车身NVH分析优化及应用

车身NVH分析优化及应用噪声-Noise:是人们不希望的声音MaybeUndesirable(RoadNVH)注解:声音有时是我们需要的MaybeDesirable(PowerfulSoundingEngine)是由频率,声级和品质决定的CharacterizedbyFrequency,level&quality频率范围:20-10,000HzFrequencyrange:inthe20-10kHzrange振动-Vibration人身体对运动的感觉,频率通常在0.5-200Motionsensedbythebody,mainlyin.5Hz-50Hzrange是由频率,振动级和方向决定的CharacterizedbyFrequency,levelanddirection不舒服的感觉-HarshnessRough,gratingordiscordantsensation什么是NVH？车身NVH分析优化及应用白车身模态分析闭合件模态分析转向系统模态分析悬置支架模态分析排气挂钩模态分析蓄电池支架模态分析内饰车身模态分析接附点动刚度分析接附点NTF分析白车身模态分析车身按承载式的区别非承载式（有车架式）：一般，货车（除微型货车）、大客车、专用汽车及大部分高级轿车上都有单独的车架，车身上的载荷主要有车架来承担，但车身仍在一定程度上承受由车架弯曲和扭转变形所引起的载荷。半承载式：半承载式是一种过渡型的结构，车身下部仍保留有车架，不过它的强度和刚度要低于非承载式的车架，一般将它成为底架，这种结构形式主要用在大客车上。承载式（无车架式）：承载式车身无车架，车身的强度和刚度通常主要由车身下部来予以保证，一般中低档轿车车身属于承载式车身。白车身定义：是指焊接车身的本体部分，不包括通过螺栓装配连接在车身本体上的部分（车门、前罩板、行李箱盖以及需要螺栓连接的翼子板等）。白车身模态分析的目的：验证分析模型的正确性（可以检查焊点遗漏、焊点层次错误、材料参数错误、单元属性错误等）；可以获得车身的主要动力学特征：关注的主要振型和频率（一阶弯曲和一阶扭转、顶棚模态、前端模态等），验证是否满足设计目标要求；通过优化白车身模态来管控整车的NVH性能，使得整车频率避开发动机怠速频率，避免怠速共振。白车身模态分析白车身模态分析方法白车身分析模型分为两种模型：带风挡玻璃（用BIP）和不带风挡玻璃的模型（BIW）边界条件：白车身模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-70Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。分析结果及评价：白车身模态分析的结果是计算出结构的各阶模态频率和振型，须区分整体模态和局部模态，评价时主要用整体的频率进行评价，即是否满足设定的目标值；如果不满足需要进行结构优化。白车身模态分析7白车身模态优化案例一阶扭转一阶弯曲案例：白车身BIP一阶扭转模态的频率为：38.18Hz，不满足目标值40Hz的要求，需要进行优化。振型图见下图。白车身模态分析8方案图示说明一阶扭转结果质量变化1零件5401742、5701321绿色部分的面沿外法线方向移动10mm,增大此处截面，左右对称；38.93Hz（+0.75Hz）+0.2kg2零件5401742、5701321绿色部分的面沿外法线方向移动20mm,增大此处截面，左右对称；39.28Hz（+1.1Hz）+0.4kg白车身模态优化案例白车身模态分析9方案图示说明一阶扭转结果质量变化3零件5401142、5401131厚度从0.8mm增加到1.2mm38.60Hz（+0.42Hz）+0.4kg4改变零件5104754的形状，并增加焊点，左右对称38.58Hz（+0.4Hz）+0.1kg白车身模态优化案例白车身模态分析10方案图示说明一阶扭转结果质量变化5方案2+方案339.68Hz（+1.4Hz）+0.6kg6方案4+方案540.07Hz（+0.4Hz）+0.7kg白车身模态优化案例白车身模态分析优化前优化方案6BIPBIP一阶扭转（Hz）38.1840.07一阶弯曲（Hz）52.252.22质量（Kg）328.7329.6白车身模态优化案例优化总结：通过以上方案经优化白车身BIP模态满足目标值，共增重0.7kg。