某轿车加速车内轰鸣声的案例研究
动力吸振器在某车型声学开发中的设计及应用
动力吸振器在某车型声学开发中的设计及应用刘 杰(赛科工业科技开发(武汉)有限公司上海分公司,上海 200233)摘要:论述动力吸振器设计开发原理,并从整车开发工程实践的角度出发,对传动轴的噪声-振动-平顺性(N V H )进行动力吸振器的设计㊂通过运用H e a d 软件中的模态测试模块来确定噪声出现的频率,针对实际噪声工况设计吸振器的参数,并利用仿真和实车道路测试相结合的方法对吸振器效果进行验证㊂经验证该吸振器的设计解决了N V H 问题,改善了整车的驾乘舒适性㊂该方法可推广应用到整车其他零件的减振开发设计中去,对整车声学开发有积极的指导意义㊂关键词:动力吸振器 声学开发 减振0 前言汽车的振动-噪声-平顺性(N V H )是衡量汽车品质的一项重要指标㊂随着用户对汽车的舒适性要求越来越高,各国对噪声污染的控制越来越严,因此N V H 性能决定了一部汽车在市场上的前景[1]㊂汽车上几乎每个系统和部件都会涉及振动问题,而动力吸振器作为消除噪声和振动的1个重要方法,已经在整车声学开发中进行了大量的运用,比如传动系统上的传动轴及卡丹轴㊁动力装置支承㊁方向盘㊁副车架㊁排气管及座椅靠背等㊂动力吸振器一般针对某个特定噪声频率,通过产生与主系统相位差180ʎ的振动,从而抵消主系统某个频率的振动㊂根据主系统产生噪声频率的不同,通过调节动力吸振器的质量㊁刚度㊁阻尼等抵消某个频率的振动,同时动力吸振器作用的频率范围覆盖十几H z 到几百H z㊂比如:针对座椅抖动,可在靠背上增加的动力吸振器,其作用频率只有十几H z ;方向盘上的动力吸振器,根据车辆怠速转速的不同作用范围,大致在二十多H z 到三十多H z ;动力总成支承和传动轴上的动力吸振器根据车辆加速行驶时发动机转速不同从几十H z 到几百H z㊂动力吸振器对车辆上抱怨零件特定频率的振动及噪声的衰减效果是非常明显的,并在整车声学开发上获得了广泛的运用㊂1 问题描述某自主开发的S U V 车型采用前轮驱动P r o t o t y pe 样车主观评价发现,车辆在加速阶段转速在3600r /m i n 附近踏板抖动严重,并伴随着明显的车内轰鸣声,如图1所示,在车内布置了4个噪声采样传感器,分别位于驾驶员外耳㊁副驾驶外耳及后排乘客外耳㊂图2为驾驶员位置噪声瀑布图,可看出该车内噪声与发动机的2阶有关,噪声频率在120H z 附近㊂图1 某S U V 车型3档加速车内噪声2 原因分析该车辆左侧传动轴距较短,采用的是42m m 的空心轴,而右侧传动轴从成本角度,采用的是27m m 的实心轴㊂实心轴的固有频率远比空心轴低,其与发动机旋转件发生耦合的概率要比空心轴大得多㊂对车辆进行传递路径分析,发现噪声车辆的抖动来自车辆右542019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.图2驾驶员外耳噪声瀑布图侧传动轴,如图3所示㊂图3某S U V车型3档加速传动轴振动曲线使用H e a d测试系统中,A r t e m i SS U I T E5.1模块的 i m p a c tM e a s u r e m e n t 对整车落地状态下的车辆右侧传动轴进行固有频率测试,测试结果如图4所示㊂对比图2和图4可以得出噪声产生的原因,发动机2阶激励与右传动轴的1阶固有模态耦合产生了共振,从而引起了车内的轰鸣和振动㊂3优化措施针对以上分析,可从激励源㊁传递路径及响应寻求改进措施㊂因为噪声出现在转速3600r/m i n(车辆加速)时,此转速属于发动机中间转速不可能避开,因此通过降低或者避开激励源的方法不太可行㊂车内噪声和振动是乘客可以感知的两种响应,前者可以通过主图4右传动轴整车约束状态下固有频率动降噪的方法来解决,缺点是成本太高㊂整车加速抖动没有较为简单的解决方法,除非对车身进行刚度加强,其问题根源出在传递路径上右传动轴这一环,只要把右传动轴共振峰值消去或者降低其共振能量,就可以同时实现降低噪声和振动,而这就是动力吸振器可以实现的功能㊂4动力吸振器设计原理4.1双自由度系统模型的建立图5带阻尼的动力吸振器系统图5是一个带阻尼的动力吸振器的系统,该动力吸振器系统包括主系统的质量㊁主系统弹簧刚度㊁主系统位移响应㊁吸振器质量㊁吸振器弹簧刚度㊁阻尼系数㊁552019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.