（车辆工程专业论文）车身声振模态分析及其顶棚结构的nvh特性改进.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第l i i 页 摘要 随着人们对舒适性的要求不断提高，汽车的n v h ( n o i s e v i b r a t i o n h a r s h n e s s ) 特性越来越受到汽车厂商的高度重视，有效 减少振动和噪声已成为汽车结构设计的一个重要目标。车身顶棚由于面积较 大，相对刚度较弱，整个车身的低阶模态大多带有顶棚局部模态，有可能导 致出现共振现象。控制它的振动将可以有效地抑制车内噪声水平。 论文在汽车工程和振动噪声相关理论指导下，运用了有限元模态分析技 术，以具体车型为原型，建立了车身顶棚结构的有限元模型，并进行了模态 分析。同时研究了结构参数对顶棚模态以及耦合模态声场振型的影响。最后 对车身顶棚结构的n v h 改进设计进行了研究。一方面对某型汽车车身顶棚的 声振特性用模态分析进行摸底，并根据分析结果提出可能的改进措施，为提 高其车内声学品质奠定了基础；另一方面，试图探索出一套简便的针对车内 低频噪声运用有限元模态分析的改进方法。具体研究内容包括： ( 1 )建立了既能保证计算精度，又节省计算机资源的车身顶棚结构有 限元模型，并对车身顶棚结构模态进行了计算。 ( 2 )建立车室空腔声场有限元模型，并对车室空腔声场进行声学模态 有限元计算。 ( 3 )建立项棚结构一车室空腔声场耦合模型，并对顶棚结构一车室空 腔声场耦合模态进行有限元计算。 ( 4 )分析结构参数对车身顶棚模态以及相应的耦合模态声场振型的 影响。 ( 5 )对车身顶棚结构的n v h 特性进行改进设计 论文的研究成果包括： ( 1 ) 提出了车身顶棚结构n v h 特性改进设计的判断依据。 ( 2 ) 提出了运用模念分析控制车内低频噪声的简便方法。 ( 3 ) 提出了针对车身顶棚n v h 特性改进加设加强筋的指导原则。 关键词：车身顶棚；有限元法；声振耦合分析；模念分析；n v h 特性改进； 西南交通大学硕士研究生学位论文第页 a b s t r a c t w i t ht h er i s i n go fp e o p l e sr e q u i r e m e n t s ，a u t om a n u f a c t u r e ri sp a y i n gm o r e a n dm o r ea t t e n t i o nt on v h ( n o i s e ，v i b r a t i o na n dh a r s h n e s s ) p e r f o r m a n c eo f a u t o m o t i v eb o d y t h e r e f o r e ，v i b r o a c o u s t i ca n a l y s i so fa u t o m o t i v eb o d yb e c o m e s a ni m p o r t a n tt a r g e tf o ra u t o m o b i l ed e v e l o p m e n t s i n c ec a rr o o fh a sl a r g ea r e aa n d w e a ks t i f f n e s s m o s to ft h el o w e ro r d e rm o d e so ft h ee n t i r ea u t o m o b i l eb o d ya r e t h el o c a lp a r tm o d a lo fi t a n dt h em o d a lc a nl e a dt ot h ep h e n o m e n o no fr e s o n a n c e s ot h ei n t e r i o rn o i s e sc a nb er e s t r a i n e db yt h ec o n t r o lo ft h ec a rr o o fv i b r a t i o n 1 1 1 ef i n i t ee l e m e n ta n a l y s i sm o d e la n dm o d a la n a l y s i sw a sa p p l i e d w h i c h b a s e do nt h et h e o r yo fv i b r o a c o u s t i ca n a l y s i sa n dv e h i c l ee n g i n e e r i n g t a k i n gt h e e x a m p l eo fp a r t i c u l a rt y p eo fv e h i c l e ，t h ep a p e rp r e s e n t sas i m p l ea n dc o n v e n i e n t m e t h o df o rm o d e l i n g t h ew h o l ep r o c e s so ft h ei n v e s t i g a t i o ni n v o l v e st h ef i n i t e e l e m e n ta n a l y s i sm o d e l i n ga n dt h em o d a la n a l y s i