1、车辆及发动机的 NVH技术发展及控制策略,汇报人：舒歌群 教授 天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,奇瑞汽车工程研究院学术交流报告,噪声法规的发展 噪声控制方法和技术 噪声控制技术的发展 声音品质评价及控制技术 振动及其控制技术 天津大学在NVH领域的工作,主要内容,第一部分 噪声法规的发展,噪声控制的意义,能 源,行业 基础性行业 技术密集型行业 高新技术型行业,环 境排放振动、噪声,社会要求 安全 制动，保险 舒适 NVH 节能 燃烧,发动机发展 大型化 轻量化 高速化 复杂化,噪声污染 购买趋向,居住环境 交通噪声,出口创汇 国家竞争力,影 响 因 素 的 范 围,车辆与发动机的振动噪声
2、特性是消费者最直接感受的产品指标,在城市噪声污染中，75%是来源于以内燃机为主要噪声源的交通运输噪声。,噪声法规的发展,国外工业发达国家自60年代末和70年代初纷纷以法规和标准的形式来控制车辆的噪声 欧共体自1969年制定噪声法规以来已经修改4次。限值变化在8-12dB之间。 日本自1971年制定噪声法规以来已经修改10次。限值变化在8-10dB之间。 美国自1970年制定噪声法规以来已经修改4次。 中国自1979年制定噪声法规。2002出台新标准。,噪声法规与噪声控制技术的发展,技术进步标尺,结构振动与噪声关系,预测技术,低噪声内燃机设计,燃烧系统,供油系统,局部屏蔽降噪,调查比较,参数对噪
3、声的影响,第五阶段 （20032005）,第四阶段 （19952002）,第三阶段 （19801994）,第二阶段 （19681979）,非传统内燃机设计,低排放,噪声标准 发展趋势,机械激励 燃烧激励 主动控制 组合优化,传递函数与噪声,声音主观评价,模拟分析技术,增压 EGR 电控 高压供油 变相位气门,隔声罩,低能耗,结构优化,20年,4亿,6亿,8亿,世界汽车 保有量,燃烧系统的改进,欧洲、日本汽车加速行驶噪声限值变化,未来轿车 71分贝,第一阶段 （1950-1965）,ECE出 台 噪 声 法 规,现代分析技术,ECE 现行 标准 实施,低噪声,7年,ECE汽车加速噪声限值的变化,
4、GB1495-79标准,中国现行标准,日本汽车加速噪声限值的变化,中国现行标准,GB1495-79标准,各国和地区现行噪声法规的比较,NVH技术的发展趋势,英国里卡多公司预测内燃机工业所面临的未来的挑战中，将环境压力放在第一位。要求减少内燃机对环境影响的压力主要表现为对内燃机排放和噪声制定和执行严格的法规上。奥地利AVL在讨论到柴油机发展的总趋势时认为：就柴油机的发展问题而言，最具有挑战性的要求是解决排污控制，噪声、振动和行驶平顺性（NVH）以及为取得满意的性能所耗成本与所需技术间的协调关系。,AVL在展望21世纪的车用柴油机时预测：对于轿车， 2005年25辆轿车的噪声辐射能量相当于1970
5、年1辆轿车的辐射量。对于货车， 2005年20辆货车的噪声辐射能量相当于1970年1辆货车的辐射量。德国Audi公司在探讨柴油机技术的发展时认为：降低噪声满足法规要求是近年来发展的明显特点，并认为这种发展还会进一步加强。日本尼桑公司认为：柴油机作为降低CO2的有力手段，特别是轿车市场占有率有所发展。至于柴油机的缺点功率和黑烟等方面，由于燃烧、喷油系统和增压技术的提高，几乎已经达到与汽油机相当的水平。但振动噪声的缺点依然不能忽视，这也是柴油机推广的最大障碍。,NVH技术的发展趋势,第二部分 振动噪声控制方法和技术,噪声的分类与识别,燃烧噪声：燃烧过程激发并通过结构辐射出去的噪声；,空气动力噪声：
