发动机表面结构振动与辐射噪声的关系
第3章发动机表面振动与辐射噪声关系的系统研究
所谓发动机噪声除了进、排气噪声和风扇噪声外，主要是指由发动机外表面辐射出来的噪声，而辐射噪声与发动机表面结构振动有着密切的关系。系统地研究发动机表面振动与辐射噪声之间的关系，对于发动机噪声源预测和降低辐射噪声有着极其重要的意义。
3.1内燃机的表面振动
结构的表面振动和辐射噪声之间的关系非常复杂，通常无法确定。通过对噪声和单源振动测定的比较研究可知，大约有50%没有确切的关系。声场环境的影响、声的传播方向、结构振动的频率和相位的不均匀性，以及精确的数学模型极为复杂等因素导致精确的解析分析不可能实现。随机因素的影响和影响因素的随机性使得研究人员转而采用统计分析的方法来完成对振动和噪声辐射之间关系的研究[77-81]。
发动机结构振动可用其模态振型来表示，发动机结构振动的模态振型是由发动机设计所决定的，发动机质量分布、刚度和阻尼决定了其模态频率及其各阶模态之间的频率间隔。
柴油机是一种结构复杂、变工况运行的动力机械。柴油机的表面振动特性决定了其辐射噪声特性。为此，作者对一典型的直列柴油机-CY6102BZQ型柴油机的表面振动进行了实验测试与研究。实验框图如下：
实验仪器如下：
测点布置如下：
图3－1 发动机表面法向振动速度测点布置图测试结果如下：
图3-2机体表面各层法向平均振动速度均方根值
图3-3其它附件表面平均法向振动速度均方根值
图3-4 不同工况下全部测点总的平均振动速度均方根值
由以上试验结果可知，发动机表面各部位的平均振动速度的模式比例基本保持相同，但其振幅随发动机转速升高而增大。这说明，发动机外表面各部位的振动功率大小比例分布基本保持恒定，如果知道了各部位（部件）的表面积，就可预测发动机表面各部件对幅射噪声贡献的大小。这也是表面振动速度法进行噪声源识别的基本原理。
ISVR 对一直列六缸柴油机做了同样的试验，得出了同样的结论。只不过他们测试的是表面振动加速度级。其结论为：表面振动加速度级的分布除了一些微小的差别外，表面振动的大小比例分布模式基本保持不变，但其振幅随发动机转速增高而增大。
作者还对CY6102BZQ 型柴油机按照工程测量5点法(GB7184-87)对其振动烈度进行了测试。测试工况为发动机标定工况，5个测点分别布置在机体前端上沿、机体后端上沿、机体前端支座(左)、机体前端支座(右)和机体后端支座上，每个测点测量三个方向的振动速度信号，然后按照以下公式计算出当量振动烈度。
2
2
2
???
? ??+???? ??+????
??=∑∑∑z
z y
y
x x s N v N v N v v 式中：x v 、y v 、z v -分别为x 、y 、z 方向上各规定测点的振动速度的均方
根值，s mm /；
x N 、y N 、z N -分别为X 、Y 、Z 三个方向测点数
测试结果表明该柴油机的当量振动烈度为25.7s mm /。参照标准GB10397-89中小功率柴油机振动评级中多缸柴油机振动品质分级评定表可知，6102BZQ 柴油机的振动品质为C 级（含义为“容忍” ；极限允许值为28mm/s ）。另外，作者还按照同样的测试方法测定了该柴油机在其最大扭矩点工况时的当量振动烈度，其值为3.25s mm /。由工程测量5点法的测试结果可以看出，发动机的振动强度随发动机转速的增加而增大，这与发动机的实际振动情况是一致的，但是当量振动烈度在同一使用工况下约相当于发动机表面所有测点总的平均振动速度均方根值的一半。由于工程测量5点法所规定的测点其振动受支承刚度的影响较大(尤其是支座部位的测点)，所以，用当量振动烈度来反映发动机的振动状况必然会带来一定的误差。作者建议采用本文所采用的“发动机表面多测点法”来表征发动机的振动状况。这一方法不但可以较准确地反映发动机的振动状况，而且还可以用来对发动机的辐射噪声进行预测。
3.2 表面振动和辐射噪声之间的关系
为了综合反映发动机表面的振动情况，可以采用一个参数来表明每一个频带
或总的振动或声压级。这个参数应能表示发动机的全部表面积以及结构中所有的振动模式，所以选取按面积平均的均方振动加速度或均方振动速度作为特性参数（实际表示成平均振动加速度级或平均振动速度级）。
图3-5和图3-6展示的是发动机缸体和曲轴箱的噪声与平均表面振动的关系，试验是在一台排量为1.770L 的四缸四冲程柴油机上进行的。由以上试验结果可知，振动加速度级、振动速度级及发动机的总噪声级都随转速和负荷的增大而增大，尤其随转速的变化更加明显。这些试验结果亦表明，声压级p L 、平均速度级v L 和平均加速度级a L 随转速的变化规律是一致的。同时也说明了发动机表面噪声辐射与振动之间存在着密切的关系。
根据确定的振动数据精确地预测噪声值，可以采用一种活塞在屏蔽板中运动的分析方法[82,83]。
研究一个半径为r 装在面积无限刚性挡板上的平的、圆形活塞，如图3-7所示。振动活塞辐射的噪声可以用大量共同辐射的点脉动球面来模型化。但每
个脉动球面是从刚性的反射基平面上辐射而不是从自由空间辐射。
图3-7 装在刚性挡板上的活塞
因此由任一个挡板的脉动球面所引起的声压为自由空间的一个等价脉动球面辐射声压的两倍。即：
)(02),(kr t i p e Q r
c
ik t r p -=
ωπρ （3-1） 在此方程中，p Q 表示活塞表面上的单元脉动球面源强度且等于S U p ?，此处p U 为脉动球面的峰值表面速度，S ?为单元表面积。振动活塞引起的总声压是所有以同相位振动的点脉动球面引起的合成压力，因此，可以通过在整个表面面积上进行积分得到。
θ
θππρθωsin )
sin (22),,(1)
(20kz kz J r
e U z c ik t r p kr t i p ?