so ft h ec a rr o o f a n dt h ee f f e c t o fs t r u c t u r a lp a r a m e t e r so nt h em o d a lo fc a rr o o fa n dt h ec o u p l em o d a lo fc a b i n s o u n df i e l dw a sa n a l y z e d f i n a l l y , t h en v hi m p r o v e m e n to fc a rr o o fm o d a lw a s c a r d e do u t o no n eh a n d ，s t u d i e st h e v i b r o a c o u s t i cc h a r a c t e r i s t i c su s i n gt h e m o d a la n a l y s i sm e t h o d ，p u tf o r w a r di m p r o v e m e n tw h i c ha c c o r d i n gt ot h ea n a l y s i s r e s u l t ，a n dl a yas o l i df o u n d a t i o nf o ri m p r o v e m e n to fc a b i na c o u s t i cq u a l i t y ；o n t h eo t h e rh a n d t r yt os t a r tan e ww a yf o rc o n t r o lm e t h o do fv e h i c l ei n t e r i o rl o w f r e q u e n c yn o i s eb yu s i n gt h em o d a la n a l y s i s t h i sp a p e rm a i n l yi n c l u d e s ： ( 1 ) t h ef i n i t ee l e m e n ta n a l y s i sm o d e lo ft h ec a rr o o fw a sb u i l tu p a n dt h e m o d e lc a ni m p r o v ec a l c u l a t i o ne f f i c i e n c ys i g n i f i c a n t l ya n de n s u r ee n o u g h a c c u r a c y t h em o d ea n a l y s i so ft h es t r u c t u r ew a sc a r r i e do u ta sw e l l ( 2 ) n ef i n i t ee l e m e n ta n a l y s i sm o d e lo ft h ec a b i ns o u n df i e l dw a sb u i l tu p a n dt h em o d ea n a l y s i so ft h ea c o u s t i c sw a sc a r r i e do u t ( 3 ) t h es t r u c t u r em o d e la n dt h ea c o u s t i cm o d e lw a sb u i l tu pa n dl i n k e d a n dt h ea n a l y s i so fs t r u c t u r a l a c o u s t i cc o u p l i n gs y s t e mw a sc a r r i e do u t ( 4 ) n ei n f l u e n c eo fs t r u c t u r a lp a r a m e t e r so nt h em o d a lo fc a rr o o fa n dt h e c o u p l em o d a lo fc a b i ns o u n df i e l dw a sa n a l y z e d ( 5 ) t h en v hi n n o v a t i o nd e s i g no fc a rr o o fm o d a lw a sc a r d e do u t m a i na c h i e v e m e n t sf r o mt h er e s e a r c ha r ea sf o l l o w s ： 西南交通大学硕士研究生学位论文第v 页 ( 1 ) t h ec r i t e r i o no fn v hi n n o v a t i o nw a sp u tf o r w a r df o rp a n e ls t r u c t u r eo f a u t o m o t i v eb o d y ( 2 ) as i m p l en e ww a yw a sp r o p o s e df o rc o n t r o lm e t h o do fv e h i c l ei n t e r i o r l o wf r e q u e n c yn o i s eb yu s i n gt h em o d a la n a l y s i s ( 3 ) t h eg o l d e