1、 1NVH性能设计要求及问题横展-底盘 编制： 日期： 审核： 日期： 批准： 日期： 发布日期：年 月 日 实施日期：年 月 日 2前 言 为使本公司NVH部分设计方向更为清晰，参考本公司已经开发车型的经验，编制NVH性能设计要求及问题横展。意在对本公司设计人员在NVH方面设计过程中起到一种指导设计的作用，让底盘NVH设计的员工有所依据，在设计的过程中少走些弯路，提高设计的效率和精度！本作业指导书将在本公司所有车型悬架元件公差设计中贯彻，并在实践中进一步提高完善。 本标准于2011年XX月XX日起实施。 本指导书由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院提出。 本指导书由上海同捷科
2、技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院负责归口管理。 本标准主要起草人：马显 3目录 一、整体 NVH 评价中底盘方面的主要方面及影响因素 4 二、各系统零部件在 NVH 性能设计中的控制方面及方法 4 1、动力总成 4 2、悬置系统 5 3、供油系统 6 4、进气系统 7 5排气系统 10 6、冷却系统. 13 7、离合系统. 14 8、变速操纵系统. 14 9、传动系. 15 10、悬架系 16 11 轮胎. 17 12、转向系 18 13、制动系 19 三、底盘 NVH 问题横展 . 20 4一、整体 NVH 评价中底盘方面的主要方面及影响因素 1、点火、熄火、怠速时振动 主要包括了发
3、动机本身的在启动时的振动特性，动力总成悬置的隔振性能，燃油供给系统中油泵的工作噪音。冷却系中风扇断开及开始工作时的噪音。 2、操作系统的振动及噪声操纵系统的离合踏板、制动踏板、驻车制动机构、加速踏板、方向盘等振动和噪音。在静态下操纵时主要受内部结构中的弹簧、卡片、销轴、齿板及棘轮影响。随着发动机转速升高，可能由于振动而引起噪音。其中方向盘的振动尤为明显。 3、进排气噪声主要影响因素 发动机在各转速下，进排气噪声随着节气门的开闭的变化而变化。 4、传动系的噪音 主要受变速箱在各档位各转速下齿轮工作声音、传动轴转动时的不平衡量、及轮胎噪声影响。 5、转向及制动噪音 主要受转向助力系统的工作噪音、制
4、动摩擦片与制动盘的摩擦噪音影响。 二、各系统零部件在 NVH 性能设计中的控制方面及方法 1、动力总成 发动机的振动主要来自于气缸内周期变化的气体压力和曲柄机构运动产生的惯性力。降低发动机的噪声，主要是从发动机本身着手，再是采取隔声技术措施。这些措施主要有： 匹配适合的发动机悬置，对发动机整体进行隔振 用隔声罩将发动机隔离。隔声罩在发动机四周布置有大量吸声材料用以吸声。 在发动机的板、管和壳件等的强振动部位，采用阻尼支撑或阻尼材料等用以抑制振动以减小噪声的辐射。 5动力总成主要的NVH测试有 z 发动机振动、噪声试验 z 动力总成刚体模态试验 z 离合器匹配控制的传动系扭振、噪声试验 动力总成
5、的噪声特性目标值主要通过对标得出，如某款SUV车型中的目标值为： 4G63车型 开空调 45db 关空调 38db 4D20车型 开空调 46db 关空调 45db 2、悬置系统 动力装置安装在悬置上，悬置可以直接与车身连接，也可以安装在车架上，发动机的振动如果没有有效的隔离开来，就会传到汽车的各个部位，最后到达驾驶员和乘客。为保证隔振性能，悬置系统设计时要注意： 悬置系统要充分解耦； 图 2.1 某车型的解耦分析，悬置系统垂直方向和绕曲轴旋转方向是系统的主要方向，一般推荐解耦率大于 90%，其它方向要求 80%。 悬置系统地固有频率低于发动机怠速工况下激振频率的0.7倍； 悬置支架一阶频率要
