如图２所示，被测白车身利用４根柔性弹簧悬吊在刚 性良好的支架上，以使车身保持水平。悬挂点分别位于前 后悬架在车身的固定点上，与车身的连接处为４个质量极 小的挂钩。这样，整个车身的约束状态接近于自由状态， 因此可以测量得到无边界约束状态的模态参数，而且还可 以减少除减振力以外的其他干扰力的不利影响。 １．２．２激振位置与测点分布
表ｌ 白车身分析模态与试验模态对比
圉４前２阶模态振型对比
２整个车身结构模态分析
由于要研究的是车身结构一车室声腔耦合系统对车 室内噪声的贡献，所以首先要对整个车身结构进行模态分 析。整个车身结构（包含门窗）的有限元模型如图５所示， 全部为三维弹性壳单元（ｓｈｅｕ６３），单元总数为２９０ ３３７个， 节点总数为２９９ ００５个。
限元模型；同时将实验得到的发动机对悬架的加速度激励作为边界条件，对整车的声一固耦合系统进行了频率
响应分析，最终达到噪声仿真的目的；最后对车内各壁板的声学贡献进行了分析，为车身结构的改进提供参考。
关键词：有限元；车内噪声；模态试验
中图分类号：ｕ４６１
文献标识码：Ａ
文章编号：１００６一ｃｒ７ｃｒ７（２０１０）０５—００５１—０５
图２ 白车身模态分析试验测试系统
图３激励位置与测点分布
１．３模态试验结果与有限元分析结果比较 表ｌ为白车身分析模态与试验模态对比结果。从表ｌ
可以看出，计算模态与试验模态从阶次上一一对应；从振 型上看，计算模态与试验模态也具有较好的相关性，对应 频率相对误差的绝对值基本在５％以下，只有第３阶相对 误差的绝对值在７％。
本研究在基于整车有限元模型和声腔有限元模型的 基础上，建立了声一耦合系统有限元模型，如图９所示。
对车室内声场有限元模型进行模态分析，可得到声学 模态前１０阶声学共鸣频率和模态振型，如表２所示。其中 ｌ阶模态是一致声压模态。为方便说明，引入了“纵向”、 “横向”、“垂向”的术语，分别对应车辆坐标系的ｘ，ｙ，ｚ轴 方向‘引。
１ 白车身有限元分析及模态试验
１．１ 自车身有限元分析 在轿车车身几何模型的基础上，建立车身模态分析有
限元模型是非常重要的。其建模原则是在准确反映结构 模态特性（包括整体弯曲及扭转刚度等）的前提下进行必 要的简化，以获得必要的计算精度。并尽可能降低计算鼍 与计算复杂性。为降低求解规模，在建模时以四边形单元 为主，并在架构变化及过渡地区采用少数三角形单元。在 软件ＨｙＰｅ彻ｅｓｈ中所建白车身（不包含门窗）有限元模型，
６轿车结构振动对车内噪声的声学贡献 分析
声学贡献分析模型由包围该车内部声场的板件生成， 包括１４部分：前围、仪表、前顶棚、后地板、前地板、左前门、 右前门、左后门、右后门、后挡风玻璃、前挡风玻璃、后盖、 后顶棚和行李箱盖。图１２为轿车贡献板分布。
万方数据
张兴超，等：某车车内声场噪声仿真
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由图１３可以看出，发动机转速为２ ５００ ｒｐｍ、对应频率 为１１２ Ｈｚ的激励在前座人耳处引起的噪声，在前顶棚、前 围、后地板、行李箱盖和左后门属正贡献区域，其他板件属 于负贡献区域。其中，对声压贡献最大的板件为后地板， 前围和前顶棚的贡献较小。所以应将后地板视为主要噪 声源，以进行结构修改，实施振动噪声控制。可见，计算机 模拟板件振动声学贡献分析对于已知轿车设计，以及对已 生产轿车进行结构修改实施噪声控制具有重要意义。
