（机械设计及理论专业论文）汽车车身低频噪声分析与控制方法研究.pdf

导师： 合肥主半大学 教授( 博_ 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，也不包含为获得金壁王些太堂 或其他教育机构的学位或 证书而使用过的材料。与我一同工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。 学位论文作者签名： 彩 签字日期：扣lf 年哗月f ；日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金理王些盔堂有关保留、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 权金月巴王些盍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) 2 学位论文作者签名： 签字日期：扣1 年( 阴f 扣 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 签字日期：年月 日 电话： 邮编： 汽车车身低频噪声分析与控制方法研究 摘要 对某s r v 车，运用有限元和边界元法对车内低频噪声进行预测，找 噪声源。分别基于声传递函数和面板贡献量分析对关注频率下的声 ，并且对这些控制方法进行比较，找出最优的控制车内低频噪声的 做了如下研究工作： 了白车身有限元模型，通过计算与实验模态进行对比，修正了有限 白车身模型的基础上建立了声腔边界元模型、有限元模型和声固耦 对声模态进行了分析。 2 分析了耦合和非耦合时场点频率响应特性，找出需要关注的频率。在此 基础上进行了面板贡献量分析，找出主要的正负贡献面板；结合模态贡献量分 析和模态灵敏度分析，间接找出对场点声压影响较大的板件厚度。 3 基于声传递函数和面板贡献量分析，运用三种方法控制车内噪声并进行 比较，指出最有效的控制措施。 关键字：模态分析；面板贡献量分析；模态贡献量分析；模态灵敏度分析；优 化设计 t h er e s e a r c ho nc o n t r o lm e t h o da n da n a l y s i so f s t r u c t u r e b o r n en o i s eo fa u t om o b i l e a b s t r a c t t oac e r t a i nv e h i c l e ，t h ei n t e r i o rl o w - f r e q u e n c ys t r u c t u r e - b o r n en o i s ew a s f o r e c a s t e db yu s i n gf e ma n db e ma n a l y s i sm e t h o d s ，a n dt h em a i nn o i s es o u r c e w a sf o u n d t h ef o c u s e dp r e s s u r ew a sc o n t r o l l e d b a s e do nn t fa n dp a n e l c o n t r i b u t i o na n a l y s i s ，t h e nt h eb e s tc o n t r o lm e t h o dw a sf o u n db yc o m p a r i n ge a c h o t h e r r e s e a r c hw o r k sw e r em a d ea sf o l l o w s ： 1 f em o d e lo ft h eb i w ( b o d y - i n w h i t e ) w a sb u i l ta n du p d a t e db yc o m p a r i n g t h er e s u l t so fc a l c u l a t e dw i t he x p e r i m e n t a lm o d a la n a l y s i s o nt h i sb a s i s ，a n a c o u s t i cc a v i t yb e ，f em o d e la n df e b ec o u p l e dm o d e lw e r eb u i l t ，a l s o t h e p r e s s u r em e d a l sw e r ea n a l y z e d 2 t h ef o c u s e df r