（机械电子工程专业论文）车内辐射声场声学参数cae计算与声振耦合分析.pdf

车内辐射声场声学参数c a e 计算与声振耦合分析 摘要 本文运用有限元、边界元法对车内低频结构噪声进行了预测研究，试图探 索出一种车内噪声预测分析方法，为汽车降噪提供设计思路。 首先建立车内声腔声学有限元模型、声一振耦合有限元模型，然后综合利 用有限元法对该车内声腔声学模态进行了研究。对比了有、无座椅的车内声腔 模型的声学模态，结果表明装入座椅后各阶共振频率均降低，模态振型发生变 化。 同时也分析了发动机竖向激振频率响应，结果表明在发动机的四阶激励频 率为5 0 h z 左右时，此时后地板和前顶棚处于响应峰值，建议将顶棚进行优化以 提高其刚度。 在此基础上，利用边界元法对车内结构辐射声场特性进行了分析，并提取 了驾驶员、副驾驶和后排乘客右耳处的声压曲线。得出了在激励频率5 0 h z 左右 时车内低频辐射噪声将加剧，后排乘坐环境比较恶劣。进一步对车身板件振动 声学贡献分析结果表明：前底板、前挡风玻璃、前围板、前车门和整个顶棚与 驾驶员右耳处引起的噪声有较强的相关性，是该车的主要声学贡献来源。最后 对如何改进车内噪声问题提出了一些看法。 关键词：车内噪声，有限元，边界元，声模态，谐响应，结构辐射声场， 声学贡献 c a e a n a l y s i sa n ds 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 so f a c o u s t i cp a r a m e t e r so fc a ri n t e r i o rr a d i c a ls o u n df i e l d a b s t r a c t t h i sd i s s e r t a t i o np r e d i c t st h el o w f r e q u e n c yi n t e r i o rs t r u c t u r a ln o i s eo fac a r b yu s i n gf e m & b e m ，t r i e st oq u e s tf o ram e t h o do fp r e d i c t i n gc a ri n t e r i o rn o i s e ， w h i c hc a np r o v i d ei d e a sf o rn o i s ec o n t r 0 1 f i r s t ，t h ea c o u s t i cf i n i t ee l e m e n tm o d e lo fc o m p a r t m e n tc a v i t ya n dt h e s t r u c t u r a l - a c o u s t i cc o u p l i n gf i n i t ee l e m e n tm o d e la r ee s t a b l i s h e d ，t h e nt h em o d e so f a c o u s t i c c a v i t yw e r ea n a l y z e db yu s i n gf e m c o m p a r i s o no fm o d e sb e t w e e n c a v i t i e sw i t ha n dw i t h o u ts e a t sw a sm a d e ，t h er e s u l t ss h o wt h a tt h em o d eso fc a v i t y w i t hs e a t sd e c r e a s ea n dt h ev i b r a t i o nt y p ea l s od i f f e r s a tt h es a m et i m et h ef r e q u e n c yr e s p o n s e so fe n g i n ev e r t i c a le x ci t a t i o na r e a n a l y z e d ，t h er e s u l t ss h o wt h a tt h ef l o o ra n dr o ofo ft h ec a rr e s o n a n c e sa t5 0h z s u g g e s t i o n so fs t r u c t u r a lo p t i m i z a t i o na r em a d et oi m p r o v es t i f f n e s s b a s e do nw h a th a v ed o n e 。