阻尼材料应优化至其工作环境的平均温度。一般工作温度在20～40℃，如图21-19所示。

②频率。大部分阻尼材料在50～1000Hz范围内的阻尼和刚度水平几乎是常量。

③位置。阻尼材料应该用于应变能最大的区域，也就是振动时板件最大曲率区域。因为在应变能最大处，阻尼材料变形量最大。例如为减小悬臂梁二阶模态对振动的影响，应将阻尼最大的材料置于悬臂梁第二阶模态振型的最大应变能处，如图21-20所示。

图21-19 温度的影响

图21-20 阻尼材料布置示意

仅对一个模态进行阻尼处理时，将阻尼材料用在高应变能位置可以减少阻尼材料的使用量，但是实际应用时往往需要对多个模态进行阻尼处理，需要大面积地进行附加阻尼处理。

拉伸型阻尼材料对面积不敏感，而剪切型阻尼材料在小面积的板件上应用效果更好。因此，剪切型阻尼材料一般用于小的区域，如防火墙和轮罩的局部区域。

①板件的刚度。拉伸型阻尼材料（树脂）在板件刚度较低时有很好的应用效果，板件较厚或者板件上有加强筋会降低其应用效果。剪切型阻尼材料适合用于刚度较高的板件。

②厚度和刚度。拉伸型阻尼材料的一个优点是：在临界点之前，随着厚度的增加，减振效果越明显；此外，阻尼材料的刚度对拉伸型阻尼材料的减振性能有很大影响。

③约束层和剪切阻尼。约束层结构导致了阻尼材料的剪切运动，这使得使用低刚度阻尼材料成为可能。

④复合型和拉伸型阻尼。相同重量时，复合型阻尼材料比简单拉伸型阻尼材料减振性能要好；复合型阻尼材料对温度的敏感性也比简单拉伸型阻尼材料好。

⑤粘着力。阻尼材料各层之间的粘着力很重要。

四、拉伸型阻尼材料

拉伸型阻尼材料通常为有填充材料的沥青板，例如添加云母的沥青板。填充材料用来提高阻尼率。其密度一般为1.3×10³～1.7×10³kg/m³，约为钢的1/5。沥青板的阻尼性能对温度极为敏感，因此设计时，需要根据温度恰当选取。典型沥青板的温度敏感性如图21-19所示：在40℃时阻尼性能最佳，低于0℃和高于80℃时几乎没用阻尼作用。

拉伸型阻尼材料的有效损耗因子η_eff和材料损耗因子η之间有如下关系式

此处，为阻尼材料的杨氏模量，E_a为钢板材料的杨氏模量，H_d为阻尼材料厚度，H_a为钢板材料厚度。

如果EHA的值很小，则有效阻尼η_eff与H成正比。

对于典型树脂材料，50℃时，阻尼材料杨氏模量E_d=5×10⁸Pa，5000Hz时，阻尼材料杨氏模量E_d=2×10⁹Pa。阻尼材料的损耗因子对频率不敏感，η=0.25，钢的杨氏模量E_a=2×10¹¹Pa。因此，50Hz时，E=3×10^-3Pa，5000Hz时，E=10^-2Pa。图21-21为与H之间的关系曲线，从图中可以看出，如果要获得的有效损耗因子为0.5，相应的H应该在4～5之间。

钢板厚度一般低于1.0mm，则伸展型阻尼材料的厚度应该在4～5mm之间，树脂伸展型阻尼材料密度一般为1.5×10³kg/m³，为钢密度的0.2～0.25倍，阻尼材料的重量几乎同处理区域的钢板一样重。

拉伸型阻尼材料对共振频率影响相对较小，经过阻尼处理和没有阻尼处理钢板的相对刚度如下相对刚度=

这个相对刚度计算公式与经典的Oberst公式在阻尼材料厚度较大时，有些不同。

五、钢-树脂-钢约束层阻尼材料

该材料通常由两块等厚度的钢板（0.8mm左右）中间夹一层较厚的沥青基树脂形成，如图21-22所示，两层钢板的外围通过电焊连接。这种约束层处理方式与伸展型阻尼材料相比，温度敏感性较低，其阻尼性能与材料的阻尼系数有关。适用于温度波动幅度大的区域，例如防火墙。

图21-21与H的关系

图21-22 约束层阻尼材料结构

假定上下层钢板的密度ρ为7.8×10³kg/m³，中间粘弹性层的密度为钢密度的e倍，这里e=0.2，则单位面积约束层阻尼材料的总重量为

m=ρ（h₁+h₃+eh₂）（21-10）

剪切参数集中反映了板件的几何细节，如曲率、加强筋等，通常由实验来确定。该材料的剪切阻尼损耗因子h与材料损耗因子b之间有如下关系

这里Y为刚度参数，E为杨氏模量，X为剪切参数。这里假设E₂h₂相对于E₁h₁、E₃h₃可以忽略不计。

六、层压钢板

该材料通常由两块等厚度的钢板（0.4mm左右）中间夹一层极薄的粘弹性树脂形成，中间树脂层刚度较低，在整个阻尼材料中树脂层刚度是一个不重要的参数。为了提高上下两层钢板的焊接性能，在粘弹性树脂层中加入了传导材料。

同钢-树脂-钢约束层阻尼材料一样，这种约束层处理方式与伸展型阻尼材料相比，温度敏感性较低，其阻尼性能仅与材料的阻尼系数有关。适用于温度波动幅度大的区域，例如防火墙。

层压钢板的阻尼耗散系数一般为0.02～0.1。

加入树脂材料后将会相对提高阻尼系数并降低温度敏感性。

七、其他剪切型阻尼材料

常用的其他剪切型阻尼材料有：

热固性树脂-树脂-钢，这里热固性树脂充当约束层。

热固性树脂-粘弹性材料-树脂-钢，增加粘弹性材料层是为了降低温度敏感性。

第三节 声学包装

一、声源

车内噪声包括结构传播噪声和空气传播噪声。结构传播噪声在低频时占主导地位，空气传播噪声在高频时占主导地位，如图21-23所示。

对辐射声最关心的是声源位置、声源的频谱、声源的声功率。图21-24给出了主要的声源（不包括风噪）位置。

空气传播噪声主要包括动力总成辐射噪声、进气噪声、排气噪声、路面噪声和风噪声等。

二、声源的测试方法

进行车身声学包装设计的重点在于找到声源位置。上节中提到，汽车的主要辐射噪声声源包括动力总成噪声、进气噪声、排气噪声、路面噪声、风噪声等。每种声源都有其独有的特性，因此针对每种声源所采取的降噪措施也不尽相同。

1.动力总成辐射噪声的测试

测试动力总成辐射噪声通常是在发动机运转时，在距离发动机1m远的距离处用声功率计测试。动力总成可以安装在台架上，在发动机消声室内测试，也可以在车载状态下测试。两种测试方法的结果当然会有一定的差别，要根据实际情况来选择。测试的位置一般包括发动机正上方、进气侧、排气侧和底部。图21-25为动力总成辐射噪声消声室测试，图21-26为测试结果。

图21-23 车内噪声主要构成成分

图21-24 汽车主要辐射噪声源

图21-25 动力总成辐射噪声消声室测试

图21-26 动力总成辐射噪声测试结果

2.进气噪声测试

进气噪声是在发动机舱盖开启的状态下，在进气口的轴线方向上，距进气口100mm，与中心线垂直的角度，放置一个传声器来测量。如果测试的位置有障碍物，应尽可能拆除。试验时，发动机、驱动系统等按正规式样，冷却系统应保持关闭状态。测试应该在带底盘驱动电动机的消声室内进行，如图21-27所示。图21-28为测试结果，主要关注WOT工况下的总的声压级以及发动机点火阶次声压级。