e q u e n c yw a sf o u n db yc a l c u l a t i n gc o u p l e da n du n c o u p l e d i n t e r i o rs o u n df i e l df r e q u e n c yr e s p o n s e o n t h i sb a s i s ，b y a n a l y z i n gp a n e l c o n t r i b u t i o nt h em a i n l yp o s i t i v eo rn e g a t i v ec o n t r i b u t i o np a n e lw a sf o u n d ；b y c o m b i n i n gm o d a lc o n t r i b u t i o na n dm o d a ls e n s i t i v i t ya n a l y s i s ，t h ep a n e lt h i c k n e s s w h i c hi n f l u e n c e dv e r yg r e a t l yt of i e l dp r e s s u r ew a sf o u n di n d i r e c t l y 3 t h r e em e t h o d sw e r eu s e dt oc o n t r o lt h ei n t e r i o rn o i s eo ft h ev e h i c l eb a s e d o np r e s s u r e t p aa n dp a n e lc o n t r i b u t i o na n a l y s i s t h e nb yc o m p a r i n ge a c ho t h e r t h e b e s tc o n t r o lm e t h o dw a sc o n f i r m e d k e y w o r d s ：m o d a la n a l y s i s ；p a n e l c o n t r i b u t i o n a n a l y s i s ；m o d a l c o n t r i b u t i o n a n a l y s i s ；m o d a ls e n s i t i v i t ya n a l y s i s ；o p t i m i z a t i o n i i 致谢 本文是在我的导师一陈剑教授的指导下完成的。陈老师渊博的知识、严谨 学态度、敏锐的学术思想、以及积极进取的科研精神是我终生学习的楷模。 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 到的疑惑和难点。而且在生活上都给了我极大的关心和帮助，使我得以顺 成硕士研究生阶段的学习和科研。值此论文完成之际，谨向陈老师表示衷 感谢和崇高的敬意! 本课题开展以来得到了实验室很多同学的帮助，其中文智明、段月磊师兄 型的建立、车身结构的速度响应和车内声场分析方面都给予了大量的关心 助。在此，对两位师兄表示深深的感谢。 i i i 作者：龚兵 2 0 1 1 - 4 1 1 ：! z i 7 态分析7 7 j 8 9 11 1 ：1 2 2 1 声学有限元和边界元模型的建立1 2 2 2 2 声模态分析基础1 3 2 2 3 声模态分析结果分析1 3 2 3 本章小结1 5 第三章声学频率响应特性分析1 6 3 1 间接边界元法基础1 6 3 1 1 声波方程1 6 3 1 2 边界条件1 8 3 1 3 非耦合间接边界元1 8 3 1 4 耦合间接边界元1 9 3 2 耦合声学边界元分析与非耦合声学边界元分析结果对比2 0 3 3 面板贡献量分析2 4 3 3 1 面板贡献量分析基础2 4 3 3 2 白车身结构频率响应分析：2 5 3 3 3 声传递向量分析2 9 3 3 4 面板贡献量分析结果3 0 3 4 模态贡献量分析与模态灵敏度分析3 3 3 4 1 模态贡献量基础3 3 3 4 2 模态贡献量结果分析3 3 3 2 3 模态灵敏度分析3 5 3 5 本章小结3 6 第四章 车内噪声的控制3 7 4 1 基于声传递函数分析控制车内噪声3 7 4 1 1 基于模态修改的基本理论3 7 i v v 插图清单 图1 1 车内噪声的主要噪声源和传播途径1 图1 2 车内噪声在0 1 0 0 0 h z 之间能量分布图2 图1 3 声学响应特性分析5 图1 4 基于声传递函数优化车内噪声5 图1 5 基于面板贡献量分析优化车内噪声6 