（光学工程专业论文）车身壁板多孔阻尼优化与车内噪声控制.pdf

中文摘要 摘要 随着人们对汽车乘坐舒适性，尤其对车内声学环境的要求越来越高，各大汽 车企业对车内噪声特性越来越重视，因此进行车内噪声预测和控制是非常必要的。 本文通过有限元法和边界元法对车身结构振动引起的车内噪声进行了预测分析， 采用均匀化理论，设计了多孔阻尼复合板并应用于车身关键壁板，以抑制车内噪 声，论文主要内容如下： 建立了某乘用车车身结构和乘员室声腔有限元模型，对车身结构、声腔和 声固耦合系统进行了模态分析，研究了声固耦合系统的振动声学特性，为寻找容 易引起车身结构共振和声腔共鸣的振动源奠定了基础。 研究了在发动机左、右悬置点的正弦激励下的车内声学响应，找出了引起 驾驶员右耳处声压峰值的激励位置和激励频率，并针对声压峰值进行了车身壁板 的声学贡献度分析，确定了对驾驶员右耳声压峰值贡献度最大的车身壁板。 采用均匀化理论，设计了多孔阻尼复合板，建立了多孔阻尼复合板的有限 元模型，分析了其振动特性，通过对方孔胞元尺寸的优化，使目标频率下的振动 幅值明显衰减，有效抑制了结构振动。实验验证了理论模型的正确性。 将传统约束层阻尼及多孔阻尼新结构应用于车内噪声的控制。针对车身关 键壁板敷设多孔阻尼，以阻尼层等效剪切模量为设计变量，以驾驶员右耳声压峰 值最小化为目标，对方孔胞元尺寸进行了优化。研究结果表明：通过在车身关键 板件上敷设约束层阻尼使得声压峰值下降了3 0 9 d b ，而优化后的多孔阻尼在阻尼 材料用量减少的情况下，声压峰值下降了3 1 9 d b ，取得了更好地车内噪声抑制效 果。 关键词：车内噪声，声学贡献度，多孔阻尼，均匀化理论，噪声控制 重庆大学硕士学位论文 英文摘要 a b s t r a c t a st h er i s i n go fp e o p l e sr e q u i r e m e n tf o rr i d ec o m f o r t ，e s p e c i a l l yt h ev e h i c l e i n t e r i o ra c o u s t i ce n v i r o n m e n t ，a u t oc o m p a n i e sp a ym o r ea n dm o r ea t t e n t i o nt oc o n t r o l t h ei n t e r i o rn o i s e ，t h e r e f o r e ，t h ei n t e r i o rn o i s ep r e d i c t i o na n dc o n t r o la r ee s p e c i a l l y i m p o r t a n t i nt h i sp a p e r , i n t e r i o rn o i s ec a u s e db yt h ec a rb o d ys t r u c t u r ev i b r a t i o nh a s b e e ns t u d i e db yu s i n gt h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o da n db o u n d a r ye l e m e n tm e t h o d ，a n dt h e o p t i m i z a t i o no ft h ec o n s t r a i n e dl a y e rd a m p i n gs t r u c t u r ew i t hp o r o u sd a m p i n gl a y e rh a s b e e nc o n d u c t e dt o o w h a t sm o r e ，t h ec o n s t r a i n e dl a y e rd a m p i n ga n dt h ep o r o u s d a m p i n gs t r u c t u r ea r eu s e df o rc o n t r o l l i n gt h ec a ri n t e r i o rn o i s e t h ec o n t e n t so ft h i s p a p e ra r ee x p r e s s e da sf o l l o w s ： o ) t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lo fac a rb o d ya n dt h ei n t e r i o ra c o u s t i cc a v i t yh a v e b e e ne s t a b l i s h e d t h em o d a la n a l y s i so ft h e c a rb o d ys t r u c t u r e ，t h ei n t e r i o ra c o u s t i c c a v i t ya n dt h ec o u p l i n gs y s t e mo ft h e c a rb o d ys t r u c t u r