（光学工程专业论文）基于cae方法的某轿车薄板结构声学性能研究.pdf

学位论文版权使用授权书 i i i ii ii ii i ii i i i i ii iiil 18 9 4 3 4 0 科学技术信息研究所、国家图书馆、中国学术期刊( 光盘版) 本人所送交学位论文的复印件和电子文档，可以采用影印、缩 存论文。本人电子文档的内容和纸质论文的内容相一致，允许 同时授权中国科学技术信息研究所将本论文编入中国学位论 社会提供查询，授权中国学术期刊( 光盘版) 电子杂志社将本 博硕士学位论文全文数据库并向社会提供查询。论文的公布 苏大学研究生处办理。 本学位论文属于不保密 学位论文作者签名：王宁 2 , 勺l1 年6 月i 胡 ：私秒 溯箨6 其l 日 姓 2 0 1 1 年6 月 建立了车内声腔的有限元和边界元模型，运用有限元的方法，分 别计算了车门同车身有缝隙和无缝隙两种情况下的声学模态，得出两 种情况下的模态频率和模态振型图。并通过模态叠加法，预测了两种 状况下车内的声学响应。两种状况的计算结果对比发现，缝隙对样车 的声学状况影响很大，缝隙改变了车内的声学环境。在此基础上，本 文专门针对样车试制阶段，由于手工样件工艺误差导致的试验样车车 身同车门之间缝隙的存在可能会产生的影响作了分析。样车缝隙的存 在可能会导致通过样车试验获得的车内噪声数据存在一定偏差，从而 对真实声学状况产生误判。由此对整车开发过程中样车的密封性提出 了要求，具有一定的工程应用价值。并运用边界元的方法通过车身与 声腔边界元耦合模型计算了车身主要板件对车内声压测点的声学贡 基于cae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 献度，得到了噪声峰值频率下各板件的贡献度系数，为识别主要结构 噪声源，改进车身结构提供了指导性意见。另外，本文进行了整车的 振动噪声试验，得出了车内的噪声及主要测点的振动瀑布图，一定程 度上佐证了仿真的结果。 针对仿真和试验中反映出来的低频噪声问题，本文通过在结构表 面粘贴阻尼片以降低低频噪声辐射面板的振动，从而达到降低低频噪 声的目的。对阻尼片进行了有限元建模，并对粘贴阻尼片后的声学响 应进行了计算，结果显示改进措施的效果较好。 关键字：模态分析，频率响应分析，缝隙，低频噪声预测，阻尼材料 江苏大学硕士学位论文 a b s t r a c t c a e t e c h n o l o g yp l a y sav e r yi m p o r t a n tr o l ei nt h ep r o c e s so ft h e a u t o m o b i l ed e s i g na n dm a n u f a c t u r e a n dt h ef e m a n db e mm e t h o da r e t h et w ob a s i cm e t h o d so fc a em e t h o di na u t o m o b i l ei n t e r n a ln o i s e p r e d i c t i o na n dd o m i n a t i o n b a s e do nac a rc o m p a r t m e n t ，w ea p p l i e dt h e t w om e t h o d st op r e d i c ta n dd o m a i nt h el o w 丘e q u e n c yn o i s e ，w h i c h e x p l o r e r saf e a s i b l ew a yf o rt h ev e h i c l ei n t e r n a ln o i s ep r e d i c t i o na n d d o m a i n f i r s t l y , w ee s t a b l i s has i m p l i f i e dc a rb o d yc a dm o d e l ，a n dt h e na f i n i t ee l e m e n tm o d e lw a sb u i l t b a s e do nt h i sc a e m o d e l ，t h em o d a l a n a l y s i sw a sm a d eb ys o f t w a r e a tt h em e a n t i m e ，t e s tm o d a la n a l y s i s w a sa l s om a d e b yc o m p a r i n gw i t ht e s tm o d a l a n a l y s i s ，t h ec a e m o d e l w a sv e r i f i e d b a s e do nt h i sv e r i f i e dm o d a l ，f r e q u e