Nghiên cứu ồn khoang xe khách 29 chỗ sản xuất lắp ráp tại Việt Nam

1

CHƢƠNG 1
TỔNG QUAN VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
1.1 Tổng quan về xe khách 29 chỗ
Cùng với sự phát triển của đất nước, vận chuyển hành khách đang không ngừng
được đổi mới và nâng cao chất lượng với mục đích thỏa mãn nhu cầu của con người.
Nhằm đáp ứng các nhu cầu sử dụng đa dạng trong vận chuyển hành khách, xe khách đã
được chế tạo theo nhiều chủng loại, phù hợp với yêu cầu vận chuyển cũng như điều kiện
đường xá.
Có thể phân loại xe khách theo:
- Số lượng chỗ: dưới 10 chỗ, từ 10 -16 chỗ, từ 17 đến 25 chỗ, từ 26 đến 46 chỗ, và
trên 46 chỗ;
- Số khoang: một khoang, nhiều khoang;
- Số tầng: một tầng, nhiều tầng;

Hình 1.1 Xe khách 3 khoang

Hình 1.2 Xe khách hai tầng

- Theo kiểu loại ghế: ngồi hoặc giường nằm.
Trong các kiểu phân loại trên thì cách phân loại theo số lượng ghế ngồi đang được sử
dụng thông dụng hơn cả trong kỹ thuật.
Theo thống kê tổng số lượng xe khách tham gia giao thông tại Việt Nam đang là
99,452 phương tiện (số liệu 2011) trong đó:
- Xe khách từ 10 đến 16 chỗ: 57,354 chiếc (chiếm 58%);
- Xe khách từ 17 đến 25 chỗ: 5,681 chiếc (chiếm 6%);
- Xe khách từ 26 đến 46 chỗ: 24,645 chiếc (chiếm 25%);
- Xe khách trên 46 chỗ: 11,772 chiếc (chiếm 11%).

2
Trong đó xe khách từ 26 đến 46 chỗ chiếm khoảng ¼ tổng số xe khách của cả nước.
Chủng loại xe này rất phù hợp với hình thức vận chuyển liên tỉnh do có những ưu điểm về
số người vận chuyển trung bình, tính kinh tế trong một lần vận chuyển, phù hợp với điều
kiện địa hình đường xá ở Việt Nam. Do đó nghiên cứu sinh đã lựa chọn xe khách 29 chỗ
làm đối tượng nghiên cứu.
Các thông số cơ bản của xe County 29 chỗ sản xuất tại Việt Nam [5].
1373

1373

1373

745

600

630

630

630

330

620

330

630

409

630

1935

3935
7060

a) Hình dạng bên ngoài

b) Hình chiếu đứng, bố trí tổng thể xe

Hình 1.3 Bố trí tổng thể xe khách 29 chỗ.

Hiện nay, có rất nhiều cơ sở sản xuất và lắp ráp xe khách trong nước như: công ty ô
tô Trường Hải (THACO), Tổng công ty máy động lực và máy nông nghiệp Việt Nam
(VEAM), Tổng công ty VinaMotor... Tuy nhiên, công nghệ chế tạo mà các nhà máytrong
nước đang sử dụng là lắp ráp theo mẫu trên cơ sở sát xi nhập ngoại và chỉ sản xuất lắp ráp
phần khung vỏ. Các tấm tôn mỏng có chiều dày từ 0,5– 1mm dập trên các khuôn dập định
hình tạo thành các tấm mảng vỏ xe, sau đó được hàn ghép với phần khung xương và lắp
đặt lên phần gầm bệ được nhập khẩu để hình thành vỏ xe tổng thể. Căn cứ vào cấu tạo và
công nghệ chế tạo, khung vỏ xe khách có thể chia ra thành 6 phần bao gồm: tấm trước, tấm
sau, tấm nóc, tấm cạnh, và tấm sàn.
Đặc điểm của loại khung vỏ này là được tạo nên từ tôn mỏng nên trong quá trình hoạt
động, dưới tác động của điều kiện môi trường: gió, mưa…, điều kiện mặt đường, điều kiện
hoạt động sẽ gây nên rung động của khung vỏ và hình thành tiếng ồn trong khoang xe làm
ảnh hưởng xấu đến sức khỏe của con người trong xe và về lâu dài có thể gây nên các bệnh
nghiêm trọng: thần kinh, tim mạch, tiêu hóa, … Rất nhiều nghiên cứu độc lập về tác hại

của tiếng ồn và rung động của các nhà khoa học trong và ngoài nước đã chứng minh điều
này. Do vậy, việc nghiên cứu về rung động khung vỏ và tiếng ồn trong xe cùng các biện


3
pháp giảm tiếng ồn là rất cần thiết nhằm nâng cao chất lượng sản phẩm, đáp ứng nhu cầu
sử dụng ngày càng cao của thị trường trong nước và hướng tới xuất khẩu.
Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật của xe hkách county 29 chỗ

Thông số

Đơn vị

Giá trị

Khối lượng bản thân (Ga)

kg

2025

+ Phân bố lên cầu trước (Ga1)

kg

1180

+ Phân bố lên cầu sau (Ga2)

kg

845

Người

29

Khối lượng toàn bộ (G)

kg

6700

+ Phân bố lên cầu trước (G1)

kg

2600

+ Phân bố lên cầu sau (G2)

kg

4100

Kích thước bao (dài x rộng x cao)

mm

7025 x 1990 x 1600

Chiều dài cơ sở (B)

mm

4085

Vết bánh trước (B1)

mm

1170

Vết bánh sau (B2)

mm

1770

Số lượng hành khách (cả người lái)

1.2 Sự rung động của khung vỏ xe
1.2.1 Cấu trúc khung vỏ xe
Cấu trúc khung vỏ xe khách gồm nhiều tấm, mảng khác nhau được kết nối với nhau
bằng kết cấu hàn, hình 1.4.

5

4
2

3

1
6
(a)

(b)
Hình 1.4 Khung vỏ ô tô khách 29 chỗ

(a) Cấu trúc khung vỏ xe. (b) Cấu trúc phân mảng khung vỏ xe: 1. Mảng tấm trước, 2. Mảng tấm
cạnh phải, 3. Mảng tấm cạnh trái, 4. Mảng tấm nóc, 5. Mảng tấm sau, 6. Mảng tấm sàn xe.


4
Việc phân mảng cấu trúc khung vỏ xe phụ thuộc vào điều kiện công nghệ chế tạo.
Có hai công nghệ chế tạo khung vỏ xe khách cơ bản, đó là:
-

Chế tạo theo từng mảng độc lập, hình 1.4(b) với những đồ gá riêng biệt và sau đó sử
dụng đồ gá tổng hợp ghép nối các tấm đó với nhau bằng kết cấu hàn. Công nghệ này
thường áp dụng trong sản xuất loạt lớn.

-

Chế tạo tổng thể hoàn thiện khung sau đó ghép tôn mỏng bên ngoài, hình 1.5. Công
nghệ này áp dụng trong sản xuất loạt nhỏ và trung bình. Ở Việt Nam áp dụng công
nghệ này (tại các công ty của Tập đoàn Công nghiệp Ô tô Việt Nam, công ty ô tô
Trường Hải, Tổng công ty Cơ khí ô tô Sài Gòn).

