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针对某SUV车主观评价时,发现在1250rpm附近存在轰鸣声,转速大于2500rpm后排能听到气流声。采用试验分析和主观评价相结合的方法,确定轰鸣声由排气系统放大发动机2阶激励引起,并与声腔模态耦合所致。提出对后消音器结构优化。最终车内噪声在1250rpm附近下降4dB(A),轰鸣声消失,气流声下降但可以感受到,分析发现气流声由泄压阀传入车内引起。采取在后侧围附近增加声学包装材料的措施。试验验证表明,该方案能有效降低侧围钣金灵敏度响应,增加声波传递车内的能量耗散,气流声得到明显改善,对相关问题的解决有一定的指导意义。 相似文献
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消音器安装于机车发动机的排气尾管上,用于吸收发动机运行排出的气流,气流经过多孔消音管,噪声衰减后排入大气。目前,发动机在不同转速下会产生不同的排气流量和排气背压,摩托车消音器整体常采用焊接或铆接结构,其排气流量不能根据发动机的排气流量进行调节,即消音器与发动机的排气流量匹配度低,易造成发动机排气不畅和排气背压升高,从而降低发动机的输出功率和转矩,抑制发动机热效率转换,增加油耗。另外,发动机排气不畅,影响消音器吸收发动机运行排出的气流及相应的噪声,从而发动机噪声大,形成噪声污染。 相似文献
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对CA130型汽车进行的单项分离噪声试验表明,发动机本体噪声和排气系统噪声是该车的最主要噪声源。通过采取排气管屏蔽、油底壳涂高分子材料涂料、油底壳加筋与隔板、改进消声器设计等措施,使该车的噪声由85.1dB(A)降低到83.5dB(A),达到了有关标准的要求。 相似文献
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随着高速铁路和城市轨道交通的迅猛发展,人们环保意识的增强以及高架线路的广泛应用,轨道交通桥梁振动与噪声已成为亟待解决的问题。首先,介绍了混凝土桥、钢桥、钢混组合桥的典型振动与噪声试验和桥梁结构噪声常用的理论研究方法。其次,从桥梁结构优化的角度,讨论了混凝土桥、钢桥常用的减振降噪措施,并探讨了TMD的减振降噪效果。然后,综述了桥上轨道结构常用的减振降噪措施。最后,总结了3种声屏障降噪效果的研究进展。结果表明:①不同结构桥梁振动与噪声有所差异,总体来说钢结构桥梁振动与噪声问题更为突出;②混凝土梁截面的优化措施具有一定的减振降噪效果,如增设中腹板或横隔板,优化腹板倾角等措施,U梁对轮轨噪声具有遮蔽效应,梁下区域遮蔽损失最大可达10 dB(A),但与传统箱梁相比,U梁结构噪声更大;③约束阻尼结构能够有效控制钢桥振动与噪声,TMD能够有效抑制桥梁结构低频振动,但降噪效果甚微;④在钢轨、扣件、轨枕道床等方面采取相应的减振措施,从而达到轨道交通桥梁减振降噪的目的是最为经济可行的方法;⑤声屏障可有效控制交通噪声,直立声屏障降噪效果为5~10 dB(A),半封闭声屏障降噪效果约15 dB(A),全封闭声屏障降噪效果超过20 dB(A)。 相似文献
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近期,车辆通过噪声法规将发生变化,噪声限值将明显收紧。这种变化要求改进发动机噪声辐射。另一方面,在现有燃油经济性压力下,未来发动机将越来越注重轻量化,这对发动机噪声排放有负面影响。因此,在新的动力系统设计过程中,需要考虑车辆新通过噪声法规的相关要求。在某些情况下,需要开发新的解决方案,在减轻发动机质量的同时改善发动机噪声水平。1种有效方法是优化发动机关键部件设计,如曲轴和发动机底部结构。过去一直采用原始方法进行研究,可以看出发动机零部件对动力系统辐射噪声产生多大影响,此外找出曲轴刚度和动力系统辐射噪声之间的定量关系。实际上,通过改善曲轴刚度,能够使发动机辐射噪声降低1~2dB。而发动机底部结构对辐射噪声的影响可达到3dB。改善噪声辐射的另一种有效方法是加装发动机隔声罩。对3种类型的隔声罩进行了研究:发动机顶部隔声罩、发动机底部隔声罩,以及排气端隔声罩。对于整个动力系统的噪声辐射,每个隔声罩能够降低噪声约1dB。关于发动机顶部隔声罩,Renault公司开发了1款轻量化产品,在保持令人满意的发动机声学性能的同时,隔声罩质量至少减轻50%。Renault公司还提出了隔热-隔声罩新概念,为发动机排气端表面提供隔热和噪声衰减功能。隔热-隔声罩由1层薄钢板和1层厚的玻璃纤维制成。采用这种类型的屏蔽罩,可获得与发动机顶部隔声罩相媲美的噪声衰减功能。此外,与简单的层压钢板隔热罩相比,新的解决方案无需额外增加质量,甚至更轻。 相似文献