t h ec h a r a c t e r i s t i c so fc a rr a d i c a ls o u n df i e l da r e f i n a l y z e db yu s i n gb e m ，a n dt h es o u n dp r e s s u r el e v e lc u r v e so ft h em e a s u r i n g p o i n t so fn e a rr i g h te a ro ft h ed r i v e r ，t h ev i c e - d r i v e ra n dr e a rs e a rp a s s e n g e r sa r e d r e w t h ec o n c l u s i o n sa r et h a tt h ei n n e rr a d i c a ln o i s ep e a k sw h e ns t i m u l a t i o n r e a c h e s5 0 h z ，t h er e a rc o m p a r t m e n ts o u n de n v i r o n m e n ti st o ob a d f u r t h e rp a n e l a c o u s t i cc o n t r i b u t i o na n a l y s i ss h o w st h a tt h en o i s er a d i a t e df r o mt h ef r o n tf l o o r ，t h e f r o n tw i n d s h i e l dg l a s s ，t h ef i r e w a l l ，t h ef r o n td o o r sa n dt h er o o fh a v et o om u c h c o r r e l a t i o nw i t ht h en o i s eo fn e a rr i g h te a ro ft h ed r i v e r t h o s ea r ec o n s i d e r e dt h e m a i nn o i s er e s o u r c e so ft h ec a r a tl a s ts o m eo p i n i o n so fh o wt oi m p r o v ei n n e r n o i s ea r ep u tf o r w a r d k e y w o r d s ：c a ri n t e r i o rn o i s e ，f e m ，b e m ，a c o u s t i cm o d e ，f r e q u e n e yr e s p o n s e ， s t r u c t u r a lr a d i c a ls o u n df i e l d ，a c o u s t i cc o n t r i b u t i o n i i 插图清单 卜l 车内噪声传播方式2 2 一lc a e 分析流程图8 2 2h y p e r m e s h 主界面9 2 3 s y s n o is e 的主界面1 0 2 - 4 流体流入和流出一个微元体1 2 2 - 5 微元体沿x 方向的受力1 3 3 1 车内声腔有限元模型1 9 3 2 无座椅声学模态第一阶( 6 1 2 9 h z ) 2 0 3 - 3 无座椅声学模态第二阶( 1 1 4 4 3 h z ) 2 0 3 4 无座椅声学模态第三阶( 1 2 2 9 4 h z ) 2 0 3 5 无座椅声学模态第四阶( 1 3 9 8 6 h z ) 2 1 3 6 无座椅声学模态第五阶( 1 5 8 9 4 h z ) 2 1 3 - 7 无座椅声学模态第六阶( 1 6 4 o o h z ) 2 2 3 - 8 无座椅声学模态第七阶( 1 6 9 0 6 h z ) 2 2 3 - 9 有座椅声学模态第一阶( 5 2 6 l h z ) 2 3 3 - 1 0 有座椅声学模态第二阶( 1 0 1 7 8 h z ) 2 3 3 - 1 l 有座椅声学模态第三阶( 1 2 0 7 8 h z ) 一2 3 3 - 1 2 有座椅声学模态第四阶( 1 3 6 6 9 h z ) 2 3 3 - 1 3 有座椅声学模态第五阶( 1 5 2 5 5 h z ) 2 4 3 1 4 有座椅声学模态第六阶( 1 6 1 1 1 h z ) 2 4 3 一1 5 有座椅声学模态第七阶( 1 6 1 4 6 h z ) 2 4 3 1 6 声一振耦合模态云图2 8 4 - 1 频率响应分析边界条件图3 1 4 - 2 白车身在部分频率下的响应位移云图一3 2 4 - 3 各考察节点位移响应图3 2 4 - 4 各考察节点速度响应图3 3 4 - 5 车内声腔边界元模型3 6 4 - 6 车内场面点设置3 6 4 - 7 车身前尾板和地板声学处理示意图3 7 4 - 8 车内各考察点处声压3 8 4 - 9 场点面3 5 h z 时声压云图3 8 4 一l o 场点面5 0 h z 时声压云图3 8 4 一l l 场点面6 5 h z 时声压云图3 9 4 一1 2 场点面7 0 h z 时声压云图3 9 4 一1 3 场点面8 5 h z 时声压云图3 9 i i i 