n c yr e s p o n s ea n a l y s i s w a sm a d e ，i no r d e rt ob ec l e a rt h ed y n a m i cb e h a v i o ra n dt og e tt h e v e l o c i t yb o u n d a r yc o n d i t i o nf o rl a t e ra c o u s t i cr e s p o n s e t h ef e ma n db e mm o d e lo ft h ec a rc a v i t yw a sa l s oe s t a b l i s h e d i n v i e wo ft h ea c t u a lc a s eo ft h et e s tc a r , w ec a l c u l a t e db o t ht h ec a v i t yw i t h g o o ds e a l i n gc o n d i t i o na n d b a ds e a l i n gc o n d i t i o n t h er e s u l ti n d i c a t e s t h a tt h ec r a c kr e s u l t e db yt h ee r r o ri nt h ep r o c e s so fp r o g r a mb y h a n d ， c a ng r e a t l ya f f e c tb o t ht h ea c o u s t i cm o d a ld i s t r i b u t i o na n dt h ea c o u s t i c f r e q u e n c y t h e nw ee s t a b l i s h e dc o u p l e dm o d e lo fa c o u s t i cm o d e la n d r i l s t r u c t u r em o d e l ，a n db a s e do nt h i sm o d e l ，t h ea c o u s t i cf r e q u e n c y r e s p o n s eo ft h em e a s u r ep o i n tw a s m a d ef o rb o t ht w os e a l i n gc o n d i t i o n a f t e rt h i sw o r k ，w ea p p l i e db e mm e t h o dt oc a l c u l a t et h ea c o u s t i c c o n t r i b u t i o no ft h em a i np a n e lo fc a rb o d y t h i sw o r ki sf e a s i b l et o i d e n t i f yt h em a i ns t r u c t u r en o i s es o u r c e ，a n dv e r yh e l p f u l t oa p p l yu s e f u l s u g g e s t i o nf o rs t r u c t u r em o d i f i c a t i o n o nt h eo t h e rh a n d ，t h ev i b r a t i o n a n dn o i s et e s to ft h ew h o l ev e h i c l ew a sm a d e ，a n dt h en o i s ea n d v i b r a t i o nw a t e r f a l ld i a g r a mo ft h em a i nm e a s u r ep o i n tw a sg o t t h et e s t r e s u l tv e r i f i e dt h es i m u l a t i o nr e s u l t st oac e r t a i nd e g r e e i nv i e wo ft h el o w e rf r e q u e n c yp r o b l e mi n d i c a t e db yb o t hs i m u l a t i o n a n dt e s t ，t h i sp a p e rt r i e st os o l v ei tb yp u t t i n gu pd a m p i n gm a t e r i a lt o r e d u c et h ev i b r a t i o no ft h ep a n e lw h i c hr a d i a t e st h en o i s em o s ta n db y t h i sw a y , w es e e kt or e d u c et h el o w e rf r e q u e n c yn o i s e w ee s t a b l i s h e d t h ec a em o d e lo ft h ed a m p i n gm a t e r i a l ，a n dc a l c u l a t e dt h en o i s e r e s p o n s ea g a i n b yc o m p a r i 。