吸振器位移响应和外界激励力㊂系统的强迫振动方程如下m 100m 2éëêêùûúú㊆x 1㊆x 2éëêêêêêùûúúúúú+c -c -c c éëêêùûúú㊃x 1㊃x 2éëêêêêêùûúúúúú+k 1+k 2-k 2-k 2k 2éëêêùûúúx 1x 2éëêêùûúú=P 1s i n (ωt )0éëêêùûúú(1)式中,m 1为主系统的质量,k 1为主系统弹簧刚度,x 1为主系统位移响应;m 2为吸振器质量,k 2为吸振器弹簧刚度,c 为阻尼系数,x 2为吸振器位移响应,P 1s i n (ωt )为外界激励力㊂4.2 阻尼动力吸振器当c 不等于0时,动力方程的解为x 1x 2{}=B 1s i n (ωt )B 2s i n (ωt ){}(2)式中,x 1为主质量位移响应,x 2为吸振器位移响应,B 1为主质量振幅,B 2为吸振器振幅,P 1s i n ωt 外界激励力㊂将主质量系统的振幅B 1与静变形x s t 之比A (λ)称为放大系数A (λ)=B 1x s t=(2ηλ)2+(λ2-f 2)2(2ηλ)2(λ2+μλ2-1)2+[μf 2λ2-(λ2-1)(λ2-f 2)]2[]2(3)式中,f =ω2ω1为调谐比或定调比,μ=m 2m 1为质量比,λ=ωω1为激励力与主系统固有圆频率之比,η=c 2m 2k 2吸振器阻尼比,c 阻尼系数㊂ω为系统激励力频率,ω1为主质量固有频率,ω2为吸振器固有频率,m 1主系统的质量,m 2为吸振器质量,k 2为吸振器弹簧刚度㊂μ越大虽然有利于减振,但是不利于空间布置,一般取0.1~0.3㊂取μ为0.1,调谐比取1来绘制主质量系统的幅频响应曲线,如图6所示㊂当阻尼比取零和无穷大时,幅频响应曲线相交于A ㊁B 两点㊂可以证明,任意改变阻尼比,幅频响应曲线都通过该两点㊂改变调谐比可以让A 点和B 点的幅值相等㊂若再改变吸振器阻尼比,使动力放大系数曲线的峰值点与公共点A 点或B 点重合,此时的动力放大系数为最小值,此时的调谐比称为最优调谐比,阻尼图6 主质量系统幅频响应曲线比称为最优阻尼比,并满足关系:f o pt =ω2ω1=11+μηo p t =3η8(1+μ)3æèçöø÷0.5A (λ)=1+2μæèçöø÷0.5(4)式中,f o pt 为最优调谐比或定调比,ω1为主质量固有频率,ω2为吸振器固有频率,μ为m 2与m 1质量比,ηo p t 为吸振器最佳阻尼比,A (λ)为放大系数㊂5 动力吸振器设计从动力吸振器设计原理可知,设计动力吸振器需要确定质量比㊁调谐比㊁动力吸振器的固有频率和阻尼比等几个关键的参数,最后再根据阻尼比的计算公式反推吸振器的阻尼系数㊂由上述可知,μ的取值一般在0.1~0.3,可选取几个方案同步验证降噪效果㊂(1)方案1:取μ=0.105,因主系统即右传动轴质量m 1为3332g ,则动力吸振器的质量350g㊂最佳调谐比m 2为0.905,吸振器的固有频率是108.6H z ,吸振器的最优阻尼比为0.17,阻尼系数是81N ㊃s /m ㊂(2)方案2:取μ=0.15,计算得出动力吸振器的质量m 2为500g ,调谐比0.870,频率104.3H z ,阻尼比为0.1923,阻尼系数是91.6N ㊃s /m ㊂(3)方案3:取μ=0.2,计算得出动力吸振器的质量m 2为666.4g ,调谐比0.833,频率100H z ,阻尼比为0.208,阻尼系数是99.1N ㊃s /m ㊂这3个方案参数选择如表1所示㊂56汽车与新动力All Rights Reserved.