图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图 图5 1 声学贡献板件分组图4 5 图5 - 2 某频率下的声传递向量云图4 6 图5 - 3 某频率下车身边界元模型法向速度云图一4 7 图5 - 4 某频率下单元声学贡献云图4 8 图5 5 车身板件在3 5 h z 时的声学贡献直方图一4 9 图5 - 6 车身板件在5 0 h z 时的声学贡献直方图4 9 图5 - 7 车身板件在8 5 h z 时的声学贡献直方图5 0 i v 表格清单 表1 - 1 汽车噪声限值( 车辆加速行驶噪声d b ( a ) 1 表卜2 我国车辆噪声一般水平( 车辆加速行驶噪声d b ( a ) ) 3 表3 - 1 有、无座椅模型声腔模态频率及振型对比表2 5 v 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所 知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果， 也不包含为获得 金目曼王些盘堂 或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我- - n - c 作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 一躲码傅婵醐：干阳厂归 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金胆王些太堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保 留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授 权金曼些太堂可以将学位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、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名： 蝴期呷 鸩淳 年f 月户 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 叩印崩尸 电话： 邮编： 致谢 本文是在我尊敬的导师一陈剑教授的悉心指导下完成的。陈剑教授广博的 知识、严谨的治学态度给我留下了很深的印象，并使我受益匪浅。在课题研究 过程中，陈老师以他独特的思考方式、丰富的实践经验，解决了我所遇到的疑 惑和难点。而且，在学习和生活上，陈老师也给予了我无微不至的关怀。值此 论文完成之际，谨向我的导师表示衷心的感谢和崇高的敬意! 本课题的开展，得到了实验室很多热心同学的悉心帮助，其中饶建渊师兄 在模型建立方面给予了大量的关心和帮助，在此对饶建渊师兄表示深深的感谢! 在课题研究期间，在模态分析中得到了张丰利和雷明准的指导；在有限元 建模过程中，得到了文智明的帮助；还有夏海、李灿、徐陈夏、李家柱、杨雯 宋恩栋、刘鹏飞、任国栋、辛雨、高静轩和雷达等同学在我的研究生学习和课 题研究过程中都给予了热情的帮助。在此对他们一同表示感谢! 最后感谢我的父母和亲人，感谢他们这么多年来对我的支持和关怀，正是 他们无私的关爱，在我的人生路途上，我才能迈出一个又一个坚实的步伐! 作者：王彦博 2 0 0 9 3 第一章绪论 1 1 汽车车内噪声问题 随着消费者对汽车乘坐舒适性要求的提高和社会环保意识的加强，各国对 汽车噪声的要求也越来越严格。现代汽车的噪声特性是衡量汽车质量的重要标 志，汽车噪声不仅造成周围环境的污染，影响人们的生活和工作，而且车内的 噪声与振动不仅会给乘员造成疲劳和不适，同时又给城市环境带来噪声污染。 对于汽车振动、噪声的研究和控制是进行汽车自主开发设计的重要一环，因而 世界各国都将车内噪声的控制作为重要的研究方向堙3 引。 由于对轿车而言，车内噪声状况也是衡量轿车档次的标准之一，对中高档 轿车必然要求车内噪声控制在较低水平。为此，汽车制造公司对车内噪声控制 研究都投以较多的人才和资金。像美国通用汽车公司和德国大众汽车公司这样 的大公司，在新车型的开发中都将车内噪声特性的设计、优化和控制作为整个 轿车开发中的个重要步骤和环节。如果这一环节不成功，可能影响轿车开发 的整个方案，甚至被推翻重来。我国目前开发和生产轿车的档次越来越高，因 而有关车内噪声的问题也就越来越受到各方面的重视。如果产品的车内噪声与 产品的档次不相称，就可能在市场上受挫。就目前来说，如何改善车辆内部乘 员室声学环境，降低车内噪声水平，提高车辆乘座舒适性已成为汽车界研究的 热点。 表卜l 汽车噪声限值( 车辆加速行驶噪声d b ( a ) 朱财 加速行驶噪声 匀速噪声5 0 k m h 重型汽车 8 6 9 28 4 8 9 中型汽车8 1 8 97 7 8 5 轻型汽车 7 8 8 16 5 8 2 大客车8 2 8 87 4 - - - 8 4 小轿车 7 7 - - 8 36 2 7 4 摩托车8 1 9 07 3 8 3 拖拉机8 4 9 17 7 8 6 同时随着汽车普及率的提高，汽车对社会的影响越来越大。