Hình 1.5 Khung ô tô khách 29 chỗ

1.2.2 Rung động của khung vỏ xe
Khi ô tô hoạt động trên đường, nó liên tục nhận được các kích thích gây rung động
từ nhiều nguồn khác nhau (động cơ, hệ thống truyền lực, lốp xe, mấp mô mặt đường, khí
động học,…). Những kích thích này gây ra rung động khung vỏ xe và hệ quả của nó là
tiếng ồn trong khoang xe, gọi là ồn rung.
Khung vỏ ô tô là một cấu trúc phức tạp gồm nhiều tấm, mảng nên có các tần số
riêng khác nhau, phân bố trong một dải rất rộng. Rung động của khung vỏ xe ở các tần số
khác nhau đều ảnh hưởng trực tiếp đến hành khách ngồi trong xe và gây nên tiếng ồn làm
giảm tính tiện nghi sử dụng. Đặc biệt, khi tần số kích thích trùng với tần số riêng của vỏ
xe, biên độ rung động tăng lên sẽ dẫn đến cộng hưởng về rung và tiếng ồn sẽ tăng cao.
1.2.3 Các nguồn gây rung động chính
Từ cấu tạo của xe ô tô nói chung và xe ô tô khách nói riêng, người ta nhận thấy ồn
rung trong khoang xe xuất phát từ các nguồn rung chủ yếu sau đây:


5
+ Động cơ và các hệ thống nạp, thải
 Dao động của mô men xoắn do quá trình cháy: áp suất khí cháy tác dụng lên đỉnh pít
tông tạo thành lực sinh mô men xoắn quay trục khuỷu. Tuy nhiên do quá trình cháy này
chỉ xẩy ra trong mỗi xy lanh sau 1/4 hoặc 1/2 chu trình làm việc của động cơ, sinh ra
dao động của mô men xoắn.
 Sự mất cân bằng của động cơ: Do tồn tại các lực và mô men của lực quán tính chưa
được cân bằng (cả lực quán tính chuyển động tính tiến và chuyển động quay). Sự mất
cân bằng của động cơ còn do lực ngang sinh ra mô men lật.
 Do tính chất xung của quá trình nạp, thải khí của động cơ tạo ra rung động.
+ Hệ thống truyền lực
 Do mất cân bằng của kết cấu ly hợp sinh ra rung động.
 Do quá trình ăn khớp bánh răng ở hộp số, mà chủ yếu hệ số trùng khớp của bánh răng

thấp (hệ số trùng khớp xác định bằng số lượng các răng ăn khớp động thời), do ma sát
ổ bi hộp số, v.v…
 Do sự không cân bằng của trục các đăng và các bán trục; do sai lệch góc khớp các
đăng; do độ đảo lớn của bề mặt mặt bích nối các đăng v.v…
 Do khe hở ăn khớp của vi sai bộ truyền lực chính không đúng gây ra va đập và rung
động.
+ Bánh xe
Bánh xe cũng là nguồn gây rung lớn của ô tô. Các nguyên nhân chính phát sinh rung động
từ lốp xe là:
 Không đồng đều về phân bố khối lượng, sinh ra mất cân bằng bánh xe (cả tĩnh và động). Cân
bằng cụm bánh xe gồm vành xe có gắn lốp.
 Không đồng đều về kích thước, còn gọi là độ đảo của lốp và bánh xe, bao gồm cả độ
đảo hướng kính và độ đảo mặt đầu bánh xe.
 Không đồng đều về độ cứng: Khi lốp xe chịu tải trọng, nó biến dạng và hoạt động
giống như một lò xo. Lốp bị nén không đều quanh chu vi lốp nên độ cứng của lốp
không đều.
Dao động của lốp thay đổi có chu kỳ theo lực tác dụng từ mặt đường. Lực này gồm
3 thành phần: lực hướng kính - lực thẳng đứng từ mặt đường hướng vào tâm lốp (song
song với bán kính lốp); lực nằm ngang - lực tác dụng song song với trục bánh xe; và lực
kéo - lực nằm ngang tác dụng song song với hướng chuyển động của lốp.
+ Do tác động của lực cản không khí và nhấp nhô mặt đường


6
 Khi xe chạy trên đường, sức cản không khí tác động vào tấm trước làm cả khung vỏ xe
rung động. Nếu xe không có hình dáng khí động học tốt thì lực cản không khí sẽ lớn và
độ rung động sẽ tăng lên.
 Khi xe chạy trên mặt đường gồ ghề, khung xe chịu tác động của mấp mô mặt đường
gây ra rung động thân vỏ xe.
Như phân tích ở trên, các nguồn gây rung của xe rất đa dạng, nó tạo ra rung động

phức tạp cả về tần số lẫn biên độ. Về mặt tần số nó bao gồm nhiều thành phần tần số từ
thấp đến cao (từ hàng chục Hz đến hàng nghìn Hz); về mặt biên độ, có thành phần tương
đối ổn định, có thành phần mang tính ngẫu nhiên và có thành phần mang tính quá độ
(transient). Do vậy để đo và phân tích được trạng thái rung động của khung vỏ ô tô thì hệ
thống đo phải có độ nhạy cao, giải thông rộng, phải có các loại đầu đo phù hợp; phần mềm
phân tích của hệ thống đo phải phân tích và đánh giá được mức rung động theo các tiêu
chuẩn hiện hành.
1.2.4 Dao động của vỏ xe
Vỏ xe có dạng tấm mỏng, việc mô tả rung động của nó rất phức tạp và đã từ lâu thu
hút sự quan tâm nghiên cứu rất nhiều nhà nghiên cứu. Theo các tác giả A. Sestieri, D. Del.
Vescovo and P. Lucibello [9], phương trình đại số mô tả dao động của tấm mỏng được mô
tả như sau:
2

 y
t

2

2 2

2

2

(1.1)

  k c L 1 (  y )

2

 y là toán tử Laplace của hàm y được viết dưới dạng:
2

 y

2

 y
x

2

2



 y
z

(1.2)

2

Tần số dao động của tấm mỏng hình chữ nhật được xác định theo phương trình [9]:
2
 ij 





f ij 
2 
2 
2  a  12  1   
Eh

3



1/ 2



i = 1,2,3…, j = 1,2,3…
Trong đó:
a, b, h : Chiều dài, chiều rộng, chiều dày của tấm (m).
i, j

: Số lượng sóng theo trục ngang, trục dọc.



: Khối lượng đơn vị của tấm (kg/m2).

(Hz)

(1.3)

7



: Hệ số Poisson.

λ

: Bước sóng.

