车内耦合声场振动噪声预测研究
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２车身激励提取
车身板件在外载荷的激励下产生振动并向车内 辐射噪声。外界激励源包括发动机、底盘工作时产 生的振动与路面激励产生的振动旧Ｊ。文中同时考虑 发动机和路面的激励，它们分别通过发动机悬置点 和悬架支点传递到车身。由于所研究的车型尚处于 设计阶段，无法通过试验方法得到激励力载荷，利用 虚拟样机技术模拟并提取发动机悬置和悬架支点在 各预测转速下对车身的激励力载荷。 ２．１发动机悬置的激励力载荷
以上分析表明，车内噪声在发动机转速约为 ２ ｏｏｏ（３挡车速约３８ｋｎ∥ｈ）和４ ２５０ｒ／ｍｉｎ（３挡车速 约８０ｋｒｎ／ｈ）时会出现明显共振，这２个车速均是较 常用的车速，会严重影响该车车内声质量。有必要 对车内声学特征进行分析并对车身结构加以改进。
４车身板件声学贡献分析
曼
《 幽 板 《 韫 誉
图５声同耦合分析模型
表３声固耦合系统前２０阶非刚体耦合模态频率
阶数
固有频率／Ｈｚ
阶数
固有频影Ｈｚ
ｌ
３４．９
１１
５５．２
２
３９．３
１２
５５．７
３
４０．５
１３
５６．９
４
４１．Ｏ
１４
５７．７
５
４５．１
１５
５８．５
６
４８．６
１６
５９．Ｏ
７
４９．８
１７
６０．１
８
５１．２
１８
６２．７
９
５２．３
１８
６３．Ｏ
ｌＯ
５３．３
在虚拟样机上施加活塞惯性力、惯性干扰力矩 和燃气力矩，作为样机的驱动载荷。为了研究在整 个发动机转速范围内的车内噪声，这里提取转速为 １ ５００～６ ｏｏｏｒ／１１１ｉｎ，每隔２５０ｒ／ＩＩｌｉｎ时３个悬置点处 的激励力载荷。对力载荷作幅值谱变换，因高阶简 谐分量幅值较小且分析只针对中低频，故分析中只 取了前２阶２００Ｈｚ以内简谐分量。各转速下力载荷 幅值曲线如图６所示。
复数。
正的声学贡献系数意味着场点总声压随该板件
振动幅值的增大而升高；负的声学贡献系数意味着
场点总声压随该板件振动幅值的增大而降低。声学
贡献非常小的区域称之为中性区域，一般不作为车
身结构修改对象。
根据车内声场谐响应分析的结果，在边界元软
件ＳＹｓＮＯＩｓＥ中导入ＢＥＭ模型，并针对共振峰较大
的转速２ ０００、３ ７５０、４ ２５０和４ ７５０ｒ／ｍｉｎ进行板件
贡献分析。
通过声学分析计算得到不同转速下，车内各板
《№掣囊№ 件在特定频率处的声压贡献系数，图９为转速４ ２５０
ｒ／ｍｉｎ时的声压贡献系数值。
板件编号 （ａ）５３Ｈｚ，测点ＦＬ
板件编号 （ｂ）５３Ｈｚ，测点ＲＬ
《曩ｋ●蔼《鬟ｈ々蕊
献系数不同，因此对于不同频率下的车身架构调整， 需要采取不同的修改方式。如果减小这些部位的板 件振动，就可以有效地降低车内噪声。针对上述车 身部位采取了加筋和适当的隔振措施后，车内噪声 分析结果见图１０。
２００８（Ｖ０１．３０）Ｎｏ．６
曹友强，等：车内耦合声场预测研究
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为了量化每个板件对车内噪声的贡献程度，引
入板件声学贡献系数尺。，它是场点声压方向上板件
产生的声压与场点总声压的比值旧１，表示为
月。＝Ｒｅａｌ（ｐ。·ｐ’／Ｉ ｐ Ｉ ２）
（３）
式中Ｒｅａｌ（），表示取实部；ｐ‘为场点声压ｐ的共轭
图３车室声场三维有限元模型
将声场有限元模型导入ｓＹｓＮＯＩｓＥ软件中，使 用ＦＥＭ流体模型计算声腔模态，得到的模态结果如 表２所示，前４阶振型见图４。
阶数
１ ２ ３ ４ ５ ６
表２车室声腔声学前６阶模态
固有频率／Ｈｚ
“．７ １１２．９
１２９．４ １４５．９ １５３．３ １６３．７