汽车在给社会 带来很大方便的同时也引发了很多的社会问题，汽车的噪声污染问题日益突出， 有汽车通过噪声对环境的影响，车内噪声对司乘人员的危害，座椅振动对司乘 人员的危害等。这些问题的激化使得相关部门不断提高原有标准的水平，通过 噪声水平正以每十年3 d b 的速度降低。另外在某些国家，某些行业性标准正不 断地成为国家强制标准，比如车内噪声，司机座椅的振动等，达不到这些标准 就将被禁止进入市场。这些因素都使整车噪声水平的研究显得越发重要。 通常车内噪声主要来源于结构振动辐射噪声、发动机噪声、进排气噪声、 底盘噪声、风噪声等n 1 。这些噪声声源所辐射的噪声经由空气和固体两个途径 传入车内，如图卜1 所示。 1 、汽车车外的各种噪声源发出的噪声通过车厢壁板( 包括地板、顶棚和四 周的壁板) ，门窗上所有的孔、缝直接传入车厢内，这一部分噪声可称之为空气 声。 2 、各种振源产生的振动( 发动机、传动系的振动；路面不平引起轮胎振动) 经悬架、车架( 非承载式车身) 传递给车身，通过车身各支点激发车身壁板产生 强烈的振动，从而向车内辐射强烈的噪声，这部分噪声可称为固体声。 图卜1 车内噪声传播方式 其中经由空气传播的噪声主要是发动机表面辐射噪声和气体流动噪声，而 固体传播的噪声主要是发动机、轮胎、路面及气流等引起车身振动而向车内辐 射的噪声。8 0 0 h z 以上的中高频噪声丰要通过空气传入车内，而5 0 0 h z 以下 的中低频噪声则主要是由固体传播产生。而各影响因素均以两种方式影响车内 噪声引。 悬架系统由路面不平激起振动，这种振动通过悬架与车身的支点传至车身 引起车身的振动，进一步造成车内低频噪声。而作为悬架系统组成部分的减振 器，轮胎等在工作过程中所产生的噪声则通过车身的缝隙，由空气传至车内。 发动机燃气爆发压力、不平衡惯性力和活塞往复惯性力引起的振动，通过 隔振元件传到车身上，引起车身结构的振动，并进一步向车内辐射成中频噪声。 而伴随发动机运行而产生的排气噪声、进气噪声、风扇噪声、结构噪声等则由 空气通过车身的孔、洞、缝隙传至车内，或通过车身板壁透至车内。 2 表卜2 我国车辆噪声一般水平( 车辆加速行驶噪声d b ( a ) ) i 沪、轿车厢式车卡车国别喇 欧共体7 77 9 8 3 8 4 瑞典7 57 78 2 8 4 日本 7 87 88 3 中国8 2 8 3 8 68 4 8 9 欧共体1 9 9 67 47 67 9 , - 一8 0 另外，车内噪声还随着车速的变化而变化，总的趋势是车内噪声随着车速的 提高而增加，但在低于1 0 0 h z 的情况下，车内噪声声压级可能超过高速行驶时的 情形，这是因为车身乘坐室内表面一般安装有装饰及吸声材料，这些吸声材料 对于车内噪声中的高频成份有很好的吸收衰减作用，但对低频成份收效甚微。 因此，对于车内噪声而言，2 0 1 0 0 h z 是一个值得重视的特殊频段，该频段低频 噪声给人的主观感觉是“轰鸣声”，它能造成司乘人员的强烈不适感，如晕车 等。但在如此低的频段内，一般的吸声措施不起作用；另外，由于车身结构轻 量化的要求，对于降噪处理而引入的附加重量必须严格限制。因而，目前该频 段的车内声环境设计问题在世界各大汽车制造厂家都尚未很好的解决，成为一 大难题。相应的，当前针对车内噪声声学舒适性的研究也普遍集中到这一频段 范围。由以上分析我们可以知道车内噪声能量主要集中在中低频范围，且中低 频噪声主要来源于结构噪声；现有的噪声措施对此低频段的噪声降低非常有限。 所以本课题研究主要针对车内低频噪声进行，有一定的理论和现实意义引。 1 2 国内外研究现状 2 0 世纪6 0 年代中期，国外就已经开始了车内噪声特性研究。从理论上探讨 板状结构振动所辐射的声功率以及离板状结构一定距离、一定角度空间某点声 压的预测公式，然后进一步研究板处于流体( 如空气、水) 中时，在二者的相 互作用下，板所辐射的声功率的预测方法们n 5 引。出于理论推导方便，考虑了 无限板和半无限板的情况。19 6 6 年以前，专家们只探讨了封闭体中的声音传播 问题。l9 6 6 年，g l a n n d w e l l 和z i m m e r m a n n 发表了把声音视为连续介质的弹性 体，用余能定理和h a m i l t o n 变分原理推导出了板振动与声、薄膜振动与声耦合 的理论表达式，为使用有限元法求解声固耦合问题奠定了理论基础。有限元法 用于解决声学与固体耦合问题从此得到推广。 七十年代末至八十年代初期，美国通用汽车公司在轿车车内噪声特性预测 方面做了大量的研究工作n 7 8 朝汹。