6、进排气过程以及风扇的空气动力噪声；,机械噪声：零部件的运动所激发的噪声；,轮胎噪声：车轮与地面摩擦所产生的噪声；,车身噪声：车身对各种激励的响应。,内燃机噪声,功能性噪声,燃烧噪声机械噪声（活塞拍击、齿轮、轴承、配气机构）,空气动力噪声,辐射噪声,表面辐射噪声,空气动力噪声,进气，排气，风扇,倒拖法 相关分析 压力频谱法 单缸熄火法,近场扫描法 声通道法 表面振动法 全息摄影法,表面辐射噪声,空气动力噪声,进气,排气,风扇,噪声的分类与识别,噪声源识别,在工作中要严格地细分、识别上述噪声源是非常困难的，也没有实际的意义。但是对汽车加速行驶噪声中各主要发声部件对整车噪声的贡献进行识别对于指导降噪
7、工作是非常重要的。噪声源的识别方法可以按功能性噪声源识别和表面噪声分布特性来进行。,机械噪声与燃烧噪声分离,第一缸 燃烧噪声,第二缸 燃烧噪声,第三缸 燃烧噪声,机械噪声,单缸熄火分离原理,正常运转时的噪声声功率级为Lw，由n缸共同发出的功率为Wn。当发动机中有1缸发生熄火时，输出功率就会变小，相当于原来的声功率级为 依次求出，最后通过各缸燃烧噪声加和求出总的燃烧噪声,燃烧噪声为 104.28dB(A)， 机械噪声为 105.66 dB(A)。 总噪声中，根据能量关系，燃烧噪声占42.1，而机械噪声占57.8。,熄火对噪声的影响,频率,转速,93,熄火对轴系扭振的影响,表面辐射噪声分布的辨识,
8、表面振动识别,原理：声功率为： 声功率级：,3200r/min,2800r/min,2000r/min,近场扫描识别,排气侧,进气侧,齿轮前侧,顶侧,噪声源识别,进行噪声源识别对于减小降噪措施的盲目性、提高降噪方案和工作的针对性和准确性，缩短研究周期、提高研究工作的效率是非常重要的。依据噪声源识别的结果，可指导降噪工作。要抓主要矛盾。噪声的叠加：75dB+75dB=78dB75dB+65dB=75dB,噪声的控制技术,从任何发声过程来看，噪声产生的机理为：激励源传递过程机器表面声辐射。,因此，控制噪声必须从这三方面进行考虑，既要对其进行分别研究，又要将其当作一个系统综合考虑；既要满足降噪量的大
9、小，又要考虑技术上的可行性、方案实施的经济性，权衡利弊，确定一个比较合理可行的实用方案。,支承 结构,内燃机 表面,燃烧 活塞拍击 轴承撞击 齿轮机构激励 气门拍击 其它,噪声,降低燃烧噪声，使燃烧平和，降低压力升高率。 降低振动激励源，一级、二级往复惯性力的平衡和转移。减小进排气门关闭的冲击。减小活塞的拍击。,激励源控制,降低齿轮传动的机械啮合噪声，采用皮带轮传动方式。,激励源控制,发动机结构的优化设计，增加刚度、增加阻尼。,传递途径控制,传递途径控制,局部屏蔽：对缸盖罩壳、齿轮室盖、油底壳等比较大的发声部件采用高阻尼材料覆盖件，以屏蔽这些部件的声辐射； 箱式屏蔽：是将整个发动机用隔声罩包围
10、起来，这种效果最好，比较成功的箱式屏蔽能减小发动机噪声15DB。但是这种方式需解决通风冷却问题，而且外型尺寸和质量、成本均有较大增加。,表面辐射控制,尽管现有的排气消声器对排气噪声的消声量通常都比较可观，但是在安装尺寸允许的情况下对排气消声器的形式进行优化设计，在不损失发动机功率的情况下再取得一定的消声量是可能的，也是必须的。 由于排气消声系统管路较长为薄壁系统，柔性较大，易产生附加噪声。因此通过安装方案的优化设计，合理安装，能够降低排气系统的表面辐射噪声和随机的噪声波动。,消声器,第三部分 噪声控制技术的发展,国外对内燃机降噪研究早有认识。七十年代国外通过局部屏蔽、全屏蔽等隔声附件的方法来降
11、低内燃机的噪声。这种降噪方式使生产工艺复杂化，使成本提高，但是对内燃机结构的影响较小。后来出现所谓内燃机结构再设计的降噪方法，即通过修改结构动态参数来达到降低内燃机噪声的方法。在发动机结构再设计过程中，结构模态试验、有限元分析是重要工具。,噪声控制技术发展,内燃机在标定工况下的1米噪声级与轿车或卡车的行驶噪声之间有一个经验的平均衰减差值，因此内燃机标定工况下的1米噪声级必须控制在95-97dBA之内才能可靠地满足原欧共体噪声法规规定的轿车为77dBA和卡车为83/84dBA的要求。而为了满足欧共体新的噪声法规规定的轿车74dBA和卡车79/80dBA的要求，即使在考虑了各种降噪措施后，内燃机标