振型描述（以声腔纵向、横向和竖 向截面Ｅ的模态节线条数描述）
（１）
ｉ＝Ｉ
式中ｐ为声场中的声压；Ａ巩为声传递分量；∞为角
频率；秽。．ｉ（∞）为单元ｉ的法线振动速度。这样，通过
声传递分量（Ａ形），将声场中某点处的声压与板件
振动速度之间建立起了联系。
面板贡献量ｐ。是指边界元模型中面板所包含 的所有单元贡献量的总和，即
ｐ。＝∑‰（∞）
（２）
式中ｐ。．；（∞）为单元ｉ的声压贡献量。因此，只要求 出所有单元的声传递分量和法向速度，就能得到各 单元的声压贡献量。
在发动机转速为２ ０００ｒ／ｍｉｎ时，其２阶激励频 ～
率为６６．７Ｈｚ，与第１阶声场模态值和白车身结构模 态笫６、７、８阶值很接近，因而容易产生声腔共鸣，出 现明显共振峰；而前排刚好靠近节线位置，因而声压 级较低；在发动机转速为４ ０００～４ ５００ｒ／ｍｉｎ范围 内，其第２阶激励频率为１３３．３—１５０Ｈｚ，此时第３、 ４、５阶声场模态对车内噪声影响较大，从这几阶振 型上看（见图４），后排座位相对前排更靠近节线位 置，这是前排声压级略高于后排的主要原因。
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汽车工程
２００８年（第３０卷）第６期
图１白车身有限元模型
在自由状态下的固有频率和振型，忽略因建模简化 引起的局部模态，提取计算结果中与实验模态相对 应的前９阶固有频率，结果对比如表１所示，部分振 型对比见图２。
表１ 实验模态与计算模态固有频率的对比
阶数
ｌ ２ ３ ４ ５ ６ ７ ８ ９
实验结果／Ｈｚ ３２．４ ３５．７ ４７．０ ５１．４ ５３．３ ６２．１
车室四周壁板的机械振动和其内部声腔空气的 声振动相互耦合、相互影响。这种耦合作用往往会 改变整个系统声学振型的频率及相关节线位置，会 使车室内的声学响应发生重大变化，因此需要进行 结构声场的耦合分析。
在白车身模型的基础上，添加风窗和门窗。风 窗、门窗玻璃与周围板件采取刚性连接；车门与车身 连接的门铰链处建立刚性区域，并通过节点间的约 束方程建立铰链；车门与门框的密封条使用弹簧单 元模拟，得到整车结构有限元模型。在建立耦合系 统时，要求声场、结构模型在耦合面上的节点完全一 致，因此修改车身结构单元长度与声场单元大小对 应，保证声场、结构模型准确无误地耦合。
同理，对另外几个共振峰较大的转速做板件贡 献分析，结果表明：１００Ｈｚ以内的低频噪声，正贡献 较大的板件是地板中后部和前挡风玻璃；高于 １００Ｈｚ的噪声，正贡献较大的板件主要是地板前部、 地板中部、地板尾部、前围和顶棚前部。
由此说明，不同频率下针对同一测点的板件贡
（１）建立了车身有限元模型、车室空腔声学有 限元模型和车身结构一声场耦合模型，并进行了模态 分析和模型验证，模态分析表明，车身结构与车室声 场的耦合相关性较强。
２００８（Ｖ０１．３０）Ｎｏ．６
曹友强，等：车内耦合声场预测研究
·４８５·
排座椅处；第２阶节线位于前排座椅附近和后排座 椅位置。可见，该车室前２阶声场模态从振型上看 是有利的，可以使人耳处于车内噪声较小的位置。 但是第１阶声场模态值与白车身结构模态第６、７、８ 阶值很接近，容易引起车室声腔共鸣。 １．３声固耦合结构模态分析
确定对车内噪声影响较大的板件及其贡献量，更好 地进行降噪处理。
在小压力扰动情况下，可认为声学方程是线性 变化的，因而可以在输入（结构表面振动速度）和输 出（声场中测点处的声压）之间建立一种线性关系。
若将结构表面离散成Ⅳ个有限单元，这种输入和输
出的关系可以表示为
＿ｌｖ
ｐ＝∑ＡｒＫ（∞）‘口。，ｔ（山）
纵向１阶 纵向２阶 横向１阶 竖向１阶 纵向１阶＋横向ｌ阶 纵向３阶
图２部分振型对比图