l9 7 6 年，j a w o l f ，d j n e f s k e * n l j h o w e l l 应用有限元软件n a s t r a n 对2 0 8 0 h z 频率范围内二维车辆模型的声 学结构耦合问题进行了分析，用模态方法来描述乘坐室板件振动，并进行了受 迫响应分析；1 9 8 2 年，d j n e f s k e 、j a w o l f ，j r 和l j h o w e l l 对车辆乘坐 室结构与声学有限元分析方法进行了详细的回顾，介绍了通用汽车公司进行乘 坐室声学分析时所采用的方法、声学模态和乘坐室共振频率、弹性车身板件对 空腔声学特性的影响的计算以及乘坐室最大噪声板件的确定，并基于有限元法， 发展了用于车内降噪的诊断技术，并成功用于由路面和发动机激励引起的车内 低频噪声的诊断和控制；19 8 4 年，s h s u n g 、d j n e f s k e 应用三维有限元法对车 内结构噪声进行了分析，建立了乘举室结构与声学耦合有限元模型，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内声压分布的计算难题，推导 出结构振动与声压波动在受到外界干扰力作用时的有限元计算公式，为汽车车 内噪声预测分析打下了良好的基础，利用这种预测模型，他们还提出了一种在 计算机上模拟主噪声源的识别方法。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) 处声压影响最大的板件，由此，通过对车身结构的改进 达到降噪的目的。 九十年代以来，乘坐室车身板件声学贡献量分析广泛用于车内噪声设计。 i c h i r oh a g i w a r a 禾t j 用结构与声学耦合灵敏度分析方法对车身结构进行改进和优 化设计来降低卡车车内噪声，建立了耦合系统模态向量的正交化和正则化条件， 对耦合系统系数矩阵进行坐标变换，推导出了一种直接处理非对称矩阵的原理 和方法；y k e v i nh a n g 利用乘坐室车身板件声学贡献量分析来降低车内噪声， 采用有限元法和试验技术相结合的方法，将试验测得的结构振速作为边界条件 施加于乘举室空腔声学有限元模型，从而获得各板件的声学贡献量。 1 9 9 9 年，韩国的s h k i m 等用实验与有限元方法计算结构和声腔模态，推导 了内部声压与激励力、阻尼及模态振型的关系式，并由此计算板件贡献量，通 过减小模态耦合因子来降低车内噪声。 2 0 0 1 年，密西根大学的a l l e nm i c h a e lj 在其博士论文中基于标准的f e a 和 b e a 数值模型对声固耦合系统受随机激励的响应进行了研究。基于可靠性设计 理论，对声固耦合系统受随机因素影响时响应的概率分析，提出声固耦合概率 计算的概念，用统计学方法来分析随机激励。 国内学者也做了大量的研究工作，并取得了一定的研究成果，吉林工业大 学在国内首先开展了车辆内部噪声的研究。 1 9 8 7 年，吉林工业大学的赵荣宝研究了车内噪声现状，指出了由结构振动 引起的低频噪声是目前车内噪声的主要噪声源、车内吸声材料对低频噪声影响 不大，同时对车内声固耦合的理论和方法作了较好的综述，并提出了今后尚需 研究的问题；吉林工业大学汽车系利用a n s y s 软件分析了载重汽车乘坐室在路 面和发动机激励下产生的噪声，该研究中的路面和发动机激励都是实车测试得 到的。 4 吉林工业大学王登峰在拖拉机整车噪声分析方面做了大量工作，系统地进 行了整车系统声固耦合噪声响应分析以及乘坐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n 副。 1 9 9 8 年，同济大学靳晓雄则根据轿车设计图纸和其它设计参数对路面激励 悬架系统、发动机激励、发动机激振系直至车身结构和车身内腔声振特性建模 方法和预测分析方法作了系统研究2 3 3 1 。 2 0 0 0 年，重庆大学汪斌采用有限元理论分析和实车模态试验相结合的方法， 通过对微型载货汽车实际结构和乘坐室空腔的分析简化与有限元离散，求出了 乘坐室结构动态特性和空腔声学特性。并利用试验模态分析技术对有限元模型 进行了修正。在此基础上，利用声固耦合理论，对乘坐室结构振动与车内噪声 耦合进行了研究，求出了耦合系统在路面激励等条件下的动态响应特性。基于 上述分析结果，进行了结构修改，达到了降低车内低频噪声的目的。 2 0 0 0 年，同济大学白胜勇建立了包括人的乘举室声学模型，利用a n s y s 软 件对s a n t a n a 2 0 0 0 轿车乘坐室三维有限单元声学模型进行了模态分析，得到了 车内声场的压力分布，并利用声学模态试验对所建立的声学模型进行了验证。 其次，对车身结构板件贡献量也进行了计算机模拟；最后对整车结构声学耦合 系统进行了分析及车内声场优化。 2 0 0 1 年，西安交大的吴九汇在分析了国内外现有研究声固耦合方法的优缺 点基础上，在其博士论文中提出了一种新的声固耦合分析方法一覆盖域法。该 方法的基本思想是将一个复杂腔体用许多简单封闭球壳来覆盖，从而使复杂腔 体声固耦合问题的求解转化为简单封闭球壳的散射声场的求解，并推导出复杂 腔体在外力作用下的辐射声场的理论计算公式。 2 0 0 3 年，吉林大学马天飞采用有限元理论和多体系统动力学理论相结合的 方法对汽车低频n v h 特性进行了探索性研究，应用n a s t r a n 和a d a m s 分 析软件建立了整车的刚弹耦合系统模型以及车室结构与空腔流体的声固耦合系 统模型，并进行了一体化研究。