图21-27 进气噪声测试

图21-28 进气噪声测试结果

图21-29 排气噪声测试

3.排气噪声测试

排气噪声是在排气管500mm处以45℃入射角进行测试的，需要关注的是总的声压级和发动机点火阶次声压级。排气噪声可以在试验台架上进行，也可以在实车上进行。图21-29为排气噪声台架测试。实车测试时，应该采取必要的措施以排除进气噪声、路面噪声的影响。

4.路面噪声测试

路面噪声主要是指轮胎噪声。影响路面噪声的因素包括路面、轮胎类型、车速等。汽车在高速行驶时，路面噪声占车内噪声的主导地位。对路面噪声的测试包括台架轮胎单体试验和实车滑行试验。台架试验主要是考核轮胎类型对噪声的影响，而实车滑行试验则可以同时测试轮胎与路面摩擦时所发出的噪声，以及路面噪声对车内噪声的影响。图21-30为轮胎噪声的台架试验和实车试验示意。

5.风噪声测试

为了消除轮胎和发动机噪声的影响，风噪声测试一般需要在声学风洞实验室内进行，汽车静止不动，由风洞产生不同速度的气流，模拟风噪声对汽车的影响。测试结果主要关注以下几点：车外流场分布，车外特定点的空气压力、速度，车体振动和车内噪声。

三、车身降噪设计

处理高频噪声的主要方法就是声学包装。前面叙述了汽车上的一些主要辐射噪声源，针对这些不同的声源，需要采取有针对性的降噪声措施。如动力总成噪声主要通过阻隔的方法，避免发动机噪声通过前围板、地板等处传递到车厢内。进气噪声则主要是靠吸声的方法，尽量降低进气系统本身发出的噪声。

汽车上有大量的降噪材料，有的以吸音为主，有的以隔音为主。图21-31为汽车车身上常用的降噪材料分布示意。

图21-30 轮胎噪声测试

图21-31 整车声学包装

声波在介质中传播，当遇到障碍物、边界条件改变时，一部分声波会被反射回声源，另一部分声波则继续向前传递，即穿透障碍物或者边界。反射波和透射波的声压和声强取决于介质中的阻抗、声速和入射波的角度。通常用两个参数来评价声波的反射和透射，即吸音率和遮音度，如图21-32所示。

图21-32 汽车降噪原理

汽车声学包装设计应该基于声源的确认和降噪材料的性能。首先需要确认主要的声源位置，以及主要的传递路径。对于不同的声源，降低其噪声有着各自不同的方法，请参阅本书其他相关章节。而传递路径则有专用的测试和分析软件，可提供快速、准确的诊断方法，如LMS公司的TPA分析软件。

降噪材料一般都有密度高、质量大的特征。因此，在追求降噪效果的同时，还需要考虑重量的控制。降噪材料应该用到主要的传递路径上，或者通过优化设计方法，调整结构设计来代替重量的增加。

第四节 车身CAE分析

一、分析模型

CAE分析需要用到有限元模型，不同的分析内容所使用的模型是不同的。在汽车设计过程中所涉及的有限元模型主要包括以下几个：

1.白车身

白车身包括BIW和BIP两种。BIW（Body In White）由地板、顶盖、侧围和前围板等部分焊接面组成，因未作任何涂装处置，表面呈现钢板本身的灰白色，因此称为白车身。BIP（Body In Prime）是在BIW的基础上，安装前、后风窗玻璃。

白车身有限元模型包括详细模型和简易模型两种。详细模型是指对车身的所有板件用有限单元模拟，然后再根据连接关系组装到一起，如图21-33所示。而简易模型是指利用车身的主要截面参数制成的主要由梁单元构成的模型。主要是在开发的初期，车身的详细数据还没完成，可以利用同级别参考车的车身截面数据搭建而成。用它可以粗略地估算新开发车的基本性能，如模态、刚度等，如图21-34所示。

图21-33 BIP详细模型

图21-34 BIP简易模型

白车身上的焊接方式包括点焊和堆焊两种。

白车身上大量使用了效率较高的点焊来连接各个部件。在建立有限元模型时，使用了一个称为ACM的焊点模型。完成的焊点模型如图21-35所示。

这种建立焊点模型的方式能在保证计算精度的同时，大大缩短建模工时。其基本思想是在焊点的中心处由软件自动生成一个六面体实体单元，并从实体单元的八个节点到连接的部件之间生成RBE3。这种方式近年来在欧美、日本车厂应用的范围比较广，它与之前的焊点处理方式相比，即对应节点并在节点之间生成RBE2能节约20%的建模工时，而计算精度保持相当。

图21-35 点焊连接模拟

图21-36 堆焊连接模拟

堆焊模型是用刚体单元RBE2直接连接对应的节点。这里要求建模时，在堆焊的范围内对应的节点要垂直对应，两节点之间的距离最短，并保证节点连续，法兰边上的单元需两等分以上，如图21-36所示。

使用白车身模型可以进行静刚度、模态、动刚度分析。一般来说，白车身由于结构简单，连接方式明确，没有复杂的边界条件，因此，其计算精度很高，一般与试验结果的误差可以控制在5%以内。

2.开闭件

车门包括驾驶人和乘客侧门、后门、尾门以及行李箱盖等，车门的模拟方式有三种：体和壳单元模型（详细模型）、RBE3+CONM2单元模型（柔性模型）、RBE2+CELAS+CONM2单元模型（刚性模型）。

详细车门建模方式建议用在声学分析以及详细结构的分析中。这种方法的不足之处是模型复杂并且占用计算时间。要预测车门装饰件上是否会出现杂音的情况时，就采用这种方法模拟。当车门装饰件对结构分析或者声学分析不是很重要的时候，可以采用刚性车门模拟。柔性车门建模方式用于不考虑车门装饰件刚度的情况。

（1）详细车门 所有的车门总成可以分为两部分：车门钣金件和车门装饰件。车门钣金件中详细的零件采用壳单元、梁单元、体单元以及弹簧单元模拟。每一个车门装饰件要么采用CONM2，要么采用非结构质量模拟。门锁连接采用CELAS单元模拟，分析时可以使用下面的典型刚度值作为参考指标。

X=6.7×10²N/mm，Y=9.0×10⁴N/mm，Z=6.7×10²N/mm

如果需要的话，在车身结构和车门之间的密封条可以采用CELAS单元模拟。整体的刚度值取3000N/mm，每个弹簧单元的刚度值是总值除以弹簧数量。在建好弹簧单元后需要加上一个密封条的局部坐标系：坐标系的Z轴方向垂直于密封条，并且指向车门；Y轴方向应该跟密封条的切向一致；X轴方向应当遵循右手坐标系法则确定。

详细车门模型的建模方法在这三种建模方法中是最精确的模拟方法，它能真实地模拟车门总成的模态，适合于模拟声学计算。但是这种方法会造成大量的自由度、大量的建模时间以及大量的计算机求解计算时间。

