车辆内部异常噪声的传递途径研究
传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究

传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究车内噪声是一种常见的问题,影响了司机和乘客的舒适性和安全性。
为了研究车内噪声的来源和贡献量,路径分析可以被用于建立车内噪声传递的模型。
传递路径分析是指从噪声源到车内各点的传递过程。
在这个过程中,噪声从源头传递到车内,经过车辆各种部件如轮胎、悬挂系统、引擎盖等,最终到达车内的乘员空间。
这个过程中的每个部件都有可能引入一定的噪声贡献量,因此路径分析可以帮助我们定位噪声源并找到有效的噪声控制措施。
路径分析可以分为两个步骤:建立传递模型和进行路径分析。
建立传递模型是指根据车辆的特性对噪声传递进行建模。
通常的建模过程可以分为三步骤:首先找到主要的噪声源,确定噪声的频率特性和功率谱;其次对每一个噪声传递路径进行建模,考虑传递过程中的各种因素,如传递系数和反射系数等;最后将各个路径的模型汇总起来,得到整个传递模型。
进行路径分析则是根据传递模型对噪声来源和贡献量进行量化。
在路径分析中,可以通过实验室测试和道路测试来获取数据,从而确定噪声的来源和贡献量。
一些常用的路径分析方法包括声功率级法、声贡献分析法和耦合路径分析法等。
一般情况下,路径分析的结果可以用于制定噪声控制策略。
对于确定的噪声源,可以通过改进构件设计、优化隔音材料、降低机械噪声等方式来降低噪声。
另外,对于重要的噪声传递路径,建立隔音工程以阻挡噪声也是一种有效的方法。
在进行路径分析时,还需注意一些问题。
例如,噪声传递模型需要足够精确才能得到可靠的路径分析结果;使用不同的路径分析方法可能会得到不同的结果;并且,由于车内噪声是由多个噪声源产生的,因此路径分析需要考虑多个噪声源的影响。
总的来说,路径分析可以帮助我们了解车内噪声传递的情况,定位噪声源并找到有效的控制措施。
这对于提高车辆的舒适性和安全性都具有重要意义。
除了路径分析,还有其他方法可以用于车内噪声贡献量的研究。
例如,声学定位可以用于确定噪声源的位置,这对于确定噪声控制措施非常有价值。
车内噪音的来源及解决方法

在汽车音响改装行业浸淫多年,改装过不少车型,因为音响改装涉及到车辆吸音降噪的处理,对此也有些心得,现在整理一下,和大家分享。
首先我们来分析一下车内的噪音的来源,车内噪音主要有下面几种:1.发动机噪音发动机噪音包括发动机缸体发出的机械声,还包括进气系统噪音,即高速气体经空气滤清器、进气管、气门进入气缸,在流动过程中,会产生一种很强的气动噪音。
由于汽车公司在车辆设计时由于成本的问题,部分零件不会采用最好的材料,如该车引擎盖没有使用吸音材料,防火墙没有贴隔音材料造成了发动机的声音通过仪表台下方、底盘传入到车内。
2.轮胎噪音一般的胎噪主要由三部分组成:一是轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气扰动构成的空气噪音;二是胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音;三是路面不平造成的路面噪音。
胎噪是不可避免的,即使是换用所谓的低胎噪轮胎也没有什么效果,关键还是看车辆本身的吸音隔音效果,现在市售30万以下的新车防火墙基本是不做吸音隔音的,造成了发动机声音和轮胎噪音通过仪表台下方、底盘叶子板处传入到车内。
3.空气噪音一是风噪,就是由车身周围气流分离导致压力变化而产生的噪音;二是风漏,或叫吸出音,是由驾驶室及车身缝隙吸气而与车身周围气流相互作用而产生的噪音;三是其他噪音,包括空腔共鸣等,例如很多车尾箱内的备胎空腔,很容易与排气系统形成共鸣,而汽车的四个门是离车内最近的结构,如果密封做的不好,风噪和凤漏就会很明显。
4.车身结构噪音主要是受两个方面因素影响,一是车身结构的震动传递方式,二是车身上的金属构件由于在里外作用下产生震动而产生噪音。
例如车门和尾箱两侧的钢板,很容易因为车辆震动而产生噪音,车门噪音传导及车身密封性不足,车门是由钣金件和门饰板组成。
市场上售价在30万以下的新车,大部分车门部分都没有做隔音处理,因此在关门的时候可以感觉到明显的金属声音,车辆高速行驶时金属声会更明显。
下面,我们将以马自达5为例,讲解一下如何进行静音降噪的处理。
运用传递路径分析对车内噪声贡献量的研究

运用传递路径分析对车内噪声贡献量的研究佘琪 周鋐同济大学汽车学院【摘要】本文论述了传递路径分析(TPA)的基本原理和典型传递路径分析的操作步骤,并借助LMS/TPA 模块对国产某款乘用车进行了车内噪声的传递路径分析。
文中建立了传递路径分析的模型,通过在实际工况下的测量和仿真,验证了模型的正确性。
最后通过路径贡献分析来识别车内噪声的主要传递路径,为该车的后续开发与改进提供了指导作用。
【关键词】传递路径分析;结构噪声;空气噪声;路径贡献分析;LMS/TPA模块Automotive Interior Noise Contribution Study by Using Transfer Path AnalysisShe Qi, Zhou HongCollege of Automobile, Tongji University[Abstract] This article describes the fundamental theory of Transfer Path Analysis (TPA) and the typical experimental procedure of TPA. With the introduction of LMS/TPA software tool, the automotive interior noise transfer path of a domestic passenger car can be analyzed. In this article, a TPA model is established. With the measurement and simulation in the actual work condition, the model is verified. Finally, by using path contribution analysis, the main transfer path of automotive interior noise can be identified. This article can guide the development and improvement of the passenger car.[Key Words] Transfer Path Analysis; Structure‐Borne Noise; Air‐Borne Noise; Path Contribution Analysis; LMS/TPA software tool引言在汽车的设计开发过程中,车内噪声和振动是评价车辆性能的重要指标之一。