表1 动力吸振器3套方案参数列表项目质量比调谐比阻尼比频率/H z 方案10.1050.9050.1700108.6方案20.1500.8700.1923105.0方案30.2000.8330.2080100.06 动力吸振器设计验证6.1 仿真验证使用A N SA 仿真模块对该S U V 车型右侧传动轴进行3种方案吸振器的原点响应分析,如图7~9所示㊂图7 方案1效果图(计算)图8方案2效果图(计算)图9 方案3效果图(计算)6.2 实车验证将安装动力吸振器的右传动轴安装在该S U V 车上进行实车道路验证,如图10所示㊂方案2效果如图11和图12所示,加装该吸振器后车内噪声的轰鸣声声压级下降达7d B (A ),振动也图10 带动力吸振器的右传动轴改善明显㊂经过主观评价,加装吸振器后车内噪声和振动完全可以接受㊂方案1和方案3效果类似,最终确定该吸振器的频率范围是105H z ʃ5H z㊂图11 带和不带吸振器车内噪声对比图12 带和不带吸振器轴头振动对比7 结论本文从某S U V 车型加速时车内振动和轰鸣的噪声出发,系统地论述了动力吸振器的设计原理,并应用到该噪声的解决中㊂从整车实际工况出发,通过计算572019 NO.3汽车与新动力All Rights Reserved.和道路试验相结合的方法,验证了传动轴上安装动力吸振器对该噪声的改善效果㊂动力吸振器在整车开发中运用广泛,经实践证实,该方法可以有效推广到副车架㊁座椅㊁卡丹轴等车辆其他运动部件的减振设计㊂参考文献[1]庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动:理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2006.专家简介袁卫平,上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心整车集成部N V H科高级经理㊁资深专家㊁教授级高工㊁硕士研究生导师㊁I S O/T C70/WG13和S A C/T C177/WG11工作组组长,从事汽车和内燃机噪声振动控制研究30余年,注重理论与实践相结合,编有专著,发表多篇学术论文,拥有多项发明专利㊂专家推荐辞乘用车在振动-噪声-平顺性(N V H)开发设计过程中,在物理样车造车阶段经常出现车内轰鸣噪声及加速抖动的问题㊂因为此时开发工作已经处于验证阶段,部分零件的正式模具已经冻结,所以在解决此类问题时,通过额外增加动力吸振器往往很有效果㊂此文结合实际开发设计中遇到的相关问题,从问题源出发,利用经典理论公式,通过仿真计算和道路验证的方All Rights Reserved.。
一个关于传动轴共振的案例研究
一个关于传动轴共振的案例研究作者：重庆长安汽车股份有限公司闵福江摘要：NVH 是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。
文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH 问题的原理，以及解决这些NVH 问题的一些方法。
又将振动能量传入腔体，车辆腔体受激共振，产生低频轰鸣声。
同时内万向节及差速器齿轮啮合转动的不稳定性还会引起车辆产生波动式耦合噪音和刺耳的尖叫声音。
3 传动轴在设计中如何避免共振对于传动轴来说，第一阶模态最重要，如果采用不等速万向节的轴，还应该考虑第二阶的激励。
传动轴的最高转速取决于最高的行驶车速，为了避免共振，传动轴的固有频率一定要比临界转速（传动轴最高转速）对应的频率高出15%。
传动轴的最大工作频率与车速的关系：式1 中va-车速fj-传动轴的最大工作频率ig-变速器的传动比io主减速比kj发动机转矩主谐量的阶数r车轮的滚动半径以前述样车为例：该车的最高车速为：190km/h；变速器传动比（5 档）：0.809；主减速比：4.17；发动机转矩主谐量的阶数：2；轮胎周长：2m；经计算传动轴的最大工作频率为178Hz，因此为了避免共振，传动轴的设计目标（一阶固有频率）应该在205Hz（178×（1+15）%）以上。