a l - p a s s e n g e rc o m p a r t m e n t a c o u s t i ch a v eb e e nt a k e n ，t h e nar e s e a r c ho nt h ed y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c sa n da c o u s t i c c h a r a c t e r i s t i c so ft h e s es y s t e mi sc a r r i e do u t ，l a y i n gaf o u n d a t i o nf o rf i n d i n go u tt h e v i b r a t i o ns o u r c ew h i c hc a u s e dt h ec a rb o d ys t r u c t u r er e s o n a n c ea n di n t e r i o ra c o u s t i c c a v i t yr e s o n a n c ee a s i l y t h ei n t e r i o ra c o u s t i cf r e q u e n c yr e s p o n s eu n d e rt h ee x c i t a t i o no nt h el e f ta n d r i g h te n g i n em o u n th a v eb e e nc a l c u l a t e ds e p a r a t e l y , p o s i t i o no ft h ee x c i t a t i o na n d e x c i t a t i o nf r e q u e n c yw h i c hc a u s e dp e a kv a l u eo fs o u n dp r e s s u r eh a v eb e e nf o u n d ，a n d t h ep a n e la c o u s t i cc o n t r i b u t i o na n a l y s i so fp e a kv a l u ea td r i v e r se a rh a sb e e nc o n d u c t e d t of i n do u tt h ep a n e lw h i c hm a k e st h eg r e a t e s tc o n t r i b u t i o n t h ed a m p i n gl a y e ro fc o n s t r a i n e dl a y e rd a m p i n g p l a t ei sd e s i g n e di nt h ep o r o u s d a m p i n gl a y e rw i t hp e r i o d i cs q u a r ec e l l s ，t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lo ft h ep o r u sd a m p i n g c o m p o s i t ep l a t ec o n s i d e r i n gt h eh o m o g e n i z a t i o no ft h ep o r o u sd a m p i n gl a y e ri s d e v e l o p e d ，t h es i z eo fs q u a r ec e l li so p t i m i z e dt om i n i m i z et h ev i b r a t i o na m p l i t u d eo f t h ep o r o u sd a m p i n gc o m p o s i t ep l a t et h r o u g hs e a r c h i n gt h eo p t i m a le q u i v a l e n ts h e a r m o d u l u so ft h ep o r o u sd a m p i n gl a y e r e f f e c t i v e l yr e s t r a i nt h es t r u c t u r a lv i b r a t i o n a n d m o d a l a n a l y s i se x p e r i m e n tv e r i f i e dt h ec o r r e c t n e s so ft h et h e o r e t i c a lr e s u l t s c o n t r o lt h ec a ri n t e r i o rn o i s eb yu s i n gt h ec o n s t r m n e dl a y e rd a m p i n gs t r u c t u r e 1 1 i 重庆大学硕士学位论文 a n dp o r o u sd a m p i n gc o m p