轻型商用车驾驶室声场特性分析
驾驶室结构振动及其声固耦合噪声响应分析
图 4 厚度为 3 mm下驾驶员左耳声压曲线对比
图 2 驾驶员左耳处声压对比曲线
从图 2还可以看出 ,频率范围在 105 Hz～115 Hz、145 Hz～155 Hz和 182 Hz～190 Hz内 ,驾驶员左耳处的场点声 压比较小 ,这样驾驶员左耳听到的噪音也比较小 。当频率 范围在 88 Hz～100 Hz、126 Hz～138 Hz、169 Hz～172 Hz 内 ,场点声压出现波峰 ,这里 92. 93 Hz、131. 04 Hz、172. 71 Hz恰恰是驾驶室声模态的第 2、4、7 阶 ,引起了声腔共鸣 , 使驾驶员左耳听到的噪音很不舒适 。因此在进行驾驶室的 结构设计时 ,发动机对于驾驶室的激振频率要尽量避开这 3个频率段 ,底盘的调校也同样要避开这 3个频率段 ,使驾 驶员与乘员在驾乘过程中尽量不受到噪音的干扰 。 3. 2 声固耦合作用
式 (4)和式 (5)描述了完全耦合的结构流体运动方程 ,
用统一的矩阵形式表示为
MS 0 Β
CS
0
·
U
ρf R M f
·· + P
0
Cf
·+ P
KS
- RT
U =
FS
(6)
0 Kf P
0
根据弹性结构和流体相互耦合的离散化矩阵方程 ( 6)
可以得到结构表面 S 节点处的位移和声压 。
1. 2 声学边界元方程
(西北工业大学 机电学院 ,西安 710072)
摘 要 :利用有限元分析软件 ANSYS和声学分析软件 SYSNO ISE对卡车驾驶室的振动与内部声场耦合做了数值计 算分析研究 。介绍了振动频响分析方法 ,动力学计算与声学边界元模型耦合的具体步骤 。通过计算分析 ,分别研究 了驾驶室结构的声固耦合模型与非耦合模型对室内声场的影响 ,从而找出在不同的壁板厚度条件下 ,声固耦合作用 对室内噪声的影响 ,以及驾驶室内声场的变化规律 。 关 键 词 :驾驶室 ;振动 ;声学 ;有限元 ;边界元 ;声固耦合 中图分类号 : TH113 文献标识码 : A
轻卡驾驶室声固耦合系统动态特性分析
（ｃ ｏ ｌ ｆ ｃ ｉｅｙａ ｄ Ａ ｔｍｏ ｉ ｎ ｉｅｒｎ ｆ ｆｉ ｉｅｓ ｙｏ ｅ ｈ ｏｏ ｙ Ｈｅｅ ３ ０ ９， ｈｎ ） Ｓ ｈ ｏ ｈｎ ｒ ｎ ｕｏ ｂｌ Ｅ ｇｎ ｅｉｇｏ ｅ ｖ ｒｉ ｆ２
Ｎ Ｈ 特性 作 为消 费者 体 会 最 为直 接 和 表 面 的 Ｖ 汽车特 性 之一 ， 汽车 的开 发研究 和 实际生 产 中 ， 在 扮 演 着极 其重 要 的角 色。 究 车 内噪声情 况 ， 企业 来 研 对 说有着 较 强的经 济利 益 ， 消费者 而言 ， 对 人体 的健康 是重 中之 重…。 随着计 算机 技术 的迅 速发展 ，使 得产 品在设 计
ｔｓ． ｔｒ ｉ ｎｇｔ ｅ ｅ ｉ ｓｏ ｅ ｏ ｈ ｘ ｔｔｏ ｏ ｒ ｅ ｏ ｔ ａ ｉ ｒ ｔｏ ． ｅ ｕ ｉｇ ｔ ｅ ｆｅ ｅ ｙ ｒ ｐ ｎｓ ｎ ｌ ｓｓ ｅ ｔＤｅ ｅｍ ｎｉ ｈ ｎｇｎｅ ａ ｎ ｆｔｅ ｅ ｃｉ ｉｎ ｓ ｕ ｃ ｓ ｔ ｈｅ ｃ ｂ ｖ ｂ ａｉ ｎ Ｅｘ ｃ ｔｎ ｈ ｒｑｕ ｎｃ ｅｓ ｏ ｅ ａ ａ ｙ ｉ ａ
ｂ ｓ ｄ ｏ ｈ ｏ ｌ ｔ ｎ ｏ ｅ ｍｏ ａ ｎ ｌ ｓ ｎ ｔ ｄ ｉ ｇ ｔ ｅ ｐ ｏ ｅ ｓ ｏ ｈ ｎ ｏ ｒａ ｏ ｓｉ ｎ ｉｏ ｍｅ ｔ ｉｅ ｓ ｃ — ａ ｅ ｎ ｔ ｅ ｃ ｍｐ ｅｉ ｆｔ ｄ ｌａ ａｙ ｉ ａ ｄ ｓｕ ｙｎ ｈ ｒ ｃ ｓ ｆｔ ｅ ｉｄ ｏ ｃ ｕ ｔ ｅ ｖ ｒｎ ｎ ｄ ｖ ｒｉ ａ ｏ ｈ ｓ ｃ Ｓ ｉ ｆ
ｓ ｇ ｅ ｔ ｎ ｉ ｅ ｇｖ ｎ ｔ ｍｐ ｏ ｅｔ ｅ ｉ ｔｒ ｒ ｃ ｕ ｔ ｈ ｒ ｃｅ ｓ ｃ ． ｕ ｇ ｓｉ ｓ ｗ ｌ ｂ ｉ ｅ ｏ ｉ ｒｖ ｈ ｅ ｉ ｏ ｓｉ ｃ ａ ａ ｔｒ ｔ ｓ ｏ ｌ ｎ ｏ ａ ｃ ｉ ｉ
浅谈某轻型卡车噪声优化
浅谈某轻型卡车噪声优化发布时间：2022-01-23T01:00:34.823Z 来源：《论证与研究》2021年12期作者：窦海燕[导读] 摘要：针对某轻型卡车噪声评估过程中,车外加速通过噪声水平没有达到法规限值要求，噪声水平较高，文中根据该车整车噪声测试结果，通过对进气管路增加谐振腔，有效的降低了车外加速通过噪声，降低了对人的主观感觉的影响。
说明通过优化车辆进气系统结构可以降低整车噪声，并为后期解决类似问题提供技术参考。
关键词：进气；噪声；谐振腔浅谈某轻型卡车噪声优化窦海燕（安徽江淮汽车集团股份有限公司轻型商用车研究院 安徽 合肥 230000）摘要：针对某轻型卡车噪声评估过程中,车外加速通过噪声水平没有达到法规限值要求，噪声水平较高，文中根据该车整车噪声测试结果，通过对进气管路增加谐振腔，有效的降低了车外加速通过噪声，降低了对人的主观感觉的影响。
说明通过优化车辆进气系统结构可以降低整车噪声，并为后期解决类似问题提供技术参考。
关键词：进气；噪声；谐振腔Noise Improvement on Light TruckDou Haiyan （Light commercial vehicle，Anhui Jianghuai Automobile Group Co. Ltd）Abstract：In the process of noise assessment of a light truck, the noise level of accelerating vehicle does not reach the legal limit, and the noise level is high, it effectively reduces the noise of external acceleration and reduces the influence on people’s subjective feeling. The results show that the noise of the whole vehicle can be reduced by optimizing the structure of the intake system, and provide technical reference for solving similar problems in the later stage.Key word：Intake Air， Noise，Resonant Cavity1 问题来源进气系统主要的功用是尽可能多的和尽可能均匀的向发动机各个汽缸提供可燃混合气体或纯净的空气。