（2）刚性车门 对于采用刚性车门模拟方法，车门总成中具有质量和惯量的CONM2单元建立在车门重心。然后采用6个自由度的RBE2单元模拟CONM2单元和车身的连接。CONM2单元连接在RBE2单元的dependent grid独立端上。车门跟车身的连接可以采用RBE2单元和车门与安装点相连接来模拟，同时需要用零长度的CELAS单元模拟接触刚度。具体的CELAS值可以通过测试得到，如图21-37所示。

图21-37 车门模拟方法

刚性车门建模方法比较容易，并且不需要大量的计算时间。同时它还考虑到了车门刚度对车身结构刚度的影响。不足的地方是：这种方法无法模拟车门的局部模态，还会使车身结构的刚度变大。

（3）柔性车门 这种方法采用在车门的重心处用CONM2单元模拟车门的质量和惯量，使用RBE3单元模拟CONM2单元和车身之间的接触连接。CONM2单元需与RBE3单元的非独立端相连接，同时RBE3具有6个自由度。

柔性车门建模方法比较容易，并且不需要大量的计算时间。不足的地方是：这种方法无法考虑到车门本身的柔韧性，无法模拟车门的局部模态，它也没有考虑到本身的刚度对车身结构刚度的影响。

3.排气系统

排气系统主要由排气管道、消音器、三元催化器和吊挂等部分组成。由于排气系统是直接与发动机相连接的，因此，在分析时需要把发动机及排气歧管的模型也要放进来。排气系统的CAE模型及分析请参考第十九章。

4.转向系统

转向系统CAE模型及分析请参考第二十章。

5.内饰

汽车内饰包括仪表板、车门饰板、顶盖饰板和门柱饰板等部分，它们将车内裸露的金属板件饰盖起来，以提高乘坐的舒适性。同时，内饰件本身还有阻尼的作用，在减振、降噪方面有着显著的效果。

内饰件由于是不规则的塑料压铸件，结构复杂，模型的搭建比较困难，特别是一些局部有加强筋、凸台、锁扣的地方。在建模的时候，要根据分析的目的，对模型做必要的处理。

内饰件与车身一般是通过卡扣连接的。它与传统的焊接、螺栓连接方法不同，如何正确地模拟这些连接关系，需要仔细的处理，必要时需要通过试验方法进行验证。

图21-38 悬架及轮胎模型

内饰件的材料一般为塑料或者树脂，不同的生产工艺所制造出来的产品其材料属性是不同的。最准确的方法是对材料进行理化分析，通过试验手段获得材料的密度、杨氏模量等参数。

6.悬架和轮胎

图21-38为悬架及轮胎模型。其中的难点在于减振器模型，减振器弹簧贡献的是刚度，而其内部的液压油的阻尼非常高，在模拟过程中无法忽略。

轮胎在工作过程中呈现出很高的非线性，很难用普通的有限元方法来模拟轮胎的振动特性。通常使用试验的方法，测出轮胎的质量、刚度和阻尼系数，以DMIG（直接输入矩阵）的方式引入到计算模型中，就可以计算出轮胎的模态、传递函数等。

7.座椅总成

座椅，包括驾驶人座椅以及后排长座椅，可以采用三种不同的建模方法：具体的壳单元模型（详细座椅）、RBE3+CONM2单元模型（柔性座椅）、RBE2+CELAS+CONM2单元模型（刚性座椅）。

（1）详细座椅 所有的座椅总成可以分为两部分：座椅骨架（SIW）和座椅装饰件。座椅骨架中详细的零件采用壳单元、梁单元以及弹簧单元模拟。每一个座椅装饰件要么采用CONM2，要么采用非结构质量模拟。分析时需要校核座椅模型与所提对应的数据和几何是否相吻合，如图21-39所示。

图21-39 详细座椅模型

详细座椅模型的建模方法在这三种建模方法中是最精确的模拟方法，它能真实地模拟座椅总成的模态。但是这种方法会产生大量的自由度，耗用大量的建模时间、计算时间。

（2）刚性座椅 对于刚性座椅模拟方法，座椅总成中具有质量和惯量的CONM2单元建立在座椅的装饰件质心处。然后采用RBE2单元模拟CONM2单元和座椅连接点之间的连接。CONM2单元连接的是RBE2单元的独立节点。座椅和地板的连接可以采用RBE2单元模拟，同时需要用零长度的CELAS单元模拟接触刚度。具体的CELAS值可以通过测试得到。

刚性座椅建模方法比较容易，并且不需要大量的计算时间，同时它还考虑到了座椅刚度对车身结构刚度的影响。不足的地方是：这种方法无法考虑到座椅本身的柔韧性，无法模拟座椅的局部模态，还会使车身结构的刚度变大，如图21-40所示。

（3）柔性座椅 这种方法采用在座椅的质心处用CONM2单元模拟座椅的质量和惯量，使用RBE3单元模拟CONM2单元和地板之间的接触连接。CONM2单元需与RBE3单元的非独立端相连接。

柔性座椅建模方法比较容易，不需要大量的计算时间。不足的地方是：这种方法无法考虑到座椅本身的刚度，无法模拟座椅的局部模态，它也没有考虑到本身的刚度对车身结构刚度的影响。

图21-40 刚性座椅模型

根据分析类型不同，确定CONM2单元的质量和惯量属性是否包括乘员质量。在进行模态试验时是不带乘员测试的，而当进行PSD路面响应测试的时候是带乘员测试的。虽然通常情况下，只有驾驶人的质量才被考虑进来，但是在进行整车模拟时，可以采用上面的方法模拟。

8.动力总成

动力总成子系统包括发动机、变速器、分动器（四驱）、发动机悬置、变速器悬置、润滑油、冷却液以及其他附件，包括空调压缩机、空气滤清器等。根据分析目的和感兴趣的频率段不同，动力总成的建模方式可以分为三种：刚体模型、带齿轮机构的刚体模型和详细模型。刚体模型是将动力总成当成一个具有质量和转动惯量的刚体来处理，每个悬置都模拟为三个CELAS弹簧。模型易于建立且计算时间短，适合0～50Hz的NVH分析使用，比如动力总成的刚体模态、路面激励振动分析和发动机悬置优化等都可以。还有一些0～50Hz的分析内容，比如怠速振动、自动变速器抖动、手动变速器tip-in（轻踩油门）、tip-out（马上松开）等，也可以用刚性模型模拟，但是需要加上齿轮结构获得准确的扭转共振效果。

高于100Hz的情况，比如发动机振动引起的噪声，就应该用详细模型来表示动力总成。CAE分析中通常使用模态频响分析SOL111解决类似的问题，在这种情况下，需要将模态EIGRL卡片设置到150Hz至200Hz，以减少由模态截断引起的误差，这时刚性模型就不再适合参与分析。因为一般纵置的动力系统第一阶弯曲或是扭转模态高于70Hz，横置的第一阶弹性模态在140Hz左右。如果需要用Shell+Solid建立详细模型，那需要很多建模时间和计算时间，建议将动力总成超单元化加入整车。

9.电器附件

汽车除上述组成部分以外，还包含大量的电器附件、阻尼材料、吸声材料等。这些零部件一般都不是规则的金属构件，难以模拟，如蓄电池、散热器、ECU、转向助力泵和空调等。这些部件对整车的贡献主要是重量，刚度的影响很小，因此，建模的时候，可以用CONM2单元来模拟，附以重量和转动惯量，并按照实际的连接关系附加到整车模型中。如果部件与车身连接后，不会增加车身的局部刚度，则可以用RBE3连接，它可以按照力的等效原则将部件的重量分配到连接点上。如果部件与车身连接后会增加车身的局部刚度，如蓄电池，那么就必须使用刚性单元RBE2连接。