图2 1 车身模块化建模流程7 图2 2 白车身结构有限元模型8 图2 3 前八阶结构模态振型图一1 0 图2 4 模态振型对比图1 2 图2 5 声学有限元模型1 3 图2 6 声学边界元模型1 3 图2 7 声模态振型1 5 图3 1 流体流入和流出一个微元体质量1 6 图3 2 微元体沿x 方向的受力一1 7 图3 3 发动机悬置点单独激励时耦合声压2 0 图3 4 结构模态参与因子贡献图( 1 2 0 阶) 2 1 图3 5 第15 阶结构模态振型图( 与声学边界元网格插值的节点) 2 l 图3 - 6 发动机悬置点单独激励时非耦合声压一2 2 图3 7 耦合与非耦合声压对比2 2 图3 8 发动机悬置点和前后悬架同时加载激励时耦合声压2 3 图3 - 9 发动机单独作用与发动机和前后悬架激励共同作用时声压对比2 4 图3 1 0 法向速度云图2 7 图3 1 l9 8 h z 所选节点速度幅值频率响应图2 8 图3 1 2 全部节点速度幅值频率响应图2 8 图3 13 部分频率下的声传递向量云图3 0 图3 一1 4 面板选择集3 1 图3 1 5 各板件在关注频率处对测点1 的贡献度系数3 2 图3 1 6 模态贡献量分析结果3 5 图3 1 7 作为设计变量的板件一3 6 图3 1 8 模态灵敏度3 6 图4 1 优化前后声传递函数对比3 9 图4 2 基于声传递函数改进前后场点声压对比4 0 图4 3 左右悬置点导纳随频率变化图4 0 图4 4 优化前后节点的速度对比4 1 v i v i i 4 2 4 3 4 3 4 4 4 8 4 9 5 0 表格清单 格划分标准7 车身结构有限元模型基本参数8 征值提取方法比较9 车身计算模态和实验模态结果对比1 l 模态结果1 5 取的节点2 8 注频率下对测点2 的主要贡献面板3 3 注频率下声压的升降情况4 4 计变量参数表4 6 权系数k 的值4 7 权系数a 珐的值4 7 表4 5 设计变量的参数“4 9 第一章绪论 1 1 车内噪声问题和本课题研究的意义 汽车噪声严重影响了车内乘员的乘坐环境，并且对周围的环境造成了严重 的污染。随着环保意识的增强，各国政府对汽车噪声的要求越来越高，车内噪 声、座椅的振动等行业标准逐渐成为国家强制标准，不达标的汽车将被禁止进 入市场；另外消费者对汽车乘坐舒适性的要求也越来越高，多数顾客期望在驾 车时能得到安静平稳的环境，这样就能充分地分享车内的语音系统和音响系统， 因此对汽车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 ) 特性尤为关注；随着各级供 应商和整车厂之间日益紧密的合作，不同品牌汽车的安全性能和使用性能之间 的差距越来越小。对于汽车厂商而言，为了使得生产的汽车更有竞争力，将更 加注重提高汽车的噪声与振动性能，用汽车的舒适性来展现新车型的特点。因 此降低车内的噪声水平，已经成为各国政府和消费者以及汽车生产商共同关注 的问题，并被作为重要的研究方向0 - 4 】。 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、 底盘噪声和风噪声等【4 】。这些噪声通过空气和固体两种途径传入车内，见图1 1 。 1 空气声一这部分噪声由车室外的各种噪声源所发出的噪声通过车室的壁 板、门窗上的孔和缝隙等直接传入车内； 振动表面辐射气流扰动 - _ 卜 图1 - 1 车内噪声的主要噪声源和传播途径剐 2 结构声这部分噪声由外界激励激起车身壁板的振动，向车内辐射的噪 声。这些激励主要包括：发动机和传动系统的振动、路面的不平引起轮胎的振 动，经过悬架和车架等传递给车身的振动、车辆行驶时引起的车身附近气压波 动激起的车身振动等。 需要指出的是，由于车身壁板主要由金属板件和玻璃组成，这些材料具有 很强的声反射性能。上述传入车室内的空气声和由于壁板振动辐射的固体声， 都会在车室内经过多次反射，使得车内声场接近于扩散声场，因此车内噪声是 直达声( 空气声、固体声) 和混响声叠加后的结果。 一 各种噪声的能量随频率的分布是不同的，文献 6 给出了车内噪声在 0 10 0 0 h z 之间的能量分布图( 见图1 2 ) 。从图中可以看出，5 0 0 h z 以上的中 高频噪声主要成分是空气声，而5 0 0 h z 以下的中低频噪声主要成分为结构声。 对于车内噪声而言，2 0 2 0 0 h z 是一个值得重视的特殊频段，因为2 0 h z 是人耳 能听到的最低频率，2 0 0 h z 以下的频率是车身结构振动引起车内噪声的集中频 率【_ 7 1 。另外该频段内的噪声给人的主观感觉是“轰鸣声，造成车内乘员的强 烈不适。