6、求 500Hz。 6图 2.2 支架的模态在 500HZ 以上，或者支架刚度是悬置刚度的 6-10 倍以上，才能起到良好的隔振效果 在设计完成后，试验过程中，往往通过增加谐振块或橡胶阻尼块的方法，调节悬置系统的频率与整车匹配。 图 2.3 悬置表面增加的谐振块与橡胶阻尼块 悬置系统主要的NVH测试有 z 悬置刚度、阻尼、支架模态试验 z 悬置整体隔振率试验 可参考 Q/CC JT240-2010 发动机悬置技术条件 Q/CC SY017-2009 整车悬置隔振量道路试验方法 3、供油系统 7供油系统主要的影响因素为油泵的工作噪音、燃油在油箱中晃动的声音、碳罐电磁阀的吸附脱附噪音等。这些噪音主要
7、取决于零部件的内部结构。 在系统设计中，碳罐电磁阀避免固定在前围板处，以免噪音直接传递至驾驶室。 供油系统主要的NVH测试有 z 油箱模态试验 z 油泵噪声试验 4、进气系统 进气系统的噪音是最主要的噪声源之一，主要是指进气口的噪音，这个噪声源离车厢的距离很近，所以对车内的噪声贡献非常大。因此，在抑制进气系统噪声的设计中，通常采用的方法有： 进气口应该尽量远离车厢，使得噪声源与驾驶员和乘员的距离越远越好。 空气滤清器相当于一个扩张消声器，能够消除进气口的噪声，他的容积应尽可能的大，这样传递损失大而且覆盖的频带宽。 根据加了空滤之后的进气口噪声来确定所需的消声器，如赫姆霍兹消声器（谐振腔）是针对
8、低频率，1/4波长管用以消除高频率噪声，使得噪声达到要求。 8图 2.2 三菱公司的某款车，进气口远离车厢，并且有 1/4 波长管消除高频噪声 图 2.2 某车型上有三个赫姆霍兹消声器，用以消除更宽频率范围内的噪声 由于进气管一端与发动机相连，另一端与车身相连，因此需减小发动机传递到车身上的振动。通常，空滤器和谐振腔都通过橡胶垫与车身连接，空滤器后通过一橡胶材料做成的进气软管与车身连接，可以将车身与发动机的振动隔开。 空滤器和谐振腔的表面材料较薄，很容易被高速流过的气流通过时激振起来，因此，这些零件需要提高结构频率。如增加加强筋，避免大平面，增加壁厚的方法都可以提高结构频率。 9图 2.2 空
9、滤通过橡胶垫与支架连接，壳体上通过各种加强筋加强。大容积可以起到很好的扩张消声器的作用。 进气系统主要的NVH测试有 z 空滤壳体模态试验 z 进气系统插入损失、传递损失试验 z 进气噪声试验 图 2.2 空滤器的噪声试验例图 10可参考 Q/CC SY018-2009 进气噪声测试方法 5排气系统 排气系统的噪声主要包括了 空气噪声，空气噪声是发动机燃烧时产生的压力波在管道中传播的噪声，当管道直径越大时，这种噪声越稳定 冲击噪声，冲击噪声是排气管道中不稳定的气流对管道的冲击，发出的砰砰声，加大管道的过度圆弧和改变结构的变截面积是减小冲击噪声的途径。 辐射噪声是排气系统中的管道和消声元件被机械
10、振动激励或者受内部流体压力波引起振动，这些被激励的结构对外将声音辐射出去，形成辐射噪声。这些噪声主要取决于板结构的几何尺寸，结构形状和刚度。 气流摩擦声由流体和管壁之间的摩擦产生，通过增加管道截面积，避免管道突然拐角，管壁尽可能光滑，排气管口避免障碍物体及使用吸声材料等方法降低。 在排气消声系统设计过程中，首先要根据法规和客户需求，平衡考虑功率损失，明确出设计的目标，基本确认用怎样的消声元件，怎样与系统的其他功能相协调。 而后需确认消声器的容积，消声器的容积应不小于发动机气缸体积的10倍，消声容积决定了整个系统的插入损失。 排量 1.5 2.0 消声器总容积(L) 14.8 23.4 前消声器