有些部件与车身之间是柔性连接，如散热器，备胎有时也是。那么，这些部件与车身连接时，除了使用RBE2或者RBE3单元外，还要增加模拟柔性接触的CELAS单元，其刚度值可以使用经验值，或者实测数据。

10.分布质量

地毯、阻尼胶、电缆和密封胶等部件，都是大面积地分散在车体上。这些部件可以用非构造质量（NSM）增加到模型中，具体的做法是，根据这些部件附着的零件表面积，计算出单位表面积上的分散重量，然后将该重量输入到所附着部件的单元属性的NSM一栏中。

11.带内饰车身

带内饰车身（Trimmed Bode，TB）是指在白车身的基础上，增加开闭件、座椅、转向系统（转向节以上部分）、内饰总成、燃油箱（包含燃料）、电器附件和分布质量等，组成除底盘以外的全车模型。

组装TB模型时，各部分的模型均已经完成。因此，TB模型的搭建就是各系统总装的过程，重点是各部分之间的连接关系。下面分别阐述。

（1）开闭件 车门与车身之间主要有铰链、门锁、挡雨条，有时还会有限位橡胶块。

①铰链连接。铰链将车门固定在车身上，同时要保证车门能绕铰链轴自由旋转。铰链轴以刚性单元RBE2模拟，为了保证车门能自由转动，放开其中的一个RBE2的Z向自由度（6），如图21-41所示。

图21-41 车门铰链的连接

②门锁。门锁能将车门锁住，但是又有一定限度内的移动量。详细如图21-42所示。

图21-42 车门锁的连接

③挡雨条。挡雨条本身具有弹性，在一定程度上能限制车门的运动。有的车上还有两道挡雨条。详细如图21-43所示。

图21-43 挡雨条的连接

挡雨条的刚度一般要根据实测值确定。先测出挡雨条总的刚度，然后间隔50mm左右设置一处，用总刚度除以个数，就得到每处的刚度。

（2）座椅 座椅与车身一般通过螺栓连接，用RBE2单元模拟即可。

（3）转向管梁 转向管梁与车身通过螺栓连接，用RBE2单元模拟。

（4）电器附件 电器附件如前所述要模拟成集中质量单元CONM2，根据部件与车身连接的方式，采用RBE2或者RBE3单元连接。

（5）内饰件 内饰件一般通过卡扣连接，可以用RBE2（1～3）模拟。

12.声腔模型

车厢内是一个密封的空间，内部充满空气。搭建声腔模型时，首先要把围成车内空间的板件提取出来，如前后风窗玻璃、车门玻璃、车门内饰板、顶盖、地板和仪表板等。然后利用既存的模型上的节点，生成声腔模型的外表面。声腔模型的单元尺寸为100mm左右，有些细微的局部可以更小些。

声腔模型包括车内空气、仪表板及副仪表板、座椅等几部分，各部分之间节点耦合。声腔模型中使用的是流体材料，包括密度、介质中的声速等参数。如图21-44所示。

图21-44 声腔模型

声腔模型中最好使用六面体单元（HEX8），这种单元的计算精度高，缺点是建模困难，需要耗费大量的时间，以及需要经验丰富的建模工程师。有的前处理软件有自动生成实体功能，但是所生成的六面体单元质量差，仍需要手工调整。软件可以快速生成四面体单元，但这种单元计算精度差，尽量不要使用。

13.整车模型

整车模型（Full Vehicle，FV）是全车模型，是在TB模型的基础上增加底盘部分，如动力总成、排气系统、传动轴、悬架及轮胎等。如果不计算与声腔有关的内容则不包含声腔模型。

二、分析内容

在汽车开发过程中，CAE分析涉及大量的内容，主要可分为模态分析、传递函数分析、优化分析和实车响应分析等，下面分别阐述。

1.模态分析

模态分析包括整车级别和零部件级别。整车模态分析使用整车模型，可不包含声腔模型。模态的结果重点关注车身的刚体模态，如上下跳动、侧倾，动力总成的刚体模态，车身弯曲模态、扭转模态，排气系统的弯曲模态等。这些模态值都要写入整车模态规划表，用来指导整车的NVH设计。

整车模型自由度大，一般可达到500万数量级以上，对计算软件、硬件要求高，需要使用专业服务器。计算时一般使用通用结构分析软件NASTRAN，市场上还有一些专门能提高计算速度的辅助软件，能大大提高NASTRAN的计算速度。

除整车模态分析以外，还包括TB模型分析、白车身模态分析、排气系统模态分析、转向系统模态分析以及更低级别的零部件模态分析。每一个分析项目都有其目标值，分析的结果应该满足目标值的要求，否则要更改结构，采取优化措施。

模态分析有时还可以用来检查模型。如白车身模型组装完成后，进行约束或者自由模态分析。如果是约束模态分析，则结果中不应该含有刚体模态。如果是自由模态分析，则结果中应该包含6个刚体模态。否则，就说明模型中有零件处于未连接状态。另外，在计算过程中，还可以对单元的质量、控制语句等加以检查。当有错误时，软件会中止计算，并在结果文件中提供错误信息，供查找错误。

2.振动传递函数分析

振动传递函数用来评价车身受到激励时的响应水平。激励点一般选取悬置安装点、排气吊挂安装点、悬架安装点等，如图21-12所示。响应点则选取与乘员肢体接触的部位，如转向盘、座椅导轨、地板等处。

计算时使用NASTRAN的SOL111（频率响应分析），可同时计算多个工况，每个工况定义一个方向的激励及多个响应点，结果输出的是加速度。图21-45所示为振动传递函数的计算结果，激励点是发动机左悬置安装点，响应点是转向盘的上端，结果共包含了三个工况。

图21-45 振动传递函数计算结果

结果的评价按照规范进行。车身上不同位置的评价指标是不同的，如：

转向盘：VTF≤0.3（m/s²）/N

地板、座椅导轨：VTF≤0.1（m/s²）/N

计算结果中不满足目标要求的点，需要查找原因。通常需要检查激励点是否有局部模态、主要传递路径上是否存在局部模态、曲线峰值是否对应整体模态以及响应点是否存在局部模态等。选择优化方案时，包括提高激励点动刚度、增加响应点阻尼、在适当位置使用动态减振器等手段。

3.声学传递函数分析

声学传递函数用来评价车身受到激励时车内的声压响应水平。激励点一般选取悬置安装点、排气吊挂安装点、悬架安装点等，如图21-12所示。响应点则选取乘员耳边附近，如驾驶人耳旁、后排乘员耳旁等处。

计算时使用NASTRAN的SOL111（频率响应分析）。可同时计算多个工况，每个工况定义一个方向的激励及多个响应点，结果输出的是声压。图21-46所示为声学传递函数的计算结果，激励点是发动机左悬置安装点，响应点是第二排座椅中间位置，结果共包含了三个工况。

结果的评价按照规范进行。不同的激励点的评价指标是不同的，如：

发动机悬置安装点、悬架安装点：NTF≤55dB/N

图21-46 声学传递函数计算结果

排气吊挂安装点：NTF≤60dB/N

计算结果中不满足目标要求的点，需要查找原因。通常需要检查激励点是否有局部模态、主要传递路径上是否存在局部模态、曲线峰值是否对应整体模态以及响应点是否存在局部模态等。选择优化方案时，包括提高激励点动刚度、增加响应点阻尼、在适当位置使用动态减振器等手段。