nr u l ew a so f f e r e d f o rs t i f f e n e ra r r a n g e m e n to fc a l r o o f s t r u c t u r en v hi n n o v a t i o n k e yw o r d s ：c a rr o o f ；f e m ( f i n i t ee l e m e n tm e t h o d ) ；s t r u c t u r e a c o u s t i cc o u p l i n ga n a l y s i s ； m o d a la n a l y s i s ；n v hi n n o v a t i o n 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 西南交通大学 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学 校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查 阅和借阅。本人授权西南交通大学可以将本论文的全部或部分内容编入有关 数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复印手段保存和汇编本学位 论文。 本学位论文属于 1 保密口，在年解密后适用本授权书； 2 不保密d ，使用本授权书。 ( 请在以上方框内打“4 ) 学位论文作者 f 1 期：2o o7 导老师签名： 丁弧丰 j 期：如甲卜t ，r 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i 页 西南交通大学学位论文创新性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是在导师指导下独立进行研究工作 所得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或 集体己经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出贡献的个人和集体， 均已在文中作了明确的说明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 本学位论文的主要创新点如下： ( 1 ) 提出了车身顶棚结构n v h 特性改进设计的判断依据。对车身顶 棚进行n v h 特性改进时，以提高低频模态频率，并尽量使耦合模 态的声场振型对乘员有利为改进目标，即尽量使耦合模态的声场 振型的节线处于驾乘人员耳畔。并考虑轻量化设计原则，对所引 入的附加重量进行约束。 ( 2 ) 提出了运用模态分析控制车内低频噪声的简便方法。在对车身顶 棚结构进行n v h 特性改进设计时，可以先针对车身顶棚结构模 态频率进行改进方案的初选，然后再用相应的耦合模态声场振型 进行改进方案的比较，最终确定改进方案。这样可以简化车身顶 棚结构n v h 特性改进设计的过程。同时又能得到有较好指导意 义的改进方案。 ( 3 ) 提出了针对车身顶棚n v h 特性改进加设加强筋的指导原则。一、 利用加强筋结构对某型汽车顶棚结构进行n v h 特性改进设计时， 不考虑原型车原有的加强筋，直接针对未加筋时顶棚结构模态的 振动峰值点，重新设置加强筋。这样可以在不增加车身顶棚重量 的前提下，针对其n v h 特性进行改进。二、在总重量不变的前 提下，针对多个振动峰值点，采用多根加强筋结构的改进效果更 佳。三、当加筋位置、长度、宽度以及高度均相同时，在总重量 不变的前提下，调整各加强筋的厚度，对2 0 0 h z 以下低频段的结 构模态的有一定影响，与之对应的耦合模态声场振型成为了改进 方案选取的关键。 学位论文作者签名： 同期： 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 第一章绪论 随着用户对车内声学舒适性要求的不断提高，越来越多的汽车企业开始 重视从设计源头寻找噪声控制的有效途径，车辆的n v h ( n o i s e v i b r a t i o n h a r s h n e s s ) 性能正逐步演变为重要的整车性能设计指标 1 1 。车身板件是汽车车身的重要组成部分，由于其受外界激励时，很容易产 生振动，进而向周围辐射噪声，车室内的大部分声能是由车身板件辐射的， 因此对车身板件的声辐射研究和控制就显得格外重要【2 1 。 1 1 研究背景及意义 随着经济全球化进程的加快，汽车工业的竞争日益加剧，汽车企业都在 加紧新车型的设计开发。由于发动机、底盘设计制造技术基本成熟，新车型 的开发便主要体现在电子设备和车身造型的更新上。目前，在新车型的开发 项目中，4 0 的设计师和工程师是在从事与车身相关的开发工作。车身开发与 汽车电子一起己经成为目前汽车整车产品中最活跃的因素【3 1 。汽车车身的设 计成本，约占整车总成本的一半【4 】。由于车身更新频率高，技术进步快，开 发设计手段先进【5 】【6 】【7 1 ，因此大力发展车身技术的研究工作对我国汽车工业技 术水平的提高具有重要意义。 车身板件是实现汽车使用功能的重要部分。对车身进行设计时要考虑到 车身为乘客提供安全保护，为乘客提供舒适的乘坐空间，减少车身气动阻力 以及整车造型的美观等功能f 8 1 。