E

: Năng lượng được truyền.

f

: Tần số dao động của tấm mỏng.
Có thể thấy rằng, mỗi tấm mỏng có phương trình mô tả dao động rất phức tạp, trong

khi đó, vỏ ô tô được hình thành bởi rất nhiều tấm mỏng liên kết với nhau và với khung xe.
Do vậy, để có thể giải được bài toán dao động khung vỏ ô tô không thể sử dụng phương
pháp giải tích đơn thuần mà phải sử dụng các phương pháp số với sự hỗ trợ của máy tính.
Cách giải quyết này đòi hỏi trình độ lập trình tính toán cao, máy tính siêu mạnh, thời gian
tính toán lớn. Vì vậy, hiện nay các nhà nghiên cứu thường sử dụng một phương pháp tương
đối đơn giản là ứng dụng các phần mềm chuyên dụng.
1.2.5 Các phƣơng pháp đo độ rung động của xe
Phương pháp đo rung khung vỏ xe thường được qui định theo các tiêu chuẩn quốc
gia và tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn nhà sản xuất. Lựa chọn phương pháp đo phụ thuộc vào
mục đích, như đo để thông báo mức rung, để đánh giá so với tiêu chuẩn, đo công nhận

kiểu, v.v… Ngoài ra, phương pháp đo còn phụ thuộc vào thiết bị và điều kiện đo phù hợp.
Phổ biến nhất trong đo rung động là dùng phương pháp so sánh dịch chuyển của
khối quán tính. Cấu trúc chung của các dụng cụ đo theo phương pháp này gồm một khối
quán tính gắn với một hệ lò xo. Do quán tính lớn nên giữa khối quán tính và đế của dụng
cụ có sự di chuyển tương đối với nhau khi có rung. Dựa trên phương pháp này, có thể có
các bộ chuyển đổi (còn gọi là sensor hay đầu đo) áp điện, điện trở, điện cảm. Với phương
pháp này đo dịch chuyển có thể suy ra biên độ rung hoặc gia tốc. Các chuyển đổi đo rung ô
tô thường được gắn trực tiếp lên các tấm panel vỏ xe tại điểm cần đo. Nhược điểm của
phương pháp đo rung động dùng chuyển đổi gắn trực tiếp lên vật đo là chỉ đo được tại vị
trí đặt chuyển đổi. Ngoài ra, trọng lượng bản thân của chuyển đổi ít nhiều cũng ảnh hưởng
đến kết quả đo.
Nhờ sự phát triển của tin học, ngày nay đã có những phương pháp đo rung không
tiếp xúc. Phương pháp đo không tiếp xúc sử dụng chụp ảnh giao thoa laze (phương pháp
holographic) như hãng LMS của Bỉ. Nhờ kỹ thuật phát và thu phản xạ của tia laser từ bề
mặt rung của kết cấu, hệ thống đo không tiếp xúc trực tiếp với nguồn rung. Kết quả là xác
định rung động của toàn bộ bề mặt vật rung, đồng thời không làm ảnh hưởng tới kết quả đo
như phương pháp dùng chuyển đổi gắn trực tiếp.


8
1.2.6 Các phƣơng pháp xử lý số liệu đo độ rung động của xe
a) Một số khái niệm trong xử lý số liệu đo rung động
- Các giá trị trung bình cộng
Giá trị trung bình cộng của biên độ (xTB) là giá trị biên độ của dao động tương
đương trung bình với dao động thực. Giá trị này được lấy ra từ việc trung bình hóa các giá
trị tích phân của chuyển vị x theo công thức:

∫

(1.4)

Vì tích phân cả chu kì sẽ cho giá trị bằng không, do vậy giới hạn tích phân được lấy
từ 0 đến T/2. Giá trị trung bình đối với vận tốc và gia tốc cũng được tính tương tự.
- Giá trị trung bình bình phương (RMS)
Năng lượng tỉ lệ tuyến tính với bình phương vận tốc nên giá trị bình phương của
chuyển vị nói chung có ý nghĩa hơn nhiều so với giá trị trung bình cộng. Các máy đo dao
động đơn giản đều có tính và đưa ra giá trị trung bình bình phương (RMS- root mean
square). Giá trị trung bình bình phương được tính theo phương trình:
(1.5)
- Quan hệ giữa giá trị đỉnh, giá trị trung bình và giá trị RMS
Các phương trình (1.6), (1.7), (1.8) biểu diễn quan hệ của giá trị đỉnh, giá trị trung bình và
giá trị RMS.
2

X TB 

X

RMS



X RMS 

1



X

2


2 2

X

(1.6)

peak

(1.7)

peak

X TB 

1

X

2

peak

(1.8)

Nếu dao động bao gồm nhiều dao động phức hợp thành phần thì quan hệ giữa các
giá trị đỉnh, trung bình cộng và RMS sẽ có các giá trị khác nhau, và được biểu diễn bởi các
phương trình (1.9), (1.10), (1.11).

XRMS = Ff . XTB = Fc . Xpeak

(1.9)

trong đó Ff là hệ số dạng (Form-factor) và FC là hệ số nhấp nhô (Crest-factor):


9

Ff 

Fc 

X RMS

(1.10)

X TB

X

RMS

X

peak

(1.11)

Đối với dao động điều hòa đơn ta tính được các hệ số như sau:

Ff 



 1 .1

2 2

Fc 

2  1 . 414

- Dao động phức hợp
Khi hai dao động điều hòa kết hợp lại thì sẽ tạo ra một dạng dao động phức hợp.
Dạng dao động phức hợp này chỉ ra tác động qua lại của hai dao động điều hòa đó. Dạng
dao động phức hợp phụ thuộc vào nhiều yếu tố, như tần số, tỷ lệ biên độ, và pha của các
dao động điều hòa thành phần, ảnh hưởng của pha đến dao động tổng chỉ ra sự khác nhau
của dạng dao động phức hợp đó. Dựa vào dạng sóng trong miền thời gian ta không thể có
đủ thông tin về các thành phần dao động điều hòa đơn tần của nó. Tín hiệu dao động được
phân tích trong miền tần số sẽ cung cấp nhiều thông tin hơn về số thành phần dao động
đơn tần. Do vậy trong các thiết bị đo và phân tích dao động hiện đại, phép biến đổi Fourier
được dùng để biến đổi một dao động phức hợp trong miền thời gian x(t) thành một dao
động phức hợp trong miền tần số X(). Trong miền tần số, chúng ta có thể biết được các
thành phần tần số và các biên độ rung động tương ứng tham gia trong tín hiệu dao động
tổng hợp mà chúng ta đang đo được. Cơ sở toán học của phép biến đổi Fourier được biểu
diễn bằng phương trình:


X ( ) 

 x ( t )e

 j t

dt

(1.12)



Với sự phát triển của công nghệ tin học, phép biến đổi Fourier và cụ thể là biến đổi
Fourier nhanh (FFT) đã trở thành một mô đun chuẩn trong các gói phần mềm phân tích tín
hiệu dao động hiện đại.
- Dải tần quãng tám (frequency octave bands)
Đối với một số thiết bị đo dao động sẽ rất thuận lợi nếu chúng ta chia dải tần số
thành các quãng tám (octave bands) theo quy luật sau: nếu f1 là tần số quãng tám thấp hơn
và f2 là tần số quãng tám cao hơn liền kề thì:
f2 = 2 * f1

(1.13)


10
các tần số quãng tám khác cũng có cùng tỉ lệ như vậy:
f3 = 2 * f2 = 2*2* f1 = 22 f1
f4 = 2 * f3 = 2*2*f2 = 2*2*2*f1 = 23f1
fn = 2n-1f1

(1.14)