传递路径分析法(TPA)进行车内噪声优化的应用研究

传递路径分析法(TPA )进行车内噪声优化的应用研究李传兵 徐小敏 王新文 胡成太长安汽车工程研究院摘要:本文基于传递路径分析方法并使用LMS 公司的相关软件,对开发中的某车型的车内轰鸣噪声问题进行了分析,找出了对车内轰鸣声贡献最大的传递路径,并通过有针对性地结构改进,有效地消除了该转速下的轰鸣声问题。
关键词:NVH 传递路径分析法(TPA ,Transfer path analysis ) 贡献量分析车内振动噪声可以看成是由多个激励经过多条传递路径到达目标点叠加而成的,如果能准确地判断出各主要激励源和传递路径的贡献量,并针对贡献量大的激励源和传递路径作相应的优化改进,则NVH 改进工作效率能得到大大的提高。
为此,在汽车的NVH 性能分析中,常常将汽车简化为由激励源(振动源、噪声源)、传递路径和响应点组成的动态系统。
能同时考虑激励源和传递路径的传递路径分析法在汽车NVH 性能开发中得到了广泛关注,各专业公司都纷纷开发专门的商业化测试分析系统,LMS 的TPA 分析软件无疑是其中的杰出代表,已成为在汽车领域应用最广泛的商业系统之一。
传递路径分析方法可以用于结构传播噪声和空气传播噪声问题的诊断、分析和优化,本文将以某车型的结构传播噪声优化为例,详细阐述LMS 传递路径分析方法的实际应用过程和效果。
一、 (结构)传递路径分析法基本原理假设汽车受m 个激励力作用,每一激励力都有x、y、z 三个方向分量,每一激励力分量都对应着n 个特定的传递路径,那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统响应分量。
以车内噪声声压作为系统响应,在线性系统的假设基础上,这个由于结构力输入产生的声压则可以表示为:∑×=)()(ωωnk mnk mnk F H P上式中,)(ωmnk H 是传递函数,)(ωnk F 是激励力。
由上式所知,激励力和频响函数是TPA 分析的输入量,因此进行TPA 分析需要做的工作主要为:¾ 激励力获取:获取激励力的方法有多种,有直接测量法、复刚度计算法以及矩阵求逆法,这些方法各有优缺点和适应性,需要根据实际情况来选用。
动力总成引起的轿车车内异常噪声试验研究

动力总成引起的轿车车内异常噪声试验研究随着汽车行业的发展,动力总成作为车辆的重要组成部分之一,对整车性能和舒适性有着举足轻重的影响。
然而,在动力总成运行过程中,容易引起一些异常噪声,如发动机噪音、传动系统异响等,影响了车辆的舒适性和安全性。
因此,进行动力总成引起的轿车车内异常噪声试验研究,对汽车运行过程中的异常噪声进行分析和解决,对提升行驶舒适性和安全性具有重要意义。
笔者通过对多辆轿车的动力总成引起的车内噪声进行试验研究,总结了以下几点:一、动力总成引起的车内噪声类型在试验研究中,我们发现动力总成引起的车内噪声主要有发动机噪声、传动系统异响和减震系统噪声等。
其中,发动机噪声是指发动机本身产生的噪音,传动系统异响是指传动系统结构或零部件引起的异响,减震系统噪声是指减震器结构或零部件引起的噪音。
这些噪声会直接影响驾驶人员的听觉体验,严重时会导致视觉疲劳、耳鸣等不良反应,大大降低了驾驶的安全性。
二、噪声来源分析在试验过程中,我们通过对车辆不同部位进行测量,确定了异常噪声的来源。
发动机噪声主要来自于缸内压力、排气流和燃油喷射等;传动系统异响主要来自于齿轮啮合、轴承、离合器等;减震系统噪声主要来自于减震弹簧、传动的各个部位等。
通过对异常噪音的源头分析,可以针对不同来源的噪音进行总成调试和优化设计,降低噪音的产生和传播,提高车辆的舒适性和安全性。
三、噪声影响因素分析试验研究发现,动力总成引起的车内异常噪声与运行状态、车速、转速、负载等因素密切相关,其中车速和转速是两个重要的影响因子。
随着车速的增加,风噪变大,加速时发动机喷油量也会增加,导致噪音增强;转速的变化会导致发动机机械损失和排放变化,进而引起噪音变化。
通过对噪声的影响因素分析,可以找到切实可行的解决方案,如改变车辆驾驶状态、调整发动机转速等。
四、改善措施分析针对动力总成引起的车内异常噪声问题,我们提出了以下改善措施:一是车辆在设计初期就要充分考虑并减少噪音源的数量,提高总成的舒适性;二是运用现代化的材料和设计,减少结构噪声;三是通过调整刚度、减震器等方法,改善噪声传递;四是在实车试验中,充分考虑噪音对驾驶员和乘客的影响,制定相应的调节方案和措施,进一步提高车辆的舒适性和安全性。
车内噪声传递路径分析方法探讨

车内噪声传递路径分析方法探讨Ξ郭 荣 万 钢 赵艳男 周江彬(同济大学新能源汽车工程中心 上海,201804)摘要 为了指导汽车NV H工程师更好地进行故障诊断和声学设计,介绍了传递路径分析(T PA)方法的基本原理,详细分析传递函数和激励力的测量方法,并以某型汽车发动机振动噪声向车内传递为例,介绍T PA方法的应用。
试验结果表明,应用T PA方法可有效、方便地进行噪声源识别和贡献分析。
关键词 车内噪声 传递路径分析 传递函数 激励力 贡献分析中图分类号 U461.3引 言近年来,人们对汽车行驶时的NV H性能,即噪声(N o ise)、振动(V ib rati on)、舒适性(H arshness)越来越关心和重视,车内的低噪声设计已成为产品开发中的重要研究课题[1]。
传递路径分析(T ran sfer Path A nalysis,简称T PA)是一种以试验为基础的方法,可让NV H工程师寻找声源通过结构或空气传递到指定接受位置的振动——声学功率流。
T PA经常是与部分贡献的概念相联系的[1]。
这是由于传递路径分析中假设:来自不同路径的所有部分贡献构成了总响应。
对传递路径分析方法和应用许多研究者进行了大量的研究[1-11]。
1993年,文献[1]使用互易性机械2声学传递函数测量方法,进行结构传递噪声诊断。
1996年,P.J.G.van der L inden等[2]和1997年W i m H endricx 等[3]介绍空气传播声量化方法基本原理,分析不同车身板件对车内噪声的贡献。