n gt h en o i s er e s p o n s e , w e c a nr o u n dt h e 一 d a m p i n gm a t e r i a lh a sp o s i t i v ee f f e c to n t h en o i s eo fm e a s u r ep o i n t k e yw o r d s ：m o d a la n a l y s i s ，f r e q u e n c yr e s p o n s ea n a l y s i s ，c r a c k ，l o w e r i v f r e q u e n c yn o i s ep r e d i c t i o n ，d a m p i n g m a t e r i a l 士学位论文 2 2 2 3 2 4 2 5 第三章 3 1 3 2 3 3 1 ：t 】【 ：! ：! 2 4 6 2 1 1 有限元的基本思想6 2 1 2 有限元建模的原则7 白车身理论模态分析8 2 2 1 模态分析基本原理8 2 2 2 有限元理论模态分析。8 白车身试验模态分析1 0 2 3 1 试件支承方式的选定1 0 2 3 2 激振方法的确定1 0 2 3 3 测试系统方案1 1 2 3 4 测点及传感器布置1 2 2 3 5 模态试验结果分析1 3 有限元模态计算结果与试验结果比较1 4 本章小结1 5 车内声腔声学有限元模态分析1 6 声学流体基本理论1 6 3 1 1 理想流体介质的基本方程。1 6 3 1 2 声波的有限元方法1 7 3 1 3 声学模态的有限元分析1 9 声腔声学有限元模态计算2 0 3 2 1 车内声腔有限元模型的建立2 0 3 2 2 密封较好状况下的声学模态2 1 3 2 3 有缝隙状况下的声学模态2 3 3 2 4 计算结果的比较分析2 4 本章小结2 5 v 基于cae 方法的某轿车薄板结构声学 第四章车内声学响应性能预测分析 4 1 有限元谐响应分析 4 1 1 谐响应分析原理。 4 1 2 激励力的选取 4 1 3 车身响应点的选取 4 1 4 计算结果 4 2 声固耦合声学响应分析 4 2 1 声固耦合的原理 4 2 2 使用软件及分析的步骤简介 4 2 3 声固耦合模型的建立 4 2 4 车内驾驶员耳边声压的计算 4 3 4 4 4 5 第五章 5 1 5 2 5 3 5 4 5 5 第六章 6 1 6 2 参考文献 致谢 汽车振动噪声试验3 3 4 3 1 试验原理3 4 4 3 2 测试方案3 4 4 3 3 试验结果3 6 理论与实验的对比分析3 7 本章小结3 7 驾驶室噪声的板件贡献及控制 3 9 边界元方法概述3 9 驾驶室板件的声贡献度分析的原理3 9 5 2 1 声传递向量概念3 9 5 2 2 面板贡献度分析原理4 0 驾驶室板件贡献分析4 1 5 3 1 计算模型的建立4 1 5 3 2 面板声学贡献度结果4 2 表面施加阻尼方法的噪声控制4 3 5 4 1 常用车内噪声控制方法4 4 5 4 2 阻尼片的建模4 5 5 4 3 贴阻尼片效果的仿真计算4 6 本章小结。4 8 总结与展望 4 9 工作总结。4 9 工作展望5 0 攻读硕士学位期间发表的学术论文 v i 5 1 5 5 5 6 位论文 很大的提高，汽车已经从奢 量的大幅增加的同时，振动 设计过程中，车内声学舒适 的整车性能指标之一。目前 生产过程中，如果产品在进 入生产线生产之后发现有振动、噪声问题，对其进行改进则需要花费高昂的代价。 因此在汽车的设计阶段就应该把振动噪声的控制优化作为一个重要的一环。本论 文就是以降低车内噪声为目的，通过c a e 的方法，对车内的声学响应进行了预 估，通过粘贴阻尼片的方法来寻求解决问题的途径。 1 1 研究意义和工程应用背景 过高的车内噪声会引起驾驶员及乘客的身体不适，引发疲劳，诱发交通事故 【。国内外都曾经发生消费者就汽车的振动和噪声问题的投诉，甚至因为汽车的 噪声问题而影响了某款车型市场销售的案例。因此，世界各国都对汽车噪声的控 制制定了严格的标准，各大汽车制造商也都投入了巨大的人力和物力来研究汽车 振动噪声的发生机理与控制方法。 车内噪声主要来源于结构振动辐射噪声、动力系统噪声、传动系噪声、底盘 噪声和风噪等。