11、容积(L) /长(mm) 4.3/475 7.8/404 后消声器容积(L) /长(mm) 10.5/403 15.6/410 前消声器扩张比 6.42 8.7 后消声器扩张比 18.2 15.6 表 2.1 某两款车型的消声器参数对比 确定消声器的数量和位置，一般来说，消声器的数量越多，可以减小中间管道的长度，减小驻波的影响。 11图 2.1 目前，大多数车型都采用了两级消声器，前面是副消声器，后面是主消声器，中间采用球连接装置避免共振。 调节消声器的内部结构，这样可以改变其传递损失的频率分布，满足某些频率的要求。 图 2.1 阻抗复合式消声器的结构示意图，赫尔姆兹消音器消声频带:40 20
12、0 Hz；共振管消声频带：100 - 500 Hz；阻性消声器消声频带：500Hz 以上 调节尾管的长度可以调节尾管部位辐射噪声的频率。 排气系统与发动机和车身相连，因此排气系统的模态必须与发动机的激振频率和合体的模态分开，否则系统耦合在一起会产生强烈的共振。排气系统模态的影响因素有，排气系统管道的走向、柔性连接管的刚度、挂钩的数量和位置、挂钩隔振器的刚度等。 排气系统的管路尽量设计成一条直线，避免弯曲的形状，这样振动模态少，好控制。 对于横置的发动机，曲轴与排气系统的轴线垂直，曲轴运动会引起排气系统的弯12曲振动，通常采用柔性管或者球连接装置减小发动机的振动传递到排气管中。一般来说柔性管的隔
13、震效果比球连接好，但球连接的价格却更便宜。 图 2.1 某高级车上排气系统采用球连接与发动机一级三元催化器相连，之后采用柔性管连接与二级三元催化器连接，之后主副消声器处连接均无球结构。在三元催化器、主副消声器附近，均布有吊挂点，使传力均匀。 挂钩的传递到车身上的力是隔振设计的一个重要目标，当大于10N时，在车内可能感觉到来自排气系统的振动；挂钩隔振器的刚度决定了传递率，即主动边振动大小与被动边振动大小的比值，当传递率大于20dB时，认为是满足要求的。 图 2.1 两孔及三孔挂钩隔振器的几种形式，为保证传递率，刚度均设计的较低，系统设计时应注意两孔及三孔挂钩隔振器的搭配，避免排气系统晃动量太大。
14、 排气系统主要的NVH测试有 z 排气系统模态试验 z 排气系统插入损失、传递损失试验 z 排气系统噪声试验 z 隔振率测试试验 13可参考 Q/CC SY016-2009 整车排气管口噪声测试方法 Q/CC SY019-2009 整车状态下排气系统模态试验方法 6、冷却系统 冷却系统的噪声主要是风扇的噪声。风扇的转速对噪声影响很大，转速提高一倍，声压级提高11-17dB，高转速时，往往成为主要甚至最大的噪声源，此外，风扇的直径、静压、流量也有一定影响。 风扇叶片均匀布置时，往往会产生一些声压级很高的有调成分，当叶片非均匀布置后，可降低风扇噪声中那些突出的峰值频率成分，使噪声频谱较为光滑。另外
15、、选择风扇和散热器之间恰当的距离、改进叶片的弯曲形状、改变叶片的材料（有机合成材料要比金属材料噪声小）都可以降低冷却系统的噪音。 风扇总成噪音：u=12V，带水箱和冷凝器在半消声室测试，不大于73dB。 图 2.1 某车型的风扇，采用非金属材料，两个风扇，叶片数、叶片 旋转方向、叶片形状均不相同，风扇与护风罩、散热器组成一个模块，在保证散热能力的前提下降低了系统噪音。 冷却系统主要的NVH测试有 z 冷却风扇噪声试验 14z 冷却风扇振动试验 可参考 Q/CC SY046-2009 汽车电子扇噪声试验标准 7、离合系统 离合器摩擦面压紧后，往往会出现的一种低频颤抖。这种低频颤抖往往随离合器表面
16、特性、温度、润滑剂的添加剂和发动机的运转条件而变化， 干式手动离合器也会出现由于摩擦所致振动而产生的噪声。摩擦系数、压力片的几何尺寸及结构刚度为控制这种摩擦噪声的主要因素。 离合系统主要的NVH测试有 z 离合器匹配控制的传动系扭振、噪声试验 8、变速操纵系统 除了选换挡力和行程，变速操纵的品质主要体现在换挡平顺性，有挂档吸入感和挂档回位感。 挂档吸入感和挂档回位感主要取决于变速器换档指定位凹槽处的曲线、定位螺栓刚度、叉轴加工精度、齿套及结合齿加工精度等。另外通过在挂档摇臂上增加配重块，或者增加手球重量，利用其惯性也可提高挂档手感。 图 2.1 某车型的通过利用配重块的惯性提高挂档手感 变速操