12、定工况下的1米噪声级必须控制在93-95dBA之内。,噪声控制技术发展,为满足噪声法规的发展，对发动机的1米噪声提出了更高的要求。,噪声控制技术发展,从欧共体和奥地利对卡车的噪声限值法规可以看到这一事实，即，降低车辆行驶噪声在技术上已经达到极限。因此要达到新法规进一步降低噪声的要求，即使继续使用局部屏蔽和全隔声罩也必须采用新的低噪声内燃机设计手段才能实现。 此外，提高功率的措施同时对振动噪声也有较大的影响。,噪声控制技术发展,但是要想使内燃机在标定工况下的噪声降低到93dBA，就必须考虑采用非传统的新型内燃机构思。同时新型低噪声内燃机还必须满足输出功率、扭矩特性、燃油消耗率、生产成本以及废气排
13、放法规等关键性能参数的要求。对此，象奥地利的AVL和德国的FEV等均提出了非传统的低噪声内燃机结构设计的新概念。,噪声控制技术发展,基于发动机技术新的设计概念，为满足未来最严格的噪声法规限值要求，必须采用：屏蔽措施 需要特别重视的是燃油喷射和燃烧系统 齿轮传动部件的布置与制造 优化内燃机结构 除了附件和特制的隔声罩等方面，甚至无声的辅件也要仔细考虑。所有设计方案均应考虑到大量生产的可行性和成本问题。,噪声控制技术发展,动力装置总成的设计,噪声控制技术发展,噪声控制技术发展,采用增加内部阻尼的低噪声汽油机结构,噪声控制技术发展,具有很大低噪声潜力的非传统柴油机设计,噪声控制技术发展,非传统柴油机
14、设计不同零部件的固有模态,噪声预测技术进展,20世纪 70年代,20世纪 80年代,20世纪 90年代,声辐射效率,激励力求取,动态响应分析,边界条件确定,现阶段 发展方向,探索性研究成果,P.J.Yorke-响应分析法 Ckung-声密度测量法 Affenzeller-振动传递法,实验室迈向工业生产,Crocker-有限元技术Cuschieri和Richards-单冲击 Cheng和Seybert-边界元法,复合方法,Kirkup和Tyrell有限元+边界元,难点： 活塞侧击力,难点： 动载及施加,相关因素,形状,边界,频率,面积,测量声压(声功率)和振动,测量声强(声功率)与振动,振动测量
15、和阻抗计算,第四部分 声音品质的主观评价及控制,噪声控制目标的发展,早在80年代,对于车辆及发动机而言,设计的重点在于降低声音的能量,使得用dB(A)测量的声压级能满足正在执行或即将执行的越来越严格的噪声法规，汽车上所有的噪声发射部件都被改善，直到它们几乎达到同等的噪声能。进入90年代，在低噪声技术的基础上，人们认识到不同的发声会产生犹如八音盒、多乐器音乐会般的效果。因此当今汽车展示了不同的声音品质。声音品质的改善目标将是适应乘客要求的、易接受的、不令人厌的、动感的声音。可能的话，这种声音犹如产品的造型一样，将会是一种能展示产品特征的、有特色的声音。车辆及发动机的声音品质会对其市场和销售产生影
16、响。所以改善产品的声音质量已变得越来越重要。,声音品质评价及控制,在车辆及发动机声音品质主观评价技术的研究中，奥地利AVL李斯特公司的Schiffbanker和Hussain等作了开拓性的工作。通过对60种有代表性的发动机噪声的测量,按声学特征归纳为8类评价指标，提练出48个物理特征量（表1），对300个应试者作了噪声骚扰度的统计分析。其贡献在于建立了完整的噪声族谱的测试方法和以数理统计为基础的主观评价技术。,声音品质评价及控制,如德国FEV发动机技术公司对车辆和发动机声音品质划分为11种评价指标；日本学者则将车辆噪声提炼出14类评价指标。而美国福特公司的研究人员则把车辆的启动持续时间也作为一