o s i t es t r u c t u r e p o r o u sd a m p i n gs t r u c t u r ei sl a i do nt h e p i v o t a lp a n e l ，t h es i z eo fs q u a r ec e l li so p t i m i z e dt om i n i m i z et h es o u n dp r e s s u r ea t d r i v e r se a rt h r o u g hs e a r c h i n gt h eo p t i m a le q u i v a l e n ts h e a rm o d u l u so ft h ep o r o u s d a m p i n gl a y e r t h er e s u l t ss h o wt h a tt h ec o n s t r a i n e dl a y e rd a m p i n gl a i do nt h ep i v o t a l p a n e lc a u s e d am a x i m u md e c l i n eo f3 0 9 d bo nm e a s u r i n gp o i n t ss p l ，w h i l et h e s t r u c t u r eo fp o r o u sd a m p i n gc a u s e dad e c l i n eo f3 19 d bo nm e a s u r i n gp o i n t s s p l ，o b t a i n sab e t t e rc a rn o i s es u p p r e s s i o ne f f e c ti nt h ec a s eo fr e d u c i n gt h ea m o u n to f d a m p i n gm a t e r i a l s k e y w o r d s ：v e h i c l e i n t e r i o r n o i s e ，a c o u s t i cc o n t r i b u t i o n ，p o r o u sd a m p i n g ， h o m o g e n i z a t i o nt h e o r y , n o i s ec o n t r 0 1 1 绪论 1 绪论 1 1 课题背景及意义 随着科技的不断进步，汽车各方面的性能得到高速发展，同时随着人们生活 水平的提高，人们对于汽车的要求也由以前的驾驶性能转向对驾驶性能和舒适性 的综合要求，对汽车的振动和噪声特性提出了更高的要求。2 0 0 2 年国内出台了与 汽车噪声相关的国家标准汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法( g b 1 4 9 5 2 0 0 2 ) ，该标准只规定了汽车加速行驶时车外噪声性能要求，而没有对车内噪 声限值做出规定，2 0 1 1 年，国内出台了第一个关于车内噪声的标准客车车内噪 声限值及测量方法，该标准限定了公交车驾驶室和乘员室的最大噪声。虽然该标 准只规定了大型公交车的车内噪声标准，没有规定其他车型的车内噪声标准，但 是车内噪声是评价整车舒适性的一个重要方面，如果车内噪声超过一定的水平， 将会引起用户的不满，这势必降低该汽车产品的竞争力。所以随着市场日趋激烈 的竞争和人们对舒适性要求的不断提高，各大汽车生产企业对车内噪声的设计提 出了更高的要求。 要控制汽车内部噪声，首先要了解汽车内部噪声的来源。车内的噪声来源非 常复杂，按照噪声的传递路径，可以将车内噪声分为两大类：固体传播声和空气 传播声，如图1 1 所示。固体传播声是指振动源的振动通过车身结构件传递到车身， 引起车身结构的振动从而向车内辐射噪声；空气传播声是指噪声源本身发出的噪 声直接通过空气，由车身上的缝隙或者车身板件透声传播到车内所形成的车内噪 声。其中固体传播声主要来源有：发动机的振动通过发动机悬架及副车架传递至 车身，引起车身板件的振动，传动系由于齿轮啮合和质量不平衡引起的振动传递 至车身，路面不平度通过悬架传递至车身引起车身结构的振动等；而空气传播声 也大多来自发动机本身振动辐射的噪声，进排气系统辐射的噪声，轮胎噪声等。 通常情况下，车内噪声的低频段主要是固体传播途径引起的，高频段主要由 空气传播形成的。而固体传播声引起的车内噪声归根结底都是由围绕乘员室的车 身壁板辐射的，来自发动机或者路面不平度等的激励通过车身结构传递至围绕乘 员室的壁板，导致壁板发生振动，从而向车内辐射噪声，因此对车身壁板的振动 和声辐射进行研究和优化是控制车内噪声的有效手段。 重庆大学硕士学位论文 振动源 噪声源 发动机振动发动机噪声 车内噪声 传动系振动 军 进排7e 噪声 盛阎j 空 路滔不i f 鹰 a结 声鳊掰 体。t 雅构空歉 叫 构 参 传传 一 。 轮胎嘹声 振播播 、彼件透列 t 体擘擦l 出 动 舯 fp t 飙峨声 进摊。