从表１和图２可以看出，计算值总体上偏小，这 主要是由于模型简化引起的，但与实验结果的偏差 都在５％以内，说明建立的有限元模型精度较高，可 满足分析要求。
图４前４阶声场模态振型云图 从图４可以看出，第１阶声场模态节线位于前
参考文献(8条)
1.靳晓雄.张立军 汽车噪声的预测和控制 2004
2.马天飞.林逸.张建伟 轿车车室声固耦合系统的模态分析[期刊论文]-机械工程学报 2005(7)
车内耦合声场振动噪声预测研究
作者： 作者单位： 刊名：
英文刊名： 年，卷(期)： 引用次数：
曹友强， 邓兆祥， 李昌敏， Cao Youqiang， Deng Zhaoxiang， Li Changmin 重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆,400030
汽车工程 AUTOMOTIVE ENGINEERING 2008，30(6) 0次
将声场、结构模型分别导人ＳＹＳＮＯＩＳＥ中，通过 ＭｏｄｅＬ／Ｌｉｎｋ命令，定义耦合面，得到声固耦合模型， 见图５。将计算得到的结构、声学模态值分别导入 ｓＹｓＮｏＩｓＥ的结构和声腔模型上，利用模态叠加法计 算耦合系统模态频率，结果如表３所示。
从计算看出，耦合声场前２０阶非刚体模态值与 结构模型模态值都很接近，说明前２０阶耦合作用主 要是由结构模态激发的，由于耦合作用，耦合模态频 率稍有改变。第２０阶耦合模态与声腔第１阶声学 模态频率很接近，也会产生强烈的耦合作用，导致耦 合振型发生变化。
∞ 雩 黑
出 艘
《
姐 凿
发动机转速／ｒ－ｍｉｎ‘
（ａ）ＦＬ测点
号 曝
出 韫 《 恤 棼
发动机转速／ｒ．ｍｉＩｌ”
（ｂ）ＲＬ测点
图１０车身结构改进前后ＦＬ、ＲＬ测点声压级对比
从图１０看出，结构改进后参考测点声压级在大 部分转速下都明显降低。虽然在个别转速下声压级 略有升高，但在共振峰较大的转速２ ０００和４ ２５０ ｒ／ｍｉｎ附近，Ａ声压级有较大降低，最高达到５ｄＢ左 右。总的看来，改进措施取得了较好的降噪效果。
６５．４ ６６．６ ７０．９
计算结果／Ｈｚ ３１．５ ３６．４ ４５．Ｏ ５３．７ ５２．６ ６１．６ ６６．２ ６５．９
７０．５
相对误差／％
—２．８ ２．０
一４．２ ４．５
一１．３ 一Ｏ．８
１．２ 一１．１ 一Ｏ．６
１．２车室声腔模态分析 在轿车设计阶段，车内声学模态分析为避免车
身壁板与车内声腔声学共振提供了非常有价值的信 息，此外，车内声学模态分析可以用来确定声腔是否 被强烈地激起共振…。在有限元分析中，声学单元 的理想尺寸大约是每个波长６个单元心Ｊ，综合考虑 到计算的精度和规模，取单元长度为６０—１２０ｍｍ。 由于车内声场是由车室壁板包围的声腔，因此建立 声场模型时，可以先选出与声场接触的车身壁板，并 将其封闭，然后将此封闭声腔围成的体划分实体单 元，即得到声场有限元模型。研究的三维车室声腔 有限元模型如图３所示。
５结论
图９转速４ ２５０ｒ／ｍｉｎ时各板件的声压贡献系数直方图
从图９可以看出，５３Ｈｚ时对测点ＦＬ地板中后 部正贡献系数最大，对测点ＲＬ风窗玻璃的正贡献 系数最大；１４１．７ Ｈｚ时对２个测点正贡献系数最大 的板件都为顶棚前部，对测点ＲＬ，板件４、８、９、１ｌ也 是正贡献较大的区域，并且板件５负贡献系数较大。
２０
６３．８
６０
冬 ５０ ｊ鲤４０
蓬３０
轷２０ Ｒ １０
Ｏ
２ ５００
３ ５００
４ ５００
发动机转速／ｒ．ｍ酊１
５ ５００
图６悬置支点的简谐力载荷
２．２悬架支点的激励力载荷 建立整车虚拟样机模型，提取整车在Ａ级路面
上挂３挡行驶时４个悬架支点处的力载荷。图７是 该车以８５ｋｎ∥ｈ（发动机转速约为４ ５００ｒ／ＩＩｌｉｎ）行驶 时，在前后悬架左侧支点提取的部分力载荷所对应 的幅值谱曲线。