白车身模态分析闭合件模态分析闭合件：包括车门、前罩板、行李箱盖或背门车门：可以分为前门、中门、后门；前罩板：发动机舱盖板或类似于发动机舱盖板的闭合件总成。英文名为bonnet或hood；行李箱盖或背门：三厢车为行李箱盖，英文名为decklid，两厢车为背门英文名为tailgate车门模态分析基本术语：活动铰链、固定铰链：在车门的安装铰链中，和车门相连的铰链为活动铰链；和立柱相连的铰链为固定铰链。上臂模型：连接上导轨滑轮与车门模型。下臂模型：连接下导轨滑轮与车门模型。车门模型：指车门的焊接总成模型（当车门铰链使用焊接铰链时，焊接在车门上的活动铰链不包括在车门模型中）。全局坐标：乘用车：轴距方向为X方向，轮距方向为Y方向。商用车：轴距方向为Y方向，轮距方向为X方向。闭合件模态分析车门模态分析分析设置：边界条件：车门模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-100Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。分析目的：验证分析模型的正确性（可以检查焊点遗漏、焊点层次错误、材料参数错误、单元属性错误等）；分析结果重点关注车门内板局部、外板局部、窗框的局部及整体模态是否满足目标要求，如果不满足要求需要进行优化分析。闭合件模态分析车门盖模态分析分析设置边界条件：车门模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-100Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。闭合件模态分析16前车门模型车门模态分析案例模型描述：前车门不带铰链模型，模型质量为14.89Kg；边界条件：自由模态分析，模态提取范围0～100Hz。闭合件模态分析17内板局部模态46.4Hz门框加外板局部模态72.3Hz车门模态分析案例计算结果：内板局部模态，门框加外板局部模态如下图所示：闭合件模态分析18一阶弯曲58.2Hz一阶扭转65.2Hz车门模态分析案例计算结果：一阶弯曲模态，一阶扭转模态如下图所示：闭合件模态分析19振型模态(第三版)（Hz）模态(第二版)（Hz）目标值（Hz）内板局部模态46.443.9门框加外板局部模态72.355一阶弯曲58.260.245一阶扭转65.26645前车门自由模态一阶弯曲和一阶扭转模态满足目标值，因此不需要优化。车门模态分析案例计算结果汇总：闭合件模态分析前罩板模态分析前罩板的FE模型：由前罩板本体（包括内外蒙皮，铰链加强件，锁销，锁销加强件及内外蒙皮之间的粘胶）和铰链（包括固定铰链和活动铰链）组成。做模态分析时，采用不带铰链的前罩板FE模型。闭合件模态分析前罩板模态分析分析设置边界条件：前罩板模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-100Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。闭合件模态分析22前罩板有限元模型图前罩板模态分析案例模型描述：前罩板有限元模型质量13.1kg边界条件：自由模态分析，模态提取范围0~100Hz闭合件模态分析23一阶整体扭转一阶整体弯曲45.4HZ63.5HZ前罩板模态分析案例计算结果：前罩板一阶整体扭转与一阶整体弯曲模态如下图所示闭合件模态分析24前罩板固有频率模态一阶整体扭转(Hz)一阶整体弯曲(Hz)自由模态45.463.5目标值3030前罩板模态分析案例结果汇总闭合件模态分析前罩板自由模态一阶整体扭转为45.4HZ,一阶整体弯曲为63.5HZ，均高于目标值30Hz。