该样车实测一阶弯曲模态为109Hz（如图一所示），远低于205Hz。
经过发动机激励，引发传动轴共振，造成车内轰鸣声（如图2 所示）。
图1：传动轴一阶弯曲模态图2：车内轰鸣噪声4 当发生传动轴共振时，可采取的控制策略4.1 调整传动轴固有频率根据（1）式中计算出的传动轴最大的工作频率j f ，将传动轴的固有频率设定为不小于j f (1+15)%。
以该样车为例，应将传动轴的固有频率提高到205Hz 以上。
对于长传动轴，提高固有频率的方式主要有两种：第一，采用中间支撑，分段传动；第二，采用空心轴（空心轴可以降低质量，增大管径，有扭转强度高，弯曲强度大的特点）。
利用声固耦合模型进行轿车车室内噪声的仿真分析
图 2 MSC.Patran 中的车室空腔模型
为了与实体模型相区别，MSC.Nastran 的声学模型在节点数据卡的第 7 域中填加“-1” ， 以此定义它为流体（空气）单元节点。对于复杂的模型，为了减少修改节点数据卡的工作量， 用户可以根据数据卡的格式自己编写数据转换程序来完成这一工作。MSC.Nastran 声学模型 数据文件中的材料卡用的是流体的 MAT10 卡，它定义了流体的体积模量和密度。在单元特性 卡的第 8 域中声明是流体单元，这样就得到了车室空腔声学模型的数据文件 。
（a）76.68 Hz
（b）113.88 Hz
（c）140.84 Hz
（d）158.08 Hz
图 4 车室空腔的声学模态
3.2 车身结构的模态分析
由于本文讨论的车室内噪声是由车身结构振动引起的， 车身既是噪声信号的发生器， 也 是振动激励信号的滤波系统， 分析车身结构的模态可以更好地掌握振动传递和噪声产生的机 理，进而为室内噪声预测以及噪声源诊断、壁板声学贡献分析等提供依据。
[2]
-4-
2003 年 MSC.Software 中国用户论文集
在 MSC.Nastran 中建立车室结构与空腔的声固耦合模型， 首先要将车身结构模型和车室 空腔模型的数据卡合并到一起，这也可以通过在 MSC.Patran 的一个模型中分组建模实现， 但要注意这两个模型的节点和单元要分开编号并且分别定义单元的材料和特性。在数据段中 必须填加“ACMODL,IDENT”卡片，使两个模型中相重合的节点连接（耦合）在一起，保证它 们在分析时一起运动。如果流体模型的界面节点没有与结构模型节点相耦合，那么该节点的 边界条件相当于被刚性壁所约束。图 3 所示为声固耦合模型的纵向剖视图。
Key words: noise，fluid-structure interaction，MSC.Patran，MSC.Nastran
GB1495汽车加速噪声标准限值加严情况研究
GB1495汽车加速噪声标准限值加严情况研究作者：谢东明孙枝鹏张志波来源：《汽车科技》2019年第05期摘要：GB1495《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》标准（报批稿）与现行标准GB1495-2002相比、改变了测量方法及限值体系，本文通过比对依据新标准及现行标准的测量结果差异获取GB1495-2002标准相对GB1495新标准的等效限值水平，并简要分析了限值加严情况及对各型汽车的影响。
关键词：GB1495;汽车加速噪声;限值中图分类号：U461 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2019）05-0007-05谢东明毕业于吉林大学车辆工程专业，现就职于中国汽车技术研究中心有限公司标准所高级工程师，从事汽车整车、噪声试验及国内外标准研究工作。
已发表整车试验、汽车噪声等相关论文30余篇。
前言2018年11月，GB1495《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》标准进入了WTO/TBT 通报流程，即将报批，预计实施时间为2020年7月1日[1]。
和现行标准GB1495-2002[2]相比，GB1495新标准采取了全新的测量方法和限值体系，这为新标准与现行标准的限值比对及研究带来难度。