（２）运用多体动力学仿真技术提取了整车悬架 支撑点和不同转速下发动机悬置点的激励载荷及其 幅值谱，并对激励下的车内噪声进行了预测。
（３）结合车内声学特性，车身板件贡献分析，对 产生车内噪声的原因和主要影响因素进行了探讨。 针对车内中低频噪声采取的控制措施，取得了良好 的降噪效果。
参考文献
［１］靳晓雄，张立军．汽车噪声的预测和控制［Ｍ］．上海：同济大学 出版社。２００４． （下转第５３８页）
发动机转速／ｒ．ｍｉｎ‘１
图８参考测点的Ａ计权声压级曲线
从图８可以看出：（１）在两载荷共同作用下，车 内测点声压级总体变化趋势是随发动机转速升高而 增Fra Baidu bibliotek，但在转速为２ ０００和４ ２５０ｒ／ｍｉｎ附近时，有明
当只考虑车内低频结构噪声时，其主要影响因 素是围成车室所有板件的振动和声学特性。不同区
域的车身板件对于车室内任意点的声压贡献不 同【６。７】。在汽车设计阶段进行声学贡献分析，可以
从图７可以看出，力载荷的能量主要集中在前 ５０Ｈｚ内。一般来说路面功率谱密度集中在较低频 率范围内【４］，这也说明分析提取的力载荷是可信的。
·４８６·
冬 理 馨 柱 鼍薛 Ｒ
Ｚ １５０ 迥１２０ 馨 ９０ 犍 ６０
辫 ３０
频率／Ｈｚ （ａ）前悬架左侧激励
汽车工程
２００８年（第３０卷）第６期
显的共振峰；（２）在整个转速范围内，驾驶员右耳位 置的声压级比后排左侧乘员右耳位置的声压级低， 在转速为２ ０００和４ ７５０ｒ／ｍｉｎ附近时表现突出。
车身板件在外载荷的激励下产生振动并向车内 辐射噪声。外界激励源包括发动机、底盘工作时产 生的振动与路面激励产生的振动旧Ｊ。文中同时考虑 发动机和路面的激励，它们分别通过发动机悬置点 和悬架支点传递到车身。由于所研究的车型尚处于 设计阶段，无法通过试验方法得到激励力载荷，利用 虚拟样机技术模拟并提取发动机悬置和悬架支点在 各预测转速下对车身的激励力载荷。 ２．１发动机悬置的激励力载荷
以上分析表明，车内噪声在发动机转速约为 ２ ｏｏｏ（３挡车速约３８ｋｎ∥ｈ）和４ ２５０ｒ／ｍｉｎ（３挡车速 约８０ｋｒｎ／ｈ）时会出现明显共振，这２个车速均是较 常用的车速，会严重影响该车车内声质量。有必要 对车内声学特征进行分析并对车身结构加以改进。
４车身板件声学贡献分析
曼
《 幽 板 《 韫 誉
图５声同耦合分析模型
表３声固耦合系统前２０阶非刚体耦合模态频率
阶数
固有频率／Ｈｚ
阶数
固有频影Ｈｚ
ｌ
３４．９
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５５．２
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３
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１３
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４１．Ｏ
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５７．７
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４５．１
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５８．５
６
４８．６
１６
５９．Ｏ
７
４９．８
１７
６０．１
８
５１．２
１８
６２．７
９
５２．３
１８
６３．Ｏ
ｌＯ
５３．３