通过对整车系统的动力学仿真分析以及对车室 声固耦合系统的模态分析和响应分析，探讨了汽车n v h 特性研究的核心问题 一车室内噪声的预测。最后，根据道路试验的结果对仿真结果进行了定性验证。 1 3 本课题研究的思路和主要内容 本论文将以汽车车内噪声预测和控制为目标，运用有限元、边界元的方法 对车内噪声中的低频噪声部分进行预测与控制。 1 、建立车内声腔有限元模型、声振耦合有限元模型，进行车内声腔声学模态 分析、声振耦合模态分析，从而达到预测车内噪声的目的。车内声腔声学模 态分析：车内声腔声学模态对于在汽车设计阶段，避免车室壁板与车内声腔声 学共振提供了非常有价值的资料，用于指导乘坐室初始的声学设计，因此在预 测声学响应之前进行声学模态分析十分必要。声振耦合模态分析：为了深入 探讨边界( 车身板壁结构) 振动对车内声场的影响以及车内声压对边界振动的影 响，利用声振耦合有限元模型，进行耦合模态分析，通过耦合模态分析可得耦 合系统的固有频率和振型，这样使可能发生的接近于声学共振点的壁板频率得 以预测和避免。 2 、提取发动机激励下车身壁板的谐响应结果作为边界条件，利用边界元法计 算发动机激励作用下的车内低频( 2 0 - - 1o o h z ) 声场，提取车内测点的声压曲 线，并根据计算结果对车内声场特性做初步分析。 3 、不同的车身板件对于乘座室内部空间任意位置声压的声学贡献是不同的。 基于降低噪声的目的，在实现任何车身结构修改之前，了解板件的声学贡献是 重要的。所以，在结构改进之前进行不同车身板件的声学贡献分析非常必要。 通过声学贡献分析，计算各车身板件的声学贡献系数，进而识别出车内噪声的 主要声学贡献来源，为结构改进提供理论依据。 6 第二章c a e 技术和声学基础 2 1c a e 技术 2 1 1c a e 的概念以及在汽车开发中的应用 随着科技的发展进步，产品在趋于多样化、智能化的同时，会不可避免地 趋于复杂化。对于复杂的工程，人们都希望能在产品生产以前对设计方案进行 精确的试验、分析和论证，这些工作需要借助计算机实现，就是计算机辅助工 程，即c a e ( c o m p u t e ra i d e de n g i n e e r i n g ) 。c a e 是包括产品设计、工程分 析、数据管理、试验、仿真和制造的一个综合过程，关键是在三维实体建模的 基础上，从产品的设计阶段开始，按实际条件进行仿真和结构分析，按性能要 求进行设计和综合评价，以便从多个方案中选择最佳方案，或者直接进行设计 优化吲2 2 1 。 c a e 工作是一项难度较大的工作。一项工作，不会因为有了三维实体模型 和载荷就可以马上得出结果。实际上，有了三维实体模型以后，需要做大量的 模型转换和修改工作才可能得到正确的分析模型，这项工作通常占到工作量的 7 0 以上，情况复杂时可能需要更长的时间。在追求降低开发设计的时间和费 用的前提下，要设计出世界一流的汽车，c a e 是不可缺少的工具。由于不需要 额外时间和费用去制作样车或样件而就能迅速地评估设计方案。所以c a e 能加 速设计方案的确定，并在计算机模型上进行方案的修正，这要比在几轮样车上 做试验容易的多。 目前c a e 在汽车的开发中应用非常广泛，如对零部件进行的强度分析、刚 度分析和疲劳分析；对汽车进行的动力学仿真分析、n v h 性能分析、碰撞分析 等。c a e 在汽车产品开发过程中的作用集中体现在三方面： 1 、减少了开发费用。相对于道路试验和室内台架试验而言，利用c a e 分析汽 车整车及零部件的各种性能所需要的费用大幅减少，将各种潜在的问题发现于 样车样件制造之前，可以减少样车样件的数量和试验的次数，从而大大地降低 开发费用。 2 、c a e 极大地缩短了产品的研制周期。在c a e 建模和分析过程中，模型和参 数的修改都很方便，最终确定合理的结构参数所需时间得到大幅度的缩短。 3 、有利于通过优化等手段开发出性能更为优越和可靠的汽车整车及零部件。 2 1 2c a e 技术的流程 对一个实际工程问题进行的c a e 分析可分为三个阶段：前处理阶段，计算 阶段和后处理阶段。前处理阶段包括建立模型和添加边界条件两个步骤。在建 立模型过程中，根据不同工程问题，首先需要抽象出物理模型，如静力学问题 需建立静力学模型，动力学问题需建立动力学模型，声学问题需建立声学模型 等，然后在物理模型的基础上根据分析对象的结构特征建立几何模型( 对于简 7 单结构的此步可略去) ，再根据具体的c a e 分析方法( 如采用有限元法) ，进一 步建立分析对象的c a e 分析模型( 有限元模型) 3 1 。几何模型和c a e 分析模 型是在c a d 或者c a e 前处理软件中实现的，整个c a e 建模阶段一般占全部 c a e 分析时间的2 3 以上。对分析模型添加边界条件是指对物理模型添加约束 和载荷，以模拟分析对象所处的工况，一般认为它是决定c a e 分析成败的关键。 计算阶段的工作将由计算机来完成，但在执行计算前，需指定分析类型、选择 适当的计算方法、设置分析工况和分析范围、设定计算过程中生成的结果等。 