针对某B级轿车匀速行驶工况车内噪声大的问题,采用试验与CAE分析相结合的方法对车内噪声源进行综合识别,得到其主要噪声源及主要噪声频段,提出优化轮胎花纹结构、增加动力吸振器消除副车架共振模态、优化车身结构和增加阻尼垫的改进方案。改进前、后分别进行了整车NVH试验,试验结果显示,改进后匀速行驶工况车内噪声降低3.2 dB(A)。 本文由公司网站 张家港蔬菜大棚滚圆机网站采集转载中国知网整理!    http://www.gunyuanji.org/轮胎的噪声包括辐射噪声和振动噪声：辐射噪声经空气、玻璃、侧围、车门等传递至车内；轮胎振动以及来自路面的冲击经由悬架系统、转向系统传递至车身并引起相关振动和噪声问题[6]。车身是主要的传递路径，控制好车身的隔音、噪声传递函数（NoiseTransferFunction，NTF）和气密性有利于整车NVH水平的提高[7~8]。分别从噪声源、传递路径方面对对象车辆的NVH问题进行分解识别。2.3.1发动机辐射噪声在消声室内，分别在动力总成的前、后、左、右、上、下方布置6个传感器，对对象车辆和标杆车进行噪声测量，如图1所示。辐射噪声测量结果平均值见表3，对象车辆发动机辐射噪声与标杆车相当，且在设计目标范围内。2.3.2发动机振动对象车辆的动力总成通过前、后、左、右4个悬置与车身、副车架连接整车噪声源识别-电动液压滚圆机滚弧机张家港数控滚圆机滚弧机。在各悬置前、本文由公司网站 张家港蔬菜大棚滚圆机网站 转载中国知网整理!    http://www.gunyuanji.org/后布置振动传感器评价动力总成的振动及悬置衰减水平。试验结果表明，动力总成传递至车身、副车架的振动符合设计要求，悬置的隔振率均达到20dB（A）的水平。图1发动机辐射噪声试验表3发动机辐射噪声2.3.3进、排气系统的噪声、振动对进、排气系统的管口噪声进行3挡全油门加速噪声测量。试验结果表明，进、排气管口噪声符合设计目标要求，见图2。（a）进气管口（b）排气管口图23挡全油门加速进、排气管口噪声对象车辆的排气系统共有5个吊耳与车身连接，对每个吊耳排气端、车身端的振动进行测量。排气吊耳的隔振率满足大于15dB（A）的要求，且传递至车身端的振动符合设计目标要求。2.3.4轮胎的噪声与振动轮胎辐射噪声在消声室的转毂设备上采用转毂带动车轮的方式进行测量，见图3测量位置驾驶员右?2017年第5期噪声测量结果见图4，噪声值超过目标要求，需对轮胎辐射噪声进行优化。图3轮胎辐射噪声试验图430~130km/h轮胎辐射噪声轮胎振动对车内噪声的影响取决于轮胎衰减来自路面振动的能力和衰减后的振动经由悬架传递至车身的水平。轮胎对于路面振动衰减的能力，使用轮胎的振动传递函数（VibrationTransferFunction，VTF）进行衡量。在轮毂位置输入激励，轮胎外侧拾取响应进行VTF测量，试验结果表明，对象车辆轮胎的VTF水平与标杆车相当，且满足设计要求，见图5。图5轮胎振动传递特性对象车辆的悬架通过6个连接点与车身装配，如图6所示，为验证轮胎振动经过悬架衰减传递至车身的振动是否满足要求，对悬架与车身的连接点进行了振动试验。试验结果表明，减振器、拉杆、车身的连接点1~连接点4满足要求，但连接点5、6在150Hz附近出现了明显的波峰，连接点5的振动特性如图7所示。连接点5、6的振动出现异常的可能原因为副车架的模态被激发或车身安装点的动刚度不足，因此，对副车架的模态和车身安装点动刚度进行了测量。副车架Z向（整车坐标系）一阶弯曲模态频率为145Hz，与振动被放大频率相吻合，因此确定副车架连接点5、6振动大的原因是副车架Z向一阶弯曲模态被激发。图6对象车辆后悬架及连接点图7连接点5的Z向振动特性2.3.5车身响应特性一般使用力锤敲击，在乘员左、右耳处测量声音得到NTF特性，用于衡量车身的低频噪声传递特性。分别在发动机悬置、排气吊耳、悬架安装点处激励并测量车身的NTF特性。结果显示，悬置及排气系统吊耳位置NTF不满足55dB（A）的设计要求整车噪声源识别-电动液压滚圆机滚弧机张家港数控滚圆机滚弧机，后悬架安装点NTF也不满足设计要求。其中，后地板的Z向一阶振型频率为120Hz，横向一阶振型频率为124Hz，而车内声腔模态表现为一阶垂向+横向振型，振型及?本文由公司网站 张家港蔬菜大棚滚圆机网站 转载中国知网整理!    http://www.gunyuanji.org/