目前，国内、外均没有针对GB1495标准及相应联合国汽车噪声法规UN Regulation No.51[3]在测量方法改变之后的限值加严情况准确分析[4]。
《汽车加速行驶外噪声限值及测量方法（修订GB1495-2002）》项目组通过分析“中国加速行驶车外噪声数据库”中的典型车型依据GB1495新老标准的验证试验数据，获取了新老标准测量方法差异以及引起的测量结果差异，并对比新老限值水平差异，获得了GB1495新标准限值在不同车型上的加严量，以及对这些车型的影响。
1 GB1495新标准测量方法主要变化GB1495新标准的测量方法主要依据“中国工况”[5]及中国车型特征[6][7][8]修改采用了ISO362-1：2007国际标准[9]。
环境噪声污染案例分析
环境噪声污染案例分析引言：环境噪声污染作为一种常见的环境污染问题，对人类的身心健康、生活质量和社会和谐造成了严重的影响。
本文将对几个环境噪声污染案例进行分析，探讨其影响和解决方法，以期增强大众对环境噪声污染问题的认识和意识。
案例一：市区交通噪声描述：市区交通噪声是最为常见的环境噪声污染之一。
车辆行驶产生的噪声给周边居民带来了巨大的困扰。
尤其是位于繁华商业区的住户，受到频繁的汽车喇叭声和引擎噪音的干扰，影响睡眠质量和生活舒适度。
影响：长期暴露在市区交通噪声中，人们易受到压力和焦虑的影响，进而导致睡眠障碍、血压升高等健康问题。
此外，交通噪声还会干扰学校教学环境，影响学生的学习效果。
解决方法：为减少市区交通噪声污染，可采取以下措施。
一是政府加强城市规划和交通管理，合理规划道路和住宅建设，并设置限制噪声排放的标准和指导。
二是在重要路段设置隔音屏障和抑制噪音设备，以尽可能减少交通噪声的传播。
三是提倡环保出行方式，推广公共交通和非机动车出行，减少汽车数量和行驶里程。
案例二：工业噪声描述：工业噪声是由于工业设备、机械运转以及工厂生产过程产生的噪声。
这些工业噪声不仅对员工的健康造成危害，同时也对周边居民的生活带来干扰。
影响：长期暴露在高强度工业噪声下，员工易患职业性听力损伤，甚至引发精神和心理问题。
同时，工厂周围居民受到噪声的侵扰，影响到正常的工作学习和居住环境，甚至引发社会不安。
解决方法：应对工业噪声污染的解决方法包括以下几个方面。
一是加强工业噪声监管，明确噪声限制标准，规范工业噪声排放，确保企业按照规定安装噪音控制设施。
二是提升企业的环境管理意识，加强技术改造和设备更新，采用降噪设备和隔音措施，减少噪声源。
三是加强员工的个人防护意识，提供适当的听力保护设备，减少职业性听力损伤的发生。
案例三：居民社区噪声描述：居民社区噪声是指居民区内产生的各种社会噪声，例如邻里纷争、娱乐设施产生的噪音等。
这些噪声干扰了周围居民的正常生活和休息。
汽车加速行驶车外噪声测试及降噪措施
增加吸音橡胶皮
增加减振垫
挡泥板增加 减振垫
增加 减振 垫
增加支撑 支架
2、发动机仓屏蔽
• • 尽管玉柴的柴油机噪声在国内同行中较低，但如果不对发动机的机仓进行隔 声处理，也很难达到新国标的要求。 屏蔽发动机仓是降低噪声的最有效方法，需要整车厂的重视认同和规范化作 业，需要设计制造部分专用成型屏蔽，例如：南京跃进厂的平头载货车驾驶 室发动机舱后盖，设计为成型复合材料冲压件内附吸音隔热材料，安装在驾 驶室上，能随驾驶室自由起降，降下时与车厢之间隔音板密封结合，迎风散 热气流随着成型发动机舱后盖圆弧线流向车底，其底盘屏蔽设计出既能确保 通风又能隔音，显得非常正规、美观。由此可见该厂对噪声的重视程度。该 车装两台YC4110发动机，其中一台发动机未采取任何降噪措施，测试结果是 81 dB（A）。由于不允许拍照，未能给大家分享。如下相片只是近类似而已， 比起南京跃进发动机舱后盖设计还有一段差离。
驾驶楼与车厢 之间增加隔音 板
油箱外覆盖橡 胶皮，减振及 吸音
试验测试结果
车型号
发动机型号 未降噪前 施加降噪措施后 拆除发动机底部屏 国标限值 83 dB（A）