万方数据
５２
四川兵工学报
图３为本车白车身模态实验的激励位置和检测点分 布。经过不断的试用，本试验选择了７号点作为激振点， 方向为垂直方向。该车共设置了１０６个测点，为减少漏掉 模态的机率，全车身测点分布均匀。
由图４可看出，实验得到的振型与有限元分析得到的 振型相关性非常好。说明所建立的有限元模型能很好地 反映实际结构的振动特性，可以用于后面的计算分析。
７ 结束语
图１２轿车声学贡献分析模型
为显示不同板件声学贡献的矢量关系，清晰表明不同 板件的声学贡献，绘制了声学贡献幅值一相位图。板件在 发动机转速为３ ５００ ｒｐｍ，激励频率为１１２ Ｈｚ时对前座的声 学贡献幅值一相位如图１３所示。
建立了白车身有限元模型、整车结构有限元模型以及 结构一声学耦合的有限元模型。通过实验测得各工况下， 发动机对左、右、后３个悬置点的振动加速度响应。以此为 边界条件，采用Ｈｙｐｅ瑚１ｅｓｈ／０ｐｃｊｓ￡ｒｕｃｔ软件对声一固耦合有 限元模型进行了频率响应分析，得到了各工况下声场内部 的声压分布，达到了车内噪声仿真预测的目的。
轿车的振动和噪声特性是表征汽车品质的莺要指标。 经验证明，汽车在生产过程中若发现有振动、噪声问题，要 对其进行改进需付出极其高昂的代价。因此，在汽车的设 计阶段就应该把振动噪声的控制和优化作为重要内容和 关键环节之一…。
在现代声学研究中，广泛应用计算机和数值计算方法 是发展的重要趋势。近１０年来，有限元（ＦＥＭ）、边界元 （ＢＥＭ）、统计能量法等数值方法的发展，为解决复杂的振 动问题提供ｒ强有力的手段。使用一些通用、强大的分析 软件来解决实际问题已成为广大工程技术人员的首选。 有限元法主要研究的是车内的低频固体传播噪声。用该 方法进行车内噪声的预测，能使整车建模简单，计算时间 短，且计算结果直观，因此采用有限元方法进行仿真研究 具有非常广泛的应用前景。
如图ｌ所示。其单元基本边长为１４咖，壳单元数为
２１０ ７６３，ｒｂｅ２数为３ ７３４，节点数为２２０ ９８７，其中三角形单 元占单元总数的４．４７％。
图ｌ 白车身有限元模型
使用软件Ｈｙｐｅｍｅｓｈ／郇ｔｉｓｔｍｃｔ对白车身有限元模型 进行模态分析，可得到前１０阶的模态频率和振型。 １．２ 白车身模态试验 １．２．１试验悬挂系统的选择设置
考虑到第２种情况即发动机振动引起的噪声，可将其 工况分为发动机转速为１ ５００，２ ５００，３ ５００，４ ５００ ｒｐｍ及怠
从表３可以看到，在发动机转速为ｌ ５００，２ ５００。３ ５００， ４ ５００ ｒｐｍ以及怠速时，声压达到峰值的频率分别为５６，８８， １７０，１４８，１７５ Ｈｚ，可知声压级随着发动机转速的增大而提 高。同时，在发动机转速为４ ５００ ｒｐｍ时的声压峰值频率为 １４８ Ｈｚ，接近发动机在４ ５００ ｒｐｍ时的基频频率，说明二者 在此发生了共振，应对该处的声压值进行研究，以达到降 低声压值的目的。
图５整个车身结构有限元模型
图６整车车身部分结构模态
３ 车室空腔声场模态分析
为更好地研究车室空腔声场的声学特性，本文中考虑 了座椅对车室声腔模态的影响，建立了有座椅的三维声学 模型。如图７所示，模型中共有ｌＯ ６８９个节点，４６ ０３６个 单元。
图８声腔模态振型
４声一固耦合有限元模型模态分析