另外，由于车身轻量化的要求，常规的吸声降噪措施引入的附加质量 必须严格控制，并且在该频段内效果不大【8 】。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得到很好的解决，成为一大难题。 9 0 ，、8 0 琶7 0 谜6 | | | 姐 2 1 0 0 杉 j 结构声j 厂7 。j 。 ， 纱 f 入广 j 空气声 ， 了7 厂n。 j、i 01 5 04 【】【】s o 【】6 0 08 【 01 0 0 0 图1 - 2 车内噪声在0 - 1 0 0 0 h z 之间能量分布图例 由上述分析可知：车内噪声是各国政府、消费者和汽车生产商共同关注的 问题，降低车内噪声已经成为一个非常重要的研究方向；车内噪声能量主要集 中在中低频范围，而中低频噪声主要来源于结构噪声；传统的降噪措施对此低 频段噪声的控制非常有限。本课题来源于江淮汽车股份有限公司( j a c ) “s r v 整车n v h 正向设计流程与工程实施研究项目，主要运用c a e 仿真技术对车 内低频噪声的预测与控制方法进行研究，有一定的理论和现实意义。 1 2 国内外研究的现状 2 0 世纪6 0 年代中期，世界发达国家就开始对降低车内低频噪声进行研究。 从理论上探讨了板状结构振动辐射的声功率，并把其运用于实际工程中，随后 又把这些理论应用于声固耦合的研究中。d o w e l l 从理论和数值分析出发对耦合 系统进行了深入的研究；c l a d w e l l 和z i n m e r m a n n 在声振耦合理论的基础上提 出了相应的能量公式，这一公式的提出为运用有限元法求解声振耦合问题奠定 了理论基础；w o l f 和n e f s k e 将n a s t r a n 结构有限元分析软件用于汽车车内 噪声的研究，进行了车厢的声固耦合分析；19 9 9 年，c h r i s 和c h u c k 等引入间 2 接力估计技术，并把它应用于汽车传递路径分析；2 0 0 1 年，密西根大学的a l l e n m 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；2 0 0 3 年，k r i s h n ard 等基于t p a 技术提出了子 系统目标设置方法，即将系统级n v h 目标分解到子系统级目标，并以道路噪 声问题描述该方法的应用；2 0 0 5 年，o l i v e rw 等应用传递路径方法分析不同车 身板件对车内噪声的贡献；y k e v i nh a n g 利用乘坐车室车身板件声学贡献量分 析来降低车内噪声，采用有限元和实验技术相结合的方法，将实验测得的结构 振动速度作为边界条件施加到车身有限元模型上，从而获得了各板件的声学贡 献量，至此声学贡献量分析广泛应用于车内噪声设计【8 03 1 。综上所示国外的研 究人员普遍采用的方法是将有限元分析、边界元法与试验模态分析相结合，利 用试验模态分析的结果，检验有限元模态分析的准确程度，修正有限元模型， 使其计算精度达到可接受的程度，在此基础上再对该模型进行声学分析。 通用汽车公司率先成功地使用n a s t r a n 软件在车内噪声预测上进行分 析，至此世界上各大汽车厂商在汽车车内噪声的预测分析中采用n a s t r a n 软 件进行分析，使n a s t r a n 成为了车内噪声预测分析使用的标准软件。a n s y s 公司开发出的a n s y s 软件建立了流体和声学单元库，考虑了结构与流体相互 作用的计算问题，使其在这一领域具有独特的优势，因此经常应用于汽车车内 噪声预测方面【1 4 。l m s 公司开发的v i s u a l 1 a ba c o u s t i c 软件在c a t i av 5 平台 上集成原来的s y s n o i s e 所有的功能，并开发了一些新的功能，使其成为目前市 场上最好的噪声分析软件，该软件结合有限元( f e a ) 和边界元( b e a ) 进行分析， 并把无限元和多级边界元算法融合其中，使得软件的适用范围更为广泛、计算 速度更快。 国内科研工作者对车内噪声的预测和控制也做了许多有意义的研究，并取 得了一定的研究成果。特别是一些高校通过与企业的合作方式，开展了对车内 噪声的研究，并且运用到实际中解决工程问题。 吉林工业大学的赵宝荣等指出结构振动引起的低频噪声是车内的主要噪声 源，车内的吸声材料对降低低频噪声作用不大。并且利用a n s y s 分析软件对 载重汽车驾驶室在路面和发动机激励下产生的噪声进行了预测【”】。 