EQ3010（平头） J46S1 具体措施
85.6dB （A） 82.6 dB（A）
采用复合钢板油底壳、复合钢板离合器壳底盖，底部未屏蔽 86.5dB （A） 81.9 dB（A） 88 dB（A） 80.8 dB（A） ； 82.9 dB（A） 82.8 dB（A） 83 dB（A） 83 dB（措施
汽车噪声控制
• 汽车噪声控制以汽车噪声的基本常识以及 基本的测量控制方法等为主。掌握一些基 础如声学的基本概念、波动方程、声波等， 对一些常用的噪声测量方法如声压测量、 声强测量、声全息测量方法等有所了解和 掌握，对汽车的噪声如发动机噪声、底盘 噪声和车内噪声的特点以及一些噪声控制 方法如隔声、吸声、减振、隔振等有所了 解和掌握。使会处理一般汽车噪声问题。
传动轴共振的案例研究
一个关于传动轴共振的案例研究闵福江重庆长安汽车股份有限公司汽车工程研究院【摘要】NVH是汽车研究与设计过程中既需要一定的理论基础，又需要大量实践经验才能解决的应用问题。
文章阐述了汽车动力系统引起整车NVH问题的原理，以及解决这些NVH问题的一些方法。
【主题词】传动系 共振 汽车 轰鸣声A Case Study on the Syntony of Drive shaftMin FujiangChongqing Changan Automobile Stock CO . LTDAutomotive Engineering Institute【Abstract】NVH is a application problem to be solved with certain theoretical basis and much practical experience .This paper describes the complete vehicle NVH problem principally caused by power system ,and introduce some ways how to solve this problem。
【Key Words】Transmission system , Syntony , Vehicle , Booming Noise1前言某新研发的车辆，在样车试制期间，发现当车辆在行驶过程中发动机转速达到3300转/分时，车内产生明显的轰鸣声（Booming Noise）,该车型如果投放市场，必然引起顾客抱怨，影响市场销售。
经诊断分析确定为传动轴一阶弯曲共振导致，必须针对传动轴采取措施，解决轰鸣噪声。
本文系统地阐述了该问题的分析和解决过程。
2传动轴共振引发的NVH问题汽车的动力系统时刻向传动轴施加各种激振，尤其以发动机的往复惯性力与传动轴不平衡产生的惯性力冲击最为显著。
汽车设计论文 16,传动轴模态共振问题的解决方案与实例
传动轴模态共振问题的解决方案与实例摘要通过对整车Ⅲ-WOT工况对车内噪音、轮毂端振动测试，以及对传动轴模态测试，由噪声、振动数据分析，确定车内噪音根源为传动轴模态共振导致。
为解决该问题，常用加粗驱动轴方法并不可行，无法避开共振频率，在此背景下，通过采用在该传动轴上增加动态阻尼器的方法，对动态阻尼器进行原理分析及参数优化，合理设定动态阻尼器参数，从而抵消传动轴模态共振振幅，消除车内该频率段噪音，改善整车NVH性能。
关键词传动轴；模态共振；动态阻尼器1引言随着物质生活水平提高，消费者对汽车舒适性要求不断提高，主机厂在对于汽车NVH 性能提升方面投入加大。
其中，解决汽车零部件共振在汽车NVH性能提升方面占重要比重。
传动轴激振来自于发动机激励、齿轮啮合冲击、轮胎路面激励。
通常情况下，当传动轴的一阶弯曲模态被激发时，才会引起明显的共振。
因此本文是通过试验测试手段分析，并采用在传动轴上安装动态阻尼器，解决传动轴模态共振问题，提升汽车NVH性能。
2 噪声源分析及优化方案选择2.1 噪音及振动测试分析为了消除路面激励对传动轴影响，采用在转鼓测试车内驾驶员右耳、副驾左耳噪音声压级，以及轮毂端振动测试，测试工况是整车进行Ⅲ-WOT加速工况（发动机转速由1000rpm/min 增加至5000rpm/min）。
