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17现象行驶中也不知从哪儿传来的嗡嗡的噪声，频率约30~300Hz左右。该噪声与车速无关，但与发动机的转速相关。发动机振动有2种传播形式，一是传递给动力总成或车体变成声音的固体传播，二是吸气音或排气音透过车室变成声音的空气传播。嗡嗡声对策中，为了减低来自发动机的振动，通常有提高mount等的防振性能、改良传动系统的振动特性、改良吸排气系统的音响特性、遮音等方法。发生要因和机理横置ＦＦ车的情况，嗡嗡声的要因少。4缸车中6000ｒｐｍ以下的Ｃ２为200Hz以下，振动系统中（固体传播音）１）排气管系的弯曲振动主要是从车体的安装点开始伴随底板等的振动发出嗡嗡声。２）横梁的刚体振动、弯曲振动双重防振的情况，由于低频（40~50Hz）刚体振动伴随发动时或加速时的振动发出嗡嗡声。在高频区域（100Hz）诱发振动，由于车室内的音响特性，振动范围扩大造成前座的嗡嗡声音。３）驱动轴的弯曲振动虽然因驱动轴的减振垫振动受到抑制，不易发出嗡嗡声，但是由于减振垫的不良影响、橡胶的温度依存性，有时也会发出嗡嗡声。音响系统中（空气传播声）１）排气吐出声加速、减速时，排气的音响系统中吐出声扩宽，有时发出车内声，但由于车室内的气柱共鸣，吐出声扩宽发出噪声的情况比较多。２）吸气声全开加速的情况，吸气声诱发车室的气柱共鸣发出噪声。汽油的情况只有全开时发生。３）车室内气柱共鸣单独不会引起噪声。轿车的情况，约８０Hz（后座）、约１５０Hz（前座）WAGON车、1箱、RV长型的情况，约４０Hz（后座）、１２０Hz（前座）此外，ＦＲ的情况，与驱动系统的扭转系的振动，后支撑的振动相关。驱动系统的弯曲，轿车的情况，起因于动力总成的约１２０Hz（1根传动轴）、约１４０Hz（1/2传动轴）、起因于传动轴弯曲的约１５０Hz（1根传动轴），驱动系扭转振动与离合器和驱动轴有关的约４０～７０Hz、，支撑提升振动的约４０Hz的振动。嗡嗡声ｂｏｏｍｉｎｇｎｏｉｓｅ18隔音表示隔音特性的有透过率、透过损失、噪音减弱度。透过率：表示声音透过的程度，相对入射音力的透过音力的比透过损失ＴＬ：ｄＢ表示透过率的倒数噪声减弱度ＮＲ：外部噪声水平Ｌｏ和内部噪声水平Ｌｉ的差＝（透过音力）／入射音力ＴＬ＝１０log１０（ｉ／）ＮＲ＝外部噪声水平（Ｌｏ）－内部噪声水平（Ｌｉ）透过损失表示隔音材料的隔音特性，噪声减弱度表示包含车室内特性的噪声的减弱度。尽管表示车的透过损失，包含车室内的吸音特性因为与实际相符，用噪声减弱度代表透过损失。计量法图ａ表示透过损失的计量法。在无香室等配备了音响设备的室内，在作为对象的音源位置放置扬声器，用频率（１／３音阶中心频率）进行音响加振，计量车室内的噪音ＳＰＬ１。然后，在没车辆的状态下，在与车内计量时相同的位置计量噪声ＳＰＬ２。透过损失＝ＳＰＬ１－ＳＰＬ２扬声器位置考虑发动机声（发动机正下方）、道路噪声（前后轮胎位置横向）、排气声（车？后端中央）、风切音（Ｂ柱中央横向），计量各自的透过损失。评价法用任意入射时的透过损失计算公式ＴＬ＝１８log（ｍｆ）－４４算出实验值ＴＬ和来自频率的ｍ，用其平均值代表。但是，１２５Ｈｚ～１０ｋＨｚ参考车内音压水平Ｌｉ＝Ｌｏ－（ＴＬ＋１０log１０（Ａ／Ｓ））Ａ：车内尾吸音力□,Ｓ：车内总表面积噪声减弱度用下列公式表示，与车内的吸音力也有关系。ＮＲ＝Ｌｏ－Ｌｉ＝ＴＬ＋１０log１０（Ａ／Ｓ吸音）特性吸音率用α＝（被吸收音力/入射音力）表示，而且Ａ＝αＳＡ通过实验求出。Ａ＝０．１６ⅠＶ／ＴＶ：车室内的容积，Ｔ残响时间1/3倍频中心频率Hz图b透过损失（发动机正下前席）透过损失隔音特性音源（扬声器）图a透过损失的计量法图b透过损失（发动机正下前座）透过损失空气动力引起的噪声１.风颤振音１２.风切音２３.吸出音３振动噪声1现象打开天窗或窗户高速行驶时发生，压迫耳朵一样的低频噪声。