北京航空航天大学的孙凌玉等对车内声场的模态进行了分析，指出虽然车 内噪声的产生机理比较复杂，但是其动态声压响应都与车内声腔的声模态特性 密切相关。讨论了以二维模型代替三维模型、忽略座椅所占空间、不计结构与 声场之间的耦合作用以及不计内饰和座椅表面的吸声效果等简化了车内声场对 声模态的影响。特别指出考虑座椅将使得声场固有频率明显下降，同时由于座 椅的存在，节线位置略有变化【l6 1 。 吉林大学马天飞等建立了整车级别的刚弹耦合模型以及声固耦合模型，结 合有限元和多体动力学理论对这一系统的低频噪声特性进行分析。并根据试验 3 的结果对仿真分析进行了定性验证。在文献中特别指出边界元法在处理车室的 吸声材料建模方面具有独特的优点。另外还指出了耦合系统的模态并不是两个 系统模态的简单叠加，一方面二者之间相互作用改变了原系统的模态频率和振 型，另一方面一个系统在其模态频率处的振型将引起另一个系统产生相应模式 的振动【1 7 】【1 引。 重庆大学邓兆祥等运用有限元法和模态分析方法对载货汽车驾驶室结构动 态特性和声固耦合特性进行了分析，并进行了面板贡献量分析找出了主要的噪 声源；基于上述分析，对结构进行修改有效的控制了车内低频噪声【1 9 】。 同济大学白胜勇等第一次在声学模型中考虑了人体所占有的空间的影响， 利用a n s y s 软件对该模型进行了声模态分析，并且用实验模态的结果来验证 声学模型的准确性；并且把车身结构板件贡献量分析应用于车内噪声的分析与 控制上【2 0 1 。 上海交通大学白杨等，提出了基于有限元和边界元声学一结构灵敏度计算 方法。基于有限元法计算结构动力学响应及响应速度灵敏度，基于边界元法计算 结构辐射声压及声压对振动速度灵敏度。将两个灵敏度联合，得到声学结构设 计灵敏度【2 。 西北工大惠巍等，利用有限元分析软件a n s y s 和l m sv i r t u a ll a b 对某轿 车乘坐室结构与空腔声模态的频率和振型进行分析，采用直接法和模态叠加法 对该轿车车内噪声仿真结果进行比较，指出采用模态叠加法计算声固耦合问题 时，对结构模态阶数的提取要求。通过计算仿真分析该模型低频噪声在频域中的 分布情况，为降低由结构振动引起的车内低频噪声提供结构修改和声学修改依 据【2 2 1 。 同济大学郭荣等，对车室内传递路径分析方法进行了初步探讨，详细分析 了基于实验的传递函数和激励力的测量方法。并将传递路径分析方法应用于燃 料电池轿车车内噪声分析，分别对结构传递噪声分析和空气传递噪声进行了分 析【2 3 】。 综上所述，随着计算机软件和硬件的快速发展以及车内噪声声学理论和方 法的日益完善，在汽车车内噪声的预测和控制研究方面也取得了很大的进步， 特别是在声一固耦合、面板贡献量分析、传递路径分析、模态贡献量分析方面 做出了突出的贡献。国内科研工作者在这些方面虽然做了大量的研究，但是与 国外相比还有一定的差距。 1 3 本文研究的内容、思路和结构安排 本论文针对某s r v 车，以车内低频噪声的预测和控制为目标。运用 h y p e r m e s h 、m s c n a s t r a n p a t r a n 、l m s v i r t u a l 1 a b 等c a e 分析软件，采用有限 元法和边界元法分析了车内噪声声学频率响应特性，在此基础上采用三种方法 4 对噪声进行了控制，并对这些控制方法进行了比较。 各章节的安排如下： 第一章：指出了汽车车内噪声问题，简单地介绍了国内外对车内噪声研究 的现状。介绍了本课题的来源、研究的目的和意义。 第二章：建立白车身有限元模型、声学有限元模型、边界元模型，并计算 白车身结构模态和声模态，对比实验模态和计算模态的结果验证白车身有限元 模型的准确性。 第三章：对车内噪声进行声学响应频率特性分析。通过面板贡献量分析、 模态贡献量和模态灵敏度分析找出主要的噪声源，为控制车内噪声提供指导。 其分析思路见图1 3 ： 图1 - 3 声学响应特性分析 第四章：从声传递函数和面板贡献量的角度出发，以降低关注点声压峰值 为目标，对车内噪声进行控制。优化韵思路见图1 4 、1 5 ： 图1 _ 4 基于声传递函数优化车内噪声 5 6 采用模块化建模思想，其流程如图2 1 所示。这种方法可以很方便地修 改零部件模型，而且有利于多人分工协作； 鳘鲁 鹱 有装 限配 元各 模总 型成 图2 - 1 车身模块化建模流程 表2 1 网格划分标准 成合 白并 车各 身总 模成 型组 名称二维网格标准三维网格标准 翘曲角度( w a r p a g e ) 1 5 。5 。 单元长度( l e n g t h ) 按1 0 r a m 划分，4 m m2 0 长宽比( a s p e c tr a t i o ) 55 雅可比( j a c o b i a n ) 0 6o 7 倾斜角度( s k e wa n g l e )1 0 。