=
- （3-2）
式中：t i p e U ω为活塞的表面速度（即每个脉动球面具有相同的表面振动和相位）。1
J 为一阶贝塞尔函数，活塞垂直于屏蔽板以圆频率ω作正弦振动，在距
活塞r 处空间一点的噪声辐射声强为：
2
12
2222
20]sin )sin (2[4),(θθππρθkz kz J r
z U ck r I rms = （3-3） 式中：r －距活塞的距离
θ －噪声的辐射角度
c 0ρ－空气的比声阻抗
z －活塞半径
k －波长常数，c k /ω=
ω－角频率；
c－音速
1
J－一阶贝塞尔函数
p
U－活塞运动速度
从（3-3）式可以看出，装在刚性挡板上活塞振动的声辐射是有指向性的，指向性因子的性质如图3-8所示。
图3-8 指向性因子的泛函形式
从图3-8
假定活塞速度t i
p
e
U
Uω
=
r
m
m
Z
Z
F
U
+
=
式中，
m
Z为活塞的机械阻抗；
r
Z为活塞的辐射阻抗。
对活塞表面面积上的单元压力分布进行积分得到一点的总声压，然后再在表面上对此进行积分，得到声激励力，就可以导出活塞的辐射阻抗：
)]
2(
)
2(
[
1
1
2
kz
iX
kz
R
z
c
Z
r
+
=π
ρ
其中，)
2(
1
kz
R为阻性函数，)
2(
1
kz
X为抗性函数。那么活塞辐射的声功率可以从辐射阻抗的实部得到：
)
2(
2
1
)
(
2
1
1
2
2
2kz
R
z
c
U
Z
Z
R
U
W
p
r
m
e
p
π
ρ
=
+
=(3-4)式（3-3）可以简写成下面的形式：
D
A
U
p
2
2
2
2
ω
ρ
2550H（z
25
.2
1
=
λ）。后面两个频率正好处于同一个1/3倍频带内。可以看出，在这两个频率之间相差约300Hz，产生零噪声强度的角度足够大，如果两个频率处于同一个1/3倍频带内，则两个独立振动模式的波瓣可以合并在一起。但是如果采用更窄的频带进行噪声分析时，那么对于指定区域就必须进行大量的测量。因此选择恰当的恒定的频带宽度百分比，则噪声辐射方向的影响，即使影响非常大，也能够大幅度减少，这样就不需要做大量的测量就可获得足够详细的噪声数据。
3.2.2 噪声与表面振动的近似关系
1/3倍频带分析很适合于旋转机械的噪声分析，因为它不涉及到噪声的方向性影响。如果考虑一个在无限挡板上振动的大型刚性活塞（即活塞各部分以相
同相位振动），而且活塞的尺寸非常大，在这种情况下，振动活塞辐射声波的方向与其表面垂直，由活塞辐射进入周围介质的声功率表示为力乘以速度再乘以面积，即
rms rms rad u p a W 2π=
式中，rms p 为空间某点处的均方根辐射压力；rms u 为同一点相应的均方根速度；a 为活塞的半径。
从声压方程可知，c u p 0ρ=，因此，
><=2
0u cS W ρ （3-7）
式中，2a S π=，< >表示时间平均；“”表示空间平均。
以上推导是基于理想状态下的，任意结构的声辐射以此作为比较。因此，任意结构的辐射比σ定义为由结构辐射入半空间（即结构的一侧）的声功率除以与此结构具有相同表面面积和相同均方根振动速度的大型活塞所辐射的声功率。因此辐射比描述声辐射的效率。当与相同面积的活塞比较时，该结构以此效率来辐射声，即活塞具有辐射比为1。所以对于任意的结构，当频率为f 时，结构辐射的声功率)(f W rad 同辐射面积rad S 和按面积平均的均方速度><)(20f U 之间的关系可用下式来表示：
><=)()()(2
00f U f cS f W rad rad rad σρ （3-8）
这里，按面积平均的均方速度实际上就是振动表面的法向振动速度的均方值。辐射比提供了一个结构振动和相关的辐射声功率之间的强有力的关系。通过实验或者理论计算可以得到振动物体声辐射表面的法向振动速度的均方值。如果能建立起不同类型结构单元的辐射比的值或关系式，则噪声辐射估算就可
以进行，从而建立起结构振动与辐射噪声之间的关系。式中的辐射比)
(f rad σ取值范围在0－1之间。
距声源距离为r 、截面积为trav S 的球面上的任一点的声压级)(2f p 可由下式给出：
trav rad S c
f p f W 02)
()(ρ= （3-9）
式中：trav S －声学传感器所处的测量球面的表面积，则距声源r 处测得的声压级可表示成：
()>
? ??=)()()(20202f U f S S c f p rad trav rad σρ （3-10） 上式用对数形式表示则为：
K f S S f L f SPL rad rad trav
V ++??
?
?
?-=)(log 101log 101)()(1010σ （3-11）
当声学传感器距离保持不变时，面积比
rad
strv
S S 可用rad S 来表示（如图3-11
所示），噪声测量的标准距离为1米时，式（3-11）可写成下面的形式：
??
????πrad
trav
当用（3-9）式来计算噪声级时，必须确定参考基准速度。国际上通用的参考速度为s nm U ref /1=，ISVR 则推荐采用另一个参考基准速度，且认为比国际通用的参考速度的误差更小。若)(t L V 是由加速度频谱得到的（目前，测振传感器多为压电晶体加速度传感器，故有很强的工程实际应用背景），则能很方便地以g 1（一个重力加速度单位）为基准的分贝数来表示，如图3-12所示。
如果加速度频谱是按1/3倍频带测量的，则可按下式将其转换成以s m /39.0为基准的速度级（dB ）：
)4/(log 20)(10f g dB f L V 为基准）－，以加速度级（=
以及dB f L f L s m ref V s nm ref V 172)()(/39.0/1+=
对于1/3倍频带，)4/(log 2010f 的值见表3-1
对于每一个1/3倍频带，声压级则变成：
dB f S f L f SPL rad rad V 138)(log 1022log 10)()(102
10++???
????????? ??+-=σπ （3-13） 将上面的各1/3倍频带的声压级加起来就得到总的声压级。柴油机的主要噪声频率落在500-3000Hz 之间(参见图3-25)，这样就可以很恰当地以A 计权声级来表征其总噪声级。由于这个原因以及发动机的尺寸，其噪声辐射比可视为1个单位（详见后），也即0)(log 1010=f rad σ，在这种情况下，发动机表面产生的辐射噪声为：
)(138log 10)()(10dB S S f L f SPL rad trav
V +??
? ?
?-= []s
m r
e f V f L /39.0)(（3-14）
或)(7.33log 10)()(10dB S S f L f SPL rad trav
V -??
?
?
?-= []s nm ref f L V /1)( （3-15） 这样就必须精确计算出按面积平均的振动速度级)(f L V 。图3-13给出了表面
振动级的典型分布情况。如图所示，在高频时振动级的变化范围达到20-25dB ，要进行大量的测量才能得到具有代表性的平均值，建议每个表面至少有十个测
3.2.3 总速度级和总加速度级与柴油机零件和类型的关系
图3-14所示为发动机机体总振动速度级的实测值随发动机转速和结构类型变化的关系曲线。发动机机体总振动强度受发动机燃烧激励力、机械激励力和结构类型的影响［84］。图中所示为二冲程和四冲程柴油机结构类型的典型数据，可以得知机体振动强度与发动机噪声随转速增加的趋势是一样的。四缸和六缸柴油机机体振动噪声之间的差异正如非增压和增压四冲程柴油机一样，两者相差甚小[85]。振动噪声级最小的是非直喷式柴油机，但在标定转速下，却几乎没有差别。
等零部件的振动除了受自身的激励力的作用外，还受到机体振动的影响，所以，振动级一般都较机体要高，尤其是喷油泵最为明显，这可由图3-2到3-5所示的测试结果看出。曲轴箱和机体相比水平弯曲刚度小得多，所以振动要比机体剧烈。油底壳，气门室罩盖等薄壁件的振动强度也很大，故而形成发动机的主要噪声源。采用橡胶隔振和阻尼技术可以有效地减小高频振动，从而降低总噪声级；而对于低频振动和噪声，阻尼的作用不明显，有时还会适得其反。
3.2.4 多个表面辐射噪声的简化计算
将发动机整个表面上各点的振动速度和振动加速度频率谱描绘出来，就能清楚地看到同一零件上各点之间的差别，也能看出不同零件之间的差异。如果将表面上各点的振动频谱进行平均化处理，常常可以发现由螺栓联接的不同零件
对于单元振动所产生的噪声已有精确的计算公式。如图3-15所示，当噪声源面积为rad S ，由声学传感器距声源1米处所确定的测量球面面积为trav S ，据式(3-15)，声功率级为：
)(7.33log 101log 10log 20)(101010dB S S U U f SPL rad rad trav ref ar -+??? ??-??? ?
?=σ (3-16） 式中，ar U －按面积平均的振动速度的均方根值 r e f
U －参考基准速度，s nm /1 为方便起见，设1=rad σ（此时声源表面以最大效率辐射，从后面的分析可知，这样的假设是较合理的），则辐射噪声的声功率可简化成：
)(7.33log 10log 20)(1010dB S S U U f SPL rad trav ref ar -??? ??-??
? ??= （3-17）
将发动机一侧的平面划分成八个面积相等的单元，每个单元都有各自的振动级。内燃机的噪声通常是由距发动机侧面1米处的声压级表征（国标采用九点声压级，换算成声功率级，道理趋同）。为了处理方便，将发动机作为一个半球体来处理，其表面积就是声源的面积rad S ，其辐射噪声也就简化成距声源表面1米处测量球面上的噪声。这样声压级在声学传感器所处的测量球面trav S 上是均匀分布的。为了说明这一点，我们假定这些参数表示中心频率为1000Hz 的1/3倍频带值，然后计算距声源1米处的辐射噪声。
测量球的面积为2
212???
?
????+??? ??=ππrad
trav
S S
各单元按面积平均的振动速度级如下)(dB 。
按面积平均的总振动速度级为
)(8.157101log 1011010dB n L n j L V Vj =???
?
????=∑=??
?
??
则测量半球面面积为2
2
33.10215.0m S trav =??
? ??+=ππ )1(2m S r a d =
因此，dB S S rad trav
14.101
33.10log 10log 101010==???