1999年,文献[4]引入间接力估计技术,并把它应用于汽车传递路径分析。
文献[5]提出了双通道传递路径分析(B T PA)方法,可用于汽车声品质、声学设计和故障诊断。
2003年,文献[6]介绍了H ead公司开发的用于测量声学传递函数以及结构2声学传递函灵敏双通道声源(或称人工头扬声器),并把它可用于双通道传递路径分析。
基于OPAX_的驾驶舱内结构噪声传递路径研究
第43卷第3期2024年6月沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报JournalofShenyangLigongUniversityVol 43No 3Jun 2024收稿日期:2023-08-03基金项目:辽宁省教育厅高等学校基本科研项目(LJKMZ20220603)作者简介:白镇熇(1998 )男ꎬ硕士研究生ꎻ陈克(1965 )ꎬ通信作者ꎬ男ꎬ教授ꎬ博士ꎬ研究方向为汽车系统动力学与控制ꎮ文章编号:1003-1251(2024)03-0090-07基于OPAX的驾驶舱内结构噪声传递路径研究白镇熇ꎬ孙㊀硕ꎬ王楷焱ꎬ陈㊀克(沈阳理工大学汽车与交通学院ꎬ沈阳110159)摘㊀要:对车内结构噪声进行合理降噪的有效方法是阻断振动能量传递最大的路径ꎬ为此建立传递路径模型并进行噪声贡献量分析ꎮ首先ꎬ基于发动机舱内机械构造规划出由振源到驾驶舱的多级传递路径ꎬ并在振动能量传递的连接点处设置路径拐点ꎻ然后ꎬ采用扩展工况传递路径分析(operationalpathanalysiswithexogeneousinputsꎬOPAX)方法确定路径中各拐点对车内噪声的贡献量ꎬ并将噪声拟合值与实测值进行分析对比ꎮ结果表明ꎬ不同路径拐点对车内结构噪声影响明显不同ꎬ其中橡胶悬置拐点对车内噪声影响最大ꎬ该处噪声拟合值与实测值也最为接近ꎬ噪声峰值达到63 5dBꎬ副车架拐点对车内噪声影响次之ꎬ噪声峰值为53 2dBꎬ排气吊耳拐点对车内噪声影响较小ꎬ噪声峰值仅为38 7dBꎮ采用本文方法可有效确定对车内结构噪声影响最大的路径ꎮ关㊀键㊀词:车内结构噪声ꎻ传递路径规划ꎻ路径拐点ꎻ扩展工况传递路径分析中图分类号:U467.4+93文献标志码:ADOI:10.3969/j.issn.1003-1251.2024.03.013ResearchonthePathofStructuralNoiseintheCockpitBasedonOPAXBAIZhenheꎬSUNShuoꎬWANGKaiyanꎬCHENKe(ShenyangLigongUniversityꎬShenyang110159ꎬChina)Abstract:Theeffectivemethodofnoisereductionistoblockthepathwiththelargestvibrationen ̄ergytransferꎬsothetransmissionpathmodelisestablishedandthenoisecontributionisanalyzed.Firstlyꎬamultistagetransmissionpathfromvibrationsourcetocockpitisplannedbasedontheme ̄chanicalstructureintheenginecompartmentꎬandthepathinflectionpointissetattheconnectionpointofvibrationenergytransmission.Thenꎬtheoperationalpathanalysiswithexogeneousinputs(OPAX)methodisusedtodeterminethecontributionofeachinflectionpointinthepathtothein ̄teriornoiseꎬandthenoisefittingvalueisanalyzedandcomparedwiththemeasuredvalue.There ̄sultsshowthattheinfluenceofdifferentpathinflectionpointsontheinteriorstructurenoiseisobvi ̄ouslydifferent.Theinflectionpointofrubbersuspensionhasthelargestinfluenceontheinteriornoiseꎬandthefittednoisevalueisalsotheclosesttothemeasuredvalueꎬwiththenoisepeakvalueat63 5dB.Theinflectionpointofsubframehasthesecondinfluenceontheinteriornoiseꎬwiththenoisepeakvalueat53 2dB.Thepeaknoiseisonly38 7dB.Themethodpresentedinthispapercaneffectivelydeterminethepaththathasthegreatestinfluenceonthenoiseoftheinteriorstruc ̄ture.Keywords:interiorstructuralnoiseꎻtransferpathplanningꎻpathinflectionpointꎻoperationalpathanalysiswithexogeneousinputs㊀㊀随着汽车制造技术的不断进步ꎬ驾驶舱内的结构噪声逐渐成为评价汽车性能优劣的重要指标之一ꎮ动力总成的振动通过悬置㊁排气歧管传递到整个车身ꎬ振动的车身结构与空气耦合使得驾驶舱内产生结构噪声ꎮ针对车内结构噪声问题ꎬ许多学者采用传递路径分析(transferpathanalysisꎬTPA)方法开展了研究[1]ꎮ文献[2-3]通过TPA方法对悬置路径进行了噪声贡献量分析ꎬ并针对后悬置的异常振动ꎬ分别通过改进悬置结构与增强悬置刚度的方法进行了优化ꎮ李树华等[4]采用奇异值分解的运行工况传递路径分析(operationaltransferpatha ̄nalysisꎬOTPA)方法对车内噪声问题进行了研究ꎬ该方法可更准确地对传递路径特征进行表征ꎮHuang等[5]采用区间分析方法对噪声信号进行准确定位ꎬ提高了TPA方法对噪声信号的获取精度ꎮ莫愁等[6]采用逆子结构法识别传递路径中的非耦合频响函数ꎬ在保证TPA方法精度的前提下ꎬ有效减少了工作量ꎮ尽管上述研究采用TPA方法为车内降噪问题提供了解决方向ꎬ但均未考虑噪声的不同传递路径及振动能量传递最大的路径获取方法ꎮ文献[7-8]采用TPA方法研究车内噪声问题ꎬ虽然考虑了不同传递路径对车内噪声的影响ꎬ但未考虑各路径中具有不同振动能量的拐点对车内噪声的贡献量ꎮ本文针对不同传递路径及各路径不同拐点对车内噪声的影响进行研究ꎮ首先ꎬ根据乘用车的机械构造构建两组传递路径模型ꎬ并将挠性连接处或振动能量传递存在明显变化处设为拐点ꎻ然后ꎬ采用扩展工况传递路径分析(operationalpathanalysiswithexogeneousinputsꎬOPAX)方法对路径模型进行数据处理ꎬ获取每条路径中的频响函数与动载荷ꎬ进行噪声贡献量分析ꎬ并将噪声拟合值与实测值对比ꎮ通过对比分析振动源沿多级路径传递到车内的过程ꎬ确定对车内结构噪声影响最大的路径ꎬ为后续路径优化设计提供基础依据ꎮ1㊀基本原理1.1㊀OPAX基本原理OPAX采用参数化模型对载荷进行识别[9]ꎬ即通过大量工况数据和少量频响函数建立方程组ꎬ反解出刚度ꎬ确定工作载荷ꎬ并得到响应点贡献量[10]ꎮ由于采用了大量工况数据建立方程ꎬ因此不仅要设置噪声目标点ꎬ还需设置额外指示点ꎬ目标点和额外指示点统称为响应点ꎮ建立载荷识别模型是OPAX方法的核心内容ꎮ结构动载荷计算式为Fi(ω)=Ki(ω)[aai(ω)-api(ω)]-ω2(1)式中:ω为频率ꎻFi(ω)表示第i条路径上的结构动载荷ꎻKi(ω)表示第i条路径上的动刚度系数ꎻaai(ω)㊁api(ω)分别表示第i条路径上主㊁被动端振动加速度ꎮ常用的动刚度参数化模型有单自由度(SDOF)模型和多频带宽(MB)模型ꎮSDOF模型只适用于弹性元件连接的情况[11]ꎬ其动刚度识别模型表示为Ki(ω)=-miω2+jciω+ki(2)式中mi㊁ci和ki分别为第i条路径上弹性元件的质量㊁阻尼系数和刚度系数ꎬ均为待识别参数ꎮMB模型则适用于刚性连接[12]ꎬ其通过划分较小的频率带宽求解刚性连接的动刚度ꎮMB中某一频带动刚度系数的近似表达式为Ki(ω)=ki(3)下面以SDOF为例ꎬ说明采用OPAX方法求解动刚度系数的过程ꎮ假设有n条传递路径ꎬ则额外指示点㊁目标点的总贡献量uh(ω)为uh(ω)=ðni=1Hhi(ω)Fi(ω)(4)式中Hhi(ω)表示第i条路径的被动端结构至目标点h之间的频响函数ꎮ将式(1)㊁式(2)代入式(4)得到uh(ω)=ðni=1Hhi(ω)(-miω2+jciω+ki) [aai(ω)-api(ω)]-ω2=ðni=1-mi[ω2Ghi(ω)]+ci[jωGhi(ω)]+kiGhi(ω)(5)其中Ghi(ω)=Hhi(ω)[aai(ω)-api(ω)]-ω2(6)假设选取z个阶次切片ꎬ各阶次切片选取r个转速采样点数据[13]ꎬ将式(5)改写为矩阵形式ꎬ如式(7)所示ꎮAhX=Bh(7)其中19第2期㊀㊀㊀白镇熇等:基于OPAX的驾驶舱内结构噪声传递路径研究Ah=-ω211Gh1(ω11)jω11Gh1(ω11)Gh1(ω11) -ω211Ghn(ω11)jω11Ghn(ω11)Ghn(ω11)-ω221Gh1(ω21)jω21Gh1(ω21)Gh1(ω21) -ω221Ghn(ω21)jω21Ghn(ω21)Ghn(ω21)⋮⋮⋮⋮⋮⋮-ω2r1Gh1(ωr1)jωr1Gh1(ωr1)Gh1(ωr1)-ω2r1Ghn(ωr1)jωr1Ghn(ωr1)Ghn(ωr1)-ω212Gh1(ω12)jω12Gh1(ω12)Gh1(ω12) -ω212Ghn(ω12)jω12Ghn(ω12)Ghn(ω12)-ω222Gh1(ω22)jω22Gh1(ω22)Gh1(ω22) -ω222Ghn(ω22)jω22Ghn(ω22)Ghn(ω22)⋮⋮⋮⋮⋮⋮-ω2r2Gh1(ωr2)jωr2Gh1(ωr2)Gh1(ωr2) -ω2r2Ghn(ωr2)jωr2Ghn(ωr2)Ghn(ωr2)⋮⋮⋮⋮⋮⋮-ω21zGh1(ω1z)jω1zGh1(ω1z)Gh1(ω1z) -ω21zGhn(ω1z)jω1zGhn(ω1z)Ghn(ω1z)-ω22zGh1(ω2z)jω2zGh1(ω2z)Gh1(ω2z) -ω22zGhn(ω2z)jω2zGhn(ω2z)Ghn(ω2z)⋮⋮⋮⋮⋮⋮-ω2rzGh1(ωrz)jωrzGh1(ωrz)Gh1(ωrz)-ω2rzGhn(ωrz)jωrzGhn(ωrz)Ghn(ωrz)éëêêêêêêêêêêêêêêêêêêêêêùûúúúúúúúúúúúúúúúúúúúúú(8)X=[m1c1k1 mncnkn]T(9)Bh=[uh(ω11)uh(ω21) uh(ωr1)uh(ω12)uh(ω22) uh(ωr2) uh(ω1z)uh(ω2z) uh(ωrz)]T(10)式中ωjl为不同转速不同阶次对应的频率ꎬωjl=l Rj/60ꎬl表示阶次切片的数目(l=1ꎬ2ꎬ ꎬz)ꎬRj表示第j个采样点的发动机转速(j=1ꎬ2ꎬ ꎬr)ꎬ单位为min-1ꎮ反解出矩阵X中的参数mi㊁ci和kiꎬ即得到悬置元件的动刚度系数Ki(ω)ꎬ将其代入式(1)即可求出m阶次的结构动载荷Fi(ω)ꎮ1.2㊀声压级测试原理为研究产生车内噪声的传递路径ꎬ需测量工况下车内噪声并记录指定时间内的声压级情况ꎮ依据国标GB/T18697 2002[14]ꎬ采用A计权声压级作为评价参数ꎮ平均A计权声压级LPꎬA计算式为LPꎬA=10lg1NðNs=1100 1(LPꎬs+Ks)[](11)式中:LPꎬs为第s个测点处的频带声压级ꎻKs为第s个测点处的A计权频带修正值ꎻN为测点总数ꎮ2㊀多级OPAX模型构建2.1㊀传递路径模型动力总成与悬置系统通过橡胶悬置柔性连接ꎬ存在振动能量变化ꎬ设置为传递路径的能量拐点ꎻ副车架与动力总成下方的后悬置通过刚性连接ꎬ但副车架的主要用途之一是隔振与降噪ꎬ故也将此处作为路径的能量拐点ꎻ动力总成与排气歧管连接的传递路径中ꎬ整个排气系统管道均通过法兰刚性连接ꎬ无能量变化ꎬ但排气系统与车架通过排气吊耳柔性连接ꎬ存在能量变化ꎬ故将此处设为该路径的能量拐点ꎮ根据上述能量拐点的设置ꎬ建立由动力总成激励产生的两条多级传递路径ꎬ如图1所示ꎮ图1㊀传递路径图Fig.1㊀Transferpathdiagram2.2㊀数据采集数据采集对象为国产某型号SUVꎬ其采用横置4缸4冲程汽油机ꎬ最大扭矩186N mꎬ发动机29沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第43卷怠速转速为800r/minꎮ设置为发动机由怠速至4000r/min的定值匀加速工况ꎬ加速度保持在1m/s2ꎮ动力总成通过三点橡胶悬置支撑ꎬ其中左右悬置的结构形式为方块形橡胶悬置ꎬ长83 