17、纵系统主要进行主观评价，目前尚无NVH测试试验。 159、传动系 传动系的噪声源主要有变速箱、离合器、分动器、驱动桥和传动轴。变速箱、分动器、驱动桥都是由于内部齿轮啮合不好产生振动，发出噪声；传动轴主要是在运转中发出振动和噪声，传动轴的质心和旋转中心不重合而引起的不平衡以及各种径向跳动引起振动，驱动轴的不平衡旋转引起噪声，不等速万向节引起的被动传动轴的2阶振动，传动轴达到一定的转速时，激振频率与传动轴的弯曲固有频率一致，会使传动轴发生共振。 因此，传动轴在设计时， 对于后轮驱动系统，要考虑到用两根传动轴比一根传动轴好些，以减轻重量，减小不平衡，提高传动轴频率。有的轿车甚至采用了三根后传动轴。
18、传动轴的角度尽可能小，以减小被动轴的振动。 图 2.1 某车型的中间传动轴采用两根连接，传动轴间的夹角均3，减小了被动传动轴的振动。 传动系中的相连部件（轴承、隔振系统、车身）模态要分开，避免共振。 通过隔振器的设计，减小传动轴传递到车厢内的振动和噪声。 16图2.1 某车型的中间传动轴与车身相连的部位采用了橡胶弹性支撑，以减小了传递到车厢内的振动和噪声 传动系统主要的NVH测试有 z 传动轴模态试验 z 传动轴扭转试验 z 传动轴动平衡试验 10、悬架系 带有副车架结构的悬架系统可以更好的衰减车轮传递到车厢内的振动和噪音。 确切来讲，带有副车架的车体总能分五级减小震动的传入：第一级震动由轮胎
19、台面的软橡胶变形来吸收，这一级变形能吸收大量的高频震动；第二级为轮胎的整体变形吸收震动，这一级主要吸收比第一级稍高的路面震动，比如石子之类引起的震动；第三级为悬挂摇臂各个连接点内的橡胶衬套进行震动的隔绝，这一环节主要是减小悬挂系统的总成冲击；第四级为悬挂系统的上下运动，这一运动主要吸收长波震动，也就是过沟过槛时引起的震动；第五级为副车架悬置对震动的吸收，这里主要吸收的是前4级没有完全屏蔽的震动，这一级对震动的吸收非常关键！这是带悬置的副车架可以带来良好舒适性的主要原因。 图 2.1 某高级车型的悬架结构示意图，图上副车架通过四点橡胶17悬置与车身连接，用以吸收振动。 副车架悬置如果设计较软，那
20、么能够很好的隔绝汽车行驶时产生的震动，但是过软的副车架悬置设计会在高速转弯时带来较大的运动形变，这样会导致轮胎定位的不准确，从而降低了汽车的操纵稳定性。较硬的副车架悬置，能够带来很高的连接刚度，但是对震动噪音的隔绝却十分有限。所以在设计和匹配副车架时通常需要针对车型的定位和用途选择合适刚度的橡胶衬垫。 图 2.1 某车型的摆臂橡胶衬套结构图，刚度较小的空心结构吸收着车轮传递过来的振动。 悬架系统主要的NVH测试有 z 悬架系统偏频试验 z 悬架系统模态分析 Q/CC SY065-2009 汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 Q/CC SY070-2010 副车架刚度试验方法 11 轮胎 如
21、前所述，轮胎胎面的软橡胶变形来吸收第一级大量的高频振动，轮胎的整体变形吸收比第一级稍高的路面震动，比如石子之类引起的震动。 由于轮胎滚动，在接触地面部分的胎面被挤压，花纹沟部容积缩小，沟内空气18被挤出，当胎面离开地面时沟部容积恢复空气又跑进去，这样空气流出流进，就好象泵气一样，所产生的噪声也称为泵气噪声。另外胎面花纹接触地面时也会产生连续打击路面的振动噪声。根据试验，表面光滑的轮胎发出的噪声最小，因为上述产生噪声因素的作用最低。换句话说，只要胎面有花纹就会有一定程度的噪声，只是噪声程度的大小差别而巳。 胎面花纹对轮胎影响是多方面的，有时甚至是互相影响，彼此矛盾。因此从设计的角度来说，对于一些