发生机理由天窗或者车窗的开口部和车内容积等诸元素决定的车内共鸣（Hz的共鸣），由在开口部的前缘产生的空气涡流（卡门旋涡）冲撞崩坏后缘的过程反复的空腔音诱发、助长，发生的低频脉动音（风颤振音）。车内的共鸣（Hz的共鸣）频率fh是ｆh＝2ｃ）Ｖ（ＬＡ2196.0ＨｚＣ：音速Ａ：开口部面积空腔音的频率ｆｃ是Ｖ：车内容积ｆｃ＝０．６（Ｎ－41）hＨｚＬ：开口部深度N＝１，２，３，…：主流速度≒车速ｈ：车室开口部流动方向的长度O实验值计算值诸要素N=1风颤振音在空腔音的频率与车内共鸣的频率A＝０．２５ｍ２一致的地方附近发生（图b）V=２．４ｍ３L=０．０５ｍｈ＝０．３４ｍ对策方法1.车室内共鸣频率的设定扩大开口面积Ａ，提高ｆｈ，在高速侧设定发生车速。缩短开口长度，减少Ａ，在低速侧设定发生车速（低速侧空腔音也减低）。2.打乱分界面的流动方向，抑制周期性涡流的流动（参照图ｂ）通过安装导流板，把流体整体剥开，抑制前缘涡流的周期性发生。通过安装合并导流板，开口部两端发生正常的立体涡流。倾斜开口部前缘，从前缘发生立体涡流。3.分界面振动的振幅下降通过放气减少室内压变动风颤振音ｗｉｎｄｔｈｒｏｂ发生涡流涡流冲撞图a空腔音的发生内滑动式外滑动式图c天窗和导流板Guideline用无孔挡板实用限制不可实用无发生~实用限制内滑外滑外滑动式内滑动式2现象高速行驶时，车辆周边的气流被车辆表面的突起打乱发出的噪声透过来的车内音。ＪＡＳＯ中虽然是如下定义的“空气从车体的小缝漏出时发生的漏风音，以及因车体外面上部的突起物发生的涡流引起的风切音”，但是这里区别为前者叫吹出音，后者叫风切音。发生机理风切音是行驶中的车推开空气时气体流向紊乱①形成的。由于其流向紊乱，１）涡流变动，气流音③发生，直接透过车内，２）该紊流使车体外板振动④发出声音。因此，风切音与隔音、制振的关系非常深。减低手法通过车体形状的光滑表面等减低气流的紊乱、隔音、板的制振等。起振力：减少涡流（车体形状）隔音：处理隔音、门等开闭部的间隙（隔音度）制振：减低振动（振动音响灵敏度）如果改善隔音度，振动音响灵敏度也会下降。（２，３００Hｚ～以上）参考空气动力噪声和隔音特性在图ｂ中可以看出几种车的风切音和隔音的关系。两者基本成比例，有隔音越好风切音越小的倾向。风切音ｗｉｎｄｎｏｉｓｅ图a风切音的发生机理图b风切音的频谱图c空气动力噪声和等价面密度噪音水平dB(A)3概要吸出音就是空气从穿过车室内外的间隙漏出时发出的噪声，特别是行驶时门拉手被吸到外面，门缝发出的吸出音更是问题。发生机理由于门周边的气流引起的负压，拉手在外侧变位，窗周边出现间隙。伴随从该间隙流出的空气，发出声音。（图ａ）①的喷出力与车速的平方成比例，由于门周边的负压产生。图ｂ表示Ｆ４１Ｇ、Ｅ４１、ＣＺ的车速对应的喷出力。该喷出力作为分布负荷作用于门、玻璃，但集中负荷等价地作用于门后端上部。车种不同，喷出力大体程度相当。图c表示门拉手的负荷对应的变位特性（拉手刚性）。②的拉手变位接受拉手刚性和玻璃密封条刚性的非线形。通常，拉手的应变如果在３ｍｍ以上，发出吸出音③④。因此，拉手刚性在考虑最高时速下的喷出力，门玻璃密封条的偏差后设定。减低手法增大门拉手刚性，提高玻璃密封条弹簧特性、门的间隙的精度通过提高门安装部的密封性来降低吸出音的比例。参考图ｄ表示相对设计基准的拉手的变位（设计值的偏差）和当时的风切音的关系。行驶风引起的拉手的变位和设计基准如果超过３ｍｍ，发出吸出音。因此，考虑设计基准的偏差将初期的设定值设为２ｍｍ以下很重要。（和车体前后方向垂直）图b吹出力图c拉手刚性拉手刚性（倾斜）吹出力噪音水平dB(A)图d吹出音吸出音ａｓｐｉｒａｔｉｏｎｎｏｉｓｅ关联・起因①行驶中门玻璃的外侧负压②门把向外变位（吹出变位）③窗户部出现缝隙，遮音特性下降④伴随缝隙处的空气流出发出声音，风切音从缝隙侵入图a吹出音的发生机理噪音水平dB(A)拉手变位设计基准图e拉手的变位和风切音（CZ）无吹出音有吹出音振动噪声组成１.