在虚拟样机上施加活塞惯性力、惯性干扰力矩 和燃气力矩，作为样机的驱动载荷。为了研究在整 个发动机转速范围内的车内噪声，这里提取转速为 １ ５００～６ ｏｏｏｒ／１１１ｉｎ，每隔２５０ｒ／ＩＩｌｉｎ时３个悬置点处 的激励力载荷。对力载荷作幅值谱变换，因高阶简 谐分量幅值较小且分析只针对中低频，故分析中只 取了前２阶２００Ｈｚ以内简谐分量。各转速下力载荷 幅值曲线如图６所示。
复数。
正的声学贡献系数意味着场点总声压随该板件
振动幅值的增大而升高；负的声学贡献系数意味着
场点总声压随该板件振动幅值的增大而降低。声学
贡献非常小的区域称之为中性区域，一般不作为车
身结构修改对象。
根据车内声场谐响应分析的结果，在边界元软
件ＳＹｓＮＯＩｓＥ中导入ＢＥＭ模型，并针对共振峰较大
的转速２ ０００、３ ７５０、４ ２５０和４ ７５０ｒ／ｍｉｎ进行板件
贡献分析。
通过声学分析计算得到不同转速下，车内各板
《№掣囊№ 件在特定频率处的声压贡献系数，图９为转速４ ２５０
ｒ／ｍｉｎ时的声压贡献系数值。
板件编号 （ａ）５３Ｈｚ，测点ＦＬ
板件编号 （ｂ）５３Ｈｚ，测点ＲＬ
《曩ｋ●蔼《鬟ｈ々蕊
献系数不同，因此对于不同频率下的车身架构调整， 需要采取不同的修改方式。如果减小这些部位的板 件振动，就可以有效地降低车内噪声。针对上述车 身部位采取了加筋和适当的隔振措施后，车内噪声 分析结果见图１０。
２００８（Ｖ０１．３０）Ｎｏ．６
曹友强，等：车内耦合声场预测研究
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为了量化每个板件对车内噪声的贡献程度，引
入板件声学贡献系数尺。，它是场点声压方向上板件
产生的声压与场点总声压的比值旧１，表示为
月。＝Ｒｅａｌ（ｐ。·ｐ’／Ｉ ｐ Ｉ ２）
（３）
式中Ｒｅａｌ（），表示取实部；ｐ‘为场点声压ｐ的共轭
图３车室声场三维有限元模型
将声场有限元模型导入ｓＹｓＮＯＩｓＥ软件中，使 用ＦＥＭ流体模型计算声腔模态，得到的模态结果如 表２所示，前４阶振型见图４。
阶数
１ ２ ３ ４ ５ ６
表２车室声腔声学前６阶模态
固有频率／Ｈｚ
“．７ １１２．９
１２９．４ １４５．９ １５３．３ １６３．７
振型描述（以声腔纵向、横向和竖 向截面Ｅ的模态节线条数描述）
（１）
ｉ＝Ｉ
式中ｐ为声场中的声压；Ａ巩为声传递分量；∞为角
频率；秽。．ｉ（∞）为单元ｉ的法线振动速度。这样，通过
声传递分量（Ａ形），将声场中某点处的声压与板件
振动速度之间建立起了联系。
面板贡献量ｐ。是指边界元模型中面板所包含 的所有单元贡献量的总和，即
ｐ。＝∑‰（∞）
（２）
式中ｐ。．；（∞）为单元ｉ的声压贡献量。因此，只要求 出所有单元的声传递分量和法向速度，就能得到各 单元的声压贡献量。
在发动机转速为２ ０００ｒ／ｍｉｎ时，其２阶激励频 ～
率为６６．７Ｈｚ，与第１阶声场模态值和白车身结构模 态笫６、７、８阶值很接近，因而容易产生声腔共鸣，出 现明显共振峰；而前排刚好靠近节线位置，因而声压 级较低；在发动机转速为４ ０００～４ ５００ｒ／ｍｉｎ范围 内，其第２阶激励频率为１３３．３—１５０Ｈｚ，此时第３、 ４、５阶声场模态对车内噪声影响较大，从这几阶振 型上看（见图４），后排座位相对前排更靠近节线位 置，这是前排声压级略高于后排的主要原因。
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汽车工程
２００８年（第３０卷）第６期
图１白车身有限元模型
在自由状态下的固有频率和振型，忽略因建模简化 引起的局部模态，提取计算结果中与实验模态相对 应的前９阶固有频率，结果对比如表１所示，部分振 型对比见图２。