行李箱盖模态分析行李箱盖的FE模型：包括行李箱盖内外板、铰链、锁加强件、结构胶，不包括铰链机构。背门模态分析目的：通过模态分析结果，可以判断分析模型在建立有限元模型的过程中是否有局部的连接错误。考查分析的背门的模态频率是否满足分析设定的目标值。与试验测得的固有频率对标，保证背门有限元模型的准确性。闭合件模态分析行李箱盖模态分析分析设置边界条件：行李箱盖模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-100Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。闭合件模态分析27FE模型行李箱盖模态分析案例模型描述行李箱盖有限元模型质量8.709Kg；内板和外板用焊点用SHELLGAP模拟，粘胶用实体模拟。边界条件自由模态不做约束；计算0~100Hz模态频率，提取非刚体模态。闭合件模态分析28一阶扭转61.14Hz计算结果一阶弯曲63.75Hz行李箱盖模态分析案例分析结果闭合件模态分析行李箱盖的一阶弯曲为63.75Hz，一阶扭转为61.14Hz，都高于目标值40hz,满足目标要求。分析结果目标值行李箱盖质量（kg）——8.709一阶扭转（Hz）40Hz61.14一阶弯曲（Hz）40Hz63.75行李箱盖模态分析案例结果汇总闭合件模态分析背门模态分析背门的FE模型：带背门窗玻璃分析模型包括背门内外蒙皮、所有加强件、背门玻璃、玻璃胶条、内外蒙皮间的连接胶，不包括铰链机构（包括活动铰链和固定铰链）。背门模态分析目的：通过模态分析结果，可以判断分析模型在建立有限元模型的过程中是否有局部的连接错误。考查分析的背门的模态频率是否满足分析设定的目标值。与试验测得的固有频率对标，保证背门有限元模型的准确性。闭合件模态分析背门模态分析分析设置边界条件：背门模态分析为自由模态分析，即模型不包含任何形式的约束；分析频率和求解方法：分析频率的设定范围设定为0-100Hz,计算包含刚体模态，这样做的目的是可以检验模型；使用MSC.Nastran的Sol103求解序列，模态算法采用Lanzcos（兰索士法），对应的卡片为EIGRL。闭合件模态分析32

FE模型背门模态分析案例模型描述背门有限元模型质量26.01Kg；边界条件自由模态不做约束；计算0~100Hz模态频率，提取非刚体模态。闭合件模态分析33一阶扭转29.6Hz一阶弯曲27.4Hz背门一阶扭转模态为29.6Hz，目标值为28Hz，满足要求；一阶弯曲模态为27.4Hz，目标值为40Hz，不满足要求。针对一阶弯曲模态低的问题，需要进行优化。背门模态优化分析案例分析结果闭合件模态分析方案图示说明一阶弯曲模态质量变化1增加如图所示的外板加强件(厚1)，且其绿框区域与内板相焊34.73Hz（+7.3）+0.9kg2延长如图粉色的内板加强件棕色部分为增加部分，原来的粉色部分及新增部分均厚1(粉色部分原厚1.6)；增加如图所示的两个支架(厚1)绿框区域与内板相焊，蓝框区域通过粘胶与外板相连35.63Hz（+8.2）+1.0kg3方案1+方案242.24Hz（+14.8）+1.9kg背门模态优化分析案例闭合件模态分析图2：液压式动力转向系统图1：机械转向系统转向系统模态分析转向系统的定义：转向系统用来改变或保持汽车行驶或倒退方向的一系列装置称为汽车转向系统(STEERINGSYSTEM)。汽车转向系统分为两大类：机械转向系统和动力转向系统。完全靠驾驶员手力操纵的转向系统称为机械转向系统。借助动力来操纵的转向系统称为动力转向系统。分析目的：转向系统的振动与噪声是驾驶员可以直接感知的敏感因素，是整车NVH性能水平的一个重要指标。转向系统的首要目标是避频：避开外来（路面、发动机等）共振激励与车体结构（车身一阶主弯主扭、IP总成等）引起的共振频率。