浅谈商用车驾驶室减振降噪技术
［ 摘 要］ 随着 人们 生 活水 平和 生活 质量 的快速 提高 ， 人们 对商 用 车 的舒适 度提 出了更 加高 的 要求 ， 而商 用车 的 舒适 度主 要与 车辆 在 行 驶过程 中的 振动 、 噪 音 等有 关 ， 因此， 在 商用 车的制 造 中必 须引进 先进 、 有 效的 减振 降噪技 术 ， 并采 用具有 良好 减振 降噪性 能的 材料 ， 切实提 高商 用车 的舒适 度 ， 为 人们提 供创造 舒 适的 乘， 包括在商用车的减振降噪控制中也使用较为广泛。 本文简要分析了商用车驾 驶 室 内噪声 的来源 及传 递 途径 ， 再 介绍 了阻 尼材料 ， 然后 提 出了商 用车 驾驶 室振 降 噪技术 ， 希 望 能给 读者 一些 帮助 。 ［ 关键词］ 商用 车 驾驶 室 阻尼 材料 减振 降 噪技 术 中图分 类号 ： Ｕ４ ６ ３ 文献标 识码 ： Ａ 文 章编号 ： １ ０ ０ ９ — ９ １ ４ Ｘ （ ２ ０ １ ４ ） ０ ７ — ０ ０ ０ ８ — ０ １
３ ． 车 内混 响
在商 用车 的设 计与 制造过程 中 ， 应 该首先分 析商 用车驾 驶室 内存 在产 生振 动及噪声源的因素， 并通过分析探讨， 采用一定的生产技术加以防范。 针对汽车 的不 同结 构特 征以及 生产 成本 ， 科学 合理 的选 择 阻尼材 料 ， 这 样 不但 可 以起到 良好的减振降噪效果 ， 还可以缩减汽车生产成本， 为汽车制造企业创造更大的 经济效益。 例如， 可以在汽车发动机机罩的后部分合弃传统的发泡的方式， 而是 运用 效果 更加 出色 的吸声 材料 ， 包 括岩 棉 、 超细 玻璃棉 、 离心 防潮玻 璃岩 等 。 这 样就 能使 发动 机发 出的 振动 以及噪声 衰 减 ， 起 到 了降耗 的减 振降 噪作 用 ， 还 能 提高 发动 机 的使 用寿命 。 ２ ． 设计 效果 良好 的悬架 减振 系统 商用车在行驶过程 中， 难免会遇到道路不平整的地方， 这就不可避免地引 起振动以及噪声， 因此， 设计人员应该综合考虑该项问题 ， 设计出效果良好的悬 架 减振 系统 ， 进而 将车辆 在行 驶 中受到 外界 影响 因素 降到 最低 ， 这 也对 车辆 的 减 振降 噪有 非常 大的积 极 作用 。 ３ ． 做好 驾驶室 内的密封 工作 驾驶室 内的减 振降 噪工作 需要 从多个方 面同 时展开 ， 首先应 该严格 控制地
3 t叉车驾驶室声场特性分析
表 ４驾驶室壁板编号
Ｔ ｂ ４ Ｔｈ ａ ｅ ｎ ｍｂ ｒｏ ｔ ｅ ｃ ｂ ａ ． ｅｐ ｎ ｌ ｕ ｅ ｆ ｈ ａ
图 ４各个测 点的位移响应 曲线
Ｆｉ ４ ｇ． Ｄ ｉｐｌ ｃ ｍ ｅ ｅ ｐｏ ｅｃ ｖ ｆｅ ｅ ｔ ｓ ａ ｅ ｎｔｒ ｓ ｎｓ ｕｒ ｅｏｆｄｉ ｒ ｎ
构 声 学车 辆 系 统（ 括 发 动 机舱 、 客 室 、 李 舱 和 包 乘 行
乘 用 车 （ 如轿 车 、 车 等） 声 问题 的研 究 近 诸 客 噪
年 来 比较深 入 ， 而拖 拉机 、 农用 车及 工程 机械 驾驶 室 的噪 声 问题 还 比较严 重 。要解 决车 内噪 声首 先要 明 确 噪声 的产 生机 理 ， 内声场 的分布 情 况 ， 后采 取 车 然 相 应 的措 施 进 行 降 噪 。 到 目前 为 止， 人们 对 车 内噪 卢产 生 的机 理大 致分 为两 个方 面 ， 其一 是空气 噪 声 ， 丰要 是 发 动 机 噪 声 、 、 气 声 等 通 过 空 气 传 入 车 进 排 内； 一是 结构 噪声 ， 另 主要 是发 动机 、 胎 、 面及 气 轮 路
ｍ ｅ ｓ ｒｎ ｏｎ ｓ ａ ｕ ｉ ｇ ｐ ｉ ｔ
４ 驾驶室声场 计算
驾 驶 室 内声场 特 性最 终要 由 驾驶 员来 评 定 ， 而 驾 驶 员 耳 旁 声 压 是 驾 驶 员评 价 声场 特 性 的重 要 指
标 。对 于 声 场 的辐 射 ， 般 采 用有 限元 和边 界 元 来 一
导 致失 聪 。驾驶 室 内部 的噪声 问题 一直 是 国 内外 学
者 研 究 的难 点 问题 ， 尽可 能地 降低 车 室 内部 噪 声 水 平 成 为新 车 型 在 概 念 设计 阶段 必 须 完 成 的 目标 之
商用卡车驾驶室举升油缸噪声分析及降噪措施
<3- 开始命令 MI01
1E向点动
MI05
6
反向点动 MI06
<3-
W-刀架移动方向选择M21- I：作台自动循环联锁 M2-左匝刀架使能 Y14-左垂刀架伺服使能 M33- 1.作台麻换河 XI4-左垂刀架快速按钮
图7 B2016A刨床左垂刀架移动部分PLC程序
向时触发定位开始命令（M101 ）,电机旋转直至本次 定位结束。
4结论 B2016A刨床经过上述进给系统改造后扩大了
进刀范围，最小进刀量减小到0.01 mm,实现了进刀 过程的数字化，进刀量稳定可靠，加工精度明显提 高，具有稳定的加工质量和较高的生产效率 该方案 替换了原机械进刀机构，提高了进刀精度和可操作 性,可以广泛应用于其他类似机床的进给控制系统。
参考文献
油缸内随动的设计，主要就是为了避免直筒式非内随动 MX(XX)的缓冲“储器BFM#20(M9015到M9000)