4.动刚度分析

动刚度是用来评价车身受到激励时的响应水平。评价点如图21-12中的车身硬点，这些点是车身的主要受力点。

计算时使用NASTRAN的SOL111（频率响应分析），可同时计算多个工况，每个工况定义一个方向的激励及一个响应点，结果输出的是加速度，通过公式转化为刚度。图21-47所示为动刚度计算结果。

图21-47 动刚度计算结果

结果的评价按照规范进行，不同的激励点的评价指标是不同的，如主要激励方向不低于10000N/mm，次要受力方向不低于5000N/mm，有时还要同标杆车作对比，相同的点的动刚度水平不应该低于标杆车。同时还要观察动刚度曲线在整个频率范围内是否有明显的高于目标值的峰值。

计算结果中不满足目标要求的点，需要查找原因。通常需要检查激励点是否有局部模态、主要传递路径上是否存在局部模态、曲线峰值是否对应整体模态以及响应点是否存在局部模态等。选择优化方案时，包括提高激励点动刚度、增加响应点阻尼、使用动态减振器等手段。

5.实车响应分析

实车响应是指车辆在路面上行驶，受到动力总成或者路面的激励时的响应。它不同于传递函数分析，传递函数是车身受到单位激励时的车身响应，它只反映了车身的振动特性，不包含激励的特性。实际上车身受到的激励是各种各样的，有不同的幅值、不同的频率。如动力总成的激励是与转速有关的，当发动机转速越来越高的时候，激励也越来越大。在激励中所包含的频率成分也不同，它取决于发动机的类型。直列四缸发动机的2阶成分最大，其次是4阶、6阶，奇数次成分互相抵消。激励的种类也各不相同，四缸发动机的激励主要是上下方向的跳动和绕曲轴中心的旋转力矩，3缸机则主要是绕曲轴中心的旋转力矩（Roll）、绕垂直轴的横摆力矩、绕前后轴的俯仰力矩。

车辆的实际响应等于激励与传递函数的乘积。假设车体受m个激励力作用，每一个激励力都有x，y，z三个方向分量（下面分别用k=1，2，3表示），每一个激励力分量对应着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，这个声压分量可以表示为

式中，T_mnk是传递函数；f_nk是激励。

车内声腔受某个激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可以表示为

车内声腔受所有激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为

（1）怠速响应 怠速时，车身受到的激励主要来自于发动机。获取发动机激励有两个渠道，一是通过试验测试，二是通过计算。发动机激励的理论计算方法已在第四章中详细介绍，此处仅对测试方法加以阐述。

发动机处于怠速工况时，车辆处于静止状态，车身受到的激励主要来自于发动机。发动机的振动通过悬置、排气吊挂传递到车身，车身受到的激励也就是悬置、吊挂等弹性元件的变形力。

图21-48 悬置传递力测试

图21-49 发动机主悬置传递力测试结果

测试时，在弹性元件的两端，一端为主动边，一端为被动边，分别粘贴加速度传感器，记录一定时间段内的振动。图21-48为测试示意，a_a为主动边，a_p为被动边，加速度经过两次积分后得到位移，再乘以弹性元件的刚度，即得到了力。图21-49为某车型的发动机主悬置Z向传递力，它代表了发动机工作时通过主悬置向车身所传递的力。

激励乘以传递函数，得到某一传递路径的响应，将所有激励和所有方向的响应加起来，就得到了总的响应，包括振动和噪声。图21-50为怠速时驾驶人座椅导轨处振动（X、Y、Z三个方向），图21-51为怠速时驾驶人右耳附近噪声声压级。

图21-50 怠速振动

图21-51 怠速噪声

车辆怠速工况时的激励和传递路径多且复杂，难以通过计算的方式得到准确的结果。如发动机的激励不仅仅是2阶成分（四缸发动机），还包括4阶、6阶，以及因气缸内不完全燃烧、气门冲击等产生的半阶次激励。传递路径除前面提到的悬置和排气吊挂外，还有如散热器支架、空调配管、进气系统支架和线束等。这些激励和传递路径在模拟和测试时难以一一顾到。因此，无论是测试还是计算模拟，所得到的振动噪声响应只是实际响应的主要部分，而不是全部。

（2）路面噪声。为了预测路面噪声，需要得到路面传递给车身的激励力。但是，路面噪声是由路面非周期性的激励力产生的，在进行数值模拟时，难以精确地输入激励力。在工程上，一般是通过试验的方法来测定车轴位置的激励力。但是这种方法有以下两点难点：依赖于悬架的特性和测量实验条件难以保证。

因此，这种方法在悬架的选择阶段难以适用。基于此，一种新的定义，即等价路面粗糙度在工程上得到了推广，该数据容易获得，不依赖于悬架的特性，主要取决于轮胎的类型及路面的种类。以其为激励源，对路面噪声进行预测，其计算有效性得到了确认。

图21-52 半托臂式悬架

①等价路面粗糙度的定义。如图21-52所示，以安装195/60R15轮胎的半托臂式悬架为对象进行等价路面粗糙度的定义。测量点为图中的点P。点P的振动加速度为，它等于路面传递给轮胎的激励力与轮胎接地面到点P的振动传递率的乘积。此处，路面带来的激励力是关于频率的位移函数，有如下关系式

式中，为轮胎接点同时激励时，从接地点到点P的振动传递率矩阵。

对式（21-15）进行矩阵变换，接地点到点P的振动对角线矩阵可以表示为

此处，假设路面传来的激励力的各方向成分之间不相关，如。

式（21-16）的左边，是车辆行驶时测量得到的加速度对角线矩阵，另外，传递率也可通过测量得到。如上所述，根据式（21-16）进行转换，可以得到

等式的左边定义为等价路面粗糙度。

图21-53 加速度能量频谱

图21-54 等价路面粗糙度

图21-53所示为以车速50km/h行驶时加速度能量谱。图21-54是在静止状态下轮胎接地面全体一起激励时从接地点到点P的振动传递率。基于这些数据而计算出来的路面粗糙度如图21-55所示。从这些图中可以看出，Z方向的等价路面粗糙度同其他方向相比幅值高，对路面噪声的贡献量最大。

图21-55 等价路面粗糙度

为了对以上计算结果进行验证，对图21-52中所示的Q点振动按照式（21-18）进行计算，其结果如图21-56所示。

从图中可以看出，计算结果与实验结果有很好的一致性，即计算方法的精度得到了确认。

在前言部分提到，等价路面粗糙度不受悬架的特性影响，仅与轮胎刚度和路面粗糙度相关。为了对此进行验证，在一款多连杆式悬架上安装了同一轮胎，对等价路面粗糙度进行计算，车辆行驶条件同前述一致。

计算结果与半托臂式悬架进行的对比如图21-57所示。从图中可以看出，计算结果虽然略有差别，但是对路面噪声的贡献量，同前面的分析结论是一致的。

图21-56 计算值与实验值的比较

图21-57 不同类型悬架的等价路面粗糙度比较

因此，本文中提出的等价路面粗糙度的概念在悬架的选型设计阶段的应用得到了验证。

②数值计算。在新车开发的悬架系统设计阶段，可以利用前述的等价路面粗糙度的方法，利用数值模拟的方法来进行选择。

表21-2 分析条件

假设在现有的半托臂式悬架基础上，新设计一款多连杆式悬架，可以按照表21-2中的条件进行悬架安装点振动和车内噪声计算。

使用轮胎和悬架系统的有限元模型，考虑车载状态下的轮胎变形，以及悬架系统的结构，首先计算轮胎接点到悬架与车身连接点的传递函数。并利用车身进行敲击试验，分别获得悬架各安装点的振动传递函数、悬架和车身安装点的声学传递函数。最终利用这些测量得到的数据，预测悬架系统振动和车内噪声。