?
?
距发动机表面1米处辐射噪声的声压级dB SPL 96.1137.3314.108.157=--= 发动机侧面实际是由缸体A 和曲轴箱B 两个部分组成，因此，发动机侧面的辐射噪声就是这两个噪声源A 和B 所辐射噪声之和。对于各个单独的子噪声源rad S 也相对变小，需重新计算如下：
2
2
04.92215.0m S trav
=??
? ??+=ππ
dB S S rad trav
57.125
.004.9log 10log 101010==??? ?
?
面积25.0m A =，dB L V 4.139=
面积25.0m B =，dB L V 8.160=
距发动机表面1米处面积A 辐射噪声的声压级
dB SPL 17.937.3357.124.139=--=
距发动机表面1米处面积B 辐射噪声的声压级
dB SPL 53.1147.3357.28.168=--=
总辐射噪声的声压级（1米处）dB SPL 56.114=
如此计算出的结果与第一次计算出的结果有所不同，这是因为将发动机侧面作为两个较小的单元处理，trav S 的值较小。这同时也说明此时计算声压值所处的测量球面距发动机中心的距离更近，这一点说明如下。
距离2
1
4??
? ??=πtrav S r
按一个完整的面积计算时()
m r 91.0433
.102
1
==π
按两个分开的面积计算时()m r 85.0404.92
1
==π
因此，两次计算的声压级的差值)(dB SPL ?取决于??
? ??2110log 20r r 。设噪声以
球面辐射，则
()
dB S S dB SPL trav trav 60.004.933.10lg 10lg 10)(21==??? ?
?=? 而114.56-113.96＝0.60dB
这两种方法计算出的噪声的差异是在预料之中的，这也说明将整个表面噪声进行平均化处理的结果同把各个单元面积上的噪声平均化后再求和，即将噪声源“拼接”起来的结果是相同的。只要离噪声源的距离一样，噪声的计算值是相同的（声压级）。在内燃机上应用时，其最实用化的方法是按照固定不变的测点距离，计算每个单元面积的噪声分量，而不管其面积的大小。也就是说，计算面积较小的噪声源时，其距离相对于面积较大的噪声源而言要大。
总的说来这是一种可以接受的近似方法，但对面积较小的噪声源，其计算值偏小。如，发电机或增压器虽然体积较小，但很可能更接近发动机一侧的声学传感器，这样就会产生计算值偏小的现象。
3.2.5 发动机总声级和噪声百分比的预测
计算发动机辐射噪声时，我们将发动机表面划分为独立的离散辐射单元，计算出距发动机1米处总的辐射噪声。在前面所举的例子中，声学传感器所处的测量球面（半球面）的面积为233.10m ，划分的每个单独的辐射区域的面积为
2125.0m ，因此，
()
dB S S rad trav
18.19125.033.10log 10log 101010==??
?
?
? 可以分别计算每个辐射区域的噪声级，将各个单独噪声源的计算结果迭加起来，就得到总的噪声级。因此，可根据下式计算出每个单元辐射声功率的百分比。
辐射声功率百分比%10010
101010?=
??
? ?????
??T n SPL SPL
式中n SPL 为分别对应于辐射区域A 、B 、C 、…的声压级，T SPL 为总声压级。计算结果以及辐射噪声的累加曲线见表3-2。
表3-2 声功率百分比
W S c p S trav trav
=???
?
?=?02ρ声强声功率＝
12
0210
lg 10lg 10-??
? ??==trav
ref S c p W W PWL ρ声功率级，所以， ???????=???
?????=100102109566.9lg 1010lg 10SPL ref
trav
SPL ref cW S p PWL ρ ()
W W dB ref 1210,-= 式中，ref p 为参考声压，Pa p ref 5102-?=
由此可见，当trav S 保持不变时，声压级和声功率级的差异仅与辐射面积有关。此处的辐射总功率为W 5.2。由表3-2可知，辐射区域D 、G 、H 占主要成份。因此，要降低噪声应主要集中在这几个区域上采取有效的降噪措施。
通常希望在发动机的设计阶段预测发动机的噪声级。由以上分析可知，若能估算出发动机的振动特征，这一预测即可完成。从工程设计角度来讲，我们可以利用各种类型发动机表面振动与发动机转速及燃烧方式之间的关系来完成对发动机表面振动级的估算，并进而完成发动机声功率级及各部件辐射噪声百分比的预测，为低噪声内燃机设计提供有力的方法支持。这是作者通过详细的理论推导和实践总结出来的一种工程实用的预测噪声的方法，由于它对工程设计具有很强的指导作用，作者称之为“工程表面振动速度法”。为了更进一步地为工程界提供有效的原始资料，给出下面一系列的图表来表征各种发动机的振动级的一般关系，供预测新型发动机或现有发动机表面振动参考。由这些数据可估算各噪声源的辐射噪声、总的噪声级以及各个噪声源辐射噪声的百分比。
前已论及，表面振动所产生的辐射噪声的大小取决于表面法向振动速度级、辐射面积和辐射比。表面法向振动速度可实测得到，或通过测量表面法向振动加速度计算而得，或可参考同类发动机的数据估算；辐射面积在设计阶段就可以较精确地估算出。因此，预测发动机辐射噪声的关键即取决于声辐射比。
根据式（3-8），声辐射比定义为：
)
()
()(2
00f U cS f W f rad rad rad ><=
ρσ （3-18）
对于形状简单的零件，其声辐射比可以计算出来，但在一般情况下，零件的声辐射比的计算极为复杂，下面推导一些形状简单的零件的声辐射比。一般说来，这些形状简单零件的声辐射比)(f rad σ仅当频率低于一定值时才小于1.0，而当频率大于、等于这一值时均为1.0。这一频率称之为临界频率，主要取决于声源的几何尺寸。
（1） 脉动球面的声辐射比
脉动球面是单个的球面形声源，它辐射的声波仅是离开源的径向距离r 的函数。因此进行分析之前应建立起球坐标的波动方程。一维球面的波动方程（用速度势）可以表示为：
0))
,((1)),((2
2222=??-??t
t r r c r t r r φφ （3-19） 式中c 为声速。
这里的声波为全向波[86]，声从声源向外辐射或向内辐射。将乘积),(t r r φ看作单个变量，方程的形式就和平面波动方程一样，其通解为：
)()(),(21r ct G r ct G t r r ++-=φ
因此，
r
r ct G r r ct G t r )
()(),(21++
-=
φ 第一项表示从声源向外传播的球面声波，第二项表示向声源中心传播的球面声波。在工程中，通常只考虑从声源向外传播的声波，所以只与解的第一部分有关。现在假设解的形式为一复谐量：
)
(),(kr t i e
r
A t r -=
ωφ (3-20) 式中A 为常数，由脉动球面表面所给定的边界条件确定。
研究半径为a 的振荡球，具有表面法向速度t i a a e U u ω=，由速度势方程可以得到：
r u r
=??φ
(3-21) 将方程（3-20）中a r =代入方程（3-21），解常数A 得到
汽车发动机振动噪声测试实用标准系统
附件1 汽车发动机振动噪声测试系统 1用途及基本要求： 该设备主要用于教学和科研中的振动和噪声测量，要求能够测量试验对象的振动噪声特性（频率、阶次、声强等），能对试验数据进行综合分析。该产品的生产厂应具有多年振动噪声行业从业经验，有较高的知名度和影响力。系统软件和硬件应该为成熟的模块化设计，同时具有很强的扩展能力，能保证将来软件和硬件同时升级。 2设备技术要求及参数 2.1设备系统配置 2.1.1数据采集系统一套； 2.1.2数据测试分析软件一套； 2.1.3传声器 2个； 2.1.4加速度计 2个； 2.1.5声强探头 1套； 2.1.6声级校准器 1个； 2.1.7笔记本电脑一台 2.2数据采集、控制系统技术要求 2.2.1主机箱一个；供电采用9～36V直流和 200～240V交流； 2.2.2便携式采集前端，适用于实验室及现场环境； 2.2.3整机消耗功率<150W； 2.2.4工作环境温度：-10?C ～50?C； 2.2.5中文或英文WindowsXP下运行，操作主机采用笔记本电脑； 2.2.6输入通道数：4个以上，其中2个200V极化电压输入通道、不少一个转速输入通道； 2.2.7输入通道拥有Dyn-X技术，动态围160dB； 2.2.8每通道最高采样频率：≥65.5kHz，最大分析带宽：≥25.6kHz； 2.2.9系统留有扩充板插槽，根据需要可以进一步扩充；数据采集前端可同时连接多种形式传感器,包括加速度计、转速探头、传声器、声强探头等； 2.2.10系统具有堆叠和分拆能力，多个小系统可组成多通道大系统进行测量。大系统可分拆成多个小系统独立运行； 2.2.11采集前端的数据传输具备二种方式之一：①通过10/100M自适应以太网传输至PC； ②通过无线通讯以太网技术传输至PC，通信距离在100米以上。使测量过程更为灵活方便，方便硬件通道和计算机系统扩展升级；