一般来说，车内噪声主要有三个部分组成【1 】：一是汽车车外的各 种噪声源向车内传播的空气声，这类噪声是从车外通过车厢壁板、门窗上的孔、 缝直接进入车内的；二是外界噪声源和各类激励源作用于车身壁板引起振动，从 而向车内辐射的固体声；三是以上两类噪声在车内经过多次反射而形成的混响 声。一般情况下，车内在8 0 0 h z 以上的中高频噪声中空气声占主要成分，而5 0 0 h z 以下的中低频噪声则主要来源于结构声。 一般汽车乘坐室室内表面都装有装饰及吸声材料，对于车内噪声中的高频部 分有较好的吸收衰减作用，但对于低频部分收效甚微。但是3 0 1 0 0 h z 是一个值 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 得重视的特殊频段，该频段的噪声给人的主观感觉是“轰鸣声，它能造成乘员 的强烈不适感，如晕车等。在如此低的频段内，一般的吸声措施不起作用；而主 动消声【3 】则由于扬声器的尺寸的限制也不能很好的工作。目前该频段的车内噪声 问题，世界各大汽车厂商都尚未很好的解决，仍然是一个较为棘手的问题。本课 题的研究主要针对轿车车内低频噪声进行，在汽车的开发过程具有一定的参考和 使用价值。 1 2 课题的研究现状 1 2 1国外研究现状 自6 0 年代以来，有限元法就被用来研究声场问题。g l a d w e l l 首先把声场作 为连续介质弹性体，以余能定理和h a m i l t o n 变分原理推导了板的振动和声波耦 合的表达式，为后来使用有限元法求解声固耦合问题奠定了理论基础【2 】。1 9 7 3 年，t s h u k u 率先应用有限元法( 线性和三次插值函数的三角形单元) 对不规则边 界的车厢内部声学模态和频率进行了计算，取得较好的结果【3 5 1 。这使得板的声 辐射理论研究有了解决工程问题的实用工具。八十年代初期，美国通用汽车公司 工程力学研究所在汽车的车内噪声特性预测方面做了大量的研究工作1 6 1 ，他们系 统研究了汽车车内声学模态分析的有限单元建模方法，深入探讨了边界( 车身板 壁结构1 振动对车内声场的影响以及车内声压对边界振动的影响，建立了结构一 声学耦合的有限单元模型，解决了弹性边界的声学模态分析和车身结构受迫振动 时车内声压分布的计算难题，推导出结构振动一声压波动在受到外界干扰力作用 时的有限元计算公式，这就为汽车车内噪声预测分析打下良好的基础。1 9 9 5 年 福特公司的z h a n gy k e v i n ，l e em i n g - r a n 等结合实验给出了面板贡献分析的技 术方法，并给出了对实车处理的结果用。1 9 9 6 年，l m s 公司的k a t r i e nw y c k a e r t 在其发表的论文中，结合理论和试验，再一次验证了振动一声学模态分析的可行 性【8 1 。 1 2 2 国内研究现状 相关研究，国内相关工作较晚，同济大学靳晓雄、白胜勇首次提出并考虑了 包括座椅和人对声学模态的影响【9 j ，结果表明座椅和人会导致轿车声学固有频率 降低。合肥工业大学王彦博、陈剑对比有无座椅和仪表盘挡板的车内声学模态结 2 江苏大学硕士学位论文 果，表明座椅和仪表盘的存在对车内声腔模态振型产生了很大变化，且振型变化 随频率阶数增加而加大1 1 0 1 。国内学者周鲮，金欢峰，靳晓雄在在车身造型阶段 进行声腔模态分析仿真计算，了解车身内部空腔的声学特性，结合人机工程学给 车内总布置提高参考，从而避免了动力系统设计过程将人的头部置于车身声腔共 振时声压最大部位1 1 1 】。李海渊，张雷等人提出了移频降噪理论，即通过合理分隔 封闭、半封闭空间，以改变内部气体的固有频率，使之远离激振频率，从而有效 地降低噪声【1 2 1 。 目前声学模态振型也得到实验验证。中国一汽技术中心基础研究部振动噪声 室，陈晓梅，赵建对实车的声模态进行了测试与分析，获得了车内空腔的声学共 鸣频率和模态形状，并利用有限元法建立车身结构模型和驾驶室声腔模型，分别 进行模态分析计算，计算结果表明仿真结果与实验结果是一致的1 1 3 1 。另一方面， 陈源，黄其柏，师汉民，通过试验研究车身结构腔体的整体声学性能，引入“虚 拟系统 的思想和“综合传递函数 的概念，测量结果表明车身腔体的整体结构 对低频噪声的显著放大【1 4 1 。在车内耦合声学分析方面，重庆大学机械传动国家 重点实验室的曹友强等人进行轿车耦合声场模态分析，研究声固耦合系统在发动 机和路面激励作用下的车内声学响应，预测车内振动噪声并分析了车身各板件的 声学贡献【1 5 1 。 1 9 9 4 年江苏大学李世岩，宫镇等应用边界元法对声固耦合系统进行了研究 【垌。首先由线性波动方程推导出车内声场的边界积分方程，经边界元离散得到 已知声场边界的振动速度场，求解其内部声压的线性方程组，进一步提出边界表 面上的声压对声场内某点声压的贡献度概念。相关工作还有江苏大学刘红光，陆 森林，曾发林等人阐述了边界单元影响度的概念。利用有限元和边界元相结合的 方法，对车室模型内的结构振动噪声进行了数值预估，对边界单元的影响度进行 了计算分析，然后采用优先控制贡献较大的单元的声辐射降低内部噪声【1 刀。