5mm㊁宽49mmꎬ后悬置为较常见的八字型衬套型橡胶悬置ꎬ直径45mmꎬ后悬置与副车架通过全螺纹螺栓刚性连接ꎬ螺栓长18mmꎬ排气总管与车架通过前后两处橡胶排气吊耳连接ꎬ吊耳长61 5mm㊁宽50mmꎮ按图1中两条多级路径分别进行噪声实验ꎮ实验所需仪器包括:西门子LMSSCADAS32通道数采前端ꎬ采样频率大于10kHzꎻPCB三向加速度传感器ꎬ灵敏度为100mV/gꎬ分辨率为0 0001gꎻGRAS声学传感器ꎬ灵敏度为14 5mV/Paꎮ测量数据包括:驾驶员右耳侧目标点噪声㊁后排中间位置处额外指示点噪声以及路径振动拐点主被动端加速度和发动机转速ꎮ部分拐点处加速度传感器布置如图2所示ꎮ图2㊀部分拐点处加速度传感器布置Fig.2㊀Accelerationsensordistributionatsomepoints2.2.1㊀路径响应点处噪声信号由于乘用车采用的发动机缸数㊁进气形式以及布置方式有所差异ꎬ故发动机在加速时的振动阶次及其对车内的噪声阶次影响均有所不同ꎮ因此ꎬ对每条多级路径进行贡献量分析前ꎬ需要确定影响车内噪声的主要阶次ꎬ以及在能量拐点处贡献量较大的振动阶次ꎮ驾驶员右耳侧的噪声能量阶次组成如图3所示ꎬ可以看出ꎬ造成该车驾驶舱内噪声问题的能量阶次主要为2阶次ꎮ图3㊀驾驶员右耳侧噪声能量阶次Fig.3㊀Noiseenergylevelondriver’srightear2.2.2㊀路径拐点处振动信号路径拐点处振动信号包括橡胶悬置㊁副车架螺栓以及排气吊耳的主被动端振动加速度信号ꎮ图4为后悬置主被动端Y向振动能量阶次color ̄map图ꎬ对比图4(a)和图4(b)可以看出ꎬ由于悬置隔振ꎬ振动能量经过后悬置被动端Y向后明显减少ꎬ但峰值依然显著ꎬ该车动力总成2阶次载荷激励仍为主要贡献ꎮ通过振动信号处理可知ꎬ其他拐点处的主要激励同样由2阶次振动产生ꎮ图4㊀振动能量阶次colormap图Fig.4㊀Vibrationalenergyordercolormap39第2期㊀㊀㊀白镇熇等:基于OPAX的驾驶舱内结构噪声传递路径研究2.3㊀多路径频响函数测试应用LMSTestLab中ImpactTesting模块进行锤击法频响函数测试ꎬ获取式(4)中的频响函数Hhi(ω)ꎮ频响函数用来描述系统输入信号与输出信号之间的比值ꎬ是系统的固有特性ꎬ与系统本身有关ꎬ与激励㊁响应等外界因素无关ꎮ因此ꎬ在进行锤击法频响函数测试过程中ꎬ实验车辆保持静止状态ꎮ频响函数的测试精度直接影响噪声贡献量的精度ꎮ工程上一般采用相干系数衡量测试精度ꎬ实验过程中相干系数越接近1ꎬ说明获取的频响函数质量越高[15]ꎮ图5和图6分别为规划的两条多级传递路径中部分激励点到噪声目标点的频响函数曲线以及对应的相干曲线ꎮ可见ꎬ各测点在频率为0~3200Hz内的相干系数均值都在0 9以上(后悬置Y向为0 95ꎬ后端排气吊耳Y向为0 99)ꎬ获取的频响函数质量较高ꎬ可以进行后续贡献量分析ꎮ图5㊀部分路径拐点到驾驶员右耳侧的频响函数Fig.5㊀Frequencyresponsefunctionfrompartofthepathpointstothedriver srightearside图6㊀部分路径拐点到驾驶员右耳侧的相干曲线Fig.6㊀Coherencecurvesfrompartofthepathpointstothedriver srightearside2.4㊀多路径结构动载荷识别对动刚度参数化模型进行选择ꎬ在传递路径能量拐点处连接件为弹性元件ꎬ如橡胶悬置㊁排气吊耳ꎬ选择SDOF模型进行载荷识别ꎬ连接件处为刚性连接ꎬ如副车架螺栓处ꎬ选择MB载荷识别模型ꎮ为保证结构动载荷拟合识别成功ꎬ即所求动刚度的数量不能超过方程数量ꎬ通过LMSTestLab软件中OPAX模块进行SDOF拟合时ꎬ将式(2)中mi缩减为0ꎬ此时动刚度模型方程未知数数量为27个ꎬ方程数量为187个ꎬ满足拟合要求ꎮ通过MB拟合时选择在30Hz带宽进行动刚度求解ꎮ动刚度识别后ꎬ将其代入式(1)ꎬ得到能量通过各个拐点时的动载荷ꎮ振动能量通过后悬置拐点X㊁Y㊁Z方向时识别到的2阶次动载荷如图7所示ꎬ可以看出ꎬ相比其他方向ꎬ工况下后悬置Y方向在3500~4000r/min附近载荷变化较大ꎬ峰值达到近54Nꎮ因此ꎬ后悬置Y方向是振动能量传递较大的一处路径拐点ꎮ图7㊀动力总成后悬置2阶次动载荷Fig.7㊀Secondorderdynamicloadofthepowertrainrearmount3㊀车内噪声多路径传递分析3.1㊀多级路径贡献量分析得到两条多级传递路径中各拐点处的动载荷及频响函数后ꎬ根据式(4)计算全部拐点处X㊁Y㊁Z三向振动输入信号对车内噪声输出信号的贡献量ꎬ将各拐点处全部三向噪声贡献量分矢量进行合成ꎬ即可得到振动通过各个拐点处对车内噪声的拟合情况ꎮ为将贡献量分析的计算结果简明可视化ꎬ从而快速评估关键传递路径ꎬ采用贡献图的方式显示振源通过两条路径对车内噪声的贡献量ꎮ49沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第43卷3.1.1㊀动力总成-悬置系统-副车架-驾驶室传递路径贡献量分析㊀㊀根据2.2.1中对响应点处的阶次分析ꎬ重点关注2阶次下的噪声贡献量ꎮ悬置拐点对目标点噪声贡献量如图8所示ꎬ可见后悬置Y方向拐点在转速为3485r/min及3942r/min附近时对车内噪声的贡献量最大ꎬ此时车内噪声拟合声压达到60 7dB及63 5dBꎮ副车架拐点对目标点噪声贡献量如图9所示ꎬ可见左后副车架螺栓Z方向拐点在转速为3694r/min附近时对车内噪声贡献量最大ꎬ此时车内噪声拟合声压达到53 2dBꎮ图8㊀悬置拐点对目标点噪声贡献量Fig.8㊀Noisecontributionofthesuspensionpointtothetargetpoint图9㊀副车架拐点对目标点噪声贡献量Fig.9㊀Noisecontributionofthesubframepointtothetargetpoint3.1.2㊀动力总成-排气吊耳-驾驶室传递路径贡献量分析㊀㊀该传递路径中排气吊耳拐点对目标点的噪声贡献量如图10所示ꎬ可见排气吊耳Y向拐点在转速为974㊁1914及3558r/min附近时对车内噪声贡献量较大ꎬ此时车内的噪声拟合声压分别达到35 8㊁38 7及37 