因此，合理的转向系统一阶横向模态和一阶垂向模态频率至关重要。在转向系统设计开发过程中，CAE开发手段是其中关键一环，那么正确的转向系统虚拟模型对产品性能的管控尤为重要。图3：单独转向柱图4：转向柱+CCB图5：TB约束安装孔处的6个方向自由度约束和车身连接处的6个方向自由度转向系统模态分析分析方法：转向系统的模态分析可以分四步：单独转向柱总成模型；转向柱总成+CCB总成系统模型；TB（或整车）模型。最终考察的是TB（或整车）中的模态图6：一阶垂向模态图7：一阶横向模态转向系统模态分析评价方法：转向系统的模态振型有一阶垂向模态和一阶横向模态。转向系统模态的评价标准以避开发动机怠速2Hz为基准。图8：一阶垂向模态图9：一阶横向模态转向系统模态分析案例：转向系统在TB中的一阶垂向模态为：31.05Hz，一阶横向模态为32.72Hz，一阶垂向模态不满足目标值32Hz，需要进行优化。振型图见下图。方案图示说明一阶垂向模态质量变化1取消原转向支撑托架里面两个加强件，将转向柱上安装支架从3mm加厚到4mm31.55Hz（+0.5Hz）-0.03kg2在方案1的基础上把下支架拉宽（红色部分为拉宽部分）31.63Hz（+0.08Hz）+0.03kg转向系统模态分析优化方案：方案图示说明一阶垂向模态质量变化3在方案2的基础上不影响滑块正常工作的情况下把上支架拉宽（红色部分为拉宽的部分）31.71Hz（+0.08Hz）+0.02kg4在方案3的基础上去掉转向托架2号加强件，加上两个支架，厚度2mm，支架做翻边，31.95Hz（+0.24Hz）-0.05kg转向系统模态分析优化方案：方案图示说明一阶垂向模态质量变化5在方案4的基础上去掉转向托架1号加强件，加上两个支架，厚度2mm，支架做翻边32.21Hz（+0.26Hz）-0.13kg6在方案5的基础上去掉方案4和方案5中增加的4个支架，把转向柱托架结构改为图示蓝色件形状32.08Hz（-0.13Hz）-0.42kg转向系统模态分析优化方案：振型目标值（Hz）原始数据（Hz）方案5（Hz）方案6（Hz）一阶垂向摆动3231.132.232.1一阶横向摆动3232.732.732.8质量变化-0.16kg-0.58kg转向系统模态分析优化结果：优化后转向系统的质量减少，且模态频率得到了提高满足目标值32Hz。悬置支架模态分析分析目的：不良的噪声和振动会影响汽车的操作稳定性和平顺性；同时还会使乘员产生不舒服和疲倦的感觉；严重的振动会损坏汽车部件，大大缩短汽车的使用寿命；悬置支架的模态分析主要为降低动力总成传递到车身上的振动，提高舒适性和汽车的使用寿命。分析方法：为减少计算量截取部分车身进行约束模态分析，如悬置支架连接在副车架上，则将悬置支架装配到副车架上并约束副车架安装孔进行约束模态分析。结果评价：为了达到良好的隔振效果，发动机悬置支架必须要比隔振器的刚度大到一定程度。通常遵循两个标准，一个标准是支架刚度是隔振器支架刚度的6~10倍，另一个标准是支架的最低频率应在480Hz以上。图10：左悬置图11：右悬置悬置支架模态分析案例：某车型左悬置支架模态为347Hz，右悬置支架模态为242.9Hz,不满足目标值。方案图示说明一阶垂向模态质量变化1将支架向上延长约35mm左悬置：377.9Hz（+30.9）右悬置：325.6Hz（+82.7）+0.39kg2删除悬置支架加强板左悬置：347.9Hz（+0.9）右悬置：243.3Hz（+0.4）-0.15kg3左侧支架拐角补上左悬置：418.7Hz（+40.8）+0.02kg图示蓝色加强板删除悬置支架模态分析优化方案：方案图示说明一阶垂向模态质量变化4在sol3模型上增加悬置支架翻边并和纵梁焊接左悬置：466.2Hz（+47.6）右悬置：360.8Hz（+35）+0.5kg5在sol3基础上删除加强板右悬置：344.2Hz（+18.4）-0.12kg6在sol3基础上增加线焊左悬置：420.6Hz（+2）右悬置：330.2Hz（+4.4）+0.02kg