测试噪声结果如图1所示。
在3300rpm/min时，整车声压级存在峰值，导致车内存在轰鸣，同时从频谱分析可知，主要由于二阶次噪声导致，且二阶次频率为110Hz，同时轮毂端振动测试数据在3300rpm/min也存在大振幅，排除进、排气是噪声产生的原因，故初步判断该车内二阶次噪声峰值由传动系导致，进一步对传动轴模态做测试确认。
图1 驾驶员右耳噪声（总声压、二阶次噪音）2.2噪声源确认及优化方案选择在实车状态下，对整车约束下传动轴进行模态测试。
测试结果为一阶弯曲模态为113Hz，与车内二阶次110Hz噪声峰值相接近，故确认为传动轴其一阶弯曲模态113Hz与发动机二阶频率110Hz（对应转速3300rpm/min）发生模态共振，导致该噪声产生。
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短管截面积；V 为共振腔容积； Lc 为颈的长度）
考虑到该车空间发动机仓内的布置问题，设计出来的霍姆赫兹消声器的形状不规则。因为共振腔的形 状将会影响它的共振频率[2]，所以不能完全通过传统经典公式进行计算及设计，需借助三维有限原方法。
通过分析计算设计 173Hz 霍姆赫兹消声器参数为：管径 d ≡ 39mm，长 L0 ≡ 54.5mm，体积 v ≡ 1.32L ，
进气口 进气口4阶
6 0 0 0 .0 0
图 2： 驾驶员位
3.2 进气系统的振动噪声源分离结果 用长直管将该车进气系统引出到车外，再加上空气滤清器总成，分离出进气系统的振动和噪声，进行
测试。然后在将空滤器用铅板进行包裹，分离出空滤器壳体的辐射噪声，重新装到车上进行测试。最后将 空滤器与车体连接脱离，并做好隔振处理，分离出空滤器的振动进行测试。比较测试结果发现进气口的辐 射噪声对该车内轰鸣声的贡献量最大。测试结果如图 4、5 所示
-2-
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
图 6： 霍姆赫兹消声器
霍姆赫兹消声器共振频率理论计算公式
f0
=
c0 2π
A c （式中： f0 为共振频率； L0 为共振器短管长度，
L 0V
在实用中一般取有效长度来计算，对于圆截面短管，可取有效长度为 Lc + πd c 4 ； d c 为截面直径， Ac 为
2 张振良.发动机进气消声器研究[硕士学位论文] .重庆大学.2003 年 6 月
-4-
5968.13
99.09
Tacho1 (T1) rpm
991.22 20.00
5985.46
173.00
Hz S (C )
原状态
1000.00
-0.91 98.94
Hale Waihona Puke dB(A) PaTacho1 (T1) rpm
45.00
，
1000.00
2600.00 rpm
图 10：车内噪声测试曲线图
6000.00
87.00
75.00
Pa dB(A)
Pa dB(A)
原状态 空滤器引出
原状态 空滤器引出
56.00 1000.00
2600.00 rpm
6000.00
45.00 900.00
2600.00 rpm
6000.00
图 4：车内噪声曲线
图 5：车内 4 阶噪声曲线
从测试数据可以看将空滤器总成引出之后车内噪声在 2600rpm 降低了 5dB(A)，车内 4 阶噪声在该转度
霍姆赫兹消声器是旁支消声器的一种，如图 6 所示。它是一种传统的消声器，它有一个消声容器和一
根短管组成，短管与主管连接。入射波在主管运动，单到达消声器时，一部分被反射回来，另一部分分成 两个分路。一路进入容器或者是推动容器内的空气运动，另一路继续在主管中传播，形成投射波。由于管 道交界面处的阻抗发生变化，从而达到消声目的。
进气系统的噪声是汽车最主要的噪声源之一。从对车内噪声影响的角度出发，进气系统的噪声主要分 为辐射噪声和结构噪声，如图 1 所示。辐射噪声主要是进气口辐射噪声和空滤器及消声元件等薄壁壳体辐 射噪声。结构噪声主要为进气系统的振动传递到车身而产生结构振动噪声。