1 0 。 四边形内角( a n g l eq u a d ) 4 0 。1 3 5 。 三角形内角( a n g l et r i a )2 5 。1 2 0 。 三角形占全部单元比例 1 0 略去某些对结构变形和力学性能影响很小的非承载结构，如前翼子板、 7 平均单元尺寸节点总数单元总数 1 05 9 8 2 6 25 9 1 8 4 6 三角形单元比例( )焊点个数单位制 8 3 l 6 9 6 5m m t s 角等工艺 2 1 ： 结果相近 其基本参 2 1 2 无阻尼自由模态分析的基础知识心力 结构的固有频率是指结构在受到干扰时发生共振的频率，结构在共振时发 生的变形称为主振动模态( 也称为振型) 。如果计算中忽略阻尼作用，则特征 值为实数。 系统在无阻尼和自由振动条件下的动力学方程为： 膨+ k x = 0 ( 2 1 ) 式中：x 为位移向量；膨为质量矩阵、足为刚度矩阵。 假设系统在各坐标上作简谐振动，即： x = s i n o t ( 2 2 ) 式中：彩为角频率；o 为特征向量( 或振型) 。 把( 2 2 ) 代入( 2 1 ) 中可得到： ( k 一彩2 m ) = 0( 2 3 ) 其特征方程为： i k 一2 u l = 0 ( 2 4 ) 解方程( 2 4 ) 得到n 个( n 为系统自由度数) 非负解劬c o ( 0 q ) ， 令z = 哆2 万( i = 1 n ) ，称石五为系统n 阶固有频率，分别把q 代入 n ( 2 1 ) 式中可得到n 组向量c i ) ，。，称c i ) 。为系统n 阶模态振型。 8 因此，模态分析实际上是对系统方程( 2 1 ) 进行特征值求解，获得结构固有 频率( 特征值) 以及相应模态振型( 特征向量) 的过程。 模态提取方法有以下几种：兰索斯法( b l o c kl a n e z o s ) 、子空间法 ( s u b s p a c e ) 、p o w e rd y n a m i c s 法、r e d u c e ( h o u s eh o l d e r ) 法、u n s y m m e t r i c 法、 d a m p e d 法。用有限元软件求解时主要用到前四种，表2 3 指出了它们之间的区 别： 表2 - 3 特征值提取方法比较【2 5 】 特征值求 适用范围 内存存储 解法要求要求 提取大模型的少数阶模态( 4 0 阶以下) 且模型中包含形状 s u b s p a c e 低一般 较好的实体及壳单元时采用此法。 b l o c k 提取大模型多阶模态( 4 0 阶以上) ，建议用于模型中含形 一般低 l a n c z o s 状较差的实体单元和壳单元的求解，运行速度快。 p o w e r 提取大模型的少数阶模态( 2 0 阶以下) ，建议用于有1 0 0 k 以上d o f 的模型的特征值快速求解。在网格较粗的模型高低 d y n a m i c s 中，算得的频率是近似值，存在复频时可能遗漏模态。 用于获取小到中等模型( 小于1 0 k 的d o f ) 的所有模态，在 r e d u c e 选取的主自由度合适时可用于获取大模型的少数阶( 4 0 低低 阶以下) 模态，此时计算的精度取决于主自由度的选取。 其中对于中、大规模的模型，l a n c z o s 法是最可靠、最有效的方法。除了 它的可行性之外，l a n c z o s 法还支持稀疏矩阵法，将n 刀阶实矩阵经相似变换 化为三角阵以求解特征值问题，这样可提高计算速度，减少对磁盘空间的要求。 综合表2 2 和表2 3 可以看出，对于本文分析的模型，其d o f 达到5 0 0 k ， 为了得到高精度的模态结果和较快的计算速度，应该采用l a n c z o s 方法提取模 态。 2 1 3 白车身自由模态结果分析 在m s c n a s t r a n 中利用l a n c z o s 方法计算了白车身的1 1 0 0 h z 自由模态( 从 1 h z 开始计算是为了去除刚体模态) 。其前8 阶结构模态振型特性如下： ( a ) 第一阶模态振型( b ) 第二阶模态振型 9 ( d ) 第四阶模态振型 ( f ) 第六阶模态振型 ( g ) 第七阶模态振型( h ) 第八阶模态振型 图2 3 前八阶结构模态振型图 下面将对前八阶白车身自由模态进行分析。 