发动机表面结构振动与辐射噪声的关系
第3章发动机表面振动与辐射噪声关系的系统研究 所谓发动机噪声除了进、排气噪声和风扇噪声外，主要是指由发动机外表面辐射出来的噪声，而辐射噪声与发动机表面结构振动有着密切的关系。系统地研究发动机表面振动与辐射噪声之间的关系，对于发动机噪声源预测和降低辐射噪声有着极其重要的意义。 3.1内燃机的表面振动 结构的表面振动和辐射噪声之间的关系非常复杂，通常无法确定。通过对噪声和单源振动测定的比较研究可知，大约有50%没有确切的关系。声场环境的影响、声的传播方向、结构振动的频率和相位的不均匀性，以及精确的数学模型极为复杂等因素导致精确的解析分析不可能实现。随机因素的影响和影响因素的随机性使得研究人员转而采用统计分析的方法来完成对振动和噪声辐射之间关系的研究[77-81]。 发动机结构振动可用其模态振型来表示，发动机结构振动的模态振型是由发动机设计所决定的，发动机质量分布、刚度和阻尼决定了其模态频率及其各阶模态之间的频率间隔。 柴油机是一种结构复杂、变工况运行的动力机械。柴油机的表面振动特性决定了其辐射噪声特性。为此，作者对一典型的直列柴油机-CY6102BZQ型柴油机的表面振动进行了实验测试与研究。实验框图如下：
实验仪器如下： 仪器名称 型号生产厂 传感器YJ2-1(665) 杨州无线电二厂 YJ2-1(667) 杨州无线电二厂 YD-42(24) 杨州无线电二厂 9024(2) 北戴河传感器技术研究所 电荷放大器7021 磁带机TEAC XR-30C TEAC CORP. Made in Japan 光线示波器 抗混滤波器DLF-6 北京东方振动和噪声技术研究所数据采集与分析系统INV306D 北京东方振动和噪声技术研究所测功机Y120-S 中国启东测功设备厂 测点布置如下：
发动机台架振动噪声试验规范
发动机台架 振动噪声 试验规范 湖南大学 先进动力总成技术研究中心
1.适用范围 本标准适用于缸径100mm以内，功率在150kW以内的往复活塞式发动机。 2.规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。 GB/T 1859-2000 往复式内燃机辐射空气噪声测量工程法及简易法。 GB/T 往复式内燃机性能第1部分：标准基准状况，功率、燃油消耗和机油消耗的标定及试验方法。 GB/T 往复式内燃机性能第3部分：试验测量。 3.试验目的 在发动机消声室试验台架上进行发动机振动噪声测试，评价发动机振动噪声水平。 4.测试设备 传声器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量装置必须至少覆盖20Hz～20000Hz的频率范围。 加速度传感器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量仪器频率范围至少为10Hz～2000Hz，并应包括发动机最低稳定转速到lO倍最高转速的激励频率。传声器、加速度传感器在测量前必须进行标定。 测量前后，仪器应该按照规定进行校准，两次校准值不应超过1dB。 发动机转速的测试仪器的准确度应优于1%。 5.安装条件和运转工况 发动机工作条件 测试前确保发动机为工作正常且油位、水位正常。 在测量过程中，发动机的所有运行条件，应该符合制造厂家的规定。测量开始前，发动机应该稳定在正常工作温度范围内。 发动机状态 发动机不带空气滤清器和排气消声器,引出进、排气噪声。
汽车NVH振动与噪声分析
汽车NVH介绍
1.NVH现象与基本问题 2.噪声与振动源 3.NVH传递通道 4.NVH的响应与评估 5.NVH试验 6.NVH的CAE分析 7.NVH开发 8.汽车声品质
动态性能 静态性能 汽车的性能 ?汽车的外观造型及色彩 ?汽车的内室造型、装饰、色彩?内室及视野 ?座椅及安全带对人约束的舒适性 ?娱乐音响系统?灯光系统?硬件功能 ?维修保养性能?重量控制 ?噪声与振动（NVH ）?碰撞安全性能?行驶操纵性能?燃油经济性能?环境温度性能?乘坐的舒适性能?排放性能?刹车性能?防盗安全性能?电子系统性能?可靠性能 NVH 是汽车最重要的指标之一
汽车所有的结构都有NVH问题 ?车身 ?动力系统 ?底盘及悬架 ?电子系统 ?…… 在所有性能领域（NVH，安全碰撞、操控、燃油经 济性、等）中，NVH是设及面最广的领域。
什么是NVH？ NVH : N oise, V ibration and H arshness ?噪声Noise: ●是人们不希望的声音 ●注解: 声音有时是我们需要的 ●是由频率, 声级和品质决定的 ●频率范围: 20-10,000 Hz ?振动Vibration ●人身体对运动的感觉, 频率通常在0.5-200 Motion sensed by the body, mainly in .5 hz-50 hz range ●是由频率, 振动级和方向决定的 ?不舒服的感觉Harshness ●-Rough, grating or discordant sensation
为什么要做NVH? ?NVH对顾客非常重要 ?NVH的好坏是顾客购买汽车的一个非常重要的因素. ?NVH影响顾客的满意度 ?在所有顾客不满意的问题中, 约有1/3是与NVH有关. ?NVH影响到售后服务 ?约1/5的售后服务与NVH有关
发动机结构振动及噪声预测
发动机结构振动及噪声预测 作者：奇瑞发动机工程研究邓晓龙 发动机是影响汽车NVH性能的最主要的因素，在发动机的设计阶段就深入进行振动噪声性能的预测与优化，已经成为发动机开发的基本流程，是发动机自主研发过程中的重要工作。 国内外对发动机结构噪声的预测做了大量研究，中低频结构噪声预测方法已趋成熟。结构振动响应与辐射噪声之间的关系非常复杂，目前根据强迫振动响应计算辐射噪声的计算方法主要有平板理想化法、有限元法和边界元法等。噪声预测技术的发展使得发动机在设计阶段进行噪声评价成为可能。 本文探讨了适于进行动力总成振动及结构噪声预测的方法；建立了动力总成各主要部件的有限元模型，通过AVL EXCITE软件进行了动力学分析，并计算发动机的振动响应。进行NVH的性能提升的最重要的就是首先要找到主要振动及噪声源，并开展有针对性的工作。为了更明确发动机的主要声源，采用自编软件，根据表面振动速度结果进行了主要表面的辐射声功率排序，最后进行结构噪声预测。 发动机结构振动预测 进行发动机结构振动及噪声预测，涉及到大量的研究工作，主要工作包括各部件有限元建模、子结构模态提取，EXCITE模型搭建，主要激励计算，动力学分析，振动响应计算，表面辐射声源排序，声边界元建模和空间声场预测等工作。 1. 动力总成有限元模型 动力总成有限元模型包括缸体、框架、缸盖、油底壳、缸套、进气歧管、排气歧管、气门室罩盖、4个悬置支架、变速器壳体、变速器传动轴及齿轮等。由于研究的动力总成的4个悬置支架中有3个是安装在变速器上，所以加入变速器壳体的有限元模型，这样可以更准确地模拟动力总成的振动情况，特别是怠速工况下的振动。图1所示为动力总成的有限元网格。同样需建立曲轴组件的有限元网格，曲轴组件包括曲轴、飞轮、扭转减振器、皮带轮和正时齿轮等部件。
汽车振动与噪声控制-综述