- Tần số trung tâm: Mỗi quãng tám được xác định bằng tần số trung tâm của nó. Quan hệ
của tần số trung tâm tính theo trung bình nhân với hai tần số quãng tám liền kề f1 và f2
được biểu diễn bằng công thức:

f

f
a1  2  f

a1
f
f
1
a1

(f  f )
1 2

(1.15)

- Giải thông
Đây là dải tần số giữa các tần số quãng tám, nên đối với tần số trung tâm fa1 thì dải
thông sẽ là f2-f1; đối với tần số trung tâm fa2 dải thông sẽ là f3-f2. Từ định nghĩa của dải tần
số quãng tám có thể thấy rằng độ lớn của dải thông chính bằng giá trị của tần số quãng tám
liền kề phía dưới:
fa1 = f2 – f1 = 2(f1) – f1 = f1
fa2 = f3 – f2 = 2(f2) – f2 = f2

(1.16)

fa3 = f4 – f3 = 2(f3) – f3 = f3
Trong thực tế đo và phân tích, một quãng tám này nhiều khi còn được chia ra làm
hai, ba hoặc nhiều phần theo quy tắc trung bình nhân như ở trên. Dải 1/3 quãng tám và
1/12 quãng tám được dùng nhiều trong các tiêu chuẩn đánh giá độ rung ồn của máy và môi
trường.
- Đo dao động bằng Đê xi ben
Để thể hiện được dải các mức giá trị của các đại lượng dao động, thang chia lô ga
rít tương đối cho vận tốc và gia tốc dao động trên cơ sở đơn vị “Ben” (với thang đo tuyến
tính tuyệt đối). Vì “Ben” là một giá trị lớn nên mức đê xi Ben (dB) thường được dùng (1
đề xi Ben = 1/10 Ben ). Và giá trị adB (gia tốc tính theo đề xi ben) được đưa ra để tính theo
công thức:
adB = 20 log10 a1/a2
Trong đó:
a1 là trung bình bình phương giá trị đỉnh của gia tốc đo được (m/s2);

(1.17)


11
a2 là giá trị gia tốc quy chiếu được cho trước (a2=10-2mm/s2). Nếu dùng đơn vị tuyến tính
là mm thì ta có phương trình:
adB = 20 log10 a/10-2

(1.18)

và tương tự đối với vận tốc vdB (vận tốc theo đề xi ben) ta có phương trình:
vdB = 20 log10 v1/v2

(1.19)

trong đó v1 là trung bình bình phương giá trị đỉnh của vận tốc đo được (m/s); v2 là giá trị
vận tốc quy chiếu được cho trước (v2=10-5mm/s2). Nếu dùng đơn vị tuyến tính là mm thì ta
có phương trình :
vdB = 20 log10 v/10-5

(1.20)

b) Phương pháp xử lý số liệu
- Phương pháp giá trị đơn (Single-value index methods)
Theo phương pháp này, các dao động được đo ghi lại theo thời gian hoặc giá trị
RMS. Phương pháp này thường được ứng dụng trong thực nghiệm.
Các thông số dao động đo được gồm:
+ Gia tốc của dao động (m/s2 hoặc giá trị “g”, g=9.81m/s2);
+ Vận tốc của dao động (m/s hoặc mm/s);
+ Chuyển vị của dao động (m hoặc mm).
Trọng số (dB) cũng còn được sử dụng để đưa ra mức của gia tốc, vận tốc, chuyển vị.
Gia tốc dao động tính theo trọng số (dB), thường đo bằng micrometer:
 a 

L a  20 log 10 
a

 ref 

dB

(1.21)

Vận tốc dao động tính theo trọng số (dB), thường đo bằng nanometer:
 v

L v  20 log 10 
v
 ref






dB

(1.22)

- Phương pháp tần số độc lập (frequency-Independent index methods)
Phương pháp này sử dụng phân tích dao động để phân tích âm thanh. Phương pháp
này đòi hỏi những công cụ tính toán phức tạp.
Đối với bài toán phân tích tấm độc lập, ta tìm được các dao động riêng của từng tấm
bằng cách sử dụng phần mềm Matlab Simulink để tính toán. Đối với bài toán phân tích tổng
thể toàn bộ kết cấu khung vỏ xe, khi đó cần phải sử dụng phần mềm mạnh để mô phỏng số
và phần mềm phân tích tính toán tìm các dao động riêng của khung vỏ xe. Trong nghiên cứu


12
này ứng dụng phần mềm Ansys để mô phỏng số và tính toán các dạng dao động của khung
vỏ xe.

1.3 Độ ồn trong khoang xe [25]
1.3.1 Các khái niệm cơ bản về âm
Âm thanh (âm) có thể được mô tả như sự lan truyền một nhiễu loạn trong môi
trường vật lý. Âm được nhận biết bằng tai người như sóng áp suất được cộng thêm vào áp

suất không khí tại nơi người nghe. Áp suất âm là sự biến thiên áp suất không khí so với áp
suất khí quyển của môi trường bao quanh.
1.3.2 Những thuộc tính của sóng âm
Những thuộc tính của sóng âm được miêu tả trên cơ sở những đặc tính của những
thuần âm (pure tone). Thuần âm là sóng âm hình sin có biên độ và tần số xác định, vận tốc
truyền âm trong không khí được xác định thông qua các thông số nhiệt độ và áp suất của
không khí. Giả thiết có nguồn âm hình cầu đàn hồi như trên hình 1.6. Khi quả cầu giãn ra,
các phân tử khí bị nén, khi quả cầu co lại làm các phần tử khí giãn ra làm phát sinh sóng
âm với tần số f.

Hình 1.6
(a) Nguồn âm hình cầu dao động với tần số f
(b) Biểu đồ áp suất-thời gian của các phân tử khí

+ Tần số, chu kỳ và bước sóng của sóng âm
Tần số f là số lần lặp lại một dao động đầy đủ trong một giây của một phân tử dao
động. Đơn vị tần số là héc (Hz). Tai người có thể nghe được những âm thanh trong giải tần
số từ 20Hz đến 16.000 Hz và nhạy cảm nhất với âm thanh có tần số khoảng 3.000Hz.
Trong lĩnh vực công nghiệp, chúng ta quan tâm đến những âm thanh nằm trong giải tần từ


13
63Hz đến 16.000Hz do độ nhạy của tai người suy giảm đáng kể đối với những âm có tần
số dưới 63Hz và trên 16.000Hz.
Chu kỳ T của một sóng hình sin là khoảng thời gian cần thiết để lặp lại một dao
động đầy đủ. Chu kỳ T (s) quan hệ với tần số f theo công thức:
T 

1

(1.23)

f

Bước sóng λ (m) là quãng đường sóng truyền được sau một chu kỳ. Bước sóng
được tính theo công thức:
 

c

 cT

(1.24)

f

Vận tốc truyền sóng (vận tốc âm)c (m/s) phụ thuộc vào tính chất của môi trường
truyền sóng, được tính theo công thức:
c 

p o

(1.25)



Trong đó:
γ - tỉ số giữa nhiệt dung riêng đẳng áp (áp suất không đổi) / nhiệt dung riêng đẳng tích (thể
tích không đổi);
p0- áp suất môi trường hay áp suất cân bằng (Pa);

ρ - mật độ môi trường hay mật độ cân bằng.
Đối với không khí, γ=1.4, phương trình (1.26) có dạng:
c 