22、设计参数不可能做到面面俱到，追求最优，只能根据轮胎的用途突出重点，优化选择。例如要追求较大的抓地性能，很可能噪声程度也较大。因为摩擦越大振动越大，振动越大噪声也越大，所以抓地力较大的轮胎，一般噪声也会大一些。 根据法规要求，轮胎行驶噪音应小于72db。 轮胎主要的NVH测试有 z 轮胎噪声试验 z 轮胎动平衡试验 12、转向系 在液压助力转向的车型中，油泵内部消泡能力差、负载振动、进油吸气等都会引起流量波动，产生流体噪声，另外阀的不稳定性也会产生噪声。油泵内的压力波动时，当其他零部件的固有频率与压力波动频率同相位时，还会引起共振。设计时一般采用柔性油管和四分之一波长衰减器来减小噪声。目前常常采
23、用将助力转向器的进油软管做长，在内部增加降噪条的做法，降低噪音。一般降噪条的长度要大于500mm。 转向系统的中方向盘与转向管柱和相连，转向管柱通过仪表板横梁与车身固定在一起，另外一端与转向器相连，转向器在副车架上固定，与车轮连接。所以，发动机的振动会通过车身传递到方向盘上，设计时方向盘、管柱、仪表板横梁的模态不低于30HZ，不能与动力总成模态相同而共振。车轮的冲击也会通过转向器传递到方向盘，可以通过转向器内部结构、转向器安装橡胶衬套、转向传动轴连接橡胶缓冲件等结构进行衰减。另外，转向管柱从机舱中穿过，需要设计转向管柱防尘罩密19封降噪。 转向系统主要的NVH测试有 z 方向盘模态试验 z 转
24、向管柱模态分析 z 仪表板加强梁模态分析 Q/CC SY047-2009 转向管柱固有频率测试试验 13、制动系 制动噪声来源于制动器的振动，对盘式制动器而言，主要是摩擦片的振动激励盘体作轴向振动而产生的，在某种情况下，夹钳的振动对制动噪声也有相当大的贡献。在设计方面，制动噪声及其频率特性主要由制动器的内部结构决定。 对于鼓式制动器，增加制动鼓的刚性可以增加固有频率降低低频噪声；减小制动蹄的刚性，改善摩擦 与鼓间的压力分布和接触情况；在鼓与蹄之间采取阻尼措施，或在分泵处装以减振材料；合理的匹配制动鼓和制动蹄的刚性，避免共振；改善摩擦衬片的特性和衰减振动的能力都可以降低噪声。 对于盘式制动器，可
25、以通过增大制动盘对振动的衰减，限制摩擦衬块的振动以及控制振动的传播，等措施优化。 图 2.1 通过增加轮毂支架的频率来降低制动噪音的方法 制动系统主要的NVH测试有 20z 制动盘模态试验 z 制动盘平衡试验 z 制动钳模态试验 z 制动盘与制动钳结合模态试验 z 制动系噪声试验 三、底盘 NVH 问题横展 序号 现象 问题分析 解决方法 1 进气系统噪声大 经分析进气系统对300Hz和750Hz噪声消声不足。 根据试验数据，确定增加谐振腔的大小，试验确认 2 AVES评价时出现在车辆起步时排气消声器存在异音，主观声音表 现为“突、突”音，行驶时无此问题 消声器内部隔板上打孔的位置、大小、数量设计不合理，存在设计缺陷 与供应商合作整改设计。 3 怠速时整车明显共振 后悬置隔振量不足(小于20dB): 调整后悬置结构手工改制一套样件，减小主簧橡胶的厚度，增大刚度曲线第一拐点的距离。 4 悬置未匹配 测试数据分析得出各悬置主动侧在2000rpm时存在异常峰值。 与供应商合作整改设计。 5 S16车散热器电子扇高速(2650 150)工作时噪声大 1.S16采用单风扇布置,风扇转速高,风量大, 噪声大. 2.S16扇叶带圈刚度好,效率高,但吸振不好. 。 将原高速转速 2500150rpm，风量大于1800m3/h，调整为 转速为2420rpm，风量 为1750m3/h