17、个评价车辆声音品质的指标。英国Ricardo的研究人员则将噪声的评价归类为5种指标。,AVL声音品质主观评价指标,声压级：声波传播过程中介质压力的变化。 语音干扰级：周期性：用于低于20Hz的调制频率，在此范围内人耳能直接跟随声级变化。有起伏的信号感觉上声音较响。将1kH60dB的声音100%调制到4kH频率就能获得1vacil值。 响度级：以等响度线和频带为基础，着重于听觉。响度单位是“方”（phon），响度级单位是“宋”（sone）。,AVL声音品质主观评价指标,尖锐度：这个指数是声的高频成分有关。1acuma单位相当于以中心频率1kH60dB的噪声。 声音粗糙度是频率在20-300Hz范
18、围内时，人耳对振幅调制灵敏度的一个参数。将1kHz、60dB的声音调制到70Hz产生1asper的粗糙度。,AVL声音品质主观评价指标,AVL的声音品质主观评价研究,研究表明：最优参量是表示响度的Sone、表示周期性的PrePer、表示粗糙度的SMOD、表示尖锐度的Bank和表示脉冲度的kurtosis。并求得了他们相应的权重系数：(1)式中:Annoyance index为骚扰性系数，,为权重系数；f为函数；C为测量基准。,福特公司对启动噪声声音品质主观评价,研究目的在于改善其豪华车型的声音品质。因此主观评价测试中有较强的针对性。应试者来自45岁以上的高收入阶层，以男性为主，无声学及测试方面
19、的知识，代表了豪华车型购买者的一般特点。 通过应试者对噪声的自由评论,得到影响声音品质的三个主要因素为响度、起动持续时间和声学特性。为单独考察声学特性与特征量的关系，将响度调整为恒定值，并用回归方程导出特征量的公式：可见, 起动持续时间和声学特性在主观评价中有同等的重要作用,而响度与它们相比是次要因素。,FEV对声音品质的主观评价研究,研究者发现，影响声音品质的主要因素是饱满性（Powerfull）、阶跃激励和脉冲激励因素。研究人员发现德国人对声音的愉悦感是和声音饱满性（Powerfull）成正比的。 FEV提出：在确定目标噪声时，一方面要考虑到顾客的要求，另一方面要兼顾目标的可能性。进一步分
20、析客观特性与传动件（或其它）之间的关系，即找到发动机中的噪声源，而且要确定它们的传播途径。,日本人对声音品质的主观评价研究,日本学者发现，对声音主观评价的主要依据是响度、脉动性和频率特性，并且日本人对声音的清脆音（Metalic）较为喜欢；日本的田佃研究了日本人和德国人对发动机声音品质的主观感受的比较。在6项指标中,4项差异较大,其中2项出现了完全相反的判断。对被测的两辆日本车和一辆欧洲车，日本人和德国人根据其对声音品质的好恶作出了完全不同的取舍。,YAMAHA开发的发动机噪声评估仪,由于摩托车发动机无遮盖且离骑车人近，所以改善声学品质对摩托车更迫切。YAMAHA是摩托车厂商中较早开始研究噪声
21、的主观评价问题。他们的研究工作集中在怠速噪声。YAMAHA主观评价方法的基本思想是它选择了三个参量来描述怠速噪声的主观特性，即响度、脉动性和频率特性，分别用A加权声压级、波动级和高频级。他们的实验结果表明用上述三个物理量的线形组合得到评估值与主观评估值之间有很高的相关性。而以该原理开发的噪声评估仪则提供了一种新的对周期性脉动噪声的评估指标。,FEV提高车辆声音品质的研究,其总体设计思想是通过研究内部噪声的主观评价，分析造成发动机噪声骚扰性的主要原因，并估计改进的潜力，确定目标噪声值，优化内燃机设计。其研究步骤为： （1）发动机噪声的实时状态分析； （2）声音品质目标值的确定； （3）零部件的声