2 0 0 6 年上海交通大学梁新华，朱平，林忠钦采用有限元与边界元方法结合，有限元方 法用来计算结构振动，边界元方法计算场点声学响应，利用了单元的声学影响系 数概念求解场点声压。通过分析面板声学贡献度，明确了结构修改对象1 1 8 1 。 这些研究并没有有针对性地考虑车身上的缝隙对车内声学特性的影响，尤其 是没有对整车开发过程中至关重要的试验样车的密封性能差异导致的车内声学 3 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 性能的改变进行研究。同时没有针对板件贡献度分析后反应出来的峰值频率进行 有针对性的改进。 1 3 本文研究的主要方法 本文针对轿车驾驶室的n v h 性能，采用c a e 的方法对车内的中低频固体 传播声的特性进行预测和控制，通过该方法找出主要问题所在，并有针对性的进 行改进。具体方法如下： 1 进行了白车身模态试验，识别模态参数。 2 通过车身c a d 模型，划分车身的有限元模型。 3 通过软件来对白车身c a e 模型进行有限元模态分析，将其计算结果与实 验结果相对比，并通过试验模态的结果来验证和修正有限元模型，得出合理的车 身结构模型。 4 对附加车门的车身有限元模型进行频率响应分析，得出结构响应，为车 身结构动力学性能分析提供依据，并作为后续声学分析的边界条件。 5 通过车身的c a d 模型构建车内声腔的有限元模型，针对样车的实际情况 分别计算了车门同车身密封较好及有较大缝隙两种情况下的声学模态，得出模态 频率和模态振型图，并进行比较和分析。 6 将车身的有限元模型同声腔的有限元模型耦合，利用频率响应的速度边 界条件，进行声学频率响应的预测。 7 通过将车身的有限元模型同声腔边界元模型耦合，进行了车内噪声测点 处的声压传递函数的计算，并以此为基础进行了板件贡献分析。 8 进行了车内振动噪声试验，测量驾驶室测点声压同车轮转速的变化关系 以及车身主要测点的振动同转速的变化关系，并对车内低频问题频率噪声源做出 分析。 9 将仿真的结果与试验进行对比，并对问题板件采用贴阻尼片的方法进行 改进，最后对改进之后的结果进行仿真计算及对比。 本论文的研究流程图如图1 - 1 所示： 4 图1 - 1 研究流程图 f i g 1 1f l o wc h a r to ft h er e s e a r c h 5 基于cae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 第二章白车身结构的模态分析 白车身的结构模态参数反映结构的固有振动特性，对汽车的车内噪声有重要 的影响。当汽车悬架系统或发动机的激励激起车身结构振动时，结构的振动会与 轿车乘坐室空腔的声场相耦合，形成乘坐室共鸣，从而增大噪声，特别是当结构 的某阶振动模态与空腔的某阶声学模态一致时，更会造成车室内声压被放大，使 乘客十分不适。因此模态分析是汽车噪声预测的一个重要环节。 同时本文需要通过试验模态对理论模态的检验来达到验证有限元模型的正 确性及合理性的目的。因此本章将建立某轿车白车身有限元模型，进行理论及试 验模态分析，并进行对比。 2 1 有限元模型的建立 2 1 1有限元的基本思想 将结构( 弹性连续体) 划分为有限大小的、有限个数的单元组合体进行研究是 有限元的基本方法。这些单元仅在节点处相互连接，而且单元之间的载荷也仅由 节点传递。把连续体划分为离散结构的过程称为有限元的离散化。 有限元法的分析计算思路和方法可归纳如下： 1 ) 结构离散化。将所研究的结构离散成有各种连结单元组成的计算模型， 离散后的单元与单元之间通过节点联系，通过此方法，将所研究的机构变成了众 多被赋予材料属性的单元以一定方式连结成的离散物体，这样计算结果是近似 的。同时，如果单元的数目非常多而且单元大小划分非常的合理的话，那么计算 结果将非常接近实际情况。 2 ) 单元特性分析。在有限元法中，选择节点位移作为基本未知量时称为位 移法，这种方法易于实现计算自动化，因此被广泛采用。当采用位移法时，可以 把单元中的位移、应变、应力等由节点位移表示。根据单元的材料性质、形状、 尺寸、节点数目、位置及其含义等，找出单元节点力和节点位移的关系式是有限 元法的关键和基本步骤之一。另外还要通过等效的节点力来替代所有作用在单元 上的力。 3 ) 单元组集。利用结构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构 6 江苏大学硕士学位论文 重新连接起来，形成整体的有限元方程。 4 ) 通过求解得出未知节点位移。 2 1 2 有限元建模的原则 建立结构的有限元模型，就是根据所研究结构的特点，选择合适的有限元单 元，对白车身结构进行数学离散，赋予模型合适的材料属性，并根据实际受力状 态设置边界条件，进行模型的调试，最后得出一个具有可接受精度的车身结构仿 真模型。 