|---- -------- TO KO K20 K4MI00K1]—
参数0：单位体系 {l)TO KO K9200 K0 KI }—
参数1:脉冲率 {iXTO K0 K9202 R6000 Ki}—
目前国内对于油缸上下支座的安装主要有2种形式：一种 是直接采用光孔与销轴联接;另一种则采用向心关节轴承.两侧 用碗型垫片和螺母压住背死。这2种结构都是纯机械连接，在行 车振动频繁的工况下均会出现松旷异响的现象。如轴孔磨损后 的间隙扩大，关节轴承内圈与外圈之间游隙偏大造成内外圈的 松旷异响。 1.2升降过程中的噪声分析
商用卡车驾驶室举升油缸噪声分析及降噪措施
邵金龙
（浙江科力车辆控制系统有限公司，浙江江山 324100）
摘要：降低驾驶室举升油缸在行车和工作时的噪声分析行车时内随动式油缸可能产生噪声的几种情况，如顶缸异响、升降过程中 产生的噪声等，提供几种降噪方案，降低整车噪声，提升商用车行驶的舒适性. 关键词:举升油缸;汽车噪声;降噪措施 中图分类号:U463.81 文献标识码：B DOI ： 10.16621 /ki.issn 1001 -0599.2019.04.12
浅谈商用车驾驶室减振降噪技术
21世纪，我国进入飞速发展阶段。
人们的生活水平有了很大的提高，对生活质量的要求也越来越高。
随着汽车工业的快速发展人们对商用车越来越熟识，根据商用车的用途通常将其分为货车和客车。
商用车在行驶过程中会产生振动和噪声，影响商用车的舒适度。
本文通过对商用车驾驶室的噪声来源和传播途径进行分析，研究驾驶室的减振降噪技术。
1 商用车驾驶室的噪声来源和传播途径1.1噪声在商用车驾驶室内传播在设计和制造商用车的过程中，受制造成本和车辆本身的结构限制，在加工和制造过程中没有建立一个完整的“隔音罩，，，将商用车外部的噪声进行隔绝。
驾驶室外部的噪声基本上被驾驶室隔绝了，但是因其商用车的结构特点有些特点仍然存在着缝隙，噪声会在缝隙处进入驾驶室。
驾驶室的壁板和顶棚等部分的连接也存在缝隙，噪声源可以通过这些缝隙向驾驶室内传播。
1.2车体振动产生的固体声商用车在行驶过程中，发动机和传动装置在运转中会因为道路不平造成车轮的颠簸，振动通过车体和悬架传向驾驶室。
商用车行驶中可会因为周围的空气流动，造成气压波动。
无论是道路颠簸还是气压波动都会是驾驶室的壁板产生振动，然后噪声不断的在驾驶室内传播。
2 常用的阻尼材料2.1宽温域高性能阻尼材料高聚物阻尼材料可以利用高聚物的粘弹性将外场作用的能量转变为热能消耗掉。
分子链运动产生的内摩擦和将声振动和机械振动产生的能量进行损耗，以此达到减少噪声，降低振动的效果。
2.2高阻尼涂料高阻尼涂料是可以对空间曲面结构进行阻尼处理，运用高分子材料的粘弹性吸收、削弱驾驶室的振动，然后将其转换为热量释放出来。
在商用车的驾驶室中使用高阻尼涂料可以有效降低驾驶室的噪声和振动幅度，同时还能达到吸音和隔热的效果。
高阻尼涂料在汽车制造业中应用比较广泛。
2.3粘弹性阻尼材料粘弹性阻尼材料主要包括沥青和橡胶两类阻尼材料，在商用汽车的制造中，使用橡胶类的阻尼材料可以充分橡胶材料的优势，利用橡胶材料的粘弹性对驾驶室的结构进行改造，有效降低驾驶室内部的噪声和振动。
某商用车驾驶室白车身模态分析
某商用车驾驶室白车身模态分析一、绪论随着经济的发展和人们对生活品质的要求越来越高，商用车在物流、运输、旅游等领域的需求也越来越大。
商用车驾驶室作为商用车的重要组成部分，对驾驶员的舒适性、安全性以及工作效率都有着重要的影响。
本文将对商用车驾驶室的白车身模态进行分析，以便更好地了解其特点和优势。
二、商用车驾驶室的设计特点1.舒适性该商用车驾驶室采用了人性化设计，座椅可进行多向调节，以适应不同体型的驾驶员。
此外，驾驶室还设置了调节空调、音响等功能，为驾驶员提供了一个舒适的工作环境。
2.安全性商用车驾驶室采用了高强度材料制作，能有效抵御外部撞击和振动，提供更高的安全性。
同时，驾驶室还设置了气囊等安全设施，增加了驾驶员的被动安全防护。
3.工作效率商用车驾驶室设计了合理的布局，使驾驶员可以方便地操作各种控制设备，提高了工作效率。
另外，驾驶室还配备了多媒体设备和导航系统，方便驾驶员的工作和生活。
白车身模态是指车辆行驶过程中由于外部激励造成的车辆结构振动。
白车身模态分析可以通过有限元分析方法来实现。
在商用车驾驶室的白车身模态分析中，需要进行以下步骤：1.建立有限元模型首先，需要通过CAD软件建立商用车驾驶室的三维模型。
然后，利用有限元软件对模型进行离散化，将驾驶室划分为多个小单元，以便进行数值计算。
最后，根据材料特性和实际工况对各个单元进行材料属性和边界条件的设定。
2.求解模态信息根据有限元模型，可以求解其模态信息，包括自由振动频率和振动模态形态。
通过分析模态信息，可以得到驾驶室在不同振动模态下的应力、应变和振动特性，为后续的设计和优化提供参考。
3.分析结果评价根据白车身模态分析的结果，可以对驾驶室的结构强度、振动特性和噪声辐射等进行评价。
如果一些模态频率接近激励频率，可能会导致共振现象，需要进行优化设计，提高驾驶室的抗振能力。
四、结论通过商用车驾驶室的白车身模态分析，可以更全面地了解驾驶室的结构特点、振动特性和工作环境等方面的信息。
某轻卡加速时车内轰鸣声的分析与解决方案
轻型汽车技术2020(3)技术纵横11某轻卡加速时车内轰鸣声的分析与解决方案孙攀陈萍叶毅雯王继业(南京汽车集团有限公司汽车工程研究院）摘要：某轻卡加速至3600rpm时，车内出现明显的轰鸣声，严重影响驾乘舒 适性。
利用LMS数据采集系统对样车进行N V H试验，分析出进气噪声的突变和发动机悬置被动端支架的共振是引起车内轰鸣声的主要原因。
通过优化进气系统谐振腔结构、提高发动机悬置支架的模态，车内噪声在3600rpm时降低了 6dB(A)左右，轰鸣声消除,主观评价可以接受。