后处理是根据分析解决问题的需要从计算结果中进行提取相应数据，绘制云图、 曲线，或作进一步运算、对比分析等。 本课题运用c a e 技术实现动力学和声学c a e 分析的流程如图2 1 所示： 图2 1c a e 分析流程图 2 1 3 课题涉及的c a e 软件介绍 ( 1 ) h y p e r m e s h 介绍 应用最广泛的前后处理软件应首推h y p e r m e s h 。它是总部位于美国底特律 的a 1t a i r 工程公司( a it a i re n g in e e r in g ，i n c ) 的旗舰产品，被业内公认为 世界领先的前后处理器。h y p e r m e s h 是针对c a e 主流求解器的高性能有限元前 后处理软件，它提供了强大的交互化有限元建模功能，同时提供了最广泛的 c a d 和c a e 软件接口，是提高设计分析效率的可靠工具。 h y p e r m e s h 广泛支持世界主流的c a d 数据格式，如c a t i a 、u n i g r a p h i c s 、 p r o e n g i n e e r 、i g e s 、s t e p 和s t l 等，在导入几何模型的基础上，h y p e r m e s h 可以通过高效率的网格生成和编辑功能来形成高质量的有限元模型，从而在很 大程度上提高c a e 分析效率并保证c a e 分析精度。同时，h y p e r m e s h 拥有与 很多c a e 求解器无缝集成接口，例如常用的有限元求解器a b a q u s 、n a s t r a n 、 l s d y n a 、a n s y s 、c m o l d 等。h y p e r m e s h 拥有非常丰富的边界条件创建工 具，从而实现了在不同有限元计算软件之间的模型转换，该功能会在很大程度 上提高工作效率。图2 2 为h y p e r m e s h 的主界面。 图2 - 2h y p c r m e s h 主界面 ( 2 ) m s c n a s t r a n 介绍 m s cn a s t r a n 是由m s c s o f t w a r e 公司推出的一个大型结构有限元分析软件， 其第一个版本是于1 9 6 9 年推出的n a s t r a nl e v e l1 2 ，经过几十年的不断发展和 完善，日前晟新版本是v 2 0 0 7 。 m s cn a s t r a n 具有很高的软件可靠性、品质优秀，得到有限元界的肯定- 众 多大公司和工业行业都用r d s cn a s t r a n 的计算结果作为标准代替其它质量规范。 m s cn a s t r a n 具有开放式的结构，全模块化的组织结构使其不但拥有很强的分析 功能还保证很好的灵活性，使用者可根据自己的工程问题和系统需求通过模块 选择、组合获取最佳的应用系统。此外，m s c n a s t r a n 还为用户提供了强大的开 发工具d m a p 语言。 针对实际工程应用，m s cn a s t r a n 中有近7 0 余种单元独特的单元库。所有这 些单元可满足m s cn a s t r a n 各种分析功能的需要，且保证求解的高精度和高可靠 性。模型建好后，m s cn a s t r a n p 可进行分析，如动力学、非线性分析、灵敏度分 析、热分析等等。此外，m s cn a s t r a n 的新版本中还增加了更为完善的梁单元库， 同时新的基于p 单元技术的界面单元的引入，可有效地处理网格划分的不连续性 ( 如实体单元与板壳单元的连接) ，并自动地进行m p c 约束。m s cn a s t r a n 的 r s s c o n 连接单元可将壳一实体自动连接，使组合结构的建模更加方便。 ( 3 ) s y s n o is e 介绍 s y s n o i s e 是专业的振动一流体模型分析软件，可以计算模型的声学响应， 如声压、声强、声功率等。它采用有限元法和边界元法两种数值计算方法，可 同时建立多个模型，能预测声波的辐射、散射、折射和传递，阻及声载荷引起 的声学响应。s y s n o i s e 能在频域或时域内计算振动 声问题，包括声载荷对结 构的影响，结构振动对声的影响；可以计算声场中任意点处的声压、声强、结 构对声场的辐射功率、能量密度，流体模型的模态；还可以与其他有限元软件 ( 如m s c n a s t r a n ) 相结合，进行降噪优化分析。s y s n o i s e 有定的前、后 处理功能，它可以对网格进行检查修正，可以将计算结果以云图、变形图或向 量图的形式来表达，能绘制声场中任意点的响应函数曲线。图2 - 3 为s y s n o i s e 的主界面。 图2 - 3s y s n o i s e 的主界面 2 2 声学基本理论 2 21 声学的基本概念和物理量度 当物体振动的时候，会引起四周空气的扰动。空气具有质量和弹性，是可 压缩的。