1 .4 p o
ρ

m/ s

(1.26)

Tỷ số p 0 phụ thuộc vào nhiệt độ không khí. Giả thiết không khí là lý tưởng, vận tốc c liên
ρ

hệ với nhiệt độ Kelvin như sau:
c  20 , 05 T

(1.27)

T  [ 273 , 2  T ( Celsius )]

(1.28)

T là nhiệt độ Kelvin:
o

Lưu ý rằng vận tốc âm thanh trong các vật liệu khác với vận tốc âm thanh trong không khí.
Điều này có nghĩa rằng bước sóng trong các vật liệu cũng tỷ lệ với sự khác biệt trên. Điều
này có ý nghĩa quan trọng khi nghiên cứu cách âm tần số thấp. Bảng 1.2 liệt kê vận tốc âm
thanh truyền trong những vật liệu thông thường ở nhiệt độ phòng

14

Bảng 1.2Vận tốc âm thanh truyền trong một số loại vật liệu

Vận tốc âm thanh

Vật liệu

(m/s)

Không khí

344

Nước

1372

Bê-tông

3048

Kính

3658

Thép

5182

Chì

1219

Sắt

5182

Gỗ cứng

4267

Gỗ mềm

3353

+ Các mức đê xi ben của âm
Áp suất âm và công suất âm thường được thể hiện bằng mức đề-xi-ben. Đề-xi-ben
là lô-ga-rít cơ số mười của tỷ số giữa đại lượng đo được và một đại lượng quy chiếu được
chọn tùy ý theo công thức:
W 
 dB

 W0 

Mức dB  10 log 

(1.29)

W - công suất âm đo được
W0- công suất âm quy chiếu
+ Mức công suất âm
Mức công suất âm là mức công suất của một nguồn âm so với đại lượng quy chiếu
quốc tế bằng 10-12W theo công thức:
 W
L w  10 log 
 W re


 dB



(1.30)

W - công suất âm đo được
Wre = 10-12 W - công suất quy chiếu
Ta có thể tính công suất âm tuyệt đối từ mức công suất bằng cách giải tìm W.
W 

W re 

10

10

Lw

(1.31)


15
Công suất âm và mức công suất âm của một số nguồn âm được trình bày trong Bảng 1.2
sau. Lưu ý rằng khi công suất âm thay đổi từ 10-7 W đến 3x106 W, mức công suất âm thay
đổi chỉ từ 50 dB đến 195 dB.
Bảng 1.3Công suất và mức công suất của một số nguồn âm

Công suất

Mức công suất

(W)

(dB quy chiếu với 10-12 W)

Lời thì thầm

10-7

50

Lời nói ( đàm thoại )

10-5

70

Lời nói ( gào thét)

10-3

90

Máy ghi âm (mở to)

10-2

100

Còi xe tải

10-1

110

Động cơ máy bay cánh quạt

1

120

Đàn ống nhà thờ (Organ)

10

130

Máy bay bốn cánh quạt

100

140

30x106

195

Nguồn âm

Tên lửa Saturn
+ Mức áp suất âm

Mức áp suất âm được biểu diễn dưới dạng đề-xi-ben như mức công suất âm, công
thức:
 p2 
 p 

L p ( dB )  10 log  2   20 log 

 p 
 p re 
 re 

(1.32)

p = giá trị áp suất trung bình bình phương (RMS) của âm đo được.
pref = giá trị quy chiếu quốc tế = 20x10-6 Pa ( 0,0002 µbar).
Mức áp suất âm 20x10-6Pa là mức áp suất nhỏ nhất của một âm có tần số 1000Hz

mà tai người ở độ tuổi trưởng thành có khả năng cảm nhận được. Để khử các tạp âm có
biên độ ngẫu nhiên cần thực hiện các phép toán cộng, trừ các mức áp suất âm.
1.3.3 Phân tích tiếng ồn
Tiếng ồn (áp suất âm) được đo và ghi lại bởi thiết bị đo dưới dạng các bản ghi theo
thời gian. Bản ghi này sẽ được xử lí và đưa ra các mức áp âm toàn thang có trọng số (dBA,
dBB, dBC, dBD). Từ bản ghi mức áp âm người ta có thể phân tích bằng các bộ phân tích
phổ tuyến tính (FFT), mà phổ biến là bằng các bộ phân phân tích quãng tám (1 octave),


16
hay một phần ba quãng tám (1/3 octave). Đối với tiếng ồn thì mức đề xi ben toàn thang và
bộ phân tích 1 quãng tám và 1/3 quãng tám được dùng phổ biến.
- Một số phép tính với mức đề xi ben
+ Cộng mức đề-xi-ben
Để xác định các mức áp suất âm tổng của nhiều nguồn âm tại một vị trí cho trước ta
cộng các đề-xi-ben của các mức. Tổng mức âm là tổng đề-xi-ben của các âm ở các giải tần
số cần quan tâm. Cách tính tổng đề-xi-ben được xây dựng như sau. Giả thiết có 3 nguồn
âm với các mức áp suất âm L p , i  1, 2 ,3 :
i

Với :
2

L pi

 p 
 dB
 10 log 

 p re  i

(1.33)

Ta có :
2

 p 


 p   10
 re  i

Lp

i

10

(1.34)

Tổng mức áp suất âm được tính như sau :
L pi

 n  p 2 
  dB
 10 log   

 i  1  p re  i 

(1.35)

L pt

 n
 10 log   10
 i 1


(1.36)

Từ đó ta có :
Lp

i

10


 dB



Tương tự, tổng mức công suất âm cũng được tính bởi :
L wt

Với

 n
 10 log   10
 i 1



Lw
10

i


 dB



(1.37)

L w t  tổng mức công suất âm (dB)

L w i  mức công suất âm thứ i (dB)

+ Trừ mức đề-xi-ben
Trong trường hợp phải loại bỏ một mức áp suất âm nhiễu ra khỏi mức áp âm đo
được ta sử dụng phép trừ đề-xi-ben. Phép tính này được áp dụng khi mức âm nếu nhỏ hơn
mức âm cần quan tâm 3 dB. Ta có:


17
Lp

L p s  10 log( 10

LB

t

 10

10

10

t

) dB

(1.38)

Ở đây L p  mức áp suất âm cần tìm
s

L p B  mức áp suất âm nhiễu xung quanh.

+ Trung bình mức đề-xi-ben
Sử dụng trung bình đề-xi-ben để lấy trung bình mức áp suất âm,

Lp

của một nguồn

xác định trực tiếp. Hoặc trường hợp ta cần đo vài lần mức áp suất âm của một điểm và lấy
trung bình cho những tính toán khác. Ta có thể tính trung bình đề-xi-ben,

Lp

theo công

thức:
__
1
L p  10 log 
n


n

 10

L pi / 10

i 1


 dB



(1.39)

Trong những trường hợp sự biến đổi nhỏ hơn hoặc bằng 5 dB, giá trị trung bình
Lp

có thể tính xấp xỉ theo công thức:

Lp 

Với:

1
n

n

L

pi

dB

(1.40)

i 1

L pi max  L pi min  5 dB

Trong đó n = số lần đo,

L p i  mức áp suất âm của lần đo thứ i.