动力总成支持（惯性主轴和重心支持）怠速振动概要１重心支持怠速振动２振动和发动机变动３4缸发动机井字车架车４２.井字车架防振和弯曲振动５３.扭矩平衡６４.Hydrostaticflywheel７５.Flexibleflywheel８６.流体mount单体特性９发动机抖动怠速振动１０振动噪声1概要横置ＦＦ车的动力总成的支持法大体有惯性主轴支持方式和重心支持方式。就这两种方式我们来讨论一下怠速振动。侧倾角fn和车体传递的振动输入以动力总成的侧倾角fn为参数，根据图ａ发动机扭矩变动对应的车体传动扭矩振动和怠速振动，如果用下列公式推算就变为图ｂ。根据图b轻型4缸发动机发动机起振力比3缸小，而且车体弯曲fn高侧倾角fn＜１５Ｈｚ轻型3缸发动机发动机起振力大，但因为弯曲fn高，常用转数也高，侧倾角fn可以设定高些。侧倾角fn＜１４Ｈｚ大众、中级、上级4缸发动机发动机起振力大，常用怠速转动区域里有车体弯曲，为了降低车体的振动传递，将侧倾角fn设定低些。侧倾角fn＜１２Ｈｚ6缸发动机发动机起振力大，但怠速转动频率高，可以将侧倾角fn设定比较高些。侧倾角fn＜１５Ｈｚ侧倾角、动力总成和重量支持惯性主轴方式是用配置在扭矩倾斜轴附近的主支架承受动力总成的重量，因为凭借倾斜支架的轴套就能对应来自发动机的微小振动输入和大输入，所以可以将怠速时的侧倾刚性设低些。一般的重心支持方式是靠动力总成的左右和T/M3点承受动力总成的重量，而且由于是根据ａ、ｂ的比率确定支架分担的负荷、刚性，侧倾刚性的下降有限度。因此，满足4缸（１０００ｃｃ以上）的容许侧倾角很困难。车体传递扭矩车体传递扭矩车体传递扭矩车体传递扭矩图bROLLfn怠速振动怠速转速怠速转速ROLLROLLROLLROLL发动机排气量X10cc图c汽缸数和ROLLfn的关系动力总成共振频率动力总成支持Ⅰ怠速振动概要怠速振动=发动机起振力X动力总成振动传递率X车体的振动传递率发动机的扭矩变动动力总成的振动传递率车体的振动传递率发动机的扭矩变动图a怠速振动的各种特性怠速振动=发动机起振力×动力总成振动×车体的振动传达率车体传达扭矩发动机的扭矩变动动力总成的振动传达率车体的振动传达率2概要从怠速振动的发生机理来比较惯性主轴支持和重心支持的特性，与重心支持有关。下面讨论其减低方法。（ZR4G93A/TD范围A/C-on）重心支持方式的降低对策发动机起振力图ａ表示4缸发动机的曲轴转动2次起振力上下往复惯性力和扭矩变动情况。动力总成传递率（计算）重心支持方式因为承受动力总成的重量，吸收发动机扭矩反作用力，S以及弹簧常数变大，侧倾ｆｎ高，传递率大（与惯性主轴比较约2倍）惯性主轴方式动力总成重量用左右的主支架承受，用前后的侧倾挡块来满足怠速振动防振和发动机扭矩反作用力支持，将侧倾ｆｎ设定低些。车体灵敏度（实验：相对单位发动机起振力的地板振动）车体弯曲ｆｎ越高，车体传递的振动输入下降越明显，怠速振动越小。侧倾力矩车体灵敏度和上下并进力车体灵敏度的相位差越大，Ｅ－Ｗ化产生的向量消除效果增大，怠速化的向量消除效果增大，怠速振动减小。怠速振动（混合计算值）重心支持主要由侧倾起振力引起的车体振动输入决定，Ｅ－Ｗ配置的长处向量消除效果少。Ｃ２平衡发动机的情况，侧倾传递率与惯性主轴支持比较，增加部分的地板振动ＵＰ。惯性主轴方式上下以及侧倾起振力引起的车体振动输入同程度，Ｅ－Ｗ配置的长处向量消除效果大。发动机转速(rpm)扭矩变动上下往复惯性力扭矩变动上下并进力图a发动机起振力T/M悬架发动机转速（rpm）图c重心支持式动力总成的传递率ROLL后悬架前悬架发动机ROLLfn下降引起的ROLL传递率下降发动机转数（rpm）图b惯性主轴式动力总成的传递率ROLL后ROLL挡块上下并进控制由于车体弯曲fn提高引起的ROLL输入灵敏度散热器或车体减振垫的GAIN相位控制引起的向量取消效果的扩大图eROLL上下灵敏度的相位差图f上下灵敏度图d扭矩车体灵敏度动力装置支持Ⅱ重心支持怠速振动与流体MOUNT引起的向量取消效果，加减速振动的两立不带传感器图g怠