第一阶模态：频率为2 5 4 8 h z ，顶棚和地板后部的扭转模态，顶棚后部是 振动的腹部； 第二阶模态：频率为2 7 0 7 h z ，z 向二阶扭转模态，振动的腹部区域发动 机支架和顶棚的前部； 第三阶模态：频率为3 0 3 2 h z ，z 向一阶弯曲模态，其节线位置在a 柱处， 振动腹部区域在顶棚天窗处： 第四阶模态：频率为3 5 3 0 h z ，发动机支架z 向振动、前地板处局部振动 模态，顶棚和后地板二阶扭转模态，振动的腹部区域为地板前部； 第五阶模态：频率为4 0 9 4 h z ，一阶扩张振动及地板前部、中部，顶棚局 部振动模态，振动腹部区域在顶棚天窗处及地板的前部、中部； 第六阶模态：频率为4 4 2 6 h z ，z 向二阶弯曲，地板前部、顶棚z 向局部 振动模态，振动腹部区域为地板前部和顶棚中部、后部； 第七阶模态：频率为4 8 5 9 h z ，顶棚局部振动模态； 第八阶模态：频率为5 4 8 4 h z ，顶棚、地板中部、发动机支架及防火墙局 部振动模态，振动腹部区域为顶部前部、中部和地板的中部； 1 0 结果可以看出，整车一阶扭转模态和一阶弯曲模态频率相 设计上有效地避免了这两种模态之间的耦合。振动腹部区 部、发动机支架和地板的前部和中后部。从车内噪声的声 振动的腹部区域对车内噪声不利，当噪声辐射效率高的部 的腹部区域时，从车内噪声产生的机理可以看出，这些壁 的噪声，使得噪声级剧增。 模型建立以后，最重要的就是验证所建的有限元模型是否 特性相符，即实验模态是判断有限元模型准确性的重要标 的准确性，对模型经过多次的修改获得与实验模态结果相 出了计算模态和实验模态结果的对比情况，图2 4 列出了 整体模态振型的对比图。 表2 - 4 白车身计算模态和实验模态结果对比 阶次计算频率h z实验频率h z振型描述误差 l2 5 4 82 6 3 l 顶棚和地板后部的扭转 3 1 5 22 7 0 72 6 6 7 z 向一阶扭转 1 5 0 33 0 3 22 9 4 l z 向一阶弯曲 3 0 9 发动机支架z 向振动、前地 4 3 5 3 03 3 2 96 0 4 板处局部振动 一阶扩张振动及地板前部、 54 0 9 43 9 7 52 9 9 中部，顶棚局部振动 z 向二阶弯曲，地板前部、 64 4 2 64 4 7 00 9 8 顶棚局部振动 7 4 8 5 94 6 6 6 顶棚局部振动 4 1 4 顶棚、地板中部、发动机支 85 4 8 45 9 3 2一7 5 5 架及防火墙局部振动 ( a ) z 向一阶扭转模态振型对比图 弯曲模态振型对比图 弯曲模态振型对比图 图2 _ 4 模态振型对比图 在模态试验的过程中，传感器的附加质量、悬挂情况以及外部干扰会产生 误差。对于计算模态和试验模态结果比较，在固有频率值方面，如果两者的误 差在1 0 之内，则一般可以接受。由表2 4 和图2 4 计算模态和实验模态的对 比可以看出，两者之间的固有频率绝对误差最大为7 5 5 ，振型和节线的位置 一致，可见所建立的自车身有限元模型有较高的精度，可以作为后续分析的模 型。 2 2 声腔声学模型的建立与声模态分析 2 2 1 声学有限元和边界元模型的建立 采用l m s v i r t u a l 1 a b 软件在对流体模型进行分析时，会考虑声波的反射、 衍射和折射等行为。因此计算的结果和实际的误差在很大程度上是在将声场划 分为网格时，网格划分得过于粗糙造成的。对于线性有限元和边界元模型来说， 通常假设在最小波长内有6 个单元，即最大单元的边长要小于最高计算频率点 处波长的1 6 2 s l 。当规定了分析频率的范围时，声学模型的网格尺寸l 必须满 足l 名曲6 = v 6 f m 。, 。空气中声速为3 4 0 m s ，本文所分析的最高频率为2 0 0 h z ， 所以要建立的声学分析模型应该满足l 2 8 3 3 m m 。另外对于声学网格而言，局 部网格划分过小并不能提高计算的精度，但是在有些特殊情况下还是要把网格 划分得小一些【2 8 1 。比如：在结构模型与流体模型耦合的地方、需要定义边界条 件的地方。综合考虑计算的精度、电脑的配置以及具体的分析类型，建立车内 声腔声场模型时取声学单元尺寸为5 0 1 0 0 m m 。 考虑座椅会使得声场固有频率明显下降，座椅空间的存在使振型的节线位 置也会有一定的变化【l6 1 。同时，仪表盘所占空间比较大，对声学响应的影响不 1 2 图2 5 声学有限元模型 考虑座椅和仪表盘所占空间的声学网格模 型的基础上进行二次建模的方法生成声学 型上对声学分析影响较小的板件单元，填 。声学有限元模型用四面体网格来模拟， 2 5 是同时考虑座椅和仪表盘空间的有限 ，f 。 图2 - 6 声学边界元模型 2 2 2 声模态分析基础瞳引乜钔 与结构系统类似，声腔也具有固有频率和模态振型的特性，只不过结构系 统的模态振型是以位移分布为特征的，而声学模态以声压分布为特征。