系统振幼环境噪声 图1 1 车内噪声的种类与传播途径 f i g 1 1c l a s s i f i c a t i o na n dt r a n s f e rp a t ho ft h ei n t e r i o rn o i s e 粘弹性阻尼材料在减振、降噪上的研究已经有了很多年的发展历史，并且效 果显著，因此被广泛应用于航空航天、汽车、电子设备等薄壁件。通常将粘弹性 材料敷设在薄板上，有自由层处理和约束层处理两种方式，自由层阻尼结构是由 基板层和阻尼层构成，约束层阻尼结构则包括基板层、阻尼层和约束层，如图1 2 所示。经过处理的板件在振动和声辐射上能够得到很好的抑制，但是在车身不同 的壁板、壁板上的不同部位敷设粘弹性材料，对振动和声辐射的抑制效果是不一 样的，因此通过对车身振动及车内噪声的仿真分析，找出对车内噪声贡献度最大 的薄壁板，然后对其进行敷设约束层阻尼处理，能够取得事半功倍的效果。在对 车身壁板进行处理的过程中，采用具有多孔阻尼层的约束层阻尼，对约束层阻尼 结构中阻尼层方孔尺寸进行优化设计，以达到使用最少的阻尼材料获得最大的减 振效果，这对于降低汽车的成本和提高乘坐舒适性有着非常重要的意义。 阻尼 ( a ) 自由阻尼结构 ( b ) 约束层阻尼结构 图1 2 常用的阻尼敷设形式 f i g 1 2g e n e r a lt y p eo fd a m p i n gs t r u c t u r e 1 2 国内外研究现状 在2 0 世纪7 0 代初期，国外就己经开始对汽车车内噪声特性进行了研究，从 2 1 绪论 理论上推导了薄板振动的辐射声功率以及在一定空间范围内某点的声压预测公 式。a c r a g g s 和t s h u k u 卜3 】等人研究了有限元法分析不规则空间声场和声学模 态的方法，研究了车内的声压分布，使薄板的声辐射理论能够解决工程实际问题。 8 0 年代，s h s u n g ，d j n e f s k e 等在汽车的车内声学仿真方面做了大量的 研究工作，他们运用三维声学有限元法建立了汽车结构声学有限元模型，研究了 车身薄板结构振动对车内声场的影响以及车内声压对薄板结构振动的影响，解决 了非刚性边界的声学模态分析问题，计算了车身结构受激励振动时车内的声压分 布，推导了在受到外界干扰力作用下的结构振动声压波动的有限元计算公式。这 些研究为汽车车内噪声的仿真分析打下了基础 4 - 7 ；此外，他们还计算了汽车内部 声场的声学模态和内部噪声级，并给出了结构一声学耦合系统的分析公式，计算汽 车内部声腔的响应，通过传递函数确定关键壁板，对该壁板进行改进设计 8 - 9 。 9 0 年代以来，汽车车身壁板的声学贡献度分析被广泛应用于车内噪声控制。 其中i c h i r oh a g i w a r a 1 0 】利用结构声学耦合灵敏度分析方法对车身结构进行改进和 优化设计来降低卡车的车内噪声；y k e v i nz h a n g 1 1 1 利用乘员室车身板件声学贡献 量分析来降低车内噪声，采用有限元法与试验技术相结合的方法，将试验测得的 结构振动速度作为乘员室空腔声场有限元模型的边界条件，从而获得各板件的声 学贡献量。k i m s h 等【1 2 】通过实验分析车身结构的模态，然后利用有限元法计算 声学模态，并推导了激励力、阻尼及模态振型与内部声压的关系式，并由此计算 板块贡献度。在声场优化控制上，他们采用在贡献度大的板件上敷设阻尼材料的 方法来降低结构与声的模态耦合因子，从而降低汽车内部噪声。t e i k c 1 i m 1 3 1 通过 实验测量声强和传递函数，用有限元法计算模态，用模态叠加法计算内部声传递 函数，用阻尼参数来代替内饰的影响，最后得到内部声响应与板块贡献度的计算 公式。 在国内，许多学者也运用有限元方法对车内噪声进行了大量的研究工作，吉 林工业大学的赵荣宝、陈秉聪等在国内首先开展了车辆内部噪声的研究，他们综 合阐述了汽车声固耦合的理论和方法【l4 1 。王登峰等在拖拉机整车噪声分析方面做 了大量工作，系统地进行了整车声固耦合系统噪声响应分析以及乘员室内部噪声 响应的灵敏度分析，并提出了择优声学设计的概念并作了定性分析【l5 。1 6 】。同济大 学的靳晓雄，白胜勇等使用有限单元模型计算了无座椅、有座椅以及包括座椅和 人的二维和三维乘坐室声学模态，以指导乘坐室初始的声学设计【l7 1 。此外，他们 运用a n s y s 有限元分析软件分析了某国产轿车的声学模态，在结合声学试验分析 和该车车顶棚、前挡风玻璃模态分析的基础上，进行了针对降低车内噪声的改进 设计 1 8 】。其他学校的很多学者也利用有限元法分析了车内噪声并分析了各壁板的 贡献剧1 9 之5 1 。 重庆大学硕士学位论文 除采用有限元法预测车内噪声之外，国内外很多学者也研究了利用边界元法 来预测车内噪声。在边界元方法中，声场的控制方程即海尔姆霍茨方程被转化为 积分方程，由于该积分方程中的未知变量分布于声场的边界表面，因此只需将声 场的边界离散，这就使输入参数减少，提高了计算效率，另外，该积分方程中， 远场的声学条件是自动满足的，所以边界元法常用于外部声场的声学问题。由于 边界元方法的这些显著特点，使得其一出现就得到了迅速发展。从7 0 年代开始， 科学工作者开始应用边界元方法进行声场预测【2 6 - 2 8 1 。