悬置支架模态分析优化方案：方案图示说明一阶垂向模态质量变化7增加料厚1.2mm的加强件左悬置：438.8Hz（+20.2）右悬置：330.1Hz（+4.3）+0.12kg8在sol1到sol7基础上更换支架左悬置：498.4Hz右悬置：475.2Hz（+87）+0.03kg增加撑角线焊到下支架上悬置支架模态分析优化方案：方案图示说明一阶垂向模态质量变化9在sol8基础上增加料厚1.2mm的加强筋右悬置：476.8Hz（+1.6）+0.12kg10增加料厚1.5mm的加强件左悬置：498.4Hz（+20.2）右悬置：480.0Hz（+4.3）+3.2kg悬置支架模态分析优化方案：优化总结：通过以上方案经优化悬置支架模态满足目标值，共增重1.72kg。被动侧挂钩主动侧挂钩挂钩隔振器排气系统图5-1排气挂钩模态分析排气挂钩系统介绍：排气挂钩系统由主动侧挂钩、被动侧挂钩和挂钩隔振器组成，如图5-1所示。主动侧挂钩与排气系统连接，被动侧挂钩与车身侧连接，隔振器连接主、被动侧挂钩。为保证排气挂钩系统具有良好的隔振效果，通常要求主、被动侧挂钩刚度5倍以上于隔振器刚度，同时还需满足下式关系：K=KS+KM+KN1111KS：隔振器刚度；KM：主动侧挂钩刚度；KN：被动侧挂钩刚度。主、被动挂钩频率≥发动机最大转速×发动机的汽缸数120长安公司目前采用的是四缸直列式发动机，最高转速为6000RM，换算成频率为200Hz，一般考虑50Hz的安全余量，故挂钩频率目标为大于等于250Hz.。排气挂钩模态分析排气挂钩系统的刚度设计：排气系统的振动通过排气挂钩系统传递到车身上。当传递到车身上的力大于10N或传递率小于20dB时，乘员就能明显感觉到来自排气系统的振动或由振动产生的结构辐射噪声。为保证良好的NVH性能，需要对排气挂钩系统进行刚度设计。排气挂钩系统的刚度可由下式计算得出：图5-2排气挂钩模态分析因为只是考察排气挂钩本体的模态，所以在分析时只需要排气挂钩安装位置附近的车体结构及排气吊耳结构，具体模型截取方案请参考排气挂钩分析规范，分析模型如图5-2所示。排气挂钩模态分析结果必须满足目标值，若不满足，则需要优化。优化的方向可以从挂钩的形状、挂钩的长度及挂钩与车身的连接等方面考虑。图5-3排气挂钩模态分析某款上商用车的排气挂钩模态分析及优化案例优化方案：将挂钩安装板加宽15mm，并增加2个焊点，质量增加0.02Kg，如图5-3所示。优化结果：排气挂钩模态有224.9Hz提高到338.4Hz，满足目标值。蓄电池支架模态分析蓄电池支架介绍蓄电池支架主要用与安装、固定蓄电池，并保证汽车在各种工况下，蓄电池能够正常工作，且不与周边零件发生摩擦、磕碰等。各车型蓄电池大小、质量不等，一般10Kg以上，汽车工况复杂，因此需要对支架进行刚度设计，保证支架具备良好的强度、疲劳及NVH性能。一般轿车，蓄电池支架会选用普通钢材结构。经济型轿车由于成本的压力，可能会采用塑料成型结构。高档轿车或出于轻量化考虑可能会选用一些轻质、优质材料。蓄电池支架模态分析蓄电池支架模态分析意义当蓄电池支架模态与怠速激励相同，汽车在怠速状态下时，蓄电池支架就会出现剧烈的振动，发生异响等，影响周围零件正常工作，削弱蓄电池的性能及使用寿命。通过模态分析，设计人员能够在设计早期知道支架的动力学性能，发现问题，指导支架的设计和优化。在前期规避风险，避免后期整改困难。当蓄电池支架模态与怠速激励相同，汽车在怠速状态下时，蓄电池支架就会出现剧烈的振动，发生异响等，影响周围零件正常工作，削弱蓄电池的性能及使用寿命。通过模态分析，设计人员能够在设计早期知道支架的动力学性能，发现问题，指导支架的设计和优化。在前期规避风险，避免后期整改困难。蓄电池支架模态分析蓄电池支架模态目标值设定依据蓄电池支架模态要避开汽车常用工况下的几率，如发动机怠速激励。另外还要避免与其它系统的主要模态发生耦合，主要有整车的弯曲模态，整车的扭转模态，悬架的模态，轿车最好还要避开发动机舱的主要模态。