5dBꎮ图10㊀排气吊耳拐点对目标点噪声贡献量Fig.10㊀Noisecontributionofexhaustlugpointtothetargetpoint3.2㊀不同传递路径对噪声的影响对比将由动力总成开始㊁经过悬置系统与排气系统的两条传递路径各个方向的噪声贡献量进行叠加ꎬ得到800~4000r/min转速下振动能量分别经过两条路径时对目标点噪声的拟合值ꎬ并与噪声实测值进行对比ꎬ结果如图11所示ꎮ图11㊀不同传递路径的车内噪声拟合值与实测值对比Fig.11㊀Comparisonoffittedandmeasuredvaluesofinteriornoiseindifferenttransferpaths㊀㊀由图11可见ꎬ相比于排气系统路径拐点ꎬ经过悬置路径拐点拟合得到的噪声值更接近车内噪声实测值ꎬ进一步验证了车内结构噪声产生的主要原因是动力总成振动经过悬置后传入车内ꎮ4㊀结论本文以某型号SUV为研究对象㊁OPAX方法为研究手段ꎬ规划出两条多级传递路径ꎬ研究其对车内结构噪声的影响ꎬ得到以下结论ꎮ1)阶次分析能更准确地定位噪声目标点与激59第2期㊀㊀㊀白镇熇等:基于OPAX的驾驶舱内结构噪声传递路径研究励源振动拐点处的异常阶次ꎬ可更有针对性地对多级传递路径进行分析ꎮ2)在传递路径中设置的所有拐点中ꎬ振动能量通过后悬置拐点Y向时结构动载荷达到54Nꎬ拟合噪声达到63 5dBꎬ该拐点对车内噪声的贡献量最大ꎮ3)通过设置多条传递路径ꎬ并对各拐点的噪声贡献量进行分析对比ꎬ能够更有效地定位产生噪声问题的振动传递路径ꎬ为后续进行隔振优化提供依据ꎮ参考文献(References):[1]㊀郭荣ꎬ裘剡ꎬ房怀庆ꎬ等.频域传递路径分析方法(TPA)的研究进展[J].振动与冲击ꎬ2013ꎬ32(13):49-55.GUORꎬQIUSꎬFANGHQꎬetal.Advanceinstudyingontransferpathanalysismethodsinfrequencydomain[J].Jour ̄nalofVibrationandShockꎬ2013ꎬ32(13):49-55.(inChi ̄nese)[2]㊀程栏ꎬ兰靛靛ꎬ黄玉辉.传递路径分析方法在车内轰鸣声问题中的应用[J].厦门理工学院学报ꎬ2018ꎬ26(1):14-18.CHENGLꎬLANDDꎬHUANGYH.Transferpathanalysistechnologyassolutiontovehicleinteriorroaringnoise[J].JournalofXiamenUniversityofTechnologyꎬ2018ꎬ26(1):14-18.(inChinese)[3]㊀郭世辉ꎬ刘振国ꎬ臧秀敏ꎬ等.工况载荷下传递路径分析方法[J].噪声与振动控制ꎬ2016ꎬ36(2):104-107.GUOSHꎬLIUZGꎬZANGXMꎬetal.Transferpathanalysisunderloadingconditions[J].NoiseandVibrationControlꎬ2016ꎬ36(2):104-107.(inChinese)[4]㊀李树华ꎬ陈克.基于阶次和传递路径分析的电驱动总成对车内噪声影响[J].噪声与振动控制ꎬ2023ꎬ43(1):203-209.LISHꎬCHENK.Analysisofinfluenceofelectricdriveas ̄semblyonvehicleinteriornoisebasedonorderandtransferpathanalysis[J].NoiseandVibrationControlꎬ2023ꎬ43(1):203-209.(inChinese)[5]㊀HUANGHBꎬWUJHꎬHUANGXRꎬetal.Anovelintervalanalysismethodtoidentifyandreducepureelectricvehiclestructure ̄bornenoise[J].JournalofSoundandVibrationꎬ2020ꎬ475:115258.[6]㊀莫愁ꎬ许辉勇.基于逆子结构传递路径分析方法的汽车车内噪声整改[J].汽车零部件ꎬ2016(7):11-14.MOCꎬXUHY.Rectifyingtheinteriornoiseofacarbasedoninversesub ̄structuringtransferpathanalysismethod[J].Au ̄tomobilePartsꎬ2016(7):11-14.(inChinese) [7]㊀刘钢ꎬ王圣波ꎬ杨依ꎬ等.基于悬置结构传递路径优化车内轰鸣声[J].机械设计与制造ꎬ2023(5):198-201.LIUGꎬWANGSBꎬYANGYꎬetal.Optimizationofvehicleroarbasedontransferpathanalysisofsuspensionstructure[J].MachineryDesign&Manufactureꎬ2023(5):198-201.(inChinese)[8]㊀唐公明ꎬ陈德博ꎬ耿磊ꎬ等.基于车身悬置动刚度的车内降噪研究[J].汽车零部件ꎬ2023(4):42-45.TANGGMꎬCHENDBꎬGENGLꎬetal.Researchoninteriornoisereductionbasedondynamicstiffnessofcabsuspension[J].AutomobilePartsꎬ2023(4):42-45.(inChinese) [9]㊀FANRPꎬSUZQꎬMENGGꎬetal.Applicationofsoundin ̄tensityandpartialcoherencetoidentifyinteriornoisesourcesonthehighspeedtrain[J].MechanicalSystemsandSignalProcessingꎬ2014ꎬ46(2):481-493.[10]赵薇.机械振动传递路径系统传递性的研究与应用[D].沈阳:东北大学ꎬ2012.[11]陈克ꎬ杜充.基于OPAX方法的车内噪声传递路径分析[J].沈阳理工大学学报ꎬ2019ꎬ38(5):56-60.CHENKꎬDUC.TransferpathanalysisofinteriornoisebasedonOPAXmethod[J].JournalofShenyangLigongUniversi ̄tyꎬ2019ꎬ38(5):56-60.(inChinese)[12]MARXMꎬSHENXꎬSOFFKERD.Adata ̄drivenonlineiden ̄tificationandcontroloptimizationapproachappliedtoahy ̄bridelectricpowertrainsystem[J].IFACProceedingsVol ̄umesꎬ2012ꎬ45(2):153-158.