9 0 年代初期，边界元法已被 应用到轿车车内声场的计算，国外建立了汽车车内声腔的二维边界元模型，对车 内声场进行了近似的分析计算。2 0 0 0 年以来，随着计算机技术的高速发展，一些 优秀的声学处理软件如s y s n o i s e 能够方便的建立三维边界元模型，使得运用边 界元法进行车内噪声预测更加方便，结果更为精确。 有限元法和边界元法对车内噪声的应用存在一定的局限性，有限元法主要应 用于预测车内的中低频噪声，边界元法经常用于声场的外部问题，也是主要应用 于低频范围内，为了弥补这两种方法的缺点，很多国内外学者致力于研究将统计 能量分析( s e a ) 技术用于汽车内部高频噪声的预测和控制。在国外，v c o l e 等 人将运输车驾驶室的声学环境模拟成一个密闭的方盒模型的声传递，用s e a 方法 进行了声级衰减量的理论预测和试验【2 9 1 ，r i c h a r dgd e j o n g 考虑发动机、轮胎和 风这三种激励的影响，运用s e a 方法研究了汽车结构振动和车内的噪声 3 0 - 3 1 j 。在 国内，很多学者也将s e a 方法应用于汽车工程领域。同济大学靳晓雄等运用s e a 方法建立了某轿车的s e a 模型，对该车车内噪声进行了仿真计算，在4 0 0 5 0 0 0 h z 范围内该模型的计算结果与车内噪声实测值误差在3 d b 以内【3 2 - 3 3 1 。华中科技大学 李晓政等运用s e a 方法建立了某国产商务车的s e a 模型，在其室内噪声的预测 和控制中，应用优化设计方法对隔声与吸声材料进行了优化设计，s e a 仿真结果 表明，预测结果与试验结果具有良好的一致性，优化出的降噪方法是可行的p 引。 约束层阻尼被应用于机械结构的减振已有了多年的研究历史，早期k e r w i n 将 阻尼层放在两平板中间形成三层系统，阻尼板的弯曲刚度表示为复数形式，以复 刚度的复数部分来等效粘弹性材料的阻尼效果，对约束层阻尼结构的衰减效果进 行了定量分析【35 1 。m e a dd j 推导了具有阻尼层的夹层梁的运动微分方程，并运用 该微分方程求解了夹层梁的复模态，运用复模态来分析振动问题更为简单方便【3 6 i 。 此后，约束层阻尼结构被广泛研究并应用于汽车、航海、航空等工程领域【37 。3 8 】， 如m i l e s 将约束层阻尼技术应用于波音7 4 7 客机舱室的减振降噪。这些结构只是在 阻尼层上面覆盖一层金属片以增大阻尼材料的剪切变形，这种结构称为被动约束 层阻尼结构。在某些航空和军工领域需要较高的阻尼，而且还需要阻尼随坏境的 改变而改变，学者们便考虑将压电片等智能材料覆盖于阻尼层上，从而形成主动 4 1 绪论 约束层阻尼结构，国内外学者在这方面也进行了大量的研究 3 9 - - 4 1 】。 采用均匀化理论对多孔阻尼层进行等效化计算。均匀化理论是从宏观和细观 的角度，采用渐进展开方法，对非均匀的周期性复合材料等效均匀参数进行分析。 具体说就是在胞元的微观尺度计算复合材料的等效参数，以反映其在宏观上的特 性。均匀化理论自其出现以来被广泛应用于物理和工程等领域。b e n d s o e 等人将均 匀化理论用于结构的拓扑优化设计 4 2 - 4 3 】，n o b o r uk i k u c h i 等运用均匀化理论得出 了线弹性条件下一般复合材料的等效弹性参数 4 4 1 ，b h a s s a n i 和e h i n t o n 对均匀化 理论在拓扑优化中的应用进行了深入研究，详细的介绍了均匀化理论原理，推导 了不同材料模型的方程及解法，并建立了基于均匀化理论的拓扑优化数学模型 4 5 - 4 7 1 。m o h a m m e da a 1 a j m i z 在他的博士论文中推导了基于均匀化理论的结构拓 扑优化方法的模型，并运用这种模型对周期阻尼复合梁、板进行结构优化 4 8 1 。王 书亭、左孔天在研究均匀化理论和拓扑优化理论基础上推导了基于均匀化理论的 二维拓扑优化求解算法；并推导了用于拓扑优化的准则法，给出了基于均匀化理 论的拓扑优化迭代分析流程；编制了基于均匀化理论的二维拓扑优化程序，通过 二维数值算例验证了算法的正确性和有效性【4 叽5 0 j 。 1 3 课题主要研究内容 针对某乘用车车身，采用有限元方法，分析其声固耦合系统的模态，计算不 同频率激励下的车内声学响应，对车内噪声进行预测。在此基础上，采用均匀化 理论，设计多孔阻尼复合板并应用于车身关键壁板，以抑制车内噪声。论文主要 研究内容如下： 1 ) 采用有限元方法，建立车身结构和乘员室声腔有限元模型，计算白车身结 构模态、附加车门玻璃的车身结构模态、乘员室声腔模态以及声固耦合系统的模 态，分析声固耦合系统的振动声学特性，为车内噪声预测与控制奠定基础。 2 ) 计算车身结构声腔耦合系统在发动机左、右悬置点激励下的驾驶员耳部声 压响应。对驾驶员耳部声压峰值，进行车身壁板贡献度分析，找出贡献度最大的 薄壁板，为车内噪声控制提供科学依据。 3 ) 设计具有多孔阻尼层的约束层阻尼板，建立多孔阻尼复合板的有限元模型， 以阻尼复合板的损耗因子和固有频率最大化为优化目标，以多孔阻尼层等效剪切 模量为设计变量，对多孔阻尼复合板的方孔大小进行优化。实验验证多孔阻尼复 合板均匀化模型及优化结果的正确性。 