汽车振动噪声与控制文献综述 中国汽车产业已进入内涵式发展的稳健增长期，车型品质的提升已取代产能的增长成为发展的主流，这对汽车的噪声、振动与声振粗糙度(Noise, Vibration, Harshness, NVH)提出日益苛刻的要求，使得汽车NVH性能越来越受到重视，成为衡量汽车品质最重要的指标之一。 前期汽车NVH控制主要集中在发动机、车身等主要系统上，随着这些主要系统的NVH问题得到解决，其研究重心开始转向声品质技术、新能源汽车NVH、车身底盘NVH、制动系和悬架系NVH以及振动主动控制等方面。 汽车的NVH问题可以从三个层面上考虑：接受体（方向盘的加速度或人耳处的声压等，但最终是人对振动噪声的感觉）；传递路径（隔振隔声系统，车身及内饰等）；振动噪声源（发动机/驱动电机、齿轮传动系统、路面不平、风噪声等）。 一、接受体处NVH分析与控制 1.1声品质评价 首先，在对车辆振动与噪声进行分析前需对其NVH状况进行评价。驾驶室内成员处的振动评价相对简单，而人耳对噪声的感知则较为复杂，同时由于汽车车身及底盘技术、汽车发动机技术的突飞猛进，特别是新能源汽车的持续推广，除发动机噪声外，其他排气噪声、传动系噪声、轮胎噪声、空气动力噪声及车身壁板结构振动辐射噪声等，对车辆整体噪声的贡献相对增大，使得车辆噪声控制问题变得更加复杂。 因此，声品质技术应运而生。声品质是指在特定的技术目标或任务内涵中声音的适宜性，声品质中的“声”是人耳的听觉感知，“品质”则是指人耳对声音事件的听觉感知过程，并最终做出的主观判断。人是声品质最终的接受者和最直接的评价者，声品质受到声音固有特性、评价者的生理、心理等各方面的综合影响，因此声品质的研究是一个综合多领域的多学科研究。 声品质主观评价是以人为主体，通过问卷调查或评审团评议的形式，运用试验心理学来研究噪声问题，涉及测试对象选择、噪声准备、听测环境和评价方法
发动机噪声与振动
发动机运转时，燃烧噪声，机械噪声和空气动力噪声是主要噪声源。 通常把燃烧时气缸压力通过活塞、连杆、曲轴、主轴承传至机体，以及通过气缸盖等引起发动机结构表面振动而辐射出来的这部分噪声，称为燃烧噪声。发动机的燃烧噪声，是在气缸中产生的。燃烧过程中，气缸内的压力波冲击燃烧室壁，气体自身产生的振动，这种振动及辐射噪声呈高频特性。气缸内压力在一个工作循环内呈周期变化，激起气缸内部机件的振动，其频率与发动机转速有关，通过发动机机体向外辐射噪声，这种振动及辐射噪声呈低频特性。其强弱程度，取决于压力增长率及最高压力增长率的持续时间。 发动机的机械噪声，是指在气体压力和惯性力的作用下，使运动部件产生冲击和振动而激发的噪声。主要有活塞敲击噪声、供油系噪声、配气机构噪声、正时系统噪声、辅机系统噪声、轴承噪声、不平衡惯性力引起的机体振动和噪声等。发动机工作时，由于冲击、摩擦、旋转不均匀和不平衡力作用等原因，激起零部件的机械振动而产生噪声。特别是当激振力频率与零部件的固有频率相一致时，会引起激烈的共振和噪声。发动机的机械噪声随转速的提高而迅速增加。 空气动力噪声，是气体流动（如周期性进气、排气）或物体在空气中运动，空气与物体撞击，引起空气产生的涡流，或者由于空气发生压力突变，形成空气扰动与膨胀（如高压气体向空气中喷射）等而产生的噪声。一般说来，空气动力噪声是直接向大气辐射的。主要分成进气噪声、排气噪声和风扇噪声。 汽车噪音改善材料和方法： 1、发动机噪，路噪，胎噪都属于结构噪音，它的主要产生是震动，最合理的解决办法就是制震。加入减振板配合吸音垫，能很好解决路噪和胎噪。弓I擎噪这个问题我们应理性去看待，引擎声的大小随发动机转速的不同而产生程度不同的噪音，它没有一个恒定的标准，但是，引擎的转速是由车辆行驶状态和驾驶人员操控的。对引擎的声音除了驾驶人员的控制外，汽车隔音工程还能再进一步的改善，具体施工部分如下：（1）引 擎盖的施工能延缓前盖板因温度过高而掉漆，并能减少发动机噪音通过上盖传出的噪音。（2）挡火墙内外部分施工可改善引擎发动后低频音的传入。施工后引擎声变得更加纯净，驾驶人员会有更好的操纵感。如果要引擎声有较明显的改善，施工部分是比较复杂的，具有一定高难度的作业，具体施工部分与步骤有以下几点：①拆开仪表台，完全处理挡火墙内部②卸下发动机，完全处理档火墙外部这个施工对引擎噪音的减少 效果是比较明显的，但是施工过程可能会对车体原有设备造成改变和影响，笔者一般不建议对此部分进行施工操作，对于引擎声应理性善待，不应过分追求引擎声的控制，让引擎发挥它应有的动力感。 2、路噪和胎噪是因为轮胎和路面摩擦产生震动和噪音，所以减震是最好的方法，用减振板或专用减振板和吸音垫及车门密封条对叶子板和车地板及车门进行全面施工可以从减震、吸音、隔音三个源头改善胎噪和路噪。 3、风噪是因为风的压力超过车门的密封抗阻力而形成，所以加强密封阻力是最直接最根本的解决方法，车门密封条和内心密封条就能很好解决这一问题。
发动机振动特性分析与试验
发动机振动特性分析与试验 作者：长安汽车工程研究院来源：AI汽车制造业 完善的项目前期工作预示着更少的项目后期风险，这也是CAE工作的重要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟样机进行NVH试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH性能进行分析甚至优化显得十分重要。 众所周知，发动机NVH是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激励等，这些结构振动又通过缸盖罩、缸盖、缸体和油底壳等传出噪声。 发动机结构振动分析方法简介 图1 发动机结构振动分析方法 如图1所示，发动机结构噪声分析方法包括以下几个步骤： 1. 动力总成FE建模及模态校核 建立完整的短发动机和变速器装配的有限元模型；对该有限元模型进行模态分析，通过分析结果判断各零件间连接是否完好；通过分析结果判断动力总成整体模态所在频率范围是否合理，零部件的局部模态频率是否合理，若存在整体或局部模态不合理的情况，需要对结构进行初步更改或优化。
2. 动力总成模态压缩 缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。 3. 运动件简化模型建立 发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。 4. 动力总成多体动力学分析 在定义了动力总成各零部件间连接并且已知各种载荷的情况下，对动力总成进行时域下的多体动力学分析，并对得到的发动机时域和频域下的动态特性进行评判，同时，其输出用于结构振动分析。 5. 动力总成结构振动分析 基于多体动力学分析结果，对整个动力总成有限元模型进行强迫振动分析，得到发动机本体、变速器以及各种外围件的表面振动特性，进行评判和结构优化。 实例分析 1. 分析对象 以一款成熟的直列四缸1.5L发动机为平台，针对其结构振动问题，对其进行结构振动CAE 分析，并与其台架试验结果相比较。发动机的部分参数如下：缸径75mm，冲程85mm，缸间距84mm，最大缸压6MPa。 2. 坐标定义 为了便于以后叙述，对动力总成进行了坐标定义（见图2）。
汽车振动与噪声控制复习
机械振动理论部分 第一章振动基础理论 1、振动系统的基本元件：弹性元件，惯性元件，阻尼元件 2、解决振动问题的基本方法：解析法和实验法 3、简谐振动的三要素：振幅，圆频率，初相位 4、简谐振动的合成，包括同频率，不同频率公有周期的求解和矢量图的表示 第二章单自由度系统的振动 1、要求掌握单自由度无阻尼系统的自由振动方程，包含计算和分析 2、串联弹簧和并联弹簧的特征及等效弹簧求解公式 3、单自由度有阻尼系统的衰减振动运动方程求解，阻尼固有频率，衰减振动周期及阻 尼比系数的求解 以上内容以作业题和例题为主要复习内容 第三章受迫振动 1、简谐激励作用下系统的受迫振动响应的计算和分析 2、任意激励作用下系统的受迫振动，以例题和作业题为重 3、受迫振动共振的条件激振力频率等于系统的固有频率 4、积极隔振和消极隔振的定义 5、隔振系统的设计，以例题和作业题为重 第四章多自由度系统的振动分析 第五章二自由度系统的振动分析 1、刚度影响系数的求解 2、固有频率和主振型的求解，例题和作业题为重点，会画振型图 3、无阻尼系统对初始条件作用下系统的振动分析，重点掌握结论 4、动力减振器的例题复习 汽车振动与噪声控制复习 汽车发动机的振动分析与控制 1、汽车发动机工作中主要激励源：不平衡惯性力和不平衡惯性力矩 2、针对单缸发动机，由于惯性力矩的作用产生使曲轴旋转的主动力矩，该力矩会激起曲轴的扭转振动。 3、作用在气缸活塞顶部的气体压力对汽车产生什么样的影响？只会使汽车气缸受到拉伸和压缩，不会传到发动机外而去引起汽车振动。 4、往复惯性力Pj和离心惯性力Pr的铅垂分量会使汽车产生（）振动？整车的铅垂振动 5、气体压力Pg和惯性力Pj与活塞对缸壁的压力Pn构成的反转力矩，会产生何种影响？反转力矩将通过发动机支承点传到车架上，整车产生横向摆动，旋转矢量的离心惯性力Pr 的水平分量会传到车架上，引起整车的水平振动。 6、为了减少直列多缸发动机的干扰力和干扰力矩引起发动机和车架的振动，通常采取以下措施来减少或消除这些干扰。（合理布置曲柄间的相互位置、采取有效的平衡方法、点火顺序和采取隔振措施） 7、V型发动机在计算发动机的干扰力和力矩时，需考虑V型气缸的（）。合成系数或V型角 8、振动隔离分为两种：（）和（）。主动隔振和被动隔振