关键词:轻卡车内轰鸣声原因分析悬置支架优化进气系统优化1引言随着汽车工业的快速发展和人们对车辆舒适 性要求的不断提高，驾乘人员越来越关注车辆的 NVH性能，车内有无轰鸣声即是评价NVH性能 好坏的指标之一。
轰鸣声一般属于低频声，易引起 人耳不适、甚至头晕恶心等症状|1]。
本文针对某轻卡加速至3600rpm时，车内出 现严重的轰鸣声问题，利用LMS数据采集系统对 样车进行NVH测试，分析确定出进气噪声的突变 和发动机悬置支架的共振是引起车内轰鸣声的主 要原因。
通过优化进气系统的谐振腔结构、提高发 动机悬置支架的模态，车内噪声在3600rpm时降 低了 6dB(A)，轰鸣声消除，主观评价可以接受。
2问题描述与试验分析某轻卡发动机为汽油机，额度转速为6000rpm，在主观评价时发现当发动机转速到3600rpm时，车内有明显的轰鸣声，易引起驾乘人 员的抱怨。
为解决该问题，对样车进行NVH测试; 利用LM S TesUab设备测试动力总成和驾驶室悬置主被动端的振动（14个测点）、进排气口和车内 主驾耳旁的噪声(3个测点），试验工况采用3挡加 速(3GWOT)。
由图1(a)可知，3600rpm时车内轰鸣声主要 是由发动机的2阶激励引起的，对应的频率在 120Hz左右；由图1(b)和(c)可知，进气口的噪声 和发动机前悬置被动端支架的振动在该转速下均 有峰值存在，表明这两处的异常与车内轰鸣声有 较强的相关性。
轻卡驾驶室振动及声学环境分析
１ 引言
图１ 驾驶室结构一声腔耦合模型
随 着汽 车工 业的 发展 ，人们 对汽车 的关 注点 从 质量 题 逐 渐转移 到舒适 性 问题 上， 并且 对汽 车乘 坐舒适 性提 出 了更高 的要求 。 由 ＿ｆ在 货物运输 ｒｐ的重 要作 用，轻卡 彼人们 普遍使用 。本文以某轻 驾驶室为研究对 象， 分 别 建 立 结 构 、声 腔 和 声 固耦 合有 限元 模 型 ， 研究 声场 分 布，通过 声学 板块 贡献量 分析 ， 提供 改善轻 Ｒ驾驶室 声学 环境 方案 ，最 终达 到提供轻卡驾驶 员舒适驾驶环境 的 目的。
应 曲线和 加速 度响应 曲线 。其 中 ８个 响应 点 各方 向的加 速 度幅值 响应 曲线 如 图 ２所 示 ， 依 次 为 ｘ方 向加 速度幅 值响 应曲线 、 Ｙ方 向加速度幅 值响应曲线 和 Ｚ方 向加速 度幅值 响 应 曲线 。
２ 驾驶室 ＮＶＨ仿真模型的建立与验证
声腔 在模态 分析 中 会产生相 互 作用 ，对 驾驶 室 内声压 分布 产生影 响 ，所 以在 对驾驶 室声 场的 预测过 程 中采用 驾驶室 声 固耦合有 限 元 模 型 。
３ 驾驶室 ＮＶＨ特性分析
为 了研究 轻卡 驾驶 室 ＮＶＨ 特性 ，以 驾 驶室 与驾驶 室悬 置连接 处的 激励 信号作 为激 励 ，利 用有 限元的 方法 对驾驶 室振 动和 声学 状态 进行 分析。 分别对 驾驶 员右 耳旁和 副驾 驶左 耳旁 的声压 级分 布情 况进 行仿真 ，分析 车 身 结 构 板 件 声 学 贡 献 量 。
阶数 固有频 率试 固有频率计 相对误差 验 值 ／Ｈｚ 算值 ／Ｈｚ
１
２１ ８
基于轻型卡车驾驶室内饰平台化分析
车辆工程技术13车辆技术基于轻型卡车驾驶室内饰平台化分析魏文元（陕汽集团商用车有限公司,陕西 宝鸡 721000）摘 要：轻型卡车内饰件平台化设计除了需要设计人员拥有丰富工作经验，同时需要对已储备汽车的知识进行不断学习，要用与时俱进、实时更新的态度去进行内饰平台化的设计。
本文就以轻型卡车驾驶室内饰平台化为切入点进行深入研究。
关键词：轻型卡车；驾驶室；内饰；平台化 从目前市面上汽车生产商所展示的轻卡车型驾驶室分析，主要是通过驾驶室内、外饰造型为主要特征构成装饰系列，同一系列的驾驶室的不同在于驾驶室宽度和长度两方面进行拓展，但是同一种类的驾驶室长度、宽度怎么改变总体空间没发生变化，如果从车的内饰进行平台化设计就会出现很大不同，下面进行具体分析。
1 轻卡内饰平台化 轻卡车型的内饰可以大致分为九个板块：顶内饰、地板内饰、车门内饰、座椅、后围内饰、副仪表台、侧围内饰、仪表台、各种把手。
在这九方面中仪表台部件最多，从车型配置仪表台观察操作部件也不尽相同，所以仪表台的平台化设计是不简单的但是却很重要。
从各种内饰配置的基础上，将仪表台剔除，针对其他内饰板块进行详细了解。
同一系列驾驶室中内饰平台设计的原则和方法为以下这几点。
顶内饰:顶内饰会跟着驾驶室的宽度、长度相应改变。
所以结构是会出现变动，与此同时造型以及颜色保持统一。
对于等宽的驾驶室，顶内饰前端、后端和钣金件的固定必须相同而等长度的驾驶室，在顶内饰左、右两侧与钣金件的固定方式也需要统一，从而减少设计人员对顶内饰边界重复作业浪费金钱，车间装配人员使用同样的装配方式可以增加工作的准确性。
侧围内饰：等宽的驾驶室长度不一，而侧围内饰结构是需要改变的，但是造型、颜色却不能发生变动，对于等长驾驶室，在宽体单排和窄体单排、宽体排半和窄体排半的情况中侧围内饰是无分别的。
从而很大程度的减少侧围内饰工作，提高工作效率。
后围内饰：等宽度的驾驶室，可以参考中体单排和中体双排。
商用车驾驶室频率响应分析规范
商用车驾驶室频率响应分析规范目录前言 (II)1 范围 (1)2 名词定义 (1)3 分析软件 (1)4 驾驶室频率响应分析作用 (1)5 数据输入 (2)6 建模要求 (3)7 约束条件 (3)8 载荷条件 (3)9 输出数据及文件格式 (3)10 分析频率设定 (3)11 分析工况 (3)12 注意事项 (3)13 商用车驾驶室频率响应分析步骤 (4)13.1 软件启动及分析模块选择 (4)13.2 打开驾驶室CAE模型 (4)13.3 建立单位载荷集 (4)13.4 建立载荷集表格 (5)13.5 建立动态载荷集 (6)13.6 建立频率载荷集 (6)13.7 建立模态载荷集 (7)13.8 建立频率响应分析工况 (7)13.9 设置控制卡片 (8)13.10 计算频率响应分析工况 (9)13.11 查看结果文件 (10)前言在汽车驾驶室的性能中，频率响应计算占有重要的地位，其作用主要表现在驾驶室疲劳寿命和整车乘坐的舒适性上。