22、学设计。,FEV提高车辆声音品质的研究,FEV的应用研究主要在三个方面: 首先是进气系统的声学设计。该设计应同发动机的最高扭矩、功率特性结合起来，因而，声学模型的建立与容积效率的计算应同时进行。 其次是发动机机体结构设计。这部分的声学设计应集中于机体裙部，大部分隆隆声和声音的粗糙度可通过这部分的优化设计而得到降低。 最后是活塞的声学设计。活塞与气缸内壁的拍击激起了气缸和机体的振动，由而导致了噪声。活塞外形、活塞头部直径、活塞间隙和活塞销的偏心距都是容易引起噪声的参数。,尼桑汽车公司对整机及飞轮的研究,日本尼桑汽车公司在改善发动机及整车的声音品质方面做了大量的工作。他们的研究认为,良好的声音品质
23、应满足: 声压级与转速的线性关系； 声音的基础分量的声压级应远大于其它分量的声压级。 尼桑汽车公司开展了对其4.5升V8发动机声音品质和柔性飞轮所做的研究。 对V8发动机,除满足上述两点特性以外,还必须保证气缸裙部较高的刚性。因为燃烧压力是在对角线方向上施加在气缸体上的,所以容易造成扭转和弯曲振动。,尼桑汽车公司对整机及飞轮的研究,采取的措施有: 曲轴材料采用锻钢,且曲轴销和曲轴颈的直径足够大,保证较高的曲柄刚度。在曲轴前段皮带轮上加扭/弯减振器来减少弯曲振动。使用轴承梁提高曲轴的支撑刚度，采用侧向加强气缸刚度来抑制V型机刚体的对角变形和弯曲变形。 利用主谐次法降低旋转方向的不平衡量。该项措施
24、使不平衡量降低到了原来的四分之一。通过使用扩张式谐振器、霍尔姆兹谐振器及管式谐振器降低了进气噪声。以上措施的采用使得VH45D发动机从怠速到转速极限皆能保持良好的音质特性。,第五部分 振动及控制技术,振动及控制技术,振动与噪声问题是互为相关的，尤其是弯曲振动易激发噪声。振动影响驾乘人员的舒适性和身体健康。高频振动影响人的神经系统，低频振动易激发内脏的晃动。振动影响机器本身结构可靠性。,振动激励源,往复惯性力：以发动机的转速为基频，多谐次。低频。 离心惯性力。等于发动机的转速频率。低频。 进排气门关闭冲击。激励的间隔为发动机的转速频率，但冲击响应为高频。 活塞拍击：拍击响应为高频。,轴系振动,轴
25、系振动,轴系振动,轴系振动形式,减振器（扭振减振器、复合减振器）,轴系振动控制,活塞拍击噪声及控制,活塞拍击及控制,结构振动,结构振动实际上是车架结构对其它振动激励源的一种振动响应。机体的结构振动模态基本上集中在中高频的范围里。,整机振动的控制,整机振动的控制主要在于： 隔振垫设计、主动控制 支撑点的优化设计，解耦,第六部分 天津大学在NVH领域的工作,天津大学的工作条件,天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室建设有精密级的空间尺寸为11.47.26.9 (长宽高)立方米的半自由声场的内燃机噪声实验室。配置了日本小野测器的精密级声级计、CF5220声学频谱分析系统和声强分析仪，购置了美国MSC公司
26、的NASTRAN有限元计算分析软件、FATIGURE疲劳寿命分析软件和美国MDI公司的ADAMS多体动力学计算分析软件以及美国IBM公司的CATIA计算机辅助设计、比利时LMS公司的SYSNOISE声学预测分析软件分析和制造软件。为振动噪声领域的研究进一步提供了现代化的强有力的研究和开发手段。,近年来，在NVH研究领域，承担了国家自然科学基金、教育部重点科技项目、教育部博士点基金、云南省省校合作基金、天津市重点基金、天津市重点科技攻关等项目的研究工作。先后为昆明云内动力股份有限公司、玉柴机器股份有限公司、东风朝阳柴油机公司、潍坊柴油机股份有限公司、宗申汽车发动机公司、天津一汽夏利汽车公司、北汽