车用发动机设备噪声形成原因及控制措施(新编版)
车用发动机设备噪声形成原因及控制措施(新编版) Security technology is an industry that uses security technology to provide security services to society. Systematic design, service and management. ( 安全管理 ) 单位：______________________ 姓名：______________________ 日期：______________________ 编号：AQ-SN-0038
车用发动机设备噪声形成原因及控制措施 (新编版) １．噪声的主要危害 噪声污染不仅对人们的自我感觉和工作能力产生消极的影响，而且能导致健康严重失调、疲劳、早期失聪、高血压、神经疾病等。 ２．车用发动机噪声的形成与对策 发动机噪声主要包括燃烧噪声、机械噪声、进排气噪声、冷却风扇及其他部件发出的噪声。燃烧噪声是在可燃混合气体燃烧时，因气缸内气体压力急剧上升冲击发动机各部件，使之振动而产生的噪声。柴油中的十六烷值不合适或喷油时间过于提前，会引起发动机工作粗暴，使噪声急剧增大。汽油机由于过热、汽油品质不良和点火提前角过大等原因造成高频爆炸声、敲缸。 发动机内部的燃烧过程和结构振动所产生的噪声，是通过发动
机外表面以及与发动机外表面刚性连接结构的振动向大气辐射的，因此称为发动机表面噪声。根据发动机表面噪声产生的机理，又可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声主要是由于气缸内周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关；机械噪声是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，它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。一般来说，低转速时，燃烧噪声占主导地位，高转速时，机械噪声占主导地位。 降低燃烧噪声，需改善燃烧条件，提高燃烧质量，以达到圆滑的压力波形。采用合理布置火花塞和气门以及采用合适的燃烧室型式和冷却方式即可以达到最有效的燃烧。在燃油方面，汽油的辛烷值越高，点火质量及抗爆振性能越好；对柴油机来说，要选择合适的十六烷值的柴油，如果达不到，可加入点火加速剂，提高点火质量，这样可有效地防治因燃油燃烧引起的噪声。 机械噪声包括活塞敲击声、气门机构冲击声、正时齿轮运转声等。减小活塞敲击声，可采取减小活塞与缸壁之间的间隙和使活塞
《车辆振动与噪声控制》课程教学大纲
《车辆振动与噪声控制》课程教学大纲 课程代码：020242025 课程英文名称：Control of Vehicle Vibration and Noise 课程总学时：32 讲课：26 实验：6 上机：0 适用专业：车辆工程装甲车辆工程能源与动力工程交通运输 大纲编写（修订）时间：2017.5 一、大纲使用说明 （一）课程的地位及教学目标 车辆振动与噪声控制是车辆工程专业、装甲车辆工程、能源与动力工程和交通运输专业的专业选修课。面对激烈竞争的汽车市场，除了提高汽车的各项性能指标和经济指标外，降低汽车振动与噪声，提高汽车运行舒适度已成为现代汽车设计及新技术开发研究的一个重要方面。本课程的主要任务是使学生了解并掌握汽车振动的基本要素；单自由度、二自由度及多自由度振动的基本特性；随机振动的统计特性及汽车的平顺性分析。通过本课程的学习，能培养学生对工程实际问题观察、分析及解决的能力，为从事专业设计与研究打下坚实的基础。 （二）知识、能力及技能方面的基本要求 通过本课程的学习，学生要对本课的基本内容有系统的理解，掌握其基本概念、理论和方法，运用这些理论分析，解决工程实际问题，并达到如下要求： 1．具有建立典型汽车结构力学模型的能力，并能够确定其边界条件和初始条件。 2．掌握模型系统的模态分析与响应分析方法。 （三）实施说明 教师在授课过程中可以根据实际情况酌情安排各部分的学时，课时分配表仅供参考。教师要注重对基本概念、基本方法和解题思路的讲解，以便学生在实际应用中能举一反三，灵活运用。根据专业特点，教师应结合实际问题，在教学过程中注意理论与实际结合，突出实际应用。 （四）对先修课的要求 本课程的先修课程有《高等数学》等相关课程。 （五）对习题课、实验环节的要求 结合有关章节中的重点和难点问题以及典型的问题，安排一定的习题练习，并以讲、练、讨论相结合的方式进行。引导学生对所学内容的基本概念、基本原理和基本方法有更加深入的了解。结合每次课的内容、重点和难点，有针对性的布置与有关实际问题相联系的思考题。 （六）课程考核方式 1.考核方式：考查。 2.考核目标：考核学生对单自由度及多自由度振动基本原理掌握情况，在此基础上掌握模态分析的基本理论。通过对汽车模型的简化，在一定路面激励下，分析汽车的平顺性。 3.成绩构成：本课程的总成绩主要由两部分组成：平时成绩占10%，实验成绩占10%，考试成绩占80%。 平时成绩由任课教师视具体情况按百分制给出。 （七）主要参考书目:
(汽车行业)汽车发动机振动噪声测试系统
（汽车行业）汽车发动机振动噪声测试系统
附件1 汽车发动机振动噪声测试系统 用途及基本要求： 该设备主要用于教学和科研中的振动和噪声测量，要求能够测量试验对象的振动噪声特性（频率、阶次、声强等），能对试验数据进行综合分析。该产品的生产厂应具有多年振动噪声行业从业经验，有较高的知名度和影响力。系统软件和硬件应该为成熟的模块化设计，同时具有很强的扩展能力，能保证将来软件和硬件同时升级。 设备技术要求及参数 设备系统配置 数据采集系统壹套； 数据测试分析软件壹套； 传声器2个； 加速度计2个； 声强探头1套； 声级校准器1个； 笔记本电脑壹台 数据采集、控制系统技术要求 主机箱壹个；供电采用9～36V直流和200～240V交流； 便携式采集前端，适用于实验室及现场环境； 整机消耗功率<150W； 工作环境温度：-10?C～50?C； 中文或英文WindowsXP下运行，操作主机采用笔记本电脑； 输入通道数：4个之上，其中2个200V极化电压输入通道、不少壹个转速输入通道； 输入通道拥有Dyn-X技术，动态范围160dB； 每通道最高采样频率：≥65.5kHz，最大分析带宽：≥25.6kHz； 系统留有扩充板插槽，根据需要能够进壹步扩充；数据采集前端可同时连接多种形式传感器,包括加速度计、转速探头、传声器、声强探头等； 系统具有堆叠和分拆能力，多个小系统可组成多通道大系统进行测量。大系统可分拆成多个小系统独立运行； 采集前端的数据传输具备二种方式之壹：①通过10/100M自适应以太网传输至PC；②通过无线通讯以太网技术传输至PC，通信距离在100米之上。使测量过程更为灵活方便，方便硬件通道和计算机系统扩展升级； 多分析功能：对同壹信号可同时进行FFT和CPB分析和显示处理；对同壹信号也可同时设置不同的分析带宽进行分析； 输入通道采用至少24位的A/D； 自动检测带传感器电子数据表的传感器（即插即用） 数据测试分析软件系统技术要求 多通道输入测量信号且行采集、处理和存储；根据需要能够进壹步扩充； 多通道实时在线显示； 能测量传递函数、自功率谱、互功率谱、自相关函数、互相关函数、能测量相干函数、概率密度函数、脉冲相应函数、倒频谱、时域波形,能进行动态信号的微积分、四则运算、编辑等；系统具有自动报告生成功能。测试报告模板可根据用户需求定制，用户可从Word中自动得到实时更新的测量曲线和数据等； 函数可用各种图形类型显示，包括：瀑布图、彩色等高线图、条状图、线状图、曲线图、阶
发动机噪声与振动