随着人们对汽车噪声水平要求的提高，车身 板件的振动特性也应在其设计过程中给予足够的重视f 9 l 【1 0 j 【1 1 】f 1 2 1 。设计人员应该 在不影响车身整体功能的情况下，通过修改车身板件的相关设计参数来改善 其n v h 特性。 模态分析为各产品的结构设计和性能评估提供了一个强有力的工具，而 围绕其结果开展的各种动态设计方法更使模念分析成为结构设计的重要基 础。模态分析用于确定设计结构或机器部件的振动特性，即结构的频率和固 有振型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数。同时，也可以作为其 他动力学分析问题，例如瞬态动力学分析、谐响应分析和谱分析，所必需的 前期分析过程【1 3 l 。因此，论文以有限元模态分析为基础，对改进某型车车身 顶棚n v h 特性的方法进行了探索。 对于控制汽车车内噪声而言，2 0 0 h z 以下的低频段是一个值得重视的特殊 频段，该频段低频噪声是车身结构振动引起的车内噪声集中的频率，能造成 司乘人员的强烈不适感【1 4 j 【”1 。并且，在如此低的频段内，常规的吸声降噪措 施几乎无效。而主动消声技术目前尚不成熟，并由于其所需大型低频扬声器 的空间行置受到限制，亦不能实现工程应用【1 6 i 。改变结构参数是控制该频段 的振动噪声的一个较好的思路。因此，论文在通过改变结构参数对车身顶棚 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 结构进行n v h 特性改进时重点关注2 0 0 h z 以下的低频段。 我国的汽车工业同发达国家相比总体上仍然比较落后，其中车身技术的 相对落后也是一个重要方面1 1 7 i ，而国外大公司在这方面的研究都已很深入【1 8 l ， 并且已在工程上得到了很好的应用【”】【2 0 l 。由于涉及到产品的核心机密，我们 很难得到相关的研究成果。因此，这方面的问题在国内工程界仍未得到很好 的解决。而本课题则对此进行探索，旨在为提高国内汽车声学设计水平做出 一定的贡献。一方面对某型车身顶棚的声振特性用模态分析进行摸底，并根 据分析结果提出可能的改进措施，为提高其车内声学品质奠定基础；另一方 面，试图探索出一套简便的运用模态分析针对车内低频噪声的控制方法。 1 2 现状分析 随着计算机技术的迅猛发展，用于工程分析的软硬件也有了很大的变化。 经过三十多年的积累和发展，国外各大汽车公司建立了高性能的计算机辅助 工程分析系统。工程分析贯穿车身结构设计的全过程，对应于车身结构设计 的概念设计阶段，结构设计阶段及不同的分析目的，选用不同的单元，不同 的模型规模进行车身结构分析，获得更加准确的模拟计算结果，目前国外用来 进行静态分析及静态特性优化的汽车车身有限元模型、碰撞和噪声分析的有 限元模型，单元数已高达几十万【2 1 1 。 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c 2 2 1 1 2 3 1 2 4 临】。他们系统研究了汽车车内声学模态分析的有限元 建模方法，深入探讨了车身板件结构振动对车室空腔声场的影响以及车室空 腔声压对车身板件结构振动的影响，建立了结构一声场耦合的有限元模型， 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室空腔声压分布的 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。利用这种预测模型， 他们还提出了一种在计算机上模拟的主声源识别方法。该方法可以模拟出车 身结构中对车内特定点( 如司机耳旁位置点) 处声压影响最大的板件，由此， 通过对它们的改进达到降噪的目的。他们的研究都集中在2 0 - - 2 0 0 h z 的低 频范围内，并在有限元计算时，使用p a t r a n 和n a s t r a n 软件。该软件 是由美国航天部门开发的大型有限元分析系统，具有很强的前后处理功能和 有限元计算能力。由于该软件成功用于车内噪声预测，世界各国在汽车车内 噪声的预测分析中也纷纷采用该软件。这使得p a t r a n 和n a s t r a n 软件 成为车内噪声预测分析使用的标准程序。此外，比利时的l m s 公司丌发的 s y s n o i s e 软件也是目前市场上最好的有限元噪声分析软件之一。该软件结 合有限元与边界元，不仅能分析车内噪声也能分析车外噪声。在低频段采用 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 有限元( f e a ) 和边界元( b e a ) 法进行分析，在高频段则可采用统计能量分析法 ( s e a ) 来进行噪声的预测，使得软件的适用范围更为广泛。 近年来，我国在高校和有关研究所开始从事利用有限元法进行汽车声振 特性分析的研究。如同济大学的靳晓雄等人对轿车乘坐室声学模态进行了有 限元分析【2 6 l ，并对车身板件振动声学贡献进行了分析【2 7 1 。作者的导师丁渭平 教授利用动态子结构修改法对车身乘坐室的声振耦合进行了分析【2 8 】，并利用 声振耦合有限元模型对车辆乘坐室声学泄露进行了分槲2 9 1 。 目前，国外新车型开发周期己经缩短到1 8 至3 0 个月，这与采用现代车 身结构设计方法是分不开的【3 0 1 。本课题则将运用有限元模态分析，对车身顶 棚n v h 特性改进进行研究。