白车身结构有限元建模涉及的主要工作有：几何模型的简化、材料属性的确 定、单元选择及网格划分、有限元模型的连接与装配。白车身结构分析的有限元 模型按采用的单元类型不同一般分为三种：板壳单元模型、梁单元模型和板梁结 合单元模型。梁单元模型在对轿车车身骨架结构分析中较常用，而对于现代轿车 车身来说，采用板壳单元模型模拟精度较高。如果要求计算快速或精度不用很高 时可对局部车身结构采用梁单元模拟，也就是板梁结合模型。 在白车身结构中存在多种不同的连接方式，建模时要考虑各种连接方式对整 体性能的影响作用，仿真分析时必须对连接部位进行准确模拟。白车身上常用的 物理连接一般分为翻边、焊接、铆接、螺栓连接、铰接等。两个零件间的翻边连 接，一般传递较小的作用力，但对车身而言翻边结构大量应用于部件之间的相互 定位。要使连接部件能参与承载，就要采用焊接、铆接或螺栓连接这些方法，这 样对于零件的横向弯曲和扭转刚度将有很大的提高，同时对于静态和动态分析结 果也有很大影响。随着有限元技术的广泛使用，各大汽车公司逐渐形成了自己的 建模规范，并通过试验验证进行了反复改进。 本文通过在三维软件c a t i a 中建立轿车的白车身几何模型，然后提取几何 片体以i 笋格式导入到有限元前处理软件h y p e r m e s h 中进行网格划分。根据该车 身的结构特点，选择采用壳单元q u a d 4 和t r i a 3 对整个车身进行网格划分， 同时各零部件之间的焊接连接采用c w e l d 单元。其中q u 岫4 及t r i a 3 单元 数量分别为1 9 8 1 1 2 和8 0 4 8 。 7 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 2 2 白车身理论模态分析 2 2 1 模态分析基本原理 模态分析的经典定义是【加l ：将线性定常系统微分方程组中的物理坐标变换为 模态坐标，使方程组解藕，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以 便求出系统的模态参数。模态分析的理论基础是在机械阻抗与导纳的概念上发展 起来的，它吸取了振动理论、信号分析、数据处理、数理统计及自动控制理论， 结合自身内容的发展形成了一套独特的理论。 求解特征值问题的方法有很多，如矩阵迭代法、雅可比法和以三角分解为基 础的矩阵变换法【2 2 】。然而，对于一个连续体结构，其固有频率有无限多的阶次。 在有限元方法中，结构被离散成细小的单元，因此对于车身这样的复杂大型的结 构，单元的数目是数以万计的，由此得到的特征方程，其矩阵的阶次通常很高。 但一般情况下人们只关注其低阶模态。目前，有限元中经常采用以下方法来求解 结构的模态： b l o c kl a i l c z o s ：布洛克兰索斯法，采用稀疏矩阵求解方法。求解特征值对 称的大矩阵，收敛速度快。 s u p e r s p a c e ：子空间迭代法，用于求解特征值对称的大矩阵的问题。 p o w e r d y n a m i c - 动态力法，用于非常大的模型( 超过1 0 0 0 0 0 个自由度) 特 别是用在求解前几阶模态以了解模型特征的问题。 r e d u c e ：缩减法，采用缩减的系统矩阵来求解，较子空间叠代法速度快，但 准确性要差一些。 此外还有非对称矩阵法和阻尼法，前者用于求解模型生成的刚度矩阵和质量 矩阵不对称的问题，如在声学及流体一结构耦合分析中出现的情况，后者通常用 于解决非线性问题。比较常用的方法是b l o c kl a n c z o s 法和子空间迭代法 ( s u b s p a c e ) ，这两种方法能使大部分的模态分析得到很好的解决，因此本文中 使用b l o c kl a n c z o s 法求解模态问题。 2 2 2 有限元理论模态分析 本文采用m s c n a s t r a n 求解器对白车身进行自由状态下的模态分析，得到一 阶整体扭转频率为4 0 1 h z ，一阶整体弯曲频率为6 6 3 1 h z ，整体模态频率值较高， 8 江苏大学硕士学位论文 可见该车整体动态性能较好，白车身的前8 阶模态频率值及振型描叙如表2 - 1 所 表2 - 1 模态理论计算结果 t a b2 - 1c o m p u t a t i o nr e s u l to fm o d a lt h e o r y 前6 阶模态振型图如图2 - 1 所示。 c o o u r p i 叶 e i g e nm o d e c m a m g l o b a ls y s t e m r 2 臼2 e + 0 1 卜2 2 瞄3 4 3 e e + 0 + 0 1 1 参17 6 7 e , 0 1 14 7 b e p 0 1 t l - 1 1 9 0 e 0 1 r 9 0 1 7 e + t 6 3 功1 3 3 e e 仰+ 0 0 l 36 7 0 印， 鐾 j f 图a 第一阶模态振型图图b 第二阶模态振型图 图c 第三阶模态振型图图d 第四阶模态振型图 9 爨瓣i l i l l l b m盯阶，g 8 7 5 4 2 ，8 钿嘶胁_iil，缸，4_矿址i_l。 