[13]刘永ꎬ谷立臣ꎬ胡子凌.阶次分析的非平稳工况瞬时转速波动提取方法[J].机械设计与制造ꎬ2022(8):88-90ꎬ94.LIUYꎬGULCꎬHUZL.Theextractionmethodoftheinstan ̄taneousspeedfluctuationwiththeanalysisoftheorderundernon ̄stationarycondition[J].MachineryDesign&Manufac ̄tureꎬ2022(8):88-90ꎬ94.(inChinese)[14]全国声学标准化技术委员会.GB/T18697 2002声学汽车车内噪声测量方法[S].北京:中国标准出版社ꎬ2002. [15]赵玲玲ꎬ魏静ꎬ张爱强ꎬ等.集成式动力总成振动噪声分析与主动控制研究[J].振动工程学报ꎬ2021ꎬ34(4):828-837.ZHAOLLꎬWEIJꎬZHANGAQꎬetal.Vibro ̄acousticanaly ̄sisandactivecontrolofintegratedpowertrainsystems[J].JournalofVibrationEngineeringꎬ2021ꎬ34(4):828-837.(inChinese)(责任编辑:宋颖韬)69沈㊀阳㊀理㊀工㊀大㊀学㊀学㊀报㊀㊀第43卷。
轻型卡车车内噪声传递路径分析
轻型卡车车内噪声传递路径分析梁宏举【摘要】一般卡车行驶的时候内部都会产生噪音,噪音过大的时候难面对司机产生不利的影响,这篇文章主要对某轻型卡车车内噪声整体偏大的问题进行分析,并制订了一个实验计划“OTPA(运行工况传递路径分析)”,实验结果显示,车内噪声的主要途径的贡献量.这对于车内噪声的最大值进行传递路径进行详细的研究和分析,得到最终结论是引起车内噪声偏大的主要传路径.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2018(000)024【总页数】4页(P76-79)【关键词】轻型卡车;车内噪声;运行工况传递路径【作者】梁宏举【作者单位】安徽江淮汽车集团股份有限公司轻型商用车营销公司帅铃营销公司,安徽合肥230601【正文语种】中文【中图分类】U467随着我国经济的快速发展和社会的快速进步,我国的汽车技术也随之发展起来,而汽车乘坐舒适性的一项重要指标就是汽车的噪声特性,现如今,我国在各大汽车厂都投入了丰富的人力、物力,为了对车辆噪声方面进行详细的研究和分析。
众所周知,轻型卡车具有一个十分复杂的系统,其在行驶过程中会受到很多外力的振动和噪声源的激励,这产生的每一种激励都有可能通过不同的路径,直接或者间接的传到车内。
OTPA(运行工况传递路径分析)这个方法中存在的所有信号都来源于实际的运行工况。
因此,用实际的工作状态的激励来确定传播路径的贡献量。
任意一条线性系统的模型都可以用输入和输出自由度表征为:H(jw)设定为输入矢量X(jw)到输出矢量Y(jw)的传递函数矩阵。
其中输入和输出的变量数目也可以不同。
在实际的操作中,激励点输入的变量数往往大于响应输出的变量数。
车辆NVH中经典的应用就是寻找动力及其输出系统到驾驶员旁噪声的传递函数。
由(1)变形,传递函数可以表示为:OTPA这个实验方法是从同一个时刻的所有激励中获得所有传递函数。
对方程(1)进行变换可得:对这个方程式进行定量分析,其中m和n分别代表的是输入和输出的自由度,当车辆在传输上进行加速工况测试时,包含不同的激励和响应的数据块在电脑硬盘上进行存储,激励随着时间进行变化,假如整个测试的过程中,输入和输出之间的关系是线性、恒定的。
《基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究》
《基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究》一、引言随着汽车工业的不断发展,人们对车辆行驶时的舒适性和安全性提出了更高的要求。
其中,车内噪声问题一直是影响汽车品质的重要因素之一。
为了有效识别和降低车内噪声,本文提出了一种基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究。
该方法通过分析车辆在各种工况下的传递路径,识别出噪声源和传播途径,为降低车内噪声提供理论依据和实际指导。
二、工况传递路径分析方法工况传递路径分析方法是一种系统性的噪声识别方法,通过对车辆在不同工况下的传递路径进行分析,找出噪声产生的源头和传播途径。
该方法主要包括以下几个步骤:1. 确定研究目标:根据车辆类型、使用场景和用户需求,确定车内噪声识别的目标。
2. 收集数据:通过实验和仿真手段,收集车辆在不同工况下的噪声数据和传递路径信息。
3. 分析传递路径:根据收集到的数据,分析噪声在车辆各部件之间的传递路径,找出噪声源。
4. 确定噪声源:根据传递路径分析结果,确定噪声源的位置和类型。
5. 提出改进措施:针对确定的噪声源,提出相应的改进措施,如优化结构、更换材料等。
三、车内噪声识别研究基于工况传递路径分析方法,本文对车内噪声进行了识别研究。
首先,通过实验和仿真手段,收集了车辆在不同工况下的噪声数据和传递路径信息。
然后,利用传递路径分析方法,对噪声在车辆各部件之间的传递路径进行了分析,找出了主要的噪声源。
最后,根据噪声源的类型和位置,提出了相应的改进措施。
在研究过程中,本文还考虑了车辆的不同工况,如行驶速度、路面状况、风速等对车内噪声的影响。
通过对比分析,得出了不同工况下车内噪声的变化规律和特点。
四、结果与讨论通过基于工况传递路径分析方法的车内噪声识别研究,本文得出了以下结论:1. 车辆在不同工况下,车内噪声的来源和类型有所不同。
通过对传递路径的分析,可以有效地识别出主要的噪声源。
2. 针对不同的噪声源,需要采取不同的改进措施。
如对于结构振动引起的噪声,可以通过优化结构、更换材料等方式降低噪声;对于空气动力噪声,可以通过改进车身造型、降低风阻等方式降低噪声。
《发动机引起的车内噪声分析与试验研究》
《发动机引起的车内噪声分析与试验研究》一、引言随着汽车工业的快速发展,消费者对汽车舒适性的要求越来越高,其中车内噪声问题成为了一个重要的研究领域。
发动机作为汽车的主要动力来源,其引起的车内噪声问题尤为突出。
因此,对发动机引起的车内噪声进行分析与试验研究,对于提高汽车的舒适性和市场竞争力具有重要意义。
二、发动机引起的车内噪声分析1. 噪声产生原因发动机引起的车内噪声主要来源于发动机本身的机械噪声、燃烧噪声以及空气动力噪声。