Trong trường hợp lượng biến đổi cực đại giữa 5dB và 10 dB, giá trị trung bình có
thể tính theo công thức:
1
Lp  
n



n

L
i 1

pi


  1 dB



(1.41)

Với điều kiện
5 dB  L pi max  L pi min  10 dB

- Hàm trọng số của mức âm
Khi mức âm được phân tích trong miền tần số (trong các dải octave), các giá trị của
trọng số cũng được phân bổ theo các đường cong trọng số với đối số là tần số trung tâm
của các 1 quãng tám (1 octave), hay 1/3 quãng tám (1/3 octave). Các trọng số cho các mức
âm tương ứng đã được xây dựng trên cơ sở đánh giá các tác động của âm thanh đối với tai
người. Trọng số A được xây dựng cho các mức âm thấp hơn 55 dB, trọng số B cho các
mức từ 55 dB đến 85 dB và trọng số C cho các mức trên 85 dB.


18
1.3.4 Ồn trong khoang xe

Khi xe ô tô hoạt động, rung động của các bộ phận phát ra tiếng ồn, chúng có cường
độ và tần số thay đổi trong phạm vi rộng. Tiếng ồn ô tô gây ảnh hưởng không tốt cho cả
người trong xe và ngoài xe. Có hai khái niệm cơ bản về ồn là ồn ngoài và ồn trong.
Ồn ngoài:Phần năng lượng tiếng ồn từ ô tô phát ra môi trường xung quanh gọi là tiếng ồn
ngoài (exterior noise). Hiện nay, ô tô được coi là nguyên nhân chủ yếu gây nên tiếng ồn
giao thông tại các đô thị và các vùng lân cận. Tiếng ồn ngoài của ô tô chiếm tới 60-65%
tiếng ồn thành phố [1], [2].
Ồn trong:Phần năng lượng tiếng ồn được truyền vào không gian bên trong xe (không gian
này được đóng kín hoàn toàn hoặc một phần) gọi là tiếng ồn trong (interior noise). Tiếng
ồn trong ảnh hưởng trực tiếp tới lái xe và hành khách, góp phần gây ra sự mệt mỏi, cảm
giác không thoải mái của họ, và còn là một nguyên nhân gián tiếp ảnh hưởng đến tính an
toàn chuyển động của xe.
Tiếng ồn trong trên ô tô là tổng hợp của rất nhiều nguồn. Hai đường truyền chủ yếu
dẫn đến tiếng ồn trong là đường truyền kết cấu và đường truyền không khí [9], [42].
Tiếng ồn truyền theo đường không khí truyền trực tiếp từ các nguồn phát tiếng ồn
vào không khí.
Tiếng ồn truyền theo đường cơ - âm học do kích thích từ nhiều nguồn làm các tấm
vỏ xe liên tục rung động và phát tiếng ồn vào trong khoang xe, đặc biệt khi vỏ xe bị kích
thích ở tần số cộng hưởng.
Nghiên cứu tiếng ồn trong ô tô thường nhằm mục đích thông báo tình trạng tiếng ồn,
đánh giá mức ồn so với tiêu chuẩn hoặc đánh giá hiệu quả các biện pháp giảm ồn. Những
vấn đề cần quan tâm khi nghiên cứu ồn trong là: phân tích nguồn, xác định đường truyền
tiếng ồn vào trong khoang xe; xác định (bằng tính toán hoặc thực nghiệm) mức tiếng ồn
trong khoang tại các vị trí cần quan tâm và đánh giá mức ồn theo mục đích nghiên cứu.
Khi đánh giá chất lượng ồn và rung trên xe người ta thường quan tâm đến cả ồn
trong và ồn ngoài. Ồn trong được đánh giá bằng cảm nhận của lái xe hoặc hành khách tại
vị trí tai nghe được và được quy định theo các tiêu chuẩn. Ồn ngoài thường được đánh giá
thông qua việc kiểm tra theo các tiêu chuẩn kỹ thuật (ISO, DIN, TCVN, TCN…). Đề tài sẽ
chỉ giới hạn nghiên cứu tiếng ồn trong khoang xe của ô tô chở khách.
Đặc trưng của sự truyền tiếng ồn là các tổn thất năng lượng âm trên đường truyền

qua cấu trúc khung vỏ xe (Transmission loss - TL). Trong trường hợp tổng quát TL được
tính bởi phương trình [12]:


19
TL  20 log

Et

(1.42)

Ei

Trong đó:
Et

: Năng lượng được truyền;

Ei

: Năng lượng phát ra từ nguồn âm.

Thực tế, năng lượng truyền trong một tấm panel được tính gần đúng theo phương
trình [12]:
TL  20 log( f  )  47 . 5

( dB )

(1.43)

Trong đó:
f

: Tần số dao động riêng của tấm;



:Tỷ trọng của vật liệu (kg/m2).

Ngày nay nhờ sự phát triển của máy tính điện tử và ứng dụng các phần mềm mạnh
ta áp dụng để nghiên cứu ồn rung đối với tổng thể xe và xác định sự ảnh hưởng tới người
lái xe và hành khách ngồi trong xe.
1.3.5 Các nguồn gây ồn trong khoang xe
Tiếng ồn từ động cơ là nguyên nhân chủ yếu gây ra tiếng ồn trong khoang xe. Các
nguồn gây ồn chủ yếu từ động cơ gồm:
 Tiếng ồn do quá trình cháy: tiếng ồn do áp suất khí cháy biến thiên trong xy lanh gây ra
sóng nổ.
 Tiếng ồn cơ khí từ động cơ: tiếng gõ pít tông với con đội, do đóng mở xu páp, do sự
chuyển động va đập của xu páp với lò xo xu páp; của cơ cấu dẫn động xu páp (xích
cam, bánh răng), do các bạc trong động cơ bị mòn.
 Tiếng ồn hệ thống nạp: phát sinh khi dòng khí nạp đi qua các cửa nạp, phụ thuộc vào cấu tạo
bộ lọc gió, đường kính và chiều dài ống nạp.
 Tiếng ồn quá trình xả: Tiếng ồn xả chiếm phần chủ yếu tiếng ồn động cơ. Khí xả từ
động cơ có áp suất cao, nhiệt độ cao và mang theo lượng nhiệt lớn sinh ra trong kỳ
cháy. Khi xả ra không khí chúng sẽ giãn nở tức thời và gây ra những tiếng nổ lớn nên
sử dụng bộ giảm âm để giảm áp suất và nhiệt độ khí xả trước khi thải ra môi trường là
biện pháp hữu hiệu giảm nhiệt độ và tiếng ồng quá trình xả từ động cơ.
 Tiếng ồn quạt: do các cánh quạt cắt không khí hoặc do tạo xoáy không khí phía sau
cánh quạt gồm các quạt làm mát nước, quạt của máy phát, quạt của hệ thống điều hoà
không khí.