图７有座椅车室空腔声场模态分析有限元模型
速等几种。通过对频率的相应分析，提取了车室内驾驶员 右耳处的声压值。利用下述公式可将其转换成相应的声 压级
‘训－ｓ（簧）ｄＢ或‘划ｇ（鲁）ｄＢ
式中：只为声压有效值；Ｒ＝２×ｌＯ。Ｐａ为声压标准值。从 而可计算得到声压级的频谱图。图ｌｌ所示工况即为发动 机转速为３ ５００ｒｐｍ时的声压级频谱图。
图ｌＯ耦合作用下声场的模ห้องสมุดไป่ตู้振型
第３１卷 第５期 【制造技术】
四川兵工学报
２０１０年５月
某车车内声场噪声仿真·
张兴超，雷 刚，曹建国
（重庆理工大学，重庆汽车学院，重庆柏００５０）
摘要：为改善车身结构，以某轿车为分析对象，应用有限元数值分析和声学ｃＡＥ等先进技术，对车内低频传播噪
声进行了分析预测。采用Ｈｙｐｅ丌ｎｅｓｈ／Ｏｐｌｉｓｔｒｕｃｔ软件建立并分析了某轿车整车有限元模型和结构一声学耦合有
汽车的内饰部件在一面均装有吸声材料，而吸声材料 对车内声场的影响是不能忽略的。同一材料的吸声系数 在一定范围内一般随频率的升高而增大，因此分析中需在 车室顶棚和地板上加随频率线性变化的吸声系数。
在车辆静止时，分析发动机激励下的车内噪声情况， 激励源应从２方面考虑：①发动机本身的噪声会通过车身 前面板底部与地板连接部分的缝隙及壁板上的通孔泄露 进入车内；②发动机本身的振动会通过其悬置系统传给车 架，进而引起车身壁板振动发出噪声。
通过对比耦合前后声场的振型图可以看出，车室内部 声压分布发生了明显变化。由此可知，空腔的耦合声学特 性在很大程度上受车身结构动态特性的影响，通过改变车 身结构可以改变空腔的声学特性。
图１１ 转速为３ ５００唧时的声压级频谱
由图ｌｌ可知，发动机转速为３ ５００ ｒｐｍ时，声压峰值频 率为１７０ Ｈｚ，声压第２峰值频率为１１２ Ｈｚ，刚好等于发动 机在３ ５００ ｒｐｍ时的基频频率，说明二者在此发生了共振， 应对该处的声压值进行研究，以达到降低声压值的目的。
选择测点位置、测点数量及测量方向时应考虑：能够 准确而完整地反映白车身的整体轮廓；能够明确显示试验 频段内所有模态的基本特征及相互间的区别；能够保证所 关心的结构点（如与其他部件的连接点）都在所选择的测 量点之中。
·收稿日期：２０１０一０３—１０ 作者简介：张兴超（１９８４一），男，硕士研究生，主要从事汽车现代化理论与设计研究。
车室声腔有限元模态分析结果的前２阶模态振型如 图８所示。
图９声固耦合有限元模型
车室声一固耦合系统的声学特征表现为与模态频率 和振型（声压分布）相联系的声学振动模态。在强迫振动 下，车室内部各点的总声压响应取决于各声学模态的激励
万方数据
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方式，且车室声腔的共振会明显增大室内的噪声响应。对 声学系统进行模态分析可以识别出系统的模态频率和振 型，从而能够预测并避免结构模态频率接近声学共振点， 因此对耦合系统进行模态分析是相当重要的‘３１。图１０为 耦合作用下声腔的前２阶振型。
现将整车车身结构有限元模型提交到Ｏｐｔｉｓｔｍｃｔ软件 中进行模态计算。由于整个车身结构模型的自由度较多， 并且其模型主要以薄板为主，因此模态多表现为局部区域 的变形，从而导致模态频率密集。由于篇幅原因，只给出 车门的振动模态，如图６所示。