同时，上述研究对车身以及车室空腔组成的耦 合系统进行了深入分析，给论文提供了理论支持和思路借鉴，但还没有一套 完整的运用有限元模态分析进行车身n v h 特性改进的方法。因此本课题将 对结构参数对车身顶棚结构模态以及与之对应的耦合模态声场振型的影响进 行研究，以期探索出一套运用有限元模态分析控制车内低频噪声的简便方法。 1 3 主要内容 论文通过有限元计算得到了顶棚结构、车室空腔声场以及两者组成的耦 合系统的模态频率和模态振型，对他们之间的关系进行了分析。并进一步对 结构参数对模态的影响进行了分析。得出了一套运用模态分析控制车内低频 噪声的简便方法。最后，运用该方法对车身顶棚n v h 特性改进进行了研究。 具体内容如下： ( 1 )在p a t r a n 中建立了车身顶棚结构有限元模型，并在s y s n o i s e 分析环境下对车身顶棚结构模态进行了计算。 ( 2 )在p a t r a n 中建立了室空腔声场有限元模型，并在s y s n o i s e 分 析环境下对车室空腔声场进行声学模念有限元计算。 ( 3 )在s y s n o i s e 中建立顶棚结构一车室空腔声场耦合模型，并对顶 棚结构一车室空腔声场耦合模态进行有限元计算。 ( 4 )对金属板厚、金属板材料特性以及加强筋结构等结构参数对车身 顶棚模态以及相应的耦合模念声场振型的影响进行了分析。 ( 5 )根据模态分析结果对某型汽车车身顶棚结构进行了n v h 特性改 进研究。 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 第二章模态分析 2 1 引言 以模态分析为基础的结构动态设计，是近年来振动工程界开展的最广泛 的研究领域之一【3 1 j 【3 2 】【3 3 1 。模态分析实质是一种坐标转换，其目的在于把原来 物理坐标系统中描述的响应向量，放到所谓“模态坐标系统”中来描述，这 一坐标系统的每一个基向量恰是振动系统的一个特征向量【弘】。车身的振动特 性和车室空腔的声学特性以及两者的耦合效应直接影响到车内的噪声特性 【3 5 1 【3 们。对车身结构，车室空腔声场以及两者组成的耦合系统进行模态分析， 可以为控制车内噪声提供依据。对于这种振动声学系统的分析一般包括两个 模型：描述结构振动特性的车身结构模型和描述内部声场的空腔模型【3 7 1 1 3 剐。 汽车车身在宽频振动激励下，在整个激励频率范围内会出现许多共振峰 值，进而向周围辐射噪声。汽车乘员室是由薄壁件组成的一个空腔。结构的 振动与车室空腔发生耦合，形成车室内的空腔共鸣，从而增大车内噪声。顶 棚是车身上相当重要的振动发声元件。由于面积较大，相应刚度较弱，整个 车身的低阶模态大多带有顶棚局部模态，有可能导致出现共振现象。控制它 的振动将可以有效地抑制车内噪声水平【3 9 】。对该结构的模态分析和改进可以 有效地改善整个车身的声学特性，因此论文以某型汽车车身顶棚为例进行单 个板件的模态分析。本章以某型汽车为原型，建立了车身顶棚结构与车室空 腔的有限元模型，针对顶棚结构的固有特性、车室空腔声场的声学特性及顶 棚结构一车室空腔声场耦合系统进行深入的研究。 2 2 顶棚结构模态分析 由于车室内的低频噪声主要是由车身顶棚结构振动引起的，车身顶棚结 构既是噪声信号的发生器，也是振动激励信号的滤波系统。车身顶棚结构模 态参数反映了车身顶棚结构的固有振动特性，对车内的噪声控制有着重要的 影响。分析车身顶棚结构的模态可以更好地掌握振动传递和噪声产生的机理， 进而为车内噪声预测以及噪声源诊断提供依据。 2 2 1 顶棚结构有限元模型的建立 建立离散化模型的方法有两大类：一是经典的建模方法，一是现代建模 方法。经典的建模方法包含两个步骤，首先将无穷多个自由度的连续系统离 散为有限多个自由度的集中参数动力学模型，然后用数学方法由动力学模型 推出相应的分析模型。离散化时可以用集中参数法和分布质量法，数学方法 主要采用牛顿方程、哈密尔顿原理、拉格朗闩方程或影响系数法。 有限元法通过单元形念的选择，确定近似的位移模式或应力模式以及离 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 散系统的自由度，把离散化和数学化融为一体，把建立动力学模型的过程和 推导分析模型的过程融为一体【4 1 1 。论文即采用这种建模方法。 论文使用声学分析软件s y s n o i s e 进行车身板件结构模态分析，计算四 边位移边界条件为零时的结构模态。由于s y s n o i s e 软件前处理中不具备建 模功能【4 2 i ，故首先在p a t r a n 中建立某型汽车车身板件结构有限元模型，然 后以o u t 格式导入到s y s n o i s e 中进行模态分析。 在进行有限元建模时，网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规 模的大小。一般来讲，网格数量增加，计算精度会有所提高，但同时计算规 模也会增加。所以在确定网格数量时应综合考虑这两个因素。在静力分析时， 如果仅仅计算结构的变形，网格数量可少一些。若计算应力，则在精度要求 相同的情况下应取相对较多的网格。在计算结构固有动力特性时，若仅仅计 算少数低阶模态，可选择较少的网格，如果计算的模态阶次较高，则应选择 较多的网格( 4 3 1 。 网格划分的疏密程度也随分析问题的不同而不同。