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 图e 第五阶模态振型图图f 第六阶模态振型图 图2 - 1 有限元模态振型图 f i g 2 - 1t h em o d es h a p e so fb i wb yf e m 2 3白车身试验模态分析 2 3 1试件支承方式的选定 在进行结构的试验模态分析时，要准确识别足够的模态参数，就必须正确选 择模态试验的支承方式，减少被测试件边界系统对试验精度的影响。目前主要有 两种较常用支撑试件的方式【2 3 l ：一是试验时与试件正常工作时的边界条件一致 ( 固定支承) ；二是保持试件为自由支承。由于车身边界条件并非完全自由而是 受弱约束，但它所受的约束相对结构自身的刚度来说要小很多，因此可以采用自 由支撑。本试验采用气垫支撑，相当于给结构增加了柔软约束，刚体模态频率不 再是零。经测量，气垫支撑的固有频率为3 h z 左右，远低于白车身的第一阶固 有频率，因此它对车身模态分析的影响很小，选用的支撑方式合理。 2 3 2 激振方法的确定 试验模态分析过程中，为了得到频响函数，需要选用合适的激励方法，保证 能提供足够的能量把所关注频率段中的模态全部激发出来。目前广泛应用的激振 方式有两种：一是多点激振多点测量法，其特点是计算简单，但需要昂贵的多点 激振设备，多用于航空工业；二是单点激振多点拾振( 或单点拾振逐点激振) 法， 该法所需设备少，试验方法简单，但计算复杂。激励信号的选取原则是要求信号 的能量分布频带宽，以便于得到更多模态，目前广泛采用宽带技术，如脉冲，快 速压弦扫描和随机激励等信号【2 3 例。本文白车身模态试验中的激振方法采用单点 激振逐点拾振。 1 0 江苏大学硕士学位论文 2 3 3 测试系统方案 模态试验的主要任务是同时测量整车系统及各部分的输入和输出信号，并对 它们进行数字处理，从而估计出被测系统的频响函数，进行识别模态参数。该试 验的基本系统包括： a 激励系统：力锤型号为5 2 1 0 ； b 测量系统：y d l - 1 2 5 t 力传感器、i c p 三向加速度传感器、p c b 4 8 0 8 2 1 电荷放大器； c 信号处理系统：s d 3 8 0 动态分析仪、s t a r 5 2 4 动态分析软件。 模态试验分析的主要仪器和分析软件见表2 2 ，试验及数据处理流程如图 2 2 ，试验部分照片如图2 3 。 电 = l | 泐蜘态信号分析仪 荷 放 r l 大 器 电荷放大器l上 tt s t a r 动态分析软件 力锤功传感器加速度传感器 1r 车身系统 模态多数 黏嫦) 图2 - 2 模态试验系统框图 f i g 2 - 2c h a r t so fm o d a l t e s ts y s t e m 表2 - 2 试验用主要仪器及分析软件 t a b2 2m a i ni n s t r u m e n t sa n ds o f t w a r ef o rt e s t s 基于 图2 - 3 模态试验照片 f i g 2 - 3 p i c t u r eo fm o d e lt e s t 进行模态试验时，首先由激振设备产生激励力，引起系统振动，再由电荷放 大器将力信号和加速度传感器测得的响应信号放大，输出到s d 3 8 0 结构动态分 析仪中，作h 吓变换，从而输出频率响应和相干函数。再通过s t a r 软件对所 有的频响函数做整体的曲线拟合，得到平均的频响函数，最后进行模态参数识别， 得出结构的试验模态参数。 2 3 4 测点及传感器布置 在汽车设计过程中，试验模态参数的测试结果将作为后续模型修正工作的参 考值，其识别精度就显得至关重要，这就需要测试前对测点进行合理配置。测点 的布置应正确反映整车模态振型，主要考虑的方面有【2 5 】： 1 ) 总体上要能反映车身结构轮廓，对于规则的部件尽量采取对称布置； 2 ) 在车身承载处及试验中主要关注的部位，测点应布置的密一些； 3 ) 加速度传感器放置应避开各阶振型的节点，否则会丢失模态； 钔对于模态可能较多的局部区域可增加测点。 综合以上原则，最终确定白车身测点共4 4 9 个点，测点布置基本符合上述布 置原则及测试要求，白车身测点布置如图2 4 所示。 图2 - 4 测点布置示意图 f i g2 4d i a g r a mo fl a y o u to ft h et e s tp o i n t s 为了避免模态的遗漏，激励点选在能够将能量传递到车身各个位置的刚度较 大的地方。首先初步选择几个刚度较大的激励点，分别测得了几个频响函数，然 后通过频响函数的响应特性及相干性找出了最佳激振点。最终选择车身激振点为 前纵梁左前摆臂吊耳处，方向为z 轴正向。 