为了较小路面激励对支架的影响，一般考虑向上避频。长安公司蓄电池支架模态目标值除考虑了以上条件外，还借鉴了国外汽车公司的经验，一般要求大于等于45Hz图6-1蓄电池支架模态分析蓄电池支架模态目标值设定依据分析模型为部分车身模型及蓄电池、支架模型，如图6-1所示。具体模型截取及分析方法请参考蓄电池支架模态分析规范。分析过程中必须要考虑到电池的质量、质心位置的影响。蓄电池支架模态结果必须满足目标值，若不满足，则需要优化。优化的方向可以增加支架与车体的连接，支架本体结构等方向考虑。优化结果：蓄电池支架模态有18Hz提高到43.7Hz，满足目标值。图6-2蓄电池支架模态分析某款乘用车模态分析及优化案例优化方案：增加支架与车体的连接。内饰车身模态分析内饰车身的定义整车中去除底盘和动力总成后的部分，简称TB。内饰车身模态的分析意义检查和调试分析模型，能及时更正模型连接错误，保证计算的准确性；内饰车身模型是整车模型的基础，通过考察内饰车身中关重模态可以初步评判车身整体的模态分布情况，提前发现请潜在NVH问题；掌握NVH相关的重要部件的固有频率，与数据库中同类车型进行比较和评价；内饰车身的一阶主扭频率和一阶主弯频率是车体NVH性能重要反映，决定了汽车骨架的好坏，如果频率过低，需要通过优化车身结构提高主频；通过内饰车身上的局部模态可以找到车身结构上的薄弱区域，发现车身结构上的潜在NVH隐患。内饰车身模态分析内饰车身的建模及分析流程1.模型建立白车身的模型建立车身附件的模型建立车身内饰件的模型建立声学空腔的模型建立2.模型检查重量的检查连接关系的检查振型判断的检查BIWIP闭合件保险杠，翼子板和阻尼胶座椅备胎散热器内饰车身模态分析内饰车身模态析的关重点车身一阶弯曲及扭转是否满足目标值，与主要激励源（发动机怠速、常用转速工况、路面激励）是否避频合理；转向系统模态：一阶垂向模态、一阶横向模态，是否满足目标值，是否与主要激励源（发动机怠速频率带）避频合理；车身板件局部模态，是否与声腔模态存在耦合；内饰车身的一阶主扭频率和一阶主弯频率是车体NVH性能重要反映，决定了汽车骨架的好坏，如果频率过低，需要通过优化车身结构提高主频；通过内饰车身上的局部模态可以找到车身结构上的薄弱区域，发现车身结构上的潜在NVH隐患。内饰车身模态分析内饰车身模态析的关重点考察项考察重点评价指标车身一阶扭转与主要激励源（如怠速频率）避频一阶弯曲前舱横摆模态与怠速频率带避频转向系统一阶垂向模态与怠速频率带避频一阶横向模态车身附件模态座椅、车门等模态与车身主阶模态避频合理车身局部模态顶盖、地板等模态1.与声腔模态避频2.与邻近结构模态避频内饰车身模态分析案例在对CV8进行主管驾评时发现车内存在敲鼓声的问题；NVH所针对上述问题进行了测试，结果如下。经过分析判断，50Hz附件的峰值噪声是产生敲鼓声的原因。克鲁兹卡罗拉悦动福克斯内饰车身模态分析案例CAE通过分析发现，轿车声腔的第一阶非刚体模态在50Hz附近，当大壁板件模态与声腔该模态接近时，二者耦合就会导致车内产生峰值响应。48.2Hz52Hz内饰车身模态分析图7-1案例优化方案1顶盖最后一根横梁下表面下拉10mm，后排的噪声结果均下降2dB左右下表面下拉10mm内饰车身模态分析图7-2案例优化方案2顶盖后横梁增加动态吸振器，吸振器质量1.5Kg，后排噪声结果减少4dB动态吸振器内饰车身模态分析图7-3案例优化方案3顶盖后横梁中部加1.3Kg的质量，50Hz附近车内噪声下降3.8dB1.3Kg质量内饰车身模态分析图7-4定义接附点动刚度：在整车NVH分析中，噪声传递函数路径对NVH性能有较大影响，而噪声基本从底盘通过与车身的安装接附点传递到车身，因此对接附点局部区域的动刚度的考察特别重要，也是整车NVH分析的基础。该刚度分析可通过IPI方=法进行分析；IPI分析：源点导纳分析，在一定频率范围内通过加载点单位力作为输入激励，同时将该点作为响应点，测得该点在该频率范围内的加速度作为输出响应，用于考察该点的局部动刚