对一个结构来说，划 分疏密不同的网格主要用于应力分析( 包括静应力和动应力) ，而计算固有特 性时则应趋于采用较均匀的网格形式，这是因为频率和振型主要取决于结构 质量分布和刚度分布，不存在类似应力集中现象，采用均匀网格可使结构刚 度矩阵和质量矩阵的元素不致相差太大，可减少数值计算误差。 用有限元做理论模态分析将得到整个结构的各阶频率和振型，这是从整 体的角度来研究问题，而结构上的一些细节问题是可以适当忽略的，单元的 规整程度对计算结果的影响也比较小。为了寻求比较满意的分析时间与有限 元模型规模的协调，并考虑流体一结构耦合时在耦合界面上流体单元节点与 结构单元的节点必须一一对应，论文所建立的耦合系统模型中取结构单元的 长度为6 0 m m 。论文以某型汽车为原型，首先在p a t r a n 中建立有限元模型。 所得的有限元模型以n e u t r a l 类型文件，即o u t 格式导入s y s n o i s e 。该车 车身顶棚为空间板壳结构。壳体和加强筋均为低碳钢，厚度均为0 9 m m ，其 弹性模量e = 2 x1 0 1 1p a ，泊松比u = 0 3 ，密度p = 7 8 1 0 3 k g m 。三条 加强筋长度均为0 9 6 m ，宽度为5 0 m m ，高度均为1 5 m m 。图2 一l 是该车车身 照片。图2 2 是顶棚结构模念分析的流程图。图2 3 是该顶棚结构有限元模 犁。 2 2 2 顶棚结构模态有限元计算 对于控制汽车车内噪声而言，2 0 0 h z 以下的低频段是一个值得重视的特殊 频段，该频段低频噪声能造成司乘人员的强烈不适感。该频段属于顶棚结构 模念的低阶模念。因此，在s y s n o i s e 分析环境下采用l a n c z o s 法对车身顶 棚结构有限元模型在四边位移边界条件为零时的前十阶模念进行了计算，得 到了该车顶棚前十阶的频率。位移边界条件设定如图2 - 4 所示。计算得到的前 十阶模态频率如表2 一l 所示。 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 图2 - i 原型车车身 跚2 - 2 项棚结构模态分析流程图 瑚2 - 3 原车型顶棚结构有限冗模型 雾 黧翟 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 s v 5 h a 晦e c o m p u t a n o n a lv m r o - a c o u 8 1 1 c 8 图2 - 4 车身顶棚位移边界条件设定 表2 - 1 原车型顶棚模态频率 原型车顶棚模态频率( h z ) 一阶模态 二阶模态 三阶模态 四阶模态 五阶模态 六阶模态 七阶模态 八阶模态 九阶模态 十阶模态 1 1 8 2 1 8 1 6 2 0 6 2 1 7 2 1 9 4 2 2 5 7 4 7 2 3 6 0 1 8 2 4 4 1 3 8 2 5 2 5 9 3 2 6 8 5 1 2 7 7 0 4 2 2 8 3 4 8 6 原车型2 0 0 h z 以下的各阶模态振型如图2 5 2 7 所示，由振型图可以看 出，顶棚的前三阶模态为2 0 0 h z 以下的低阶模念，均表现为顶棚后部中央的 局部模态。 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 j 图2 - 5 车身顶棚第一阶固有振型 | 罨i2 - 6 车身顶棚第：二阶固有振型 图27 车身顶棚第三阶固有振型 2 3 车室空腔声场模态分析 车内声学品质表现为声腔共振频率和声压振型分布，可以通过车室空腔 声场声学模态分析得到】。车室空间是由车身板件围成的一个封闭的空脏， 同任何结构系统一样，具有模态频率和模态振型。结构系统的模态是以具体 的位移分布为特征，与其类似，声学系统的模态足以具体的声压分布为特征。 声学模态频率足声学共鸣频率，在该频率处，车室内产生声学共鸣，使得声 雎放大。声波在某一卢学模态频率下，在车帑内篁腔传播时，入射波与空腔 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 边界反射而成的反射波相互叠加或相互消减而在不同位置处产生不同的声压 分布，称之为声学模态振型。 当一个典型的空腔受到壁板的激励时，声学共鸣将导致恼人的低频“轰 鸣 噪声，对乘客的舒适性有很大的影响，车内声学设计时应尽量避免。车 内空腔声场声学模态特性与其声学响应相联系。为了了解车内空腔声场声学 特性，需要知道车内空腔声场声学共鸣频率和模态振型。 在汽车设计阶段，车内空腔声场声学模态分析对于避免车身板件与车室 空腔声场声学共振提供了非常有价值的资料【矧。在国外单排座轿车设计中， 对应于第一阶声学共鸣频率的声学模态，其节线位置( 零声压位置) 设计在人 耳附近，使人处于噪音最小的声学环境中。除此之外，车内空腔声场模态分 析可以用来确定空腔是否被强烈地激起共振。国外早期建立的汽车车内空腔 的声学模型限于技术条件，并且基于其声学模态沿汽车横向变化不大的特性， 使用汽车纵向截面二维模型。其建模简单，节省计算时间，但不能完全反映 车内空腔三维声学特性。使用汽车车内空腔三维模型可以全面地反映其声学 特性，如声学模态形状为纵向、横向、竖向或者不同方向的组合1 。本节的 研究内容是建立车内空腔三维模型，并分析三维模型的声学模态特性，用于 指导汽车车内声学设计。 