2 3 5 模态试验结果分析 表2 - 3 白车身模态试验结果 t a b2 - 3m o d et e s tr e s u l t so fb l w 对测得的结构的频响函数进行拟合，得到白车身在0 。1 0 0 h z 的1 2 阶模态特 性。整车一阶扭转和一阶弯曲的频率分别为3 9 9 7 h z 、6 5 7 4 比，整体模态频率值 较高，可见该车整体动态性能较好，且两阶模态频率相差较大，不会发生耦合振 动。表2 3 为该试验所得前6 阶试验模态参数及振型特征描叙，白车身前6 阶模 态对应的振型如图2 5 。 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 a 白车身第一阶试验模态 c 白车身第三阶试验模态 b 白车身第二阶试验模态 d 白车身第四阶试验模态 e 白车身第五阶试验模态f 白车身第六阶试验模态 图2 - 5 白车身振型图 f i g2 - 5m o d es h 獬o f b i w 2 4 有限元模态计算结果与试验结果比较 为了验证本文建模方法和有限元模型的准确性，将有限元结果和模态试验结 果进行了对比，表2 4 为两者固有频率值对比。 1 4 江苏大学硕士学位论文 表2 - 4 白车身模态试验结果与计算结果频率值比较 t a b2 - 4f r e q u e n c yc o m p a r i s o no fm o d et e s tr e s u l ta n dc o m p u t a t i o nr e s u l to fb i w 频率数值( ) 模态 计算值试验值误差 1 3 4 8 53 3 1 15 2 6 24 0 13 9 9 7 0 3 2 36 0 7 5 - 一 46 6 3 16 3 6 34 2 1 56 8 2 6 6 5 7 43 8 3 67 0 3 7 一 77 2 4 67 6 5 55 3 4 87 9 5 5 7 9 3 40 2 6 注：表中u 表示该阶模态丢失 从上表可以看出，试验数值和计算数值误差较小。通过比较图2 - 1 有限元计 算振型云图与图2 5 试验振型图，可以看出振型吻合度较高，说明计算结果是可 靠的，同时也验证了有限元模型的正确性。 2 5 本章小结 本章建立了车身的有限元模型，并对车身进行了理论及试验模态分析，通过 将有限元分析结果与试验的结果进行对比，验证了有限元模型的正确性及可靠 性。同时，找到了白车身各阶振动固有频率及振型，为车身结构的动力学设计提 供了依据。 基于c ae 方法的某轿车薄板结构声学性能研究 第三章车内声腔声学有限元模态分析 当一个典型的空腔受到壁板的振动声辐射，声学共鸣将导致“轰鸣声 ，对 乘客的舒适性有很大的影响，这是汽车室内声学设计必须要避免的。在汽车设计 阶段，车内声腔声学模态分析对避免车身壁板与车内空腔的声学共振提供了非常 有价值的资料，并且可以用于指导动力及传动系的选型。 但同时，驾驶室密封性对声腔模态及车内声学性能影响较大。尤其在轿车开 发过程中的样车试制阶段，车内噪声的状况几乎都是由试验样车采集而得到的， 因此这就要求样车能够正确的反映出车内声学的真实状况。本章针对由于样车手 工样件误差导致的车门同车身存在缝隙的情况，将分别计算有缝隙和无缝隙两种 情况下的声学模态，并进行对比。从而对设计过程中的试验所用样车的密封性提 出要求。 3 1 声学流体基本理论 3 1 1 理想流体介质的基本方程 根据参考文献【2 6 1 ，声学振动满足三个基本的物理定律：牛顿第二定律、质 量守恒定律及描述压强、温度和体积等状态参数关系的物态方程，即运动方程、 连续性方程和状态方程。 1 ) 声波运动方程 扁喜一跏 ( 3 _ 1 ) 该方程描述的是声场中声压p 与质点速度v 2 _ 间的关系。 2 ) 声波连续性方程 v ( ) + 詈2 0 ( 3 - 2 ) 该方程描述的是媒质质点速度，与密度p 之间的关系。 3 ) 声波状态方程 p = c 2 d p ( 3 - 3 ) 该方程描述的是描述了声场中声压p 的微小变化与密度p 的微小变化之间 江苏大学硕士学位论文 的关系，其中c 表示气体介质中小振幅声波的传播速度。 3 1 2 声波的有限元方法 1 ) 无衰减声波的控制方程 在声场的流固耦合问题中，要把声波的三个基本方程综合考虑。声学基本方 程是流体方程在把空气作为特殊流体条件下的简化。根据参考文献1 2 7 1 ，理想流 体介质的以下假设： ( 1 ) 流体是可压缩的，密度随压力变化而变化； ( 2 ) 流体是非粘性流体，没有粘性引起的能量损耗； ( 3 ) 流体中没有不规则流动； ( 4 ) 流体是均质的，各点平均密度和声压相同。 得到参考文献【捌中理想流体介质中小振幅波传播的声波方程： 砉窘卅p = 。 式中，c 9 5 声速；r 为时间；p 为声压。 由于粘性损耗被忽略，方程( 3 4 ) 被视作为在流体媒介中声波传播的无损耗 波动方程。在声固耦合问题中，离散化的结构方程和无损耗的波动方程要同时考 虑。 对于简