其中,机械噪声主要由发动机内部零部件的振动和碰撞产生;燃烧噪声则是由燃料在气缸内燃烧产生的压力波动引起;空气动力噪声则是由发动机进气、排气和冷却风扇等部件引起的。
2. 噪声传播途径发动机引起的车内噪声通过车身结构、底盘、车窗等途径传播到车内。
其中,车身结构和底盘的振动会直接影响到车内的噪声水平,而车窗的密封性能也会对车内噪声产生影响。
三、试验研究为了深入了解发动机引起的车内噪声特性,我们进行了一系列试验研究。
试验过程中,我们采用了先进的噪声测试设备和数据分析软件,对不同车型、不同工况下的车内噪声进行了测试和分析。
1. 试验设备与方法我们使用了声级计、振动计、数据采集器等设备,对车内噪声进行了实地测试。
同时,我们还采用了先进的信号处理技术,对测试数据进行了分析和处理。
2. 试验结果与分析通过对比不同车型、不同工况下的车内噪声数据,我们发现发动机引起的车内噪声与车速、发动机转速、负载等因素密切相关。
在高速行驶和加速过程中,发动机引起的车内噪声尤为明显。
此外,我们还发现车身结构和底盘的振动对车内噪声的影响较大,而车窗的密封性能对车内噪声的降低也有一定作用。
四、降低车内噪声的措施为了降低发动机引起的车内噪声,我们可以采取以下措施:1. 优化发动机设计:通过改进发动机的机械结构、燃烧过程等,降低发动机本身的噪声。
2. 改进车身结构和底盘设计:通过加强车身刚性和减小振动,降低车身结构和底盘对车内噪声的贡献。
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车辆内部异常噪声的传递途径研究
车辆内部异常噪声是指在车辆运行过程中,无法避免的噪声干扰。
这种噪声对驾驶员和车内乘客的健康产生不良影响,同时也影响了车内舒适度。
车辆内部异常噪声是由多种因素引起的,包括车辆发动机、底盘传动系统、轮胎与公路摩擦等。
因此,为了减少车辆内部异常噪声,需要探讨噪声的传递途径,制定相应的防噪声措施。
传递途径一:传声路径
车辆内部异常噪声的传播存在着一种称为传声路径的途径。
传声路径主要是指车内噪声源的声压,通过车内空气传输,经由车内室内环境,影响到人耳。
车内空气的传播速度和声音有一定关系。
当空气密度越大的时候,声音的传播速度也就越快,同时传播的距离也就越远。
因此,在车辆内减少噪声源产生的强度,最好的方法就是加强隔音,减少传声路径的传输。
传递途径二:物体振动
车辆内部异常噪声的传递路径还包括物体振动。
物体振动是由车辆行驶过程中,路面不平、路况恶劣等因素引起的,振动会使得车内的各种物件产生小幅振动,这些物件再通过空气或其它途径,逐渐传导到车内人员耳鼓膜。
因此,在减少车辆内部异常噪声上,需要降低车辆的振动,改善底盘系统,并加强车内各种零部件的定位、连接和铺垫等,从而减少物体振动对车内噪声的传递。
传递途径三:共振
车辆内部异常噪声的另一种传递途径就是共振。
共振是指声音通过材料时,由于材料自身的固有振动频率与声音频率相同,从而使声波能够在材料内部产生共振效应,从而加大了噪声的强度。
在车辆内深入研究共振现象,加强各种零部件的抗共振能力,减少共振对车内噪声的影响,对减少车内异常噪声具有极大作用。
综上所述,车辆内部异常噪声的传递途径包括传声路径、物体振动和共振三种。
为了减少车辆内部异常噪声,需要从减少噪声源产生的强度、加强隔音、改善底盘系统、加强车内各种零部件的定位、连接和铺垫等方面入手,针对车内不同情况,采取适当的防噪声措施,并在减少车内异响噪声上持续不断的研究和改进。
除了以上所述的传递途径,车辆内部异常噪声还可能通过其它途径传递。
其中一个重要的途径是共鸣。
在车辆行驶过程中,车身、车门、车窗等结构物体可能会因为某些原因而产生共鸣,放大了车内噪声。
因此,在车辆设计阶段,需要注意结构强度、共鸣频率等因素,采用优良的材料和结构设计降低共鸣的发生。
另一个重要的传递途径是空气压缩扩散。
当车辆行驶时,车轮经过路面的障碍物会产生震动,这种震动会使得车轮周围的空气压缩和扩散,进而产生一定的噪声声源。
因此,车辆制造商需要在轮胎设计、悬架系统等方面注重减少车轮震动产生的噪声。
同时,有些车辆本身存在设计缺陷,导致车辆内部噪声比较高。
针对这种情况,制造商可以通过改变轮胎的材质、改善发动机和底盘传动系统、增加隔音材料等来改善车内噪声环境。
除了由底盘、发动机等机械因素产生的车内噪声,车辆载客量、乘员行为等非机械因素也会影响车辆内部噪声环境。
在车辆设计和装修时可以考虑采用减噪技术和材料,如降低座椅布料、地毯等物质的音响反射性等。
总之,车内异常噪声是一个多方因素共同作用的结果,减少车内异常噪声需要从各方面入手。
制造商应该在车辆设计和生产时做好减噪处理,包括加强结构设计、改进材料、提高底盘和发动机的稳定性、优化车辆悬挂系统等方面。
同时,驾驶员和车内乘客也应该意识到自己对车内噪声的影响,注意乘车礼仪,减少不必要的噪声干扰。
通过采取综合措施,可以达到减少车内噪声和提高车辆驾乘舒适度的目的。
除了车辆制造商采取措施外,车主也可以采取一些简单的方法来减少车内异常噪声。
首先,需要定期保养车辆,包括更换油品、检查发动机、车轮、制动系统等,确保车辆处于最佳状态。
其次,可以选择安装隔音材料,如安装防噪音膜、加装隔音垫等。
这些材料可以有效吸收和隔离车内噪声,提高乘车舒适度。
此外,车主也可以采取一些乘车礼仪来减少车内噪声,例如尽量减少车内讲话声和音乐音量,避免过度行李放置造成共鸣等。
除了车内异常噪声,车外噪声也是一个不容忽视的问题。
车辆行驶时,轮胎和道路的摩擦声、风阻声、发动机的嗡嗡声等融合在一起,形成一种较大的噪声源。
车外噪声不仅会危害驾驶
人员的听力健康,还会引起周围社区居民的不满和抗议。
因此,政府和车辆制造商都需要采取措施来减少车外噪声。
政府可以通过改善道路结构提高车辆行驶的平稳性和降低噪声产生,例如在关键路段采用防噪音屏障、道路隔离带等。
同时,政府还可以加强对车辆噪声的监管和惩罚,规定最大允许噪声值,并对超标车辆进行处罚,以推动车辆制造商更加注重噪声环保。
车辆制造商也可以通过技术升级和材料改进来减少车外噪声。
例如,在车轮表面采用低噪声胎面设计,减少摩擦噪声;提高车轮轮毂的结构稳定性,减少杂音;优化车辆外壳形状,降低空气风阻噪声等。
此外,制造商还可以加强车辆排放控制,尽可能减少发动机的噪声产生和对周围环境的噪声污染。
综上所述,减少车内异常噪声和车外噪声是车辆保障乘客健康和提高驾乘舒适度的重要措施。
政府需要加强监管和规范制定,车辆制造商需要加强技术升级和产品质量控制,车主需要在日常使用中注意保养和礼仪,才能实现车辆噪声环保的目标。