消声元件辐射噪声
发动机
柔性管
消声元件
消声元件
进气口噪声
车身振动
图 1 ; 进气系统主要噪声源示意图
3 进气系统对车内噪声贡献量分析
3.1 进气噪声与车内噪声相关性分析 某车加速时在 2600rpm 时有明显的轰鸣声（图 2），分析测试数据发现该轰鸣声主要是由于发动机的 4
阶噪声引起的，进气口 4 阶辐射噪声在该转速下也存在峰值（图 3），该转速下进气口辐射噪声和车内噪声 -1-
经验公式计算结果 f ≡ 180 Hz，SYSNOISE 计算消声频率为 f ≡ 174 Hz,满足设计要求。如图 7、图 8 所示
50
45
f=174Hz
40
35
30
25
20
15
10
5
0 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
图 7：霍姆赫兹消声器传递损失三维计算曲线
图 8：霍姆赫兹消声器内部各点声压云图
4.2 霍姆赫兹消声器样件效果验证
样件单体传递损失的测试结果为 f ≡ 173 Hz，与设计值基本吻合，设计的样件传递损失测试结果如图 9
所示
40.00
Pa dB
0.00
172.00
0.00
Hz
1000.00
图 9：霍姆赫兹消声器传递损失测试曲线
-3-
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
下降低了 9dB(A)。因此判断该轰鸣声主要是由于进气口在 2600rpm 时 173Hz 的辐射噪声引起的。
4 该车进气轰鸣声的解决措施
对于进气系统的窄频噪声小于 300Hz 一般增加霍姆赫兹消声器来消除，大于 300Hz 一般增加 1/4 波长 管来消除[1]。针对该车进气 173Hz 的窄频问题拟定增加霍姆赫兹消声器来解决。 4.1 霍姆赫兹消声器的设计
1 前言
某样车加速时车内噪声在 2600rpm 时有明显的轰鸣声（Booming Noise），影响车内的乘坐舒适性。通 过测试和分析发现是进气系统的辐射噪声引起的，通过经验公式和三维有限元设计计算，增加霍姆赫兹消 声器进行优化，解决了这个轰鸣声。本文详细的阐述了该问题的分析和解决办法。
2 进气系统主要噪声源
972.34 20.00
173.00
增加谐振腔
-1.06
Hz
1000.00
图 11：进气口噪声测试结果图
5、结论
本文针对对某样车加速轰鸣声的问题，采取了在进气系统中增加霍姆赫兹消声器的措施，经试验验 证解决了该车加速轰鸣声的问题，同时在其它车型的开发中也有借鉴意义。 参考文献
1 庞剑 谌刚 何华 汽车噪声与振动－理论与应用 北京理工大学出版社 2006（1）
样件安装到车上进行测试，轰鸣声明显消除，在该转速下车内噪声降低了 4dB(A)，车内和进气口 4 阶 噪声明显比原来降低。该车 2600rpm 的 173Hz 的轰鸣声通过增加霍姆赫兹消声器消除了。如图 10、11 所 示
dB(A) Pa
Pa dB(A)
87.00
原状态
加谐振腔
原状态4阶
加谐振腔4阶
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
存在很大的相关性。初步判断是进气系统的辐射噪声引起的该轰鸣声。
86.00
108.74
Pa dB(A)
Pa dB(A)
45.00 1000.00
2600.00 rpm
置的轰鸣声图
原状态 4阶噪声
6000.00
31.45 1000.00
2600.00 rpm
图 3： 进气口噪声曲线
2009 年 LMS 中国用户大会论文集
某轿车加速车内轰鸣声的案例研究
张硕 杨亮 雷应锋 重庆长安汽车股份有限公司
汽车工程研究院 【摘要】NVH 性能是汽车性能的重要体现，直接关系到汽车产品的市场表现。本文阐述了进气系统引
起的整车 NVH 的原理和解决这些问题的措施。
关键词：汽车进气系统 噪声与振动 赫姆霍兹消声器 【主题词】汽车进气系统 噪声与振动 轰鸣声 霍姆赫兹消声器