汽车在行驶的过程中，会受到各种各样的动载荷。
当动载荷与车身的动力学特性接近，即动载荷的某分量与驾驶室的某阶模态的固有频率接近时，将可能引发结构共振产生较高的动应力，导致驾驶室的疲劳破坏。
而驾驶室的动力学特性对乘坐舒适性的影响，主要表现在NVH 性能上。
频率响应是指计算结构在周期振荡载荷作用下对每一个计算频率的动响应。
激励载荷是在频域中明确定义的，所有的外力在每一个指定的频率上已知。
力的形式可以是外力，也可以是强迫运动（位移、速度、加速度等）。
计算结果分实部和虚部两部分。
实部代表响应的幅度，虚部代表响应的相角。
通常频率响应采用响应的幅值来表示，包括节点位移、加速度、单元力和应力等。
频率响应的计算方法主要有直接频率响应、模态频率响应两种。
直接频率响应，通过求解整个模型的阻尼耦合方程，得出各频率对于外载荷的响应。
模态频率响应，利用结构的模态振型来对耦合的运动方程进行缩减和解耦，同时由单个模态响应的叠加得到某一给定频率下的解。
商用车驾驶室声腔声学模态试验与计算模态分析
商用车驾驶室声腔声学模态试验与计算模态分析曾祥坤;喻菲菲【摘要】阐述了声学模态有限元法的基本原理与声学模态的求解方法;以某商用车驾驶室内声腔为研究对象,介绍了声腔有限元简化模型的建模方法,以及多参考最小二乘复频域模态参数识别(Pol yMax)方法的原理;论述了驾驶室内声腔声学模态试验的方法和步骤.结果显示,与试验模态频率相比,计算模态频率的误差率在6％以内,试验与计算的模态振型基本一致.这表明文中驾驶室声腔有限元简化模型的建模方法是准确的.【期刊名称】《广东技术师范学院学报(社会科学版)》【年(卷),期】2015(036)002【总页数】5页(P26-30)【关键词】声腔;声学模态;PolyMax;有限元;模态分析【作者】曾祥坤;喻菲菲【作者单位】广东技术师范学院汽车学院,广东广州510665;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;广东技术师范学院汽车学院,广东广州510665【正文语种】中文【中图分类】U461.4;U461.11 引言汽车车内噪声预测分析是汽车NVH (Noise & Vibration & Harshness)性能研究及汽车设计开发过程中的重要环节之一，其分析方法主要包括：有限元法［1］、边界元法和统计能量法［2］.有限元法具有建模简单、计算时间较短和计算结果直观等优点，在车内中低频(200Hz以下)固体传播噪声预测分析中应用广泛［3］［4］.重型商用车通常采用柴油发动机.发动机传递到驾驶室的振动较大，驾驶室车身壁板的振动会通过对临近空气的压迫而引起较大的车内噪声.因此，商用车驾驶室声腔系统模态分析是车内噪声预测分析的重要内容［4］.对驾驶室声腔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，从而预测并避免结构固有频率接近声学共振点，为车内声腔的低频噪声研究提供参考［5］.驾驶室结构模型复杂，通常建立驾驶室内声腔有限元模型，要求声腔模型的外表面网格与驾驶室结构模型的内表面网格相互贴近，以建立与实际声腔形状一致的模型，这使得声腔外围网格单元的建模复杂、网格划分时间长.因此，需对驾驶室结构进行简化处理，以便快速建立驾驶室声腔有限元模型，进而提高驾驶室声腔有限元模型计算模态分析的效率.2 模态分析基本理论2.1 声腔有限元模型建模原理驾驶室内的空气属于流体，可应用流体力学理论分析其动力学特性.流体动力方程与流体连续性方程可简化为声学波动方程［6］其中，P为流体压力，P=f（x，y，z，t），t为时间；ρf为流体密度；B=c2ρf为流体的体积模量，c为声速.在结构力学中，实体微小单元在x方向上的平衡方程为其中，ux为x方向上的位移；σxx、τxy、τxz为应力分量；ρs为结构密度.根据胡克定律，方程(2)可写成由声学波动方程(1)与结构力学平衡方程(3)类比看出，流体的体积模量B 相当于结构密度的倒数1/ρs；流体密度ρf 则相当于结构弹性模量的倒数1/E；流体压力 P 相当于结构位移 ux.因此，可采用结构的实体单元来建立声腔声学的有限元模型.2.2 声学模态计算声学模态计算是对声波控制方程广义力向量为 0 向量的计算求解，声学流体矩阵方程［6］［7］其中分别为声学质量矩阵和声学刚度矩阵；{Pe}为节点声压矢量.方程(4)的特征方程为由方程(5)得到声腔共振频率ωi（i=1，2，3，…，n）和声压分布 Pi（i=1，2，3，…，n）.3 声腔有限元简化模型的建立采用Hyperworks 有限元软件划分得到某商用车驾驶室结构有限元模型见图1［5］.可见，该驾驶室结构有限元模型复杂.建立与驾驶室内空气流体形状相一致的声腔有限元模型，要求该模型外表面与结构模型的内表面网格相贴近.这将导致声腔有限元模型的外表面网格单元建模复杂、网格划分时间较长.图1 驾驶室结构有限元模型为提高驾驶室声腔的建模效率，建立驾驶室车内空间尺寸与原驾驶室相接近的驾驶室结构简化模型，见图2.驾驶室结构简化模型以驾驶室白车身模型尺寸为基础，将车门、顶棚、前围和地板等结构均简化为一平面板件.图2 驾驶室结构简化模型图2 中，驾驶室结构简化模型左右对称，建立声腔有限元模型时，在驾驶室左侧面结构上建立单元尺寸为100mm 的四边形单元；以驾驶室横向长度(2140mm)为拉伸距离，网格密度设置为 22 个，创建 3D 六面体单元；将仪表板、座椅、卧铺等位置的六面体单元删除建立驾驶室声腔有限元简化模型，见图3.其中，删除座椅靠背空间位置单元时，部分网格单元采用五面体单元修复；座椅、卧铺位置附近的声腔有限元单元尺寸应根据空气流体的实际尺寸进行适当调整.