车内声 学模态分析对后续分析提供非常有价值的指导意义，能有效地避免车身壁板振 动与车内声腔发生剧烈的共振。 无衰减声波有限元分析流体方程： m ，】舻。) + 群】伽。) + p o r ) 2 玑) = o ( 2 5 ) 其中：【m 多】为流体质量矩阵； k 乡】为流体刚度矩阵；p o r , 】为流体一结构耦合 质量矩阵；仞。) 为单元节点的声压； 玑) 单元节点的位移向量。 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 的结构运动向量玑= d f = 耽= 0 时的声学共鸣频率和声压分布。 对于边界上无吸声材料的硬反射表面将玑= d e = 耽= o 代入方程2 5 得： 【m 多】 p 。) “群】 见 = 0 ) ( 2 6 ) 其特征方程为： 【k 罗】一0 3 2 m y 】) p 。) = 0 ( 2 7 ) 它能解出n 个线性无关的特征值 办) 和哆，其中 办 为模态矩阵、q 为声 学共鸣频率。 2 2 3 声模态分析结果分析 在l m s v i r t u a l 1 a b 软件声学有限元模块中利用b l o c kl a n c z o s 法提取前十阶 声模态，其模态振型如图2 7 ，模态频率和振型的描述见表2 5 。 1 3 ( c ) 第三阶声学模态 ( d ) 第四阶声学模态 ( e ) 第五阶声学模态 ( f ) 第六阶声学模态 4 ( g ) 第七阶声学模态 ( h ) 第八阶声学模态 1 4 瘫 l 舞 i 蚕 l 嚣 ( j ) 第十阶声学模态 态振型 称，在节线的两侧声压相位相反。由 不连续，变成环状的线，如第五阶、 中在车室前端的底部和项部、后端的 言，第一、第二、第四、第六、第八、 第十阶模态为有利模态，在这些模态中其节线处于人耳附近，使得入耳处于噪 声最小的声学环境中。而对于第3 阶、第5 阶、第9 阶模态而言，驾驶员恰好 处于声压幅值的腹部区域，因此为不利模态。对于后排乘客而言主要的不利模 态为第六阶和第八阶。 表2 5 声模态结果 阶次频率h z振型描述阶次频率h z振型描述 15 6 7 5 纵向一阶 61 6 0 1 3 复合模态 21 0 9 6 7 纵向二阶 7 1 6 5 0 6 纵向二阶、横向一阶 31 2 0 3 2 横向一阶 81 9 2 6 8 纵向四阶 4 1 3 7 6 0 横向、纵向一阶 91 9 3 1 3 横向一阶、侧向一阶 51 4 3 6 2 侧向一阶 l o1 9 8 9 2 纵向三阶 2 3 本章小结 本章的主要任务是建立白车身有限元模型和声腔有限元与边界元模型，为 后续声场分析和车内噪声优化提供准确的模型；另外结构模态和声学模态分析 为车内声场分析提供了指导。 对于结构模型，重点介绍了建立白车身结构有限元模型的策略；结构模态 提取的基本知识；分析了白车身结构自由模态，并把它们的结果和实验模态的 结果进行对比，指出所建立的白车身模型具有很高的精度，可以作为后续分析 的模型。 对于声学模型，重点介绍了声学模型的建立方法，即在白车身有限元模型 的基础上进行二次建模；介绍提取声模态的基础知识；分析了前十阶声模态的 结果，指出了其中对驾驶员和后排乘客不利的模态。 1 5 第三章声学频率响应特性分析 车身有限元模型和声学边界元模型进行耦合声学边界元分析、非 元分析，并把它们的结果进行对比，找出需要的关注频率；进行 分析找出了主要的正负贡献面板；进行模态贡献量分析找出引起 要结构模态，并求出这几阶模态对板件厚度的灵敏度，进一步找 板件。通过以上一系列分析找出了主要的噪声源，为后续的车内 提供了指导。 元法基础 程3 0 1 播是一种宏观的物理现象，满足质量守恒定律、牛顿第二定律和 描述压强、温度和与密度关系的物态定律。下面将从这些定律出发简单介绍声 波方程的建立。 设有一个微元体，其长、宽、高分别为d x ，d y 和d z ，如图3 1 所示，在 单位时间内在z 方向上净流入微元体的质量为： l 以一( 以+ 掣出) i d y d z ：一掣d x d y d z ( 3 1 ) l 锻 l 出 式中，为流体在x 方向的速度 流体的流入和流出使得微元体内的密度发生了变化，这样由于密度变化而 引起的质量变化为： 望d x d y d z a 根据质量守恒定律，流入到这个微元体的质量等于这个长方体的质量的变 化，得连续性方程： 粤+ p 誓：o ( 3 2 ) 图3 1 流体流入和流出一个微元体质量 如图3 2 所示，微元体在z 方向的左侧面和右侧面受到的力分别为p