汽车噪声与振动 ——理论与应用 汽车噪声的传递有固体波动和气体波动两种传播形式。通常500Hz以下的低、中频率噪声主要以固体波动形式传播，而在较高的频带则以空气传播为主。 第十章发动机的振动 第十一章发动机的噪声 在相同条件下，柴油机的排气噪声要比汽油机的排气噪声大，二冲程燃机的排气噪声要比四冲程的大。柴油机的排气声呈明显的低频性，能量主要集中在基频及其倍频的频率围；中频围主要是排气管气柱振荡的固有音；高频围主要包括燃烧声和气流高速通过气口的空气动力噪声。 发动机两种噪声：纯音和混杂音。纯音是窄频带的，用抗性消音器；混杂音是宽频带的，用阻性消声器。 抗性消声器：将能量反射回声源，从而抑制声音。 阻性消声器：声能被吸声材料吸收并转化成热能，从而消声。
发动机噪声估算： 1、柴油机声功率级 )lg( 30)lg(1057b b b W n n P n L ++≈ （dBA ） 式中：W L ——柴油机声功率级； b P ——柴油机标定功率（kW ）； b n ——柴油机标定转速（r/min ）； n ——柴油机实际转速（r/min ）。 2、柴油机机体表面辐射声功率级的近似公式 柴油机机体表面辐射的31倍频程声功率级近似计算公式如下： )lg(2010001000) 1(lg 1052)(b b b b W n n f f m P P n f L +? ?????+++≈ 式中：f ——31倍频程中心频率（Hz ）； m ——柴油机质量（kg ）。 3、汽油机声功率级估算 )lg( 50)lg(1057b b b W n n P n L ++≈ （dBA ） 以上公式只是估算，公式已显旧。 机体结构特性： 结构特性主要指振型、固有频率和传递函数。 燃烧噪声：由于气缸燃烧，将活塞对缸套的压力振动通过缸盖—活塞—连杆—曲柄—机体向外辐射的噪声称为燃烧噪声。 机械噪声：活塞对缸套的撞击、正时齿轮、配气机构、喷油系统、辅助皮带、正时皮带等运动件之间的机械撞击所产生的振动激发的噪声称为机械噪声。
发动机机体振动噪声的预测方法
2008年5月M ay 2008 第29卷 第3期V o.l 29 N o .3 发动机机体振动噪声的预测方法 林 琼1 ,郝志勇1 ,贾维新1 ,刘 宏 2 (1.浙江大学机械与能源工程学院,浙江杭州310027; 2.杭州汽车发动机厂技术中心,浙江杭州310005) 摘要:采用综合多体动力学-有限元法-声学分析法的集成预测方法,对发动机机体振动噪声的预测方法进行了研究,并详细介绍了该方法的分析流程.通过多体动力学得到作用于机体上的载荷时间历程,用有限元法预测机体表面的振动,通过声学分析法预测机体表面辐射的噪声.将振动和 声学预测数据与试验数据进行比较,结果表明该方法可以准确预测机体的振动噪声水平,可用于机体的虚拟改进设计. 关键词:发动机机体;振动噪声;多体动力学;有限元法;声学仿真法 中图分类号:TN914.3 文献标志码:A 文章编号:1671-7775(2008)03-0210-04 Prediction m et hod of radiated noise by engi ne block LI N Qiong 1 ,HAO Zh i -yong 1 ,JI A W ei -x in 1 ,LIU H ong 2 (1.C ollege ofM echan i cal and E nergy Eng i neeri ng ,Zheji ang Un i versity ,H angz hou ,Zhe ji ang 310027,Ch i na ;2.H angzhou A uto m oti ve En - gi n e P l an tT echn i calC enter ,H angzhou ,Zhejiang 310005,C h i na) Abstract :The predicti o n m ethod o f sound and v i b rati o n o f the eng i n e b l o ck is descri b ed .The integ rated m e t h od co mprises the m ult-i body dyna m ic m ethod (MD M ),fi n ite ele m ent m ethod (FE M )and acoustic si m ulation m ethod (AS M ).By m ult-i body dyna m i c m ethod ,the loads that the eng i n e block is subjected can be obta i n ed ;by FE M the vibration characteristic can be predicted ;and by ASM,the radiated noise of the eng i n e block and the pressure at arbitrary po int i n the m edium can be calc u lated.The co m parison of t h e data fro m predicted quantity and that fro m the test proves that th ism et h od owns a high precision ,and thus can be used to d irect the v irtual desi g n of lo w -no ise engine b l o ck. Key w ords :eng ine b l o ck;no ise and v i b rati o n ;m u lt-i body dyna m ic m ethod ;finite e le m entm ethod ; acoustic si m u lation m ethod 收稿日期:2007-10-10 基金项目:国家自然科学基金资助项目(50575203) 作者简介:林 琼(1981 ),女,福建福州人,博士研究生(w agli n1981@hot m ai.l co m ),主要从事动力机械与车辆振动噪声控制研究. 郝志勇(1955 ),男,陕西绥德人,教授,博士生导师(h aoz y @zju .edu .cn),主要从事内燃机现代设计理论与方法、动力机械与 车辆振动噪声控制研究. 在发动机表面辐射噪声中,机体及其附件辐射噪声占有相当大的比例,而安装到机体上的薄壁件(如气门室罩、正时齿轮室盖、油底壳等)辐射的噪声也是由机体的振动激发的,所以,要降低发动机表面辐射噪声,应首先从机体结构优化入手 [1,2] .考虑 多种因素的发动机整机预测固然会得到相对准确的结果,但在有些情况下,减少每次改进的预测时间的要求可能要大于对计算精度的要求.一方面随着市 场竞争的需要,加快产品设计周期通常会给发动机厂商带来更多的收益;另一方面是设计工作通常有继承性,新的改进设计通常建立在某次较好的设计的基础上,这样,对某次设计进行快速评价就显得尤其重要.因此,提供一种既高效又能够满足一定精度的预测方法通常是发动机改进设计成功的关键. 发动机的振动噪声预测通常可以采用两种方法,一种是通过有限元模态计算得到发动机各部件的动
发动机辐射噪声分析
（研究生课程论文） 振动与噪声控制 论文题目：基于LMS https://www.wendangku.net/doc/578880571.html,b边界元法 发动机辐射噪声分析 指导老师： 学院班级： 学生姓名： 学号： 2015年 5月