另外，选择25°C时的空气流体参数作为计算模态分析的空气参数，该温度下空气体积模量为1.23514×105n/m2，空气密度为 1.03kg/m3.图3 驾驶室声腔有限元简化模型4 声腔试验模态与计算模态分析4.1 试验模态参数识别理论多参考最小二乘复频域(PolyMax)模态参数识别方法［6］，也称为多参考最小二乘复频域(LSCF)法.该方法与多参考最小二乘复指数(LSCE)法很相似，只是LSCE 法是以时域的脉冲响应函数矩阵H 作为拟合函数，而LSCF 法则是以频域函数矩阵作为拟合函数.在模态参数识别中，PolyMax 法具有较强的抗干扰能力，而且对大阻尼和模态密集的结构也能得到非常清晰的稳态图［8］.4.2 实验装置及测试方法声腔声学模态试验的仪器连接示意图见图4.试验采用正弦扫描信号(白噪声)作为激励信号，采样频率范围为0-400 Hz，采样频率间隔为0.39 Hz，每组试验 30 次作平均.采用多个传声器测得室内空间不同测点位置的声压；利用测量输入扬声器的电压信号与观测点声压变化引起的电信号之比值，计算出传递函数以确定声腔声学模态.驾驶室内声腔中传声器的安放位置不同，以及受到传声器数量的限制，各组试验传声器的布置数量从8 到12 不等，各测点之间的间隔为200mm，声腔测点总数为444 个.声学模态试验中传声器的布置点见图5.图4 声腔声学模态试验仪器连接图图5 试验中各传声器测点布置4.3 试验相干分析相干函数是用来表示两随机信号在频域上的相关关系的函数，用输出信号与输入信号的比值来表示.本次试验的输出(响应)信号为采集传声器上声压换算出来的电信号，输入(激励)信号为输入扬声器的电信号.在工程中，相干函数在0.95 以上即可认为测试的数据可用.4.4 结果对比应用多参考最小二乘复频域法进行参数识别时，在个别或求和的频响函数曲线上建立稳态图，即取不同的模态阶数，计算出相应的极点和模态参与因子.如果某阶固有频率、阻尼比和模态参与因子在设定的容差范围内不随模态阶数的取值而变化，说明该频率是声腔系统的模态频率，就在稳态图相应频率处注上符号“S”.截取频率带宽在 50 ～380Hz 范围内的模态试验稳态图见图6.图6 模态试验的稳态图图6 中，横轴为频率轴，左纵轴为频率响应函数轴，右纵轴为模态阶数轴；“s”表示稳定状态，“v”表示不稳定状态；“Real”为频响函数实部的曲线，“Imag”表述频响函数虚部的曲线.通常取频响函数实部曲线幅值点所对应的频率值，且不同计算阶数下出现“s”较多的频率值作为声腔的估计模态频率，再通过查看估计模态频率值对应的模态振型以最终确定声腔模态.采用MSC.Nastran 计算分析软件对声腔有限元模型进行模态分析.得到第一阶非零模态频率为 77.3 Hz.图7为某测点在 60-400Hz 频率段的相干函数.可见，该测点在该频率段的相干函数值都接近1，超过试验所要求的0.95.图7 某测点相干函数计算模态分析结果与稳态图6 中提取的前四阶试验模态结果对比见表1.可见，除第一阶横向计算模态频率比试验结果稍大些外，第一阶纵向、垂向和横纵向的计算模态频率值都比对应的试验值小.这主要是由于前围内板与左、右下护板围成的空间以及副驾驶员座椅下部空间的空气流体体积相对较小，为简化声腔有限元模型建模，文中将这些空间简化成了封闭空间，并假设这些空间内的空气流体与整个声腔内的空气流体是隔离的.因此，在声腔有限元计算模型中删除了这些封闭空间内的空气流体单元，这就相当于增加了声腔有限元计算模型纵向和垂向的有效长度，从而使第一阶纵向、垂向和横纵向的计算模态频率值都比对应的试验值小.由表1 可见，声腔简化模型计算模态频率与试验结果之间的误差在6%以内.第一阶垂向模态出现较大误差值5.6%，是由于声腔有限元建模中，驾驶室顶棚简化成一平面板，致使原本与顶棚面相接触的声腔网格节点都向下移动了一定距离(即顶棚边缘的高度)，使得声腔垂向的相对长度减小最大，模态频率在该方向上产生较大误差.声腔试验模态与计算模态的前两阶模态振型见图8.可见，由于驾驶室声腔模型左右近似对称，试验模态与计算模态的第一阶横向模态振型基本一致.第一阶纵向计算模态和试验模态振型，都是以驾驶室横向平面为节面位置.但由于有限元模型中删除了左、右下护板围成的封闭空气流体，使计算模态频率比试验模态频率要小，同时，声压为零的区域也向前围方向扩大.由表1和图8可见，声腔计算模态频率与试验模态频率的误差值在6%以内，各阶模态振型也具有较好的一致性.表1 摇试验与计算模态分析结果对比阶数／%试验值A 计算值B │A－B│频率／Hz 误差模态说明A 100 1 76.9 77.3 0.4第一阶横向2 117.4 111.8 4.7 第一阶纵向3 128.9 125.8 0.2 横纵向综合4 141.4 133.5 5.6第一阶垂向图8 试验模态与计算模态分析结果对比5 结论文中介绍了声学模态有限元法的基本原理与声学模态的求解方法；以某商用车驾驶室内声腔为研究对象，介绍了驾驶室内声腔声学模态试验的方法和步骤.结果显示，与试验模态频率相比，采用MSC.Nastran 软件得到的计算模态频率的误差率在6%以内，试验与计算的模态振型基本一致.这表明文中驾驶室声腔有限元简化模型的建模方法是准确的，在满足计算精度要求的前提下，可为同类型驾驶室声腔有限元简化模型的建模提供参考.【相关文献】［1］Andrzej P,Tage B.An investigation of the coupling between the passenger compartment and the trunk in a sedan［J］.SAE paper,2007-01-2356.［2］Norimasa K,Masami H,Hiroo Y.Development for dynamic response analysis of acoustic trim［J］.SAE paper,2009-01-2213.［3］马天飞,林逸,张建伟.