27、福田、宗申摩托车公司等企业的近20种机型开展了柴油机、汽油机的减振降噪研究工作，取得了较好的效果。形成了发动机减振降噪的多种解决方案。,天津大学的工作基础,提炼出的基本理论问题,噪声源识别,轴系振动,薄壁件 减振机理,降噪实例,设计理论,机械噪声与燃烧噪声分离 声辐射效率研究 表面辐射噪声识别 层次识别理论应用,曲轴振动与表面振动关系 瑞利法扭纵耦合振动研究 减振器优化设计,薄壁件阻尼因子测定 结构刚度灵敏度分析 薄壁件降噪实验,降低机械噪声 降低燃烧噪声 降低空气动力性噪声 降噪措施评价,内燃机的激励源 传递途径 频率分布理论,多体动力学计算,组合体模型,动力响应,噪声预测,设计更改,噪声控
28、制技术,声辐射预测技术,柔体多体动力学模型建立 多体动力学分析 轴系扭振响应分析,单体模型的建立 组合体模型模态分析 实验模态分析,动态载荷施加 边界条件的确定 动态响应计算 计算结果检验,边界元模型建立 边界条件导入 声辐射结果计算 结果检验,修改方案确定 结果比较 更改的可行性,部件的声辐射效率研究,离散计算法原理,阻抗计算,振动测量,油底壳,复合阻尼 油底壳,齿轮室罩,缸盖罩,机体,油底壳声辐射效率研究,离散计算法与传统方法对比,声辐 射系 数与 辐射 阻抗,离散计算法,影 响 因 素,单元划分数量,边界条件,安装状态,激励方式,噪声源的层次识别,原理,层次识别图的构建,分析并确定评价点
29、贡献比例,层次判断矩阵建立,计算判断矩阵最大特征值及特征向量,振动信号 测试,评价点 噪声测试,一致性检验,1,5,4,3,2,层次总排序,油底壳,缸盖罩,齿轮室罩,曲轴振动与机体表面振动耦合关系,振动信号的偏向干分析原理,偏相干函数反映多输入单输出线性系统中某一输入与输出间的相关程度 重相干函数是衡量所建立模型可靠性的依据,扭振与表面振动,表面振动,纵振,弯曲振动,扭振,相干分析,纵振与表面振动,两倍频,弯振与表面振动,结 论,表面振动是曲轴振动激励的结果，曲轴扭弯纵三个方向的振动共同对表面振动起作用； 扭振不能激励起强烈的表面振动，但会导致倍频表面振动； 弯曲振动是表面振动的主要激励源；
30、纵向振动本身频率成分少，只对部分频率有较高的相干系数 ； 控制曲轴轴系振动可以降低群部表面振动 。,扭振减振器优化设计,灵敏度分析,减振器设计采用每次改变一个参数(如刚度k1)的同时，保留其它参数不变,减振器设计,优化计算与传统方法对比,扭转刚度的灵敏度曲线,转动惯量的灵敏度曲线,最优化目标函数,采用基于偏导迭代的newton- rephson法进行优化计算，求出扭振减振器最佳刚度及阻尼系数值,实验验证,薄壁件 阻尼因素,薄壁件阻尼减振机理分析,高分子材料是由无数个单体分子共聚或缩聚而成，同时具有粘性液体和弹性固体特性 ,当高分子聚合物受拉时，一方面材料的分子链被拉伸，另一方面还产生分子之间链
31、段的滑移,普通板与阻尼板的区别,润滑油的影响,温度的影响,频率的影响,减振机理,阻尼测量方法,结构刚度的灵敏度分析,通过修改部分油底壳结构，观察结构参数变化对油底壳模态的影响,A,B,C,D,第三阶整体扭转,第五阶平板局部模态,第三阶整体弯曲,第九阶底面局部模态,油底壳改进实验研究,复合阻尼罩壳的降噪实验,结构改进的降噪实验,隔振措施的降噪实验,普通钢板,复合阻尼板,内燃机低噪声改进,低噪声内燃机,降低燃烧噪声,降低机械噪声,降低空气动力噪声,增压技术,调整供油提前角,提高制造精度等级,选配风扇,降噪措施评价,综合采取各种降噪措施，能够使柴油机整机噪声降低2 dB(A)。但各种降噪措施单独所取
32、得的降噪量并不能够进行线性叠加，各种方法综合应用涉及到参数匹配的问题,降噪系统的方法论,激励源特征,表面振动特征,传递路径特征,进行内燃机低噪声改进的时候，可以采用移频技术进行改进设计 ，而在进行内燃机设计过程中，就要在设计之前充分考虑零部件模态频率分布。,活塞-轴系多体动力学模型的建立,曲柄连杆机构由活塞、连杆和曲轴三大基本构件所组成,柔性多体动力学分析过程,曲轴实体模型的建立及标示,曲轴模态分析,柔体曲轴组合模型,混合方程组可得系统中物体上任意点在系统运动过程中各个时刻的位置、速度和加速度及瞬时动态响应。,Pro/e,patran,adams,动力学分析结果及轴系动态响应,对主轴承载荷的影