2 3 1 声场分析理论基础 根据理想连续介质中的声传播基本规律，可以用以下几个方程表示声波 特性【4 7 】： 1 ) 连续性方程 2 ) 运动方程 3 ) 状态方程 一d 咖( p o 矿) 一百o p o p oi o v ；一g r a dp 瓦一 p p = c 。p o ( 2 1 ) ( 2 - 2 ) ( 2 - 3 ) 式中p 。为气体密度，c 为声速，为质点速度，f 为时间，p 为声压，其中， g r a dp ：罢7 + 罢了+ 罢| j 5 ( 2 4 ) d xd、)dz 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 妣( p o v ) 一掣+ 孚+ 掣 ( 2 5 ) 7 、j 、云分别为x 、y 、z 坐标轴方向的单位矢量。将式( 2 1 ) 、( 2 2 ) 和( 2 3 ) - - 个方程联立，消去v 、成两个量，可得到理想、均匀、静止流体中 小振幅声波的波动方程： v 2 p 粤o t = o ( 2 - 6 ) c 其中v 2 为拉普拉斯算子，对不同坐标系有不同的形式，对于直角坐标系： v z ；乓+ 乓+ 乓 o x 2 a y 2 o z 2 对于简谐振动，设声压p 为如下形式： p ( x ，y ，z ，t ) = p ( x ，y ，z ) e 似 ( 2 - 7 ) 将式( 2 7 ) 代入式( 2 6 ) ，可得到关于空间的线性波动方程，即h e l m h o l t z 方程： v 2 p ( x ，y ，z ) + 七2 p ( x ，y ，z ) ；0 ( 2 8 ) 其中，k ；竺，称作波数，为角频率。通常将上述定解方程转化为积 分方程的形式，并通过离散处理，利用数值方法进行求解。 乘员室声学品质表现为声腔共振频率和声压振型分布，可以通过乘坐室 声学模态分析得到。 求解声场模态时，将式( 2 6 ) 进行伽辽金( g a r l e r k i n ) 变换i 矧，并左乘 虚压力6 ，在流体域( 车室空腔) 进行体积积分，得到刚性边界下的流体动 力学方程： 房吾p 睾d 矿+ ，( 卸卸p y = o ( 2 - 9 ) 其中， 击，号，鲁) ，为散度算子。v 为流体体积。有限元法求解流体 动力学方程时，引入相应的声压形函数 n 】： 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 1 页 p = ) r ) ( 2 - 1 0 ) 其中， ) 为节点声压向量。上述流体动力学方程经变换后得到描述声 场的有限元方程： m ， 十 k ，】 p = 0 ) ( 2 m ) 其中，m ，】2 砉八) rd y 为声场流体质量矩，b ， = b r b p y 为 流体刚度矩阵， 口 ； ) r 。 求解式( 2 一i i ) i 拘特征值和特征向量就得到刚性边界条件下的声腔模态频 率和振犁【4 9 l 。 2 3 2 车室空腔声场有限元模型的建立 论文使用声学分析软件s y s n o i s e 进行车室空腔声场的声学模念分 析，计算声腔完全自由振动，即对建立的声学模型在刚性壁条件下的声学模 态。首先在p a t r a n 中建立车室空腔声场的几何模型，并以t e t 4 单元建立 有限元模型，然后以o u t 的格式导入到s y s n o i s e 中进行模态分析。在建 模之前要确定出声学单元的尺寸，声学单元的理想尺寸大约是每个波长六个 单元，根据空气中的声速和噪声的分析频率可以计算出声波的波长以及声学 单元的理想尺寸，另外考虑流体结构耦合时在耦合界面上流体单元的节点与 结构单元的节点必须一一对应，论文中所建立的车室空腔声场模型耿声学单 元的长度为6 0 r a m 。图2 8 该车室空腔声场声学特性的分析流程图。图2 9 该车室空腔声场有限元模型。 图2 8 空腔卢场声学特性分析流样幽 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 3 页 一阶模态：是频率为0 h z 的一致声压模态。 二阶模态：是频率为8 19 0 0 h z 的纵向第一阶声模态。由图2 1 0 可见， 声压沿纵向变化，在纵向方向横向截面内出现一个节面，位于前排座椅靠背 所在截面处，节面两侧相位相反，声压幅值逐渐增大，擐大声压出现在车室 前部，其他方向声压基本无变化。 一。一 图2 - 1 l 车室空腔声场第三阶声学模态 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 4 页 四阶模态：是频率为1 4 23 6 0 f l z 的纵向第一阶加横向第一阶声模态。由 图2 一1 2 可见，声压同时沿纵向和横向变化，在纵向方向横向截面内出现一 个节面，位于前排座椅靠背所在截面处，横向方向纵向截面内出现一个节面， 位于横向对称面内，节面两侧相位相反，声压幅值逐渐增大，最大声压出现 在车室的四个角落，垂向声压基本无变化。 图2 一1 3 车室空腔声场第五阶声学模态 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 5 页 六阶模态：是频率为1 7 25 9 0 h z 的垂向第一阶声模态。由图2 1 4 可见， 声压沿垂向变化t 在垂向方向出现一个节面，位于垂向中截面处，节面两侧 相位相反，声压幅值逐渐增大壤大声压出现在车室顶棚后部位置。 = = 一 嗣2 - 1 5 车室空臃声场第七阶声学模态 八阶模态：是频率为2 1 13 3 3 h z 的环形声模态。