图21-58 车体振动

图21-59 车内噪声

图21-58和图21-59为车辆以50km/h行驶时，振动和车内噪声的测试和计算结果的对比。

图21-60 分析用模型

6.优化分析

车辆在开发过程中，需要设定各种目标，如模态、动刚度、传递函数和实车响应等。对于不满足目标值要求的项目要对车身结构进行调整，采取优化措施，以满足目标。优化分析的种类很多，具体的问题要具体对待。所使用的模型、分析方法、最终采取的措施等，不但要满足既定的目标值要求，还不能使已有的性能指标下降，如强度耐久、碰撞安全性等。最重要的是要尽可能使所增加的重量控制在一定的范围内。

下面结合一个实际的案例，来介绍优化方法的应用。通过对驾驶室地板的曲面形状优化，来达到降低驾驶室内特定位置的低频声压的目的。而在此之前，需要确定驾驶室各部位对轰鸣噪声的贡献量。分析的时候，使用的是驾驶室的简易模型，采取流固耦合有限元分析方法，进行地板的结构优化。

（1）分析模型 图21-60所示为分析用的简易模型及边界条件。模型由驾驶室的结构部分和驾驶室内的空气部分组成。驾驶室模型由shell单元组成，声腔模型由solid单元组成，驾驶室壁板厚为1.5×10^-3m，为常用的钢板锻压而成。音速为340m/s，减衰比为0.02。在发动机舱内的（0.8，0.2，-0.2）处设置一个点声源，从1～150Hz每隔1Hz做一次声压激励。另外，在乘员的头部附近（0.8，0.14，0.16）处设置声压测量点。

从声源中放射出来的声压，转换为驾驶室壁板的振动透射到驾驶室内，同时诱发发动机舱内的声腔模态，在共振的作用下，发动机舱内的声压被大幅度放大并作用到车身壁板上，引起车身壁板的强制振动。在此强制振动下，压迫驾驶室的空气，当强制激励力与驾驶室内的声腔模态耦合时，室内的声压又被增幅，从而在驾驶室内产生强烈的轰鸣声压迫乘员的耳膜，使人产生不舒服的感觉。

在密闭空间内的声激励引起的结构弹性振动，必须要进行结构与声腔的耦合分析。发动机舱和驾驶室内这两个声腔和结构之间的振动耦合分析，通常在忽略阻尼减衰时，可以用下式表示

式中，s、a分别为结构、声腔系的下脚标；w为结构的位移；p为声压；f=为激励力；M为质量行列式；K为刚度行列式；A为耦合矩阵。模型的求解使用MSC/NASTRAN。

图21-61 声压及平均振动加速度

图21-61中是地板位置的空间平均振动加速度和声压测量点的声压频率响应计算结果。

通过比较声压和振动加速度的结果，峰值点、幅值并没有完全对应，这是因为地板板件以外的驾驶室其他部分的振动特性与驾驶室声腔模型之间的耦合振动的影响造成的。89Hz时的声压幅值特别高，与其对应的位置出现了很明显的振动峰值。分析认为是由于结构与声腔的模态耦合造成了驾驶室内的声压增幅。

考虑一个长方形的封闭空间，假设其各个壁面为刚性，不考虑结构与声腔的耦合。那么，声腔的共振模态通常可用下式求得

式中，c为声速；l_x，l_y，l_z为长方体的长、宽和高。上面的声压峰值频率与驾驶室内声腔左右（X）方向的1次共振模态对应。另外，此时驾驶室内的声压分布如图21-62所示。

图21-62 共振时的声压分布

（2）加强筋的效果 对驾驶室内轰鸣音贡献量最大的当属地板，通过采取结构优化可以改善车内的噪声。我们知道，抑制结构表面的振动能有效降低结构振动引起的噪声。因此，通过提高地板件的局部刚度来降低振动的幅值，从而达到抑制振动的效果。

如图21-63中所示，在原地板的基础上，增加两根X、Y方向的加强筋，筋的截面尺寸为宽10mm、高50mm，并模拟为梁单元，附加到原地板模型中。增加加强筋后，地板平均振动加速度和驾驶室内声压的变化如图21-64、图21-65所示。

从图中可知，驾驶室内声压约有7dB的降低。分析其主要原因，增加加强筋后，地板局部刚度提高，振动幅值降低，由振动所引起的声压也相应降低。但是，在89Hz位置的振动加速度虽然有约12dB的降幅，声压却几乎没有变化。这是因为此时的声压特性没有得到改善。声压分布如图21-66所示。

图21-63 加强筋

从本例中得知，单纯地通过增加加强筋，并没有在所关心的频率范围内得到声压的有效降低。当然，我们还可以继续采取措施，进一步降低结构表面的振动，来达到更好的声压降低效果，但是，由此而造成的重量、成本、尺寸的增加就得不偿失了。

图21-64 平均加速度的对比

图21-65 声压的对比

图21-66 声压分布（增加加强筋后）

（3）板件的曲面形状设计 为了更进一步降低驾驶室内的噪声，除了前述的增加加强筋以外，还应该寻找更为有效的优化方法。本例中，使用了MSC/NASTRANl软件的形状优化模块，通过对结构板件的形状优化，来达到振动、噪声的最佳改善目的。

以板件的曲面形状设计为着眼点。在板件的各种形状中，在两个方向上有曲率的曲面板通常要比平面板有更好的力学性能，而我们在实际设计上也常常会选择曲面形状。但是，不同的曲面形状其力学性能是不同的。在本例中，选择最有效果的减振降噪的曲面形状，是我们的目的。

通常使用B-spline函数来描述曲面形状。在函数中，使用参数ϕ、θ来表示曲面上点的坐标

以ϕ、θ为变量，就可以描述B-spline的积

式中，B_i，k（ϕ），B_i，l（θ）分别是（k-1）、（l-1）次的B-spline；α_ij、β_ij、γ_ij是求解由包含控制点在内的所有点的坐标值构成的组合方程的常数。另外，M、N分别是1条ϕ曲线、θ曲线上数据点的个数。在本例中，k=l=4，M=N=5。

图21-67所示为作为研究对象的地板，及其上的点。地板的形状关于Y轴对称，共有25个带标记的点，其中，四周的16个△标记点固定，内部的6个●标记点为控制点，3个○标记点为对称点。以6个控制点的Z向坐标（z₁～z₆）为设计变量，在正向0～50mm范围内变化。而相应的对地板的FEM模型仅对控制点的Z向坐标加以更新。

图21-67 地板及数据点

在进行优化分析时，如果想通过设计变量的变更来得到多组曲面形状，就不希望局部的变更影响到全体的形状。使用B-spline时，由于数据点坐标的变更对形状的影响是局部的，本次分析中假定FEM模型的网格变形对分析结果的精度没有影响。

（4）优化计算

设定150Hz以内的声压测量点的平均声压为目标函数，进行地板件的曲面形状优化分析。在开始分析前，需要进行一些变量设置。在6个设计变量中，z₁和z₂以5mm为刻度，在0～50mm范围内变化，其他的4个变量取一定值0。对每一个方案进行计算，结果如图21-68所示。