33、响,柔性体与刚性体的载荷变化趋势基本一致，但是在第一主轴承及第五主轴承上柔性体的载荷要比刚性体小，而第二、三、四主轴承则出现相反的情况。刚性的载荷最大、最小极值之差没有柔性体大，而且柔性体会出现多次峰值且最大、最小极值之差较大，这表明柔性体的自身扰曲变形及相邻气缸做功的叠加增加了曲轴的载荷，从而使工作状况更加复杂,对连杆轴承载荷的影响,曲轴自由端扭振响应,动 力 学 计 算 结 果,第一主轴承,X方向,y方向,X方向,Y方向,轴系扭振响应,扭振响应谐次分析,实测扭振响应,计算对比,两者体现了较高的等同性，说明了模型正确性,内燃机组合结构模型建立及验证,有限元组合结构模型,结构组合,分网,单体模
34、型的建立,模态计算,连接界面物理参数识别,实验模态分析,测点划分,测量实验,实验组织,结果处理,结果对比（p152）,组合体结构动力响应分析,采用验证过的整机组合结构模型，在原有基础上添加薄壁结构部件,机体由六个螺栓在左右两侧固定，为此将左右六个螺栓位置的进行约束，考虑到后支承固定在离合器壳上，对机体有一定的约束，将对应位置的进行位移约束,采用完全法，即完整的系统矩阵计算瞬态响应（没有矩阵降阶），计算选取为瞬态动力响应计算，输出结果为速度和加速度，得到了时域和频域的响应结果,作用在主轴承座上的主轴承载荷 在气缸中心线上活塞侧向力 不平衡惯性力 缸盖上燃气爆发压力,初时刻非零的载荷，先在进行动力
35、响应计算之前进行静力计算，得到机体各部分的初始应力和初始位移。,iterative,动力响应计算,载荷及初始条件,边界条件,模型建立,载荷种类,作用于机体上的载荷力近似认为是周期为0.0375s的周期力，第一个载荷步通常被用来建立初始条件，然后要指定后续的瞬态载荷步及载荷步选项,实测,计算,第一缸发火时刻加速度等值线图,105Hz处振动速度响应等值线图,缸盖罩上角点速度响应频谱图,辐射噪声分析模型的建立,分析模型,噪声预测问题是设计阶段的一部分内容，基本要求是：理论基础可靠；应用范围广，可操作性强。SYSNOISE可以计算声辐射，空气噪声传递，结构声辐射，结构声场耦合系统的响应灵敏度分析。,声
36、学模型的建立,场点模型,边界元模型,主要边界条件,通过振动条件的导入，实现边界条件的施加,100Hz处表面振动速度分布,表面振动法向速度分布,结构声辐射的结果,图示,结果,声压计算结果,声辐射效率,能量贡献率,RB&P,振动结构表面单位面积上辐射出的平均声能同相同频率下具有相同速度均方根值的运动活塞单位面积上产生的平均声能的比值，其数值上等于有功功率同输入功率之比,表面声压,远场声压,1m处左右两侧声压,计算近场声压级与实测对比,整机能量贡献率,1m远场声压贡献率,声辐射的结构优化,优化方案的确定,修改方案定为加强机体侧面刚度，具体就是在供油泵位置处的机体凹陷部分增加机体壁厚。其中主体部分加厚3mm，上下两部分由3mm渐变到0mm。整机重量增加2.54kg。不影响供油泵等附件的安装,改进效果评价,整机辐射声功率改进对比,改进前后声压对比,前端右上方角点,改进后的100Hz远场声压,改进后的100Hz远场声强,结束语,世界汽车工业的发展越来越追求优越的性能和卓越的质量。车辆的NVH性能无疑已成为衡量产品质量和消费者选购的重要因素和依据,噪声问题已成为制造者关注的重要课题。 我国车辆与发动机产品在噪声问题上与世界先进水平有较大差距，因此，加强和重视噪声问题的研究对于推动和提高我国汽车产品的质量，提高产品的竞争力，具有重要意义。,谢 谢 各 位！,2006年3月25日,