轿车车室声固耦合系统的模态分析［J］.机械工程学报,2005,41(7)：225-229.［4］马天飞,高刚,王登峰,潘峰.基于声固耦合模型的车内低频结构噪声响应分析［J］.机械工程学报,2011,47(15)：76-82 .［5］曾祥坤.商用车驾驶室低频声学模态的仿真计算与研究［D］.长春：吉林大学,2008.［6］Nefske D J,Wolf J A,Howell L J.Structural acoustic finite element analysis of the automobile passenger compartment［J］.Journal of Sound and Vibration.1982,80(2)：247-266.［7］Peeters B,Van Der Auweraer,Guillaume P,et al.The poly-max frequency domain method：a new standard for modal parameter estimation［J］.Shock andVibration,2004,(11)：395-409.［8］郑锦涛,杨志坚.某乘用车白车身试验模态分析及动态特性评价.机械设计［J］,2012,5(29)：85-88.。
驾驶室低频噪声的声学特性分析与控制
驾驶室低频噪声的声学特性分析与控制朱晓东;沈忠亮;汪一峰【摘要】在某卡车驾驶室结构有限元与声学有限元计算以及驾驶室声固耦合建模的基础上，进行结构模态计算分析以及试验验证。
再进行声学模态分析以及声固耦合系统模态分析。
考虑声—固耦合作用，利用耦合声学有限元进行了驾驶室内部声学特性研究，识别出主要噪声频率。
继而进行面板声学和模态贡献量分析，找到了峰值声压产生的主要原因，确定了贡献显著的面板。
通过结构改进，提升了板件刚度，抑制了结构振动，试验结果表明，驾驶室内部噪声得到较明显下降。
%The structural finite element model, acoustic finite element model and the structural-acoustic coupling finite element model for a cab were established respectively. The modal analyses of the three models were carried out and verified by testing. The acoustic properties of the internal cavity of the cab were analyzed using the structural-acoustic coupling finite element model, and the main noise frequencies were recognized. Combining the panel acoustic contribution analysis method with the modal contribution analysis method, the major factors causing peak sound pressure were discovered, and the panel with significant contribution to the noise at the main noise frequencies was identified. The stiffness of the panel was raised and its vibration was controlled through the structural modification. The experimental result shows that the internal noise of the cab is reduced obviously.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2015(000)001【总页数】6页(P145-150)【关键词】声学;低频噪声;有限元法;面板贡献量;结构优化【作者】朱晓东;沈忠亮;汪一峰【作者单位】江淮汽车股份有限公司技术中心，合肥 230022;合肥工业大学噪声振动工程研究所，合肥 230009;合肥工业大学噪声振动工程研究所，合肥230009【正文语种】中文【中图分类】TB132;O422.6驾驶室的NVH性能是影响驾驶室乘坐舒适性的主要因素，随着生活水平的提高，人们对驾驶室乘坐舒适性有了更高的要求。
驾驶室声场的研究
文章编号:1006-1355(2005)04-0030-05驾驶室声场的研究王 锋1,朱 静2(1.淮阴工学院交通系,江苏淮安223001;2.江苏大学汽车学院,江苏镇江212013) 摘 要:车内低频噪声直接影响其乘坐舒适性,应用有限元和模态分析技术对汽车驾驶室结构振动和驾驶室室内噪声耦合问题进行了分析研究,利用ANSYS 有限元软件和SYSNOISE 声学软件分别计算了驾驶室的结构动态特性和空腔声学特性,并与试验模态相比较。
在此基础上,利用声一固耦合理论对驾驶室结构振动与室内噪声进行了研究,得到一些相关的结论,并在此基础上提出了一些改进措施。