4 ) 将传统约束层阻尼及多孔阻尼结构应用于车内噪声的控制，针对车身关键 壁板敷设多孔阻尼，以阻尼层等效剪切模量为设计变量，以驾驶员右耳声压峰值 最小化为目标，对方孔胞元尺寸进行优化，得到使驾驶员耳部声压最小的多孔阻 重庆大学硕士学位论文 尼结构。 6 2 乘用车模态分析 2 乘用车模态分析 车身结构的振动特性、声腔的声学特性以及二者间的耦合特性都会对车内噪 声产生重要影响，准确的计算车身结构模态参数和声腔模态参数，对于识别噪声 源以及控制车内噪声非常重要。本章将采用有限元方法对某乘用车的车身结构、 乘员室声腔以及声固耦合系统进行模态分析，研究上述系统的振动和声学特性。 2 1 车身结构有限元模型 为了对车身振动及车内噪声进行分析，首先要建立车身的有限元网格模型， 建立的有限元网格模型正确与否直接影响到计算结果的准确性。图2 1 是某乘用车 的白车身几何模型，由于车身结构复杂，为了使工作效率更高，同时保证车身刚 度能够得到正确的反映，需要对车身模型进行一定的简化：忽略掉一些非承载件 及装饰件，如仪表盘支架等；忽略一些对整体刚度影响不大的小孔。 将简化后的车身模型导入到h y p e r m e s h 软件中进行网格的划分。在划分车 身网格时应注意： 1 ) 网格密度尽量均匀； 2 1 网格的质量要满足要求，要严格控制单元的翘曲度、长宽比、雅克比等； 3 ) 焊点单元尽量与板件保持垂直。 车身板壳部件等主要采用四边形弹性壳单元s h e l l l 8 1 ，在变化较大的部位采用 少量三角形单元，单元的全局尺寸为4 5 m m ，采用刚性梁模拟车身焊点。按照上述 思想划分的白车身有限元网格如图2 2 所示，其中弹性壳单元总数为2 2 9 3 3 ，焊点 单元总数为2 0 7 5 。由于声固耦合分析以及车内噪声分析时，需要构建封闭的车身 结构有限元模型，所以需要在白车身的基础上加上前、后车门以及玻璃等，车门 与车身之间的铰链和门锁以及玻璃与车身之间的连接均以刚性连接实现，加上车 门以及玻璃的车身有限元模型如图2 3 所示，其中弹性壳单元总数为3 0 1 8 6 ，焊点 单元总数为2 6 0 3 ，刚性连接总数为1 4 6 。 重庆大学硕士学位论文 图2 1 白车身几何模型 f i g 2 1t h eg e o m e t r yo fc a rb o d yi nw h i t e 图2 2 白车身有限元模型 f i g 2 2f i n i t ee l e m e n tm o d e lo fc a rb o d yi nw h i t e 图2 3 封闭车身有限元模型 f i g 2 3f i n i t ee l e m e n tm o d e lo fw h o l ec a rb o d y 8 2 乘用车模态分析 2 2 车身结构模态分析 2 2 1 结构模态分析的有限元法 结构模态分析主要用于确定结构或机械部件的振动特性，即结构的固有频率 和振型。有限元方法的基本思想是：把连续体看成是由若干个单元在节点处彼此 相连的组合体，把无限自由度的结构振动问题转变为有限个自由度的振动问题， 将实际的连续物理结构离散成具有n 自由度的线弹性系统后，描述多自由度系统 的微分方程为： 阻】忙) + 【c 肛) + k 肛) = 扩( r ) ) ( 2 1 ) 其中：阻 是结构的总质量矩阵， c m m m m , m , m m 矩m ， k m m m m 总刚 度矩阵， x 是节点的位移向量， f 是结构受到的总载荷向量。 本章有限元模型采用的是无阻尼多自由度振动系统，振动微分方程可写为： m 辟) + 医肛) = 扩o ) )( 2 2 ) 令 f ( f ) _ 0 ，式( 2 2 ) 可以写成自由振动方程： 沁】忙) + k 肛) = o( 2 3 ) 自由振动可以看成是简谐运动的叠加，那么结构的节点位移可以写为： 忸) = 移扣脚 ( 2 4 ) 把上式代入式( 2 3 ) ，可以得到方程： 噼卜c 0 2 m 】) = 0 ( 2 5 ) 显然结构发生振动时，劬 肯定有非零解，那么系数行列式的值必须为零，可 以得到： 糊一2 阻】= 0 ( 2 6 ) 结构的总刚度矩阵和总质量矩阵都是阶方阵，为结构自由度总数，所以 式( 2 6 ) 是2 的次代数方程，由此可以解出结构的阶固有频率： m 劬( o n ，对于所求出的每个特征频率，代入式( 2 5 ) 可以得到一个特征 向量移) f = 陵。谚： ，这个特征向量即对应于该阶模态频率的模态振型。 2 2 2 白车身结构模态分析 白车身的模态分析非常重要，首先它能反映整车的动态刚度，其次工程中白 车身模态试验比较容易操作，常常以此来验证有限元模型的正确性。将白车身有 限元模型导入a n s y s 中，采用b l o c kl a n c z o s 法计算了白车身自由模态的固有频 率和振型。前8 阶固有频率如表2 1 所示。