基于LMS https://www.wendangku.net/doc/578880571.html,b边界元法发动机辐射噪声分析 摘要：在国家经济保持快速增长的背景下，国内汽车工业发展迅速。随着汽车保有量增加，汽车噪声污染问题越来越受到人们的重视。发动机的运行噪声是车辆产生环境噪声的主要因素，对其辐射噪声的数值分析能够为控制噪声提供良好的理论参考。本文主要介绍了外声场分析的边界元法的基本理论，利用LMS https://www.wendangku.net/doc/578880571.html,b声学模块计算了发动机辐射外声场及其频率响应，为之后的研究学习提供参考依据。 关键词：边界元法，辐射噪声，声固耦合 1 引言 在现代汽车设计过程中，CAE分析起到越来越重要的作用，在汽车设计初期即可快速的取得结果，从而取代后期大量的试验，使得汽车设计周期大大缩短，降低研发成本。而作为汽车性能重要指标的NVH（Noise Vibration and Harshness）在现代汽车市场中越来越受到人们的重视，也成为许多厂家核心竞争力的一部分，涉及车辆的振动噪声问题已经成为汽车技术领域的一个研究热点。 随着国内整机厂汽车CAE 技术的成熟，利用CAE 技术模拟汽车NVH 问题已经不仅仅局限于零部件及子系统的模态，基于整车模型的整车振动和噪声响应的模拟预测技术也已经逐渐被掌握。在设计的虚拟样机阶段即可预测振动噪声水平，以便及时的更改设计，达到可接受的振动噪声水平。发动机是汽车主要的振动和噪声源。发动机怠速时产生的振动与噪声水平是汽车用户对汽车NVH 性能的第一感觉。本文用直接边界元法计算了发动机的辐射噪声。 2 数值方法的基础理论 2.1 边界元法的基本理论 有限单元法的基本思想是将连续的求解区域离散为一组有限个、按一定方式相互联结在一起的单元的组合体。出于单元能按不同的联结方式进行组合，且单元本身又可以有不同形状，因此可以模型化几何形状复杂的求解域。有限单元作为数值计算方法的另一个重要特点是利用在每一个单元内假设的插值函数来分片地表示全求解域上待求的未知场函数。由于插值函数是已知的一个简单函数，那么有限元分析的基本未知量就是未知场函数的节点值。一经求解出这些未知量，就可以通过插值函数计算出各个单元内场函数的近似值，从而得到整个求解域上的近似解。显然随着单元数目的增加，也即单元尺寸的缩小，或者随着单元自由度的增加及插值函数精度的提高，解的近似程度将不断改进。如果单元是满足收敛要求的，近似解最后将收敛于精确解。 尽管有限元法所取得的成就与日俱增，但有限元法还不是十全十美的。改进有限元法的努力一直在进行着，但是有限元法的某些不足是无法克服的。例如有限元法需全域离散，导致问题的自由度和原始信息量大；对无限域只能人为地取成有限域；有限元法的离散技术本身也存在缺陷，它把本来是连续的介质用仅在节点处连接的有限单元的集合来模拟，这样不仅带进了离散的误差，而且在单元之间连续的要求较高时，有限单元的构造也很困难；对有限元法的精度和可靠性也常常会提出疑问，因为对同问题采用不同的程序计算时可能会得出不同的结果。 有限元法的不足用边界元法可以弥补。边界元法仅在边界上离散，使数值计算的维数降低一维，从而减少了问题的自由度和原始信息量。边界元法采用无限域的基本解，用边界元
车辆噪声污染的危害与控制
车辆噪声污染的危害与控制 随着汽车工业的迅速发展，人们对于汽车的舒适性和振动噪声控制的要求越来越严格。据国外有关资料表明，城市噪声的70%来源于交通噪声，而交通噪声主要是汽车噪声。它严重地污染着城市环境，影响着人们的生活、工作和健康。所以噪声的控制，不仅关系到乘坐舒适性，而且还关系到环境保护。然而一切噪声又源于振动，振动能够引起某些部件的早期疲劳损坏，从而降低汽车的使用寿命；过高的噪声既能损害驾驶员的听力，还会使驾驶员迅速疲劳，从而对汽车行驶安全性构成了极大的威胁。所以噪声控制，也关系到汽车的耐久性和安全性。因此振动、噪声和舒适性这三者是密切相关的，既要减小振动，降低噪声，又要提高乘坐舒适性，保证产品的经济性，使汽车噪声控制在标准范围之内。 1噪声的种类 产生汽车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、电磁三部分。从结构上可分为发动机(即燃烧噪声)，底盘噪声(即传动系噪声、各部件的连接配合引起的噪声)，电器设备噪声(冷却风扇噪声、汽车发电机噪声)，车身噪声(如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声)。其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上，包括进气噪声和本体噪声(如发动机振动，配气轴的转动，进、排气门开关等引起的噪声)。
因此发动机的减振、降噪成为汽车噪声控制的关键。 此外，汽车轮胎在高速行驶时，也会引起较大的噪声。这是由于轮胎在地面流动时，位于花纹槽中的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起的泵气声，以及轮胎花纹与路面的撞击声。 2噪声要求 欧洲的法规规定，从1996年10月起，客车的外部噪声必须从77dBA 降到74dBA，减少了一半噪声能量，到本世纪末进一步降低到71dBA。日本的法规规定，小型汽车在今后十年内噪声标准控制在76dBA以下。国内的一些大城市也计划在2010年交通干线的噪声平均值控制在70dBA以内。而据国内目前有关资料表明，国内的大客车的噪声许可值则不得超过82dBA，轻型载货车为83.5dBA。由此可见，我国在车辆噪声控制方面还得狠下工夫。 3噪声评价 噪声评价指标主要是指车内、外的噪声值和振动适应性。评价方法可分为主观评价和客观评价。影响汽车噪声主观评价的主要因素是舒适性、响度和确定性，例如可以利用语义微分法进行主观评价。在客观评价时，可以采用PCNM噪声测量装置测量试验进行分析；此外模
发动机振动特性分析与试验(精)
发动机振动特性分析与试验(精)
发动机振动特性分析与试验 作者：长安汽车工程研究院来源：AI汽车制造业
完善的项目前期工作 预示着更少的项目后期风险，这也是CAE工作的重要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟样机进行NVH试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH 性能进行分析甚至优化显得十分重要。 众所周知，发动机NVH是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激2. 动力总成模态压缩
缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。 3. 运动件简化模型建立 发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。 4. 动力总成多体动力学分析 在定义了动力总成各零部件间连接并且已知各种载荷的情况下，对动力总成进行时域下的多体动力学分析，并对得到的发动机时域和频域下的动态特性进行评判，同时，其输出用于结构振动分析。 5. 动力总成结构振动分析 基于多体动力学分析结果，对整个动力总成有限元模型进行强迫振动分析，得到发动机本体、
【精品】汽车进排气系统的噪声与振动第二章第二篇发动机及动力传动系统的噪声与振动第12章第二节消声元件
第二章消音元件声学评价指标 消除噪声是进排气系统最主要的功能之一。当设计一个进气系统或者排气系统的时候，一定要考虑进气口和排气尾管口处的噪声特性,然后根据这些特性来选择系统中的消音元件。一个消音元件往往用于降低某个频率或者某个频段的噪声，所以了解单个元件的消音效果非常重要。当这些消音元件安装到系统中之后，我们必须知道整个系统的消音效果.所以对单个消音元件和整个进气或者排气系统的消音效果进行评价是噪声控制设计中最重要的问题。 评价消音元件和系统的消音效果通常有四个评价指标：传递损失、插入损失、声级差和声压级.传递损失一般用来评价单个消音元件，而插入损失和声压级一般用来评价整个系统的消音效果。声级差可以用于单个消音元件和整个系统的评价。 第一节传递损失 假如声波在无限长的管道中传播，而且媒体相同，那么这个声波就会一直传递下去。可是当管道内的声阻抗发生变化时，入射声波就会受到阻碍,一部分声波就会被反射回来。传播媒体的变化和管道截面积的改变都会引起声阻抗的改变.阻抗的改变是抗
性消音器工作的原理。图2.1为一个截面积和媒体都改变的管道图。 图2。1管道截面积变化 声波在阻抗为1Z的管道中传播，当遇到阻抗为2Z的管道时，截面积也发生变化。入射声波的一部分被反射回阻抗为1Z的管道，形成反射声波.入射声波的另一部分继续在阻抗为2Z的管道传播，形成了透射波。这两个声阻抗分别表达如下:
111z S Z = (2。1） 222z S Z = （2。2) 式中，111u z ρ=和222u z ρ=分别是两个媒体的声阻抗率。 这三种波的声压分别表达如下: 入射声波：) (1x k t j i i e P p -=ω （2.3） 反射声波:)(1x k t j r r e P p +=ω （2.4) 阻抗透过声波：) (2x k t j t t e P p -=ω （2。5）