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某发动机冷却风扇存在明显的阶次噪声,冷却风扇噪声传递到车内主要有空气传递和结构传递两条路径。分析结果表明冷却风扇噪声随着转速的增加而增大,且在不同转速区间内,结构传递和空气传递贡献量不同。文章的研究对冷却风扇的阶次噪声控制具有重要意义。 相似文献
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介绍了某混合动力汽车的动力系统结构和工作模式,针对不同工作模式下动力总成噪声的不同表现,通过测试动力总成噪声、发动机、驱动电机和发电机的转速和扭矩和动力电池电量等参数,并运用客观试验和声功率级的方法对动力总成噪声进行评价。结果表明:某混合动力汽车怠速+充电模式的动力总成噪声声功率级较纯怠速模式高0.5dB(A),差异主要集中在80-400Hz;发动机巡航+充电模式的噪声声功率级较纯驱动电机巡航模式高2dB(A),整个频段的噪声差异明显。 相似文献
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文章以某SUV车型在发动机低转速行驶时液压助力转向系统出现明显"呜呜"啸叫噪声问题为例。采用断开排除、滤波分析和阶次切片分析方法确定了转向油壶安装支架和转向高压油管管夹隔震不足为噪声传递的主要路径。通过优化油壶安装支架和转向高压油管隔震管夹降低结构振动激励,有效降低啸叫10.6dB(A),主观车内HPS噪声达到7.0分水平。 相似文献
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1/4波长管是进气系统中的主要消音元件,在汽车NVH设计中得到广泛应用。在某车型开发过程中,发现在某频率下进气噪声较大。通过对整车的进气噪声测试,发现噪声主要是由于波长管参数不匹配引起。本文基于管道声学建立了波长管的数学模型,推导了传递损失函数,并采用MATLAB软件计算了不同参数下波长管的传递损失,确定了1/4波长管的结构参数。根据计算结果制作波长管并应用于某车型,利用Lms.Test.1ab软件测试了发动机的进气噪声,实验测试结果显示,安装新波长管后,汽车振动噪声有了显著改善,整车的NVH特性得到提高。 相似文献
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针对某自行式 C 型旅居车的噪声-振动-声振粗糙度(NVH)性能分析与优化开展相关研究。结合旅居车功能属性和客户使用场景,定义了 10 个旅居车主要声源评估工况矩阵,识别出空调噪声最易引起客户不满。按区域使用功能特点和环境质量要求,制定了旅居车内部噪声控制评价指标,即昼间噪声(A 声压级)≤55 dB,夜间噪声(A 声压级)≤45 dB。基于NVH 测试手段,采用声源特性分析、传递路径分析和因果图分析方法,提出了 5 种旅居车空调
噪声优化方案,其中加强空调外机支架强度方案可将空调噪声从 48.3 dB 降低到 45.5 dB,噪声优化的效果最显著。 相似文献
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某款车在后期噪声评估过程中,车内噪声水平没有达到目标样车的水平。文中根据该车进气系统噪声实验结果,设计赫姆霍兹共振消声器以降低噪声,并利用声传递矩阵理论和实验方法验证了其降噪效果。结果表明,在2 000r/min附近,车内声压级从原来的72.95dB(A)降低为68.96dB(A),说明通过优化车辆进气系统结构可以提高整车的振动噪声(NVH)性能。 相似文献
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为分析U肋加劲板的声振特性,联合锤击试验和数值仿真方法从振动传递特性和声辐射性能2个方面进行研究。首先,以某钢箱梁为原型,设计制作一足尺U肋加劲板结构,通过锤击激励获得不同位置的振动和噪声响应。然后,以有限元计算得到的振动响应作为边界元仿真的边界条件,建立混合有限元-边界元模型预测U肋加劲板的振动声辐射,并将仿真结果与实测值进行对比。最后,通过数值仿真探讨U肋的声振贡献量,并分析结构设计参数(顶板厚度、U肋厚度和U肋间距)对顶板声功率级的影响规律。研究结果表明:相比混凝土结构,U肋加劲板的振动噪声更加明显,且频谱范围更宽,主要集中在几百至上千Hz;U肋正上方和U肋之间的顶板原点导纳差异不大;顶板原点导纳和U肋传递导纳的频谱特性相似,并在量值上具有可比性;混合有限元-边界元预测方法具有较高的精度,但计算效率不高;受到U肋自身的振动声辐射和声反射效应的影响,U肋加劲板正下方的噪声比侧方高出约10 dB(A),声压级峰值频段为400~1 250 Hz;顶板厚度和U肋间距是决定顶板声辐射大小的决定性因素,算例中顶板厚度减小6 mm或U肋间距增大300 mm时,顶板声功率级分别增加5.4 dB(A)或9.4 dB(A);U肋厚度在6~10 mm内变化时,顶板声功率级改变不大。 相似文献