前8 阶模态振型如图2 4 至图2 1 1 所 示，各阶模态振型分析如下： 9 重庆大学硕士学位论文 表2 1 白车身前八阶| 司有频率 t a b 2 1f i r s te i g h tm o d a lf r e q u e n c i e so fc a rb o d yi nw h i t e 烹紫龇翌曩 磊o 誉焉二专二誓鬻碧慧舞爨幽l 西苦二鼍蒜誊二_ 纛面嚣器詈 8 8 s 9 6 477 0 0 5 636 s 】s50 6 9 s46 4 56 4 e 8 lsl8 9 le 73 3 3 ，3 0 e5 ：8 图2 4 白车身第一阶模态振型 f i g 2 4t h ef i r s tm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e 图2 5 白车身第二阶模态振型 f i g 2 5t h es e c o n dm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e 第一阶固有频率为2 8 1 7 5 h z ，模态振型如图2 4 所示，是顶棚以及挡风玻璃窗 的扭转模态，其中在前立柱与顶棚的连接处振动幅度最大。 第二阶固有频率为3 4 5 6 7 h z ，模态振型是整车的扭转模态，整车以对角线为 轴发生扭曲振动，在前部水箱梁两角以及顶棚与后立柱连接部位振动幅度最大， 振型图如图2 5 所示。 第三阶固有频率为4 0 1 3 4 h z ，模态振型如图2 6 所示，该阶是前舱的横摆模态， 水箱梁及发动机支架发生横向摆动，其中水箱梁下部振动幅度最大，乘员室四周 壁板振动幅度较小。 第四阶固有频率为4 8 5 4 4 h z ，该阶是整车的弯曲模态以及顶棚和后地板的局 部模态，整车以前围板底部为节线发生纵向弯曲，后地板局部振动幅度最大，振 型如图2 7 所示。 第五阶固有频率为5 2 1 8 5 h z ，模态振型为车身前部的弯曲模态和后地板的局 部模态，车身前部水箱梁和发动机支架发生上下弯曲振动，振型如图2 8 所示。 2 乘用车模态分析 鼍璧警娥一蠢；誊一二是j j - 二= 泛意誓= 一“搿雾孽 8 q 6 23s 4 4 1 lse 9 8 s 9e2s 3 0 7 图2 6 白车身第三阶模态振型 f i g 2 6t h et h i r dm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e 人n 【、 。警警 一一_ ：t _ j 奠一 图2 8 白车身第五阶模态振型 f i g 2 8t h ef i f mm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e 譬爹篓? ”一i 、。一、j _ - ，j ，? 要 图2 7 白车身第四阶模态振型 f i g 2 7t h ef o u r t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e ! 紫：j 一。j 一。r ；一薹rr 曩一 图2 9 白车身第六阶模态振型 f i g 2 9t h es i x t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d yi n w h i t e 第六阶固有频率为5 9 8 6 9 h z ，模态振型是顶棚与车身立柱的塌陷模态，顶棚 前端向下塌陷，顶棚以及车身立柱会整体后移，车尾部分同时向上翘起，顶棚前 端以及后端振动幅度最大。模态振型如图2 9 所示。 第七阶固有频率为6 0 8 1 8 h z ，模态振型为车身横摆以及前舱的扭转模态。以 门锁位置为界，车身上部与车身下部发生交错横向摆动，在门锁位置附近振动幅 度最大。前舱发生扭转振动，水箱梁两侧振动幅度较大。模态振型如图2 1 0 所示。 重庆大学硕士学位论文 图2 1 0 白车身第七阶模态振型图2 1 1 白车身第八阶模态振型 f i g 2 10t h es e v e n t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d yf i g 2 11t h ee i g h t hm o d a ls h a p eo f c a rb o d yi n i n w h i t ew h i t e 第八阶固有频率为6 6 3 9 7 h z ，该阶是水箱梁以及右侧中立柱的局部模态，水 箱梁左侧发生上下振动，右侧中立柱中部发生横向摆动。模态振型如图2 1 1 所示。 2 2 3 封闭车身结构模态分析 在白车身的基础上加上车门以及玻璃，构成封闭车身结构，在a n s y s 中对其 进行模态分析。表2 2 是加上门窗的车身结构前3 0 阶固有频率以及模态振型描述。 由于车门与白车身只在铰链和门锁处连接，整车结构自由度增多，导致固有 频率密集，且出现大量车门局部模态。同时由于车门的影响，导致整车弯曲、扭 转模态的固有频率发生变化，在车身振动的同时引起车门大幅度振动。图2 1 2 至 图2 1 5 是整车前3 0 阶部分模态振型图。 人n 【 1 211 ：!：! ! ! ! ! ! ：! ! ! ! ! ：竺! ! ：望! ! n d e 一。1 一l 爱懋笋巍蠡鼍毒若。二震舔蔷二晶谢如鸳紫曩 ：! ! ! ! ! ! 兰! ! ! ! ! ! ：! ! ! ：! ：! ! ! 