20
Tiếng ồn hoa lốp cũng là nguyên nhân gây ồn trong khoang xe. Khi xe chạy tốc độ
cao trên mặt đường nền cứng, do hiệu ứng bơm khí của hoa lốp, không khí bị kẹp trong các
rãnh của hoa lốp và bị nén, không khí nén sau đó được giải phóng đột ngột khỏi các rãnh
trên mặt lốp và giãn nở tạo ra tiếng ồn.
Tiếng ồn khí động, khi xe chạy trên đường luồng khí rối phía sau chúng làm biến
thiên áp suất và gây ra rung vỏ xe và tạo nên tiếng ồn. Các vị trí ảnh hưởng nhất là vùng
kính trước xe, nóc xe và hai bên sườn xe.
Tiếng ồn từ nguồn khác,hệ thống truyền lực,máy phát điện, bơm trợ lực lái, điều
hoà không khí, ồn từ môi trường bên ngoài, hành khách nói chuyện trong khoang xe cũng
là nguồn gây ra tiếng ồn trong khoang xe.
1.3.6 Các tiêu chuẩn đo ồn trong khoang xe
Trên thế giới đã có một số tiêu chuẩn quy định tiếng ồn trong khoang xe, tiêu biểu là:
 SAE J 335 200106 qui định mức âm trong ca bin xe con, xe tải.
 SAE J 1477 200005 qui định phương pháp đo mức âm trong khoang hành khách.
 SAE: Hội Kỹ sư Ôtô (Mỹ): SAE J 986 199805 qui định mức tiếng ồn bên ngoài xe con,
xe khách.
 SAE J986_201311 qui định mức tiếng ồn cho xe khách và xe tải
 ECE: Tiêu chuẩn châu Âu, như 92/97EC giới hạn mức ồn ngoài của các loại ô tô được
sản xuất tại châu Âu và nhập vào châu Âu.
 ISO 3746:1995(E) xác định mức công suất âm do nguồn phát gây ra bằng việc sử dụng
đo trên một bề mặt phản xạ.
 ISO/DIS: Âm học- Các giá trị tham khảo cho các mức rung động và tiêng ồn.
 ISO 1996-2:2007 Âm học - Mô tả, đo lường và đánh giá tiếng ồn môi trường - Phần 2:
Xác định mức độ tiếng ồn môi trường
 ISO 3741:2010 Âm học - Xác định mức công suất âm thanh và mức năng lượng âm
thanh của các nguồn tiếng ồn bằng cách sử dụng áp lực âm thanh - phương pháp chính
xác dùng cho phòng thử nghiệm vang.

 ISO 3744:2010 Âm học - Xác định mức công suất âm thanh và mức năng lượng âm
thanh của các nguồn tiếng ồn bằng cách sử dụng áp lực âm thanh - phương pháp kỹ
thuật trên một mặt phẳng tự do phản xạ.
 Theo qui định của Hội đồng tương trợ kinh tế (cũ), mức tiếng ồn trong khoang hành
khách của ô tô buýt và trong buồng lái ở độ cao 1 m so với sàn xe khi xe chuyển động


21
không được vượt quá: 70 dB ở tần số trên 800 Hz; 80 dB ở tần số 250 – 800 Hz; 90 dB
ở tần số dưới 250 Hz.
 CT: Tiêu chuẩn Liên Xô (cũ), như OCT 7495-63 giới hạn mức ồn bên trong
khoang xe buýt
Ở trong nước chúng ta chưa có tiêu chuẩn quy định về tiếng ồn trong khoang xe,
mà chỉ có một số tiêu chuẩn quy định tiếng ồn ngoài đối với xe ô tô. Các tiêu chuẩn đó là:
 TCVN 6435: 1998. Âm học - Đo tiếng ồn do phương tiện giao thông đường bộ phát ra
khi đỗ – Phương pháp điều tra [8].
 TCVN 6436: 1998. Âm học - Tiếng ồn do phương tiện giao thông đường bộ phát ra khi
đỗ – Mức ồn tối đa cho phép [8].
 TCVN 5948: 1999. Âm học - Tiếng ồn do phương tiện giao thông đường bộ phát ra khi
tăng tốc độ – Mức ồn tối đa cho phép [8].
 TCVN 3985-1999: Tiếng ồn – Mức ồn cho phép [8].
 TCVN 6552-1999: Âm học - Đo tiếng ồn do phương tiện giao thông đường bộ phát ra
khi tăng tốc – Phương pháp kỹ thuật [8].
1.3.7 Các phƣơng pháp xác định ồn trong khoang xe
Phương pháp cơ bản để xác định ồn trong khoang xe là nghiên cứu lý thuyết và
nghiên cứu thực nghiệm. Nghiên cứu lý thuyết gồm: phương pháp giải tích, phân tích năng
lượng thống kê (SEA), phương pháp phần tử hữu hạn (PTHH) và một số phương pháp
khác. Nhờ các thiết bị đo hiện đại và các phần mềm chuyên dụng, thực nghiệm đã xác định
nhanh chóng và chính xác nguồn âm và các giá trị đặc tính của âm trong khoang xe.

1.4 Ồn rung khung vỏ xe
Tiếng ồn do rung của khung vỏ xe liên quan chặt chẽ với cấu trúc của khung vỏ và
kích thích rung động mà nó nhận được.
1.4.1 Nguồn gây ồn rung khung vỏ xe khách
Dưới tác dụng của các lực kích thích từ mặt đường, từ động cơ và hệ thống truyền
lực, từ sức cản của gió, các lực kích thích này thay đổi theo thời gian và tác dụng lên
khung vỏ xe ô tô, làm rung động các mảng tấm vỏ xe. Sự rung động này phát ra tiếng ồn
vào không gian bên trong khoang xe, đặc biệt khi vỏ xe bị kích thích ở tần số cộng hưởng.
Sơ đồ mô tả các nguồn rung động và đường truyền vào trong khoang xe được thể hiện trên
hình 1.7.


22

Hình 1.7 Các nguồn gây ồn rung khoang xe

Sơ đồ nghiên cứu ồn rung, nguồn gây ồn rung và mô tả đường truyền lên khung vỏ
xe khách cũng như giới hạn phạm vi nghiên cứu của Luận án nghiên cứu theo đường truyền
cơ âm học từ động cơ - chân máy - khung vỏ gây ra tiếng ồn trong khoang xe được trình bày
trên hình 1.8 (vùng màu xanh), mô hình được đưa ra bởi Gang shen [19].
1.4.2 Phƣơng pháp đo ồn rung khung vỏ xe khách
Hiện nay có nhiều thiết bị mới và phần mềm đo, phân tích xác định rung ồn đồng thời.
Thiết bị đo rung truyền thống là các cảm biến gia tốc, còn khi đo ồn (đo áp suất âm)
thường là các micro. Các hãng nổi tiếng thế giới về các thiết bị đo và phân tích rung ồn
nhưBruel & Kjaer của Đan Mạch với các loại đầu đo đa dạng, phần mềm xử lý Pulse. Hãng
AVL (Cộng Hòa Áo) đã phát triển các kỹ thuật đo dựa trên các phần mềm chuyên nghiệp
và thiết bị đo tiên tiến để xác định trường âm trong ô tô. Hãng RYON (Nhật bản), hãng
QUEST (Mỹ), và mới đây là hãng LMS (Bỉ). Các thiết bị của LMS gồm bộ sử lý nhiều
kênh Mobi Scadas, bộ phần mềm mô phỏng Vitual test và Xpress test đa diện cùng bộ
phần mềm phân tích FFT và phân tích Modal có thể mô phỏng thí nghiệm ảo và tiến hành

các thí nghiệm thực tế với độ chính xác cao. Các thiết bị hummer và shacker của LMS
cũng đã tạo ra các hàm lực kích thích gần đúng với thực tế.