由图2 1 6 可见，声压 呈环形变化，前围板和顶棚中部围成的平面处出现一个节面，后挡风玻璃和 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 6 页 后排乘客脚下地板形成的曲面处出现另一个节面，节面两侧相位相反，声压 幅值逐渐增大，最大声压出现在车窀顶棚前部位置，地板中部位置和车室后 部下方。 幽2 1 7 车室空腔声场第九阶声学模态 阶模态：是频率为2 3 20 4 4 h z 的复杂环形模态。由圈2 1 8 可见，蓝 色位霞形成节面，最大声压出现在车室前部两个角落和车室后部上方中央位 镡。 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 7 页 蔫 。到 | 雩| 2 一1 8 军室空腔声场第十阶声学模态 上述为午室空舵声场前卜阶声学模态振型，从圈中可以看出，由十车家 空腔的横向对称性，使车室空腔声场的各阶模态振型左右对称。在本谍题所 关注的2 0 0 h z 以f 的低频范围内，对前排驾乘人员而苦，第二、四、六阶为 有利模态，即节线位置处于人耳附近，使人处于噪音最小的声学环境中；第 五、七阶为不利模态，即入耳处于声压幅值的腹部区域。对后排乘员而言， 第五、七阶模态为有利模态：第四、六阶为不利模态。第三阶对前后排驾乘 人员而言均为小利模态。对于更高阶的声学模态其声压分布往往表现为“环 型”和上述模态振型的组合。 2 4 顶棚结构一车室空腔声场耦合模态分析 22 、2 3 ，分别对车身顶棚结构模态和车室空腔卢场的声学模忐进行了 简要的分析，卉车室空腔声场有限元模型中刚性壁的假设，是研究车室低频 声学特性的一种近似p 。车室空腔的弹性边界会改变声学振型的频率，移动 前线位置，由于与结构系统耦合方面的细微筹别引起的空腔频率的变动会使 车室内的噪声响应发生重大变化9 。i 冈此往往需要进行结构一声场耦合分析 1 5 2 1 。由于汽车车身其他各部件刚度均大于顶棚刚度。所以在接下来的耦合分 析中，为r 简化计算和分析只考虑车身顶棚作为弹性体与车室空腔声场的 耦合，其他部分，如地板、车门等仍当作刚性擘考虑。 2 4 1 结构一声场耦合的有限单元分析 如前所述，在结构声场耦合问题中，需要把结构动力方程和流体动力方 程与流体连续方程一起考虑m 】。结构动力方程可以使用结构有限单元计算， 在不考虑声压对结构振动的影响时，结构振动的控制方程： 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 8 页 m 。 p g ) + e p e ) + k p p ) = e ) ( 2 - 1 2 ) 其中： m e 】结构质量矩阵 【c e 】- 结构阻尼矩阵 【k e l _ 结构刚度矩阵 f e 】= 结构外激励力 为了完整地描述流体一结构耦合问题，对于结构振动特性而言，还必须 考虑作用于界面上流体压力载荷向量 c 什 的影响，此时的结构振动方程为： m 。 p 。) + e p 。) + k u 。) ； c ) + c 厅) ( 2 - 1 3 ) 而流体压力载荷向量 c 厅 可以作为界面面积s 上压力的积分获得： e 厅 = f t n p t ，z ) d ( s ) ( 2 - 1 4 ) 其中： n 】= 位移单元形函数 n = 界面的单位法线 将用于压力空间变化的有限单元形函数方程代入公式( 2 1 4 ) 中，生成 新的界面压力向量方程( 2 1 5 ) ： c 厅) ；f ) r 如 d ( j ) ) ( 2 1 5 ) 经推导，得到考虑界面压力向量的结构动态有限单元方程( 2 1 6 ) m 。 p 。) + e p 。) + k p 。) 一 r 。) ) a c ) ( 2 - 1 6 ) 其中： r 。) ；f 。 ) r 以 d ( s ) 流体动力方程与流体连续性方程通过假设简化为声学波动方程。如果不 考虑流体边界上阻尼产生的能量消耗，声学波动方程是流体中声音传播的无 衰减波动方程。当考虑流体边界上阻尼产生的能量消耗时，声学波动方程是 流体中声音传播的衰减波动方程。衰减声波的有限单元波动方程( 2 1 7 ) m ? 芦。) + c ? j 。) + k ? 只) + 风 兄r 舀。) ；。 ( 2 1 7 ) 方程( 2 1 6 ) 和方程( 2 1 7 ) 描述了完整的流体一结构耦合问题的有限单元离 散化方程，将该两方程集成为方程( 2 1 8 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 9 页 m 。 矗 r f - + 俐胪 弋 0 1 m 肥。 【 删黜跚鼢】 群 j 1 j j ( 2 - 1 8 ) 其中 m 扛卜p o r 。i t ) k 归】= r 。 所以，对于流体一结构耦合问题，除了耦合子矩阵成【r 。】t 和【r 。】外，声学 流体单元将生成所有上标为p 的子矩阵，其它子矩阵将由模型中的结构单 元生成。 2 4 2 顶棚结构一车室空腔声场耦合模型的建立 从流体一结构耦合的动力学方程中可见由于流体和结构在界面的相互作 用而导致质量和刚度矩阵中引入了对角线外的耦合项，从而使整个矩阵非对 称。因此对耦合系统进行分析( 模态分析或声学响应分析) 时，由于要处理 非对称问题，将须花费大量的计算机资源，即计算时间相对于非耦合系统成 倍增长。同时考虑流体一结构耦合时在耦合界面上流体单元节点与结构单元 的节点必须一一对应，论文所建立的耦合系统模型