图2 1 2 车身第一阶模态振型图2 1 3 车身第五阶模态振型 f i g 2 12t h ef i r s tm o d a ls h a p eo fc a rb o d yf i g 2 13t h ef i f t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d y 1 2 2 乘用车模态分析 人n - ： 曩警：一i 。一。奠一_ _ c 一一- ：一。：嚣。 图2 1 4 车身第十阶模态振型 f i g 2 14t h e t e n t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d y 警爹i 一”r t “! 。：j 。一。一j 一? 鼍 图2 1 5 车身第十二阶模态振型 f i g 2 15t h et w e l f t hm o d a ls h a p eo fc a rb o d y 表2 2 封闭车身前三十阶模态 t a b 2 2t h ef i r s tt h i r t ym o d e so fw h o l ec a rb o d y 2 3 乘员室声腔模态分析 乘员室是由车身壁板和玻璃构成的封闭空间，与车身结构模态不同，声腔模 态振型是以声压的分布为特征。当某一频率的声波在声腔内传播时，入射波与从 重庆大学硕士学位论文 声腔边界反射回的反射波发生叠加或者相互抵消，从而形成了声腔内的不同声压 分布，就形成了声腔的模态振型，该频率即为声腔的固有频率。 乘员室的声学特性与它的声学模态特性有很强的相关性，当车内声腔受到与 其固有频率相同的激励时，车内声腔将会产生共鸣，使车内噪声急剧增强，严重 影响乘坐舒适性。在设计乘员室形状时，还要考虑声腔的一阶共鸣频率的模态振 型，应该尽量使乘员处于声压节线即零声压位置，使乘员处于噪声最小的地方。 2 3 1 声学模态分析的有限元法 根据声波的连续性方程、运动方程和状态方程可以推导出无衰减波动方程和 有衰减波动方程的有限元矩阵形式【2 l 】： 陋p p ) + k p p ) + 风f r y 辟) = o ) ( 2 7 ) 阻p p ) + 【c p p ) + k p p ) + 岛忸厂辟) = o ) ( 2 8 ) 其中：陋p 为流体总质量矩阵，k p 为流体总刚度矩阵，【c p 为流体总阻尼 矩阵，p o r 7 为耦合质量矩阵，p ) 为节点压力向量，讧) 为边界结构节点位移向 且 里 声学模态分析是对声波控制方程广义力向量为零向量的计算求解，即边界的 结构运动向量x ：j = j i ：0 时的声学共鸣频率和声压分布2 1 1 。在模型上施加不同 的边界条件，就可以进行相应的声学模态分析。 对于边界无吸声材料的声腔，x = 力= 戈= 0 代入式( 2 7 ) 可以得到微分方程： 阻pp ) + k pp ) = 0 ( 2 9 ) 其特征方程为： 噼p _ 国2 阻p 归) _ 0 ( 2 1 0 ) 对于有边界吸声材料的声腔，x = 岩= 膏= 0 代入式( 2 8 ) 可以得到微分方程： 陋p p ) + p p p ) + k p p ) = 0 ( 2 1 1 ) 其特征方程为： 肛p + 国川一2 k p p ) = 0 ( 2 1 2 ) 根据式( 2 1 0 ) 和式( 2 1 2 ) 就可以求解声腔在不同边界条件下的共鸣频率 和对应的声压分布 只 。 2 3 2 声腔模态分析 将车身有限元模型封闭以后，可以利用h y p e r m e s h 软件自动生成声腔的有 限元模型。乘员室声腔有限元网格模型如图2 1 6 所示，声腔单元类型为四边形体 单元，单元总数为8 1 6 2 4 。声波在空气中的传播速度为3 4 0 m s ，空气的密度为 1 2 2 5 k g m 3 ，计算乘员室声腔模态时，假设声腔壁为刚性壁。 1 4 2 乘用车模态分析 图2 1 6 车内声腔网格模型 f i g 2 16t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lo fi n n e ra i rc a v i t y 表2 3 车内声腔前八阶模态频率 t a b 2 3t h ef i r s te i g h tm o d a lf r e q u e n c e so fi n n e ra c o u s t i cc a v i t y 将声腔网格模型导入a n s y s 进行模态分析，得到声腔前8 阶共鸣频率和模态 振型。表2 3 是车内声腔前8 阶模态频率，图2 1 7 至图2 2 4 是车内声腔前8 阶模 态振型图。 图2 1 7 声腔第一阶模态振型 鼍警挲攀 一。i x i 、? 铺i r l l _ j ：“：一 图2 1 8 声腔第二阶模态振型 f i g 2 17t h ef i r s tm o d a ls h a p eo fa c o u s t i c f i g 2 18t h es e c o n dm o d a ls h a p eo fa c o u s t i c c a v i t y 1 5 c a x q t y 百裔二_ ? 雨爵_ 景愚 ! ! ：! ：!：! 竺!：51 望 曩曩“鼍嚣