关键词:声学;有限元;模态分析;耦合;灵敏度中图分类号:TB533+.2 文献标识码:AStudy on Interior Acoustic Field of V ehicle C abW A N G Feng 1,ZHU Ji ng2(1.Department of Traffic Engineering ,Huai yin Institute of Technologh ,Huai an Jiangsu 223001,China ;2.School of Automolile ,Jiang su university ,Zhengjiang Jiansu 212013,China ) Abstract :The low frequency interior noise of a vehicle cab has effect on its comfort.Finite ele 2ment method was applied to study on problem of the acoustic 2vibration coupling.Some structure modals and acoustic modals were found ,and the analysis conclusion was almost consistent with the test result in low frequency.By using the theory of coupling structure 2acoustic system ,some conclusions were drawn which were useful for the vehicle reducing noise in low frequency.K ey w ords :acoustics ;finite element ;modal analysis ;couple ;sensitivity收稿日期:2004212210;修改日期:2005201212作者简介:王锋(1971-),男,江苏淮安人,在读研究生,讲师。
某微型货车驾驶室强度疲劳性能及轻量化研究的开题报告
某微型货车驾驶室强度疲劳性能及轻量化研究的开题报告
一、研究背景和目的
当前，微型货车在城市物流配送中的作用越来越重要。
而微型货车驾驶室的舒适性和安全性成为了制约其发展的瓶颈之一。
因此，本研究旨在探究微型货车驾驶室的强度疲劳性能及轻量化设计，提高其舒适性和安全性，促进微型货车的发展。
二、研究内容和方法
本研究将从材料力学、结构力学和车辆工程等多个方面入手，综合运用实验和数值模拟等方法，开展以下研究工作：
1. 驾驶室的结构设计与优化
运用有限元分析方法，对微型货车驾驶室进行结构分析和优化设计，提高驾驶室的强度和刚度，减小重量，提高安全性和舒适性。
2. 驾驶室的疲劳性能研究
基于材料疲劳理论，开展微型货车驾驶室的疲劳性能研究，探究驾驶室的疲劳寿命和疲劳裂纹扩展规律，为其设计和改进提供参考。
3. 驾驶室轻量化设计
通过使用轻质材料和优化结构设计等手段，实现微型货车驾驶室的轻量化，减小车重，提高能耗效率，降低运营成本。
三、预期成果
通过本研究，预计能够得出以下几个方面的预期成果：
1. 微型货车驾驶室结构设计与优化方案；
2. 微型货车驾驶室的疲劳性能研究结果；
3. 微型货车驾驶室轻量化设计方案；
4. 针对微型货车驾驶室舒适性和安全性等问题的改进建议。
四、研究意义和应用价值
本研究的成果将为微型货车驾驶室的改进和提升提供科学依据和技术支撑，有助于优化城市物流配送的运营效率和质量，带动相关产业的发展，对于城市经济的可持续发展和社会的可持续发展都具有重要意义。
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在 以上研 究的基 础上 ， 通过加 强地 板 刚度对 驾驶 室进行修 改。
关
键
词： 驾驶 室 ； 态分析 ； 固耦合 ； 学贡 献 模 声 声
文献 标识码 ： Ａ 文章 编号 ：６ ４— ４ ５ ２ １ ） １— ０ １— ６ １７ ８ ２ （ ０ ０ ０ ０ ０ ０
中图分 类号 ： ２ ０ Ｕ ７
Ｓ ｕ ｙ ｏ ｎ ｅ ｉｒ Ａｃ ｕ ｔｃ Ｃｈ ｒ ｃ ｅ ｉｔｃ ｆＬｉｈｔＣｏ ｍ ｅ ｃａ ｈ ｃｅ Ｃａ ｔ ｄ ｎ Ｉ ｔ ｒｏ ｏ ｓｉ ａ ａ ｔ ｒｓｉｓｏ ｇ ｍ ｒ ｉｌＶｅ ｉｌ ｂ
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元模 型 以及声 固耦合 模 型 ， 过 对 其 声 学模 态及 耦 合模 态进 行 分 析 ， 驾 驶 室声 场 有 了初 步 了 通 对
解． 对驾驶 室进 行 谐 响 应 分 析 ， 到 位 移 结 果 文 件 ， 后 续 声 场 分 析 提 供 了边 界 条 件 。利 用 得 为 Ｓｓｏｓ 学软件 计算 驾驶 员耳 旁声压 曲线 ， 进行 声 学灵敏 度 分 析 ， ｙｎ ｉ ｅ声 并 深入 研 究 引起 驾 驶 室 内噪 声 的原 因。采 用边界 元 法分析 了驾驶 室各板 件 声 学贡 献 ， 定 了地 板 为声 学 贡献 量 最大 的板 件 。 确
第２ ４卷 第 １ 期
Ｖｏ ． ４ １２ Ｎｏ １ ．
重 庆 理 工 大 学 报（自然科 学） 学
Ｊ ｕ ｎ ｌ ｆＣ ｏ ｇ ｉ ｇ Ｕ ｉｅ ｓｔ ｆ ｅｈ ｏ ｇ （ ａ ｒ ｃｅｃ ） ｏ ｒ ａ ｏ ｈ ｎ ｑｎ ｎ ｖ ｒｉ ｏ ｃｎｌ ｙ Ｎ ｔ ａ Ｓｉｎｅ ｙ Ｔ ｏ ｕｌ
（ ．ＳａｅＫ ｙＬ ｂ ｒｔ ｙｏ ｅ ｈ ｎｃ ｌ ｒｎ ｍ ｓ ｏ ｓ ｂ ｏ ｅ ｅｏ Ｍｅ ｈ ｎｃｌ ｎ ｉ ｅｉｇ ａ ｔ ｅ ａ ｏａ ｒ ｆ ｃ ａ ｉ ａ ｓ ｉ ｉｎ ； ．Ｃ ｌ ｇ ｆ ｃ ａ ｉａ Ｅ ｇ ｅ ｒ ， ｔ ｏ Ｍ ａＴ ｓ ｌ ｎ ｎ
２１ ０ ０年 １月
Ｊｎ ０ ０ ａ ．２ ｌ
轻型 商用 车 驾 驶 室声 场 特 性 分 析
徐 中明 ， 苏 昱 吴 瑜 张 志 飞 贺岩 松 ， ， ，
（ 重庆大学 ａ 机械传动国家重点实验室 ；． ． ｂ 机械工程学 院， 重庆 ４０ ３ ） ０ ０ ０
Байду номын сангаас
摘
要： 建立 了驾驶 室的 三维有 限元模 型 ， 进 行 了结构模 态分 析 ； 立 了驾 驶 室 声 学有 限 并 建