图21-68 z₁和z₂为变量时的平均声压

从计算结果可知，当有2个设计变量时，计算结果曲线上出现了多个响应峰值。如果再进一步增加变量的个数，可以预见结果的复杂性。

为了更快地找到最佳方案，如果不限定适当的变量范围，按照通常的数学方法会很难找到最佳结果。因此，本文中采用了遗传算法（GA）。遗传算法（GA）是一种高效、并行、全局搜索的方法，它能在搜索过程中自动获取和积累有关搜索空间的知识，并自适应地控制搜索过程以求得最优解。遗传算法操作使用适者生存的原则，在潜在的解决方案种群中逐次产生一个近似最优的方案。

遗传算法的原理：首先将问题求解表示成基因型（如常用的二进制和浮点型编码串），从中选取适应环境的个体，淘汰不好的个体，把保留下来的个体复制再生，通过交叉、变异等遗传算子产生一新染色体群。依据各种收敛条件，从新老群体中选出适应环境的个体，一代一代不断进步，最后收敛到适应环境个体上，求得问题最优解。其中再生的过程是将个体编码串按照它们的适应度通过一定的规则和方法进行选择。从当前种群中选出生命力强的染色体，组成交叉操作的父代种群；而交叉变异则让父代种群中的染色体，以选择概率P_C进行交叉操作，以变异概率P_M进行变异操作，产生子代种群。这可满足进化论中种群多样性的原则，更有利于种群更优个体产生。每经过这样的一次遗传算法过程，优化问题的解便朝着最优解方向前进一步。随着再生、交叉和变异操作的不断进行，问题将最终获得全局最优解。

根据以上说明，利用NASTRAN软件进行结构流体耦合分析，对曲面形状进行参数化设计，根据GA法生成计算程序，开始声压测量点平均声压级的最小化的优化分析。图21-69所示为计算流程，分析结果的相关输出文件，都是在程序上自动更新的。

图21-69 分析流程

（5）优化结果 图21-70所示为优化分析结果，其中显示了前10次的计算履历。横坐标为评价次数内的评价结果中的最佳值。对于这个优化结果，可能的设计变量的不同组合将达到2.8×10¹⁴个。

图21-71为优化后的地板曲面形状，图21-72为优化前后的声压结果对比。在关心的频率范围内，平均声压值比优化前大约降低了21dB。特别是在低频和驾驶室内声腔共振模态附近，声压有更大的降幅。相应的平均振动加速度如图21-73所示。

图21-70 计算过程履历

图21-71 优化后的地板曲面形状

图21-72 优化前后声压对比

图21-73 平均振动加速度对比

地板采用曲面形状后，刚度增加。在低频范围内平均振动加速度有大幅度的降低，在声腔共振模态附近约有5dB的降幅，而与之对应的声压却有31dB的降幅。也就是说，声音传递特性的影响是这个声压峰值降低的主要原因。图21-74所示为采取优化方案后驾驶室内声压的分布。由图中可以看出，声压节点离测量点的距离更近了。

图21-74 声压分布（结构优化后）

从以上分析可知，优化分析中得到的结构形状，使低频范围内的板件振动幅值得到了有效控制。另外，驾驶室内声腔共振模态的节点位置也有所变化，在常用的频率范围内全体的声压级别得到了大幅度的降低。而此时，设计变量的最大位移变化只是板件宽度的5%，仅仅通过这一有限的更改，就达到了大幅度降低声压的目的。

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉书店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 黄金陵.汽车车身设计[M].北京：机械工业出版社，2007.

[5] 张永昌.MSC.Nastran有限元分析理论基础与应用[M].北京：科学出版社，2004.

[6] 李增刚.Nastran快速入门与实例[M].北京：国防工业出版社，2007.

[7] 杨剑.新编MD Nastran有限元实例教程[M].北京：机械工业出版社，2008.

[8] 乐玉汉.轿车车身设计[M].北京：高等教育出版社，2000.

[9] 吴亚良.现代轿车车身设计[M].北京：机械工业出版社，2002.

[10] 谷正气.轿车车身[M].上海：上海科学技术出版社，1999.

[11] Steyer G，Chung C-H，Brassow B.Transmission Side Cover Design Optimization for NVH Part1：Shell Curvature Studies[C].SAE Trans，1997，106：3118-2123.

[12] Marburg S，Hardtke H，Schmidt R，et al.Desing Optimzation of a Vehicle Panel with Re-spect to Cabin Noise Problems[J].Proc Of the NAFEMS World-Congress，1997：885-896.

[13] 相川ほか.气気播音により発生するトラック室内こもり音の344331解[J].日野術報，1998，（51）：40-47.

[14] Krishnakumar K.Micro-Genetic Algorithms for Stationary and Non-Stationary Function Opti-mization[J].SPIE Proc，1989，1196：289-296.

[15] Carroll D L.Genetic Algorithms and Optimizing Chemical Oxygen-Iodine Lasers[C].Proc.of the 18th Southeastern Conference on Theoretical and Applied Mechanics，1996：411-424.

第二十二章 悬架系统NVH设计

汽车在路面上行驶时，路面的激振力传递到轮胎，再经过轮胎内空气和轮辋的耦合系统传递到车轴，形成车轴上的纵向力、垂向力，有时还有转矩。路面对轮胎的激振力来自两个方面：一是路面通过接触面对轮胎不断地局部挤压和释放，产生垂向激振力；另一方面是路面与轮胎橡胶在接触面不断地滚挤和释放，产生纵向激振力。粗糙路面产生的激振力一般比平坦路面产生的激振力要大。

有限元法可以分析轮胎内空气与结构间的耦合影响。轮胎与路面接触并变形后，轮胎内的空气会在220～240Hz附近出现空腔模态。这会引起车轴端垂直方向的振动。

第一节 路面的种类

一、周期性凸凹不平路面

在一些防滑路或铺石路面上，一定间隔的凸起，会带给轮胎频率周期一定的激振力，进而造成车室内的振动及噪声，如图22-1所示。

图22-1 周期性凸凹不平路面

激振力的频率与车速及凸起间隔距离有关，可以按照下式来推算

式中，f为激振力的频率；v为车速；P为凸起的间隔；n是整数。

由车速及凸起间隔决定频率的激振力，通过轮胎及悬架系统传递到车身。

二、随机性凸凹不平路面

在沙石路面、沥青路面或者混凝土路面上，如果存在一些小粒的石块，就会带给高速通过的汽车轮胎垂直方向的激振力，而该激振力的频率是不定的，在低频到高频范围内都有可能存在。

图22-2 随机性凸凹不平路面

图22-2中的横轴是用空间频率表示的。空间频率用频率/车速来定义，单位是[（1/s）/（m/s）]=（1/m）。一定间距中产生的激振力有其固有的空间频率峰值。

图22-3 脉冲激励路面

三、脉冲激励路面

在沥青或混凝土铺装路面上，间隔一段距离就会有一处接缝，这会带给汽车脉冲式的激振力，如图22-3所示。

该激振力的频率也是与车速及凸起之间的距离有关的

式中，f为激振力的频率；v为车速；L为接缝的间隔；n是整数。

第二节 常用悬架类型

汽车的悬架系统分为非独立悬架和独立悬架两种。非独立悬架的车轮装在一根整体车轴的两端，当一边车轮跳动时，另一侧车轮也相应跳动，使整个车身振动或倾斜。独立悬架的车轴分成两段，每只车轮由螺旋弹簧独立安装在车架下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受影响，两边的车轮可以独立运动，提高了汽车的平稳性和舒适性。