23

Dao động và độ ồn
của xe

Độ ồn

Tiếng động

Dao động

Khung vỏ

Kiểu dáng

Ồn trong

Ồn ngoài

Động cơ

Bánh xe

Lốp

Động cơ

Cộng hưởng

Lắp đặt

Khác

HHTL

Từ hành khách

Gió

Khác

HT treo

Chân
máy

Body
Structure –
born

Phạm vi nghiên
cứu của Luận án

Body air
born

Bản thân
động cơ
Hệ thống
nạp, xả
Hình 1.8 Sơ đồ phạm vi nghiên cứu ồn rung khung vỏ xe khách [19].


24

1.5 Tình hình nghiên cứu ồn rung khung vỏ xe khách trên thế giới
và trong nƣớc
1.5.1 Tình hình nghiên cứu trên thế giới
a) Phƣơng pháp nghiên cứu trên thế giới
Nghiên cứu ồn rung ô tô là một vấn đề rộng và rất phức tạp.Tuy nhiên, do nhu cầu
ngày càng cao về tính tiện nghi của phương tiện cũng như sự thoải mái cho người ngồi
trong xe,việc nghiên cứu tiếng ồn trên ô tô đã thu hút sự quan tâm của nhiều nhà khoa học.
Qua quá trình tìm hiểu và thống kê cho thấy đến thời điểm hiện nay, các phương pháp phổ
biến được sử dụng để xử lý, tính toán cho bài toán về ồn rung bao gồm: phương pháp giải
tích, phương pháp phân tích năng lượng thống kê, phương pháp PTHH, và một số phương
pháp khác, ... Mỗi phương pháp có những ưu điểm và nhược điểm riêng nên tùy vào mục
đích, yêu cầu của bài toán mà người nghiên cứu lựa chọn phương pháp phù hợp.
- Phương pháp giải tích
Phương pháp giải tích thường chỉ sử dụng cho những mô hình đơn giản, và phải giả
thiết nhiều làm cho kết quả bài toán không còn chính xác.
- Phương pháp phân tích năng lượng thống kê
Phương pháp phân tích năng lượng thống kê (SEA) xác định âm thanh trong ca bin ôtô
ở vùng tần số cao. Nền tảng của lý thuyết SEA dựa trên dự trữ năng lượng (energy storage) và
truyền năng lượng rung động qua kiểu liên kết giữa các cấu trúc con (các phần tử SEA).
- Phương pháp phần tử hữu hạn (PTHH)
Phương pháp PTHH được sử dụng rộng rãi trong nhiều bài toán kỹ thuât, phân chia

vật thể hoặc cấu trúc thành các phần tử nhỏ hơn. Như vậy một vật thể hoặc cấu trúc ban
đầu sẽ trở thành tập hợp của một số hữu hạn các phần tử con nối với nhau tại các “điểm
nút”. Ứng xử của từng phần tử được mô tả bằng các hàm đơn giản, ví dụ hàm xấp xỉ đường
cong chuyển vị tại nút của nó gọi là “hàm dạng”. Biến dạng và ứng suất bên trong phần tử
cũng được biểu diễn theo các chuyển vị nút. Ứng xử của toàn hệ (phương trình cân bằng
của vật thể hay cấu trúc) được thành lập từ tổ hợp các phương trình cân bằng của từng
phần tử, với điều kiện đảm bảo tính liên tục chuyển vị tại các nút. Các phần mềm mạnh
chuyên dụng giải bài toán PTHH là các phần mềm Ansys, Natran, …
- Một số phương pháp khác
Phương pháp kết hợp các số liệu thực nghiệm với phân tích PTHH và phương pháp
phần tử biên để thiết kế tối ưu hoá trường âm tại điểm bất kỳ trong khoang cabin ôtô.


25
b) Một số công trình nghiên cứu trên thế giới
D.J. Nefske and L.J. Howell (1978), nghiên cứu giảm tiếng ồn trong ô tô bằng
phương pháp phần tử hữu hạn [15]
J.A. Wolf, D.J. Nefske và L.J. Howell (1982), sử dụng phương pháp phần tử hữu
hạn phân tích bài toán kết cấu – âm thanh, xác định mức âm trong khoang xe khách [16].
Petyt và Lim, 1978, sử dụng phương pháp PTHH phân tích rung động và dự đoán
tiếng ồn. Các tác giả đã trình bày phương pháp xác định tiếng ồn bên trong các xy lanh cơ
khí bằng phương pháp PTHH [27].
Năm 1980, Dowwell đặt ra phương pháp tia âm để xác định trường âm trong ca bin
do ảnh hưởng từ các nguồn tiếng ồn ở tần số cao [17].
Năm 1982, D.J. Nefske, L.J. Howell đã giải quyết bài toán tương tác kết cấu - âm
học của khoang ca bin ôtô trong mô hình phẳng (2D) bằng phương pháp PTHH, [16].
Năm 1984, Sestieri công bố việc giải quyết bài toán vật lý trường âm ô tô bằng
cách sử dụng hàm Green cho vùng không gian tần số giới hạn [9].
Năm 1987, Succi dùng phương pháp khai triển hàm véc tơ để xác định trường âm
trong mẫu ca bin ô tô cỡ nhỏ [18].

Michael Muller and Hans-Gerd Eckel, Markus Leibach and Wolfgang Bors, (1996)
đã nghiên cứu khả năng hấp thụ rung động tại chân động cơ nhằm giảm rung và ồn trong
khoang xe [29].
Hiện nay, hãng LMS Bỉ với gói phần mềm chuyên dụng LMS đã đưa ra các kết quả
phân tích, đánh giá tiếng ồn trong khoang xe khá chính xác. Các thiết bị đo ồn hiện nay
phổ biến của hãng LMS (Cộng hòa Bỉ). Hãng LMS đã cung cấp cho hai đơn vị tại Việt
Nam với thiết bị đo 16 kênh cùng gói phần mềm phân tích modal, phân tích FFT sử dụng
đo độ ồn trên các thiết bị máy móc và trên xe ô tô [41].
James. K. Thom son đã thực hiện thực nghiệm kết hợp phân tích PTHH, sau đó
dùng phương pháp phân tích phần tử biên để xây dựng mối quan hệ giữa tốc độ dịch
chuyển bề mặt của các tấm panel và tiếng ồn tại điểm bất kỳ trong khoang xe [21].
S.K. Lee và H.C. Chae sử dụng mạng nơron nhân tạo để mô tả tiếng ồn tần số thấp trong
ô tô con (dưới 200 Hz) và nó được ứng dụng trong đánh giá tiếng ồn tần số thấp trong ô tô [35].
Milan Apetaur và Jan Raflm, Đại học kỹ thuật Praha (CVUT) đã phân tích nguồn,
quá trình hình thành tiếng ồn trong và tiếng ồn ngoài, từ đó nêu ra các biện pháp giảm và
hạn chế tiếng ồn [30], đề xuất kỹ thuật lắp đặt động cơ và đường xả, hệ thống truyền lực,
hệ thống treo để giảm rung động.