空气被压缩后会扩张，然后又被压缩，由于这种不断的扰动，空气就 形成r 一定的压力，从而产生了声波。描述声音的参数有声压、频率、质点振 速和声功率等等。表征声音强弱的物理量有声压p 、声强，和声功率等“6 ”“3 。 ( i ) 声压p 和声压级l 。 声压是目前人们最为普遍采用的描述声波性质的物理量它是声波作用在 物体上的压力，其大小反映了声波的强弱，单位为帕斯卡( 几) 。以正常人耳的 听觉为例，可听到的最弱声压为2 x 1 0 p ，称之为可听阙声压；人耳感觉疼痛 的声压为2 0 p ，称之为痛阙声压。为了表示方便，往往用声压的对数一声压级 工来衡量声音的强弱，单位为分贝( 拈) ，定义为： 铲2 0 l g 昙 q 1 ) 式中：p 为声压；p 。为参考声压，一般取值为2 x 1 0 p 。 ( 2 ) 声强，和声强级， 声强是单位时间内垂直丁：声波传播方向上单位面积内通过的能量，表示为 ，单位w m 2 。可见，声强是有方向的量，它的指向就是声传播的方向，相应 的声强级定义为： l ，= l o l gr j - - - ( 2 2 ) 式中：，为声强；i o 为参考声强，一般取值为1 0 。1 2w m 2 。 ( 3 ) 声功率w 和声功率级三。 声强，在包围声源的封闭面积上的积分，就是声源在单位时间内发射出的 总能量，称之为声功率，表示为w ，单位为瓦特( w ) 。 2f d s ( 2 3 ) 式中：s 为包围声源的封闭面积；d s 为面积微元。 相应的声功率级定义为： 驴1 0 l g 鲁 ( 2 4 ) 式中：形为声功率级；为参考声功率，一般取为1 0 。1 2 w 。 声压级、声强级和声功率级三者之间的转换公式如下： 铲妒g 摆) 2 5 ， l 。= l ，+ l o l g s 、 ( 2 6 ) 2 2 2 声学方程的建立 为了简化问题，对声传播介质以及声传播过程做以下基本假设6 7 2 3 1 ： 1 、介质为理想流体，即无粘滞性，声波在传播过程中无能量损失，且介质是均匀 的，各向同性的。 2 、声传播过程是绝热过程，与外界不存在热交换。 3 、声压p 远小于介质静压强p ；质点速度1 ，远小于声速c ；质点位移远小于声波 波长；介质密度增量p 远小于静态密度p 。在以上的假设前提下，可以认为声波 的传播是一种宏观物理现象，应当满足物理学基本定律，即牛顿第二定律、质量 守恒定律以及描述压强、温度与密度关系的物态定律。通过这些定律，可以导出 声波的若干描述方程。 ( 1 ) 连续性方程 如图2 - 4 所示的微元体，微元体的体积为d y = 出砂出，在x 轴的两个侧面上的介 质的流动速度分别为v ，和1 ，+ 誓d r ，因此在单位时间内x 方向上流入微元体的质量 为： , o r ，d y d z ( 2 7 ) 单位时间内，x 方向上流出微元体的质量为： p 卜警出) 舭 亿8 ， 这样，净流入到微元体的质量为： 卜一( p v x4 掣l 舭一掣a x a y a z ( 2 9 ) 织 l 傩 流体的流入和流出使得微元体内的密度发生变化，由于密度的变化而引起质量变 化为： 粤出舭 ( 2 1 0 ) 根据质量守叵定律，微元体质量的改变应等于微元体质量的变化，于是得到微元体在x 方 向的连续 生方程： 等+ p 誓：0 ( 2 1 1 ) 图2 4 流体流入和流出一个微元体 ( 2 ) 动力方程 如图2 5 所示，微元体沿着x 方向的左侧和右侧受到的力分别为p d y d z 和 ( p + 孚出) 砂沈，微元体的质量为：d m = p a x a z 。 0 1 2 图2 - 5 微元体沿x 方向的受力 根据牛顿第二定律，x 轴方向上的运动方程为； p 撇一h 罢出 撇= 肚撇鲁 ( 2 1 2 ) 其中，警= 誓+ 警v ，+ 等v y + 誓v ：，将其代入式( 2 1 2 ) 中，并忽略高阶小量得 到： 窭：一p 冬 ( 2 1 3 ) 写成向量的形式得到声学动力学方程； 跏：一p 娑 ( 2 1 4 ) 其中，符号v = 昙f + 熹歹+ 昙后，v = v 。f + b + v ：后。 o xo z ( 3 ) 声波物态方程 由于声波的传播速度比热传播速度快的多，因此可以认为声波的传播过程 是绝热的过程，一定质量气体的绝热物态方程为； 去= ( 小 偿 式中，y 为气体定压比热容与定容比热容之比 将上式对时间求导，得到： 害2 等鲁 ( 2 1 6 ) ( 4 ) 声波方程 有y ( 2 1 1 ) 的连续性方程、( 2 1 3 ) 动力方程和( 2 1 6 ) g 想气体方程， 播，计算后可以得到； ，加劾 p o c i 瓦一言 在将此式再对f 求偏导得： 只考虑声波延x 方向传 ( 2 1 7 ) p o c o 塞一鲁 ( 2 1 8 ) 丽一蒂 u j 窘= 专2 鲁a t ( 2 1 9 ) 缸2 c n 2 类似的可以推导出y 和z 方向上的波动方程，并以矢量叠加的形式表示 一p 。i 鲁，+ 鲁，+ 鲁足i - 罢，+ 考一，+ 老后 c 2 2 。， 沪p = 专鲁 ( 2 2 ，) v 2 = 等+ 导+