由于现代人对车辆乘坐舒适性及操纵安定性的要求越来越高，所以非独立悬架系统已渐渐被淘汰。而独立悬架系统因其车轮触地性良好、乘坐舒适性及操纵安定性大幅提升、左右两轮可自由运动，轮胎与地面的自由度大以及车辆操控性较好等优点被汽车厂家普遍采用。常见的独立悬架系统有多连杆式悬架系统、麦弗逊式悬架系统、拖曳臂式悬架系统等。

一、非独立悬架

非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架或车身的下面。非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易和行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上，如图22-4所示。

二、独立悬架

独立悬架的每一侧车轮都是单独地通过弹性悬架悬挂在车架或车身下面的。其优点是：重量轻，减少了车身受到的冲击，并提高了车轮的地面附着力；可用刚度小的较软弹簧，改善了汽车的舒适性；可以使发动机位置降低，汽车重心也得到降低，从而提高汽车的行驶稳定性；左右车轮单独跳动，互不相干，能减轻车身的倾斜和振动。不过，独立悬架存在结构复杂、成本高、维修不便的缺点。现代轿车大都采用独立式悬架，按其结构形式的不同，独立悬架又可分为横臂式、纵臂式、多连杆式、烛式以及麦弗逊式等。

图22-4 非独立悬架

图22-5 多连杆式独立悬架

图22-6 麦弗逊式独立悬架

1.多连杆式悬架

多连杆式悬架是由3～5根杆件组合起来控制车轮位置变化的悬架，如图22-5所示。多连杆式悬架能使车轮绕着与汽车纵轴线成一定角度的轴线摆动，是横臂式和纵臂式的折中方案，适当地选择摆臂轴线与汽车纵轴线所成的夹角，可不同程度地获得横臂式与纵臂式悬架的优点，以满足不同的使用性能要求。多连杆式悬架的主要优点是：车轮跳动时轮距和前束的变化很小，不管汽车是在驱动、制动状态都可以按驾驶人的意图进行平稳的转向，其不足之处是汽车高速时有轴摆动现象。

2.麦弗逊式悬架

麦弗逊式悬架也是车轮沿着主销滑动的悬架，但与烛式悬架不完全相同，它的主销是可以摆动的。麦弗逊式悬架是摆臂式与烛式悬架的结合，如图22-6所示。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架的优点是：结构紧凑，车轮跳动时前轮定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂，给发动机及转向系统的布置带来方便；与烛式悬架相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善。麦弗逊式悬架多应用在中小型轿车的前悬架上，保时捷911、国产奥迪、桑塔纳、夏利和富康等轿车的前悬架均为麦弗逊式独立悬架。虽然麦弗逊式悬架并不是技术含量最高的悬架结构，但它是一种经久耐用的独立悬架，具有很强的道路适应能力。

第三节 悬架系统CAE分析

一、悬架系统CAE模型

悬架系统结构复杂，CAE模型的难点在于减振器，其内部的减衰能力难以准确地模拟。最准确的做法是通过试验测试，得到减振器的刚度、阻尼系数，并反映到CAE模型中。

图22-7 悬架及轮胎系统CAE模型

图22-7为悬架及轮胎系统的CAE模型。轮胎是DMIG模型（由轮胎供应商提供的轮胎模型的质量、刚度及阻尼矩阵），并考虑轮胎内的空气与轮辋的耦合。减振器的关键参数是刚度和阻尼系数，最好是有试验测量数据。也可以使用经验数据，但是计算结果的精度会受到影响。利用该有限元模型，可以求得由于路面的激励而传递到车身各连接处的力。

搭建完成后的CAE模型首先进行检查计算，一是检查模型中是否有错误，二是检查搭建好的模型是否与实际情况一致。检查的方法就是进行模态分析，验证模态的计算结果与实测结果的一致性。表22-1为悬架及轮胎系统CAE模型明细，根据这个表的内容，组装悬架单体、轮胎单体及悬架和轮胎总成模型，并一一进行验算。模态的计算结果见表22-2。这些模态是悬架、轮胎的单体及总成的常见模态。配合实测结果，对CAE模型进行调校，得到准确的CAE模型后，就可以在其基础上开展更进一步的分析。

表22-1 悬架及轮胎系统CAE模型明细

表22-2 悬架及轮胎单体和总成模态分析结果

二、悬架系统传递的激振力

路面噪声中的结构传播音，是由于路面带给轮胎上的位移激振力而产生的。轮胎与地面接触部位的橡胶花纹，在受到激振力时的变形非常复杂，直接测量该部位的激振力是非常困难的。一般悬架系统是直接安装在车架或车身上的。路面带来的激振力，通过轮胎和悬架而传递到车身。因此，在工程上，可以通过测量悬架与车身连接处在车辆行驶时的振动加速度，以及该处的振动传递函数，间接得到悬架系统传递到车身的激振力。该力可以按照下面的公式求得

式中，F_t为激振力，H_A/F为悬架与车身连接处（车轴）的振动传递函数，A_s为车辆行驶时车轴处的振动加速度。

利用有限元方法和试验相结合的方法，可以精确得到悬架系统的传递力。一般利用试验测量得到振动加速度，利用有限法求得传递函数。

三、路面噪声的计算方法

利用上面求得的路面传递到车身的激振力，再根据有限元分析的方法，求得在整车状态下悬架安装点的振动及声学传递函数，就可以求得由于路面激励而引起的车体振动及车内声学响应。

图22-8即为有限元分析使用的车体模型，右侧的图表为计算得到的前悬架安装点的声学传递函数。车内声学响应按照下面的公式计算

图22-8 声学传递函数计算模型及结果

式中，P_i为某单个激振力引起的车室内声压；H_p/f为悬架安装点的声学传递函数，F_t为求得的悬架系统的传递力。

受路面激励的影响，假设车体受到m个激振力作用，每一个激励力都有x，y，z三个方向分量（下面分别用k=1，2，3表示），每一个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，这个声压分量可以表示为

式中，是传递函数；F_nk是激励力的频谱。车内声腔受某个激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可以表示为

车内声腔受所有激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为

四、降低路面噪声的有效措施

1.采用液压减振器

液压减振器能够实现低频高刚度和高频低刚度的减振特性，对于100Hz以上的高频路面噪声，以及低频的车体冲击都具有良好的减振效果，因此，在一些中高级车上普遍应用。

2.提高轮辋的刚度

轮辋与轮胎内空气的振动耦合增加了路面对车体的冲击力。提高轮辋的刚度，可以一定程度上降低与空气的耦合，从而减小对车身的激振力。

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，2005.

[2] 高波克治.自動車の振動騒音低减技術[M].東京都：朝倉書店，1996.

[3] Matthew Harrion.如何将汽车制造成精品[M].李惠彬，上官云飞，译.北京：机械工业出版社，2009.

[4] 黄金陵.汽车车身设计[M].北京：机械工业出版社，2007.

[5] 张永昌.MSC.Nastran有限元分析理论基础与应用[M].北京：科学出版社，2004.

[6] 李增刚.Nastran快速入门与实例[M].北京：国防工业出版社，2007.

[7] 杨剑.新编MD Nastran有限元实例教程[M].北京：机械工业出版社，2008.

附录

附录A NVH现象

（续）

（续）

附录B NVH名词解释

（续）

（续）

（续）