表１ 实验模态与计算模态固有频率的对比
阶数
ｌ ２ ３ ４ ５ ６ ７ ８ ９
实验结果／Ｈｚ ３２．４ ３５．７ ４７．０ ５１．４ ５３．３ ６２．１
车室四周壁板的机械振动和其内部声腔空气的 声振动相互耦合、相互影响。这种耦合作用往往会 改变整个系统声学振型的频率及相关节线位置，会 使车室内的声学响应发生重大变化，因此需要进行 结构声场的耦合分析。
在白车身模型的基础上，添加风窗和门窗。风 窗、门窗玻璃与周围板件采取刚性连接；车门与车身 连接的门铰链处建立刚性区域，并通过节点间的约 束方程建立铰链；车门与门框的密封条使用弹簧单 元模拟，得到整车结构有限元模型。在建立耦合系 统时，要求声场、结构模型在耦合面上的节点完全一 致，因此修改车身结构单元长度与声场单元大小对 应，保证声场、结构模型准确无误地耦合。
同理，对另外几个共振峰较大的转速做板件贡 献分析，结果表明：１００Ｈｚ以内的低频噪声，正贡献 较大的板件是地板中后部和前挡风玻璃；高于 １００Ｈｚ的噪声，正贡献较大的板件主要是地板前部、 地板中部、地板尾部、前围和顶棚前部。
由此说明，不同频率下针对同一测点的板件贡
（１）建立了车身有限元模型、车室空腔声学有 限元模型和车身结构一声场耦合模型，并进行了模态 分析和模型验证，模态分析表明，车身结构与车室声 场的耦合相关性较强。
２００８（Ｖ０１．３０）Ｎｏ．６
曹友强，等：车内耦合声场预测研究
·４８５·
排座椅处；第２阶节线位于前排座椅附近和后排座 椅位置。可见，该车室前２阶声场模态从振型上看 是有利的，可以使人耳处于车内噪声较小的位置。 但是第１阶声场模态值与白车身结构模态第６、７、８ 阶值很接近，容易引起车室声腔共鸣。 １．３声固耦合结构模态分析
确定对车内噪声影响较大的板件及其贡献量，更好 地进行降噪处理。
在小压力扰动情况下，可认为声学方程是线性 变化的，因而可以在输入（结构表面振动速度）和输 出（声场中测点处的声压）之间建立一种线性关系。
若将结构表面离散成Ⅳ个有限单元，这种输入和输
出的关系可以表示为
＿ｌｖ
ｐ＝∑ＡｒＫ（∞）‘口。，ｔ（山）
纵向１阶 纵向２阶 横向１阶 竖向１阶 纵向１阶＋横向ｌ阶 纵向３阶
图２部分振型对比图
从表１和图２可以看出，计算值总体上偏小，这 主要是由于模型简化引起的，但与实验结果的偏差 都在５％以内，说明建立的有限元模型精度较高，可 满足分析要求。
图４前４阶声场模态振型云图 从图４可以看出，第１阶声场模态节线位于前
参考文献(8条)
1.靳晓雄.张立军 汽车噪声的预测和控制 2004
2.马天飞.林逸.张建伟 轿车车室声固耦合系统的模态分析[期刊论文]-机械工程学报 2005(7)
车内耦合声场振动噪声预测研究
作者： 作者单位： 刊名：
英文刊名： 年，卷(期)： 引用次数：
曹友强， 邓兆祥， 李昌敏， Cao Youqiang， Deng Zhaoxiang， Li Changmin 重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆,400030
汽车工程 AUTOMOTIVE ENGINEERING 2008，30(6) 0次
将声场、结构模型分别导人ＳＹＳＮＯＩＳＥ中，通过 ＭｏｄｅＬ／Ｌｉｎｋ命令，定义耦合面，得到声固耦合模型， 见图５。将计算得到的结构、声学模态值分别导入 ｓＹｓＮｏＩｓＥ的结构和声腔模型上，利用模态叠加法计 算耦合系统模态频率，结果如表３所示。
从计算看出，耦合声场前２０阶非刚体模态值与 结构模型模态值都很接近，说明前２０阶耦合作用主 要是由结构模态激发的，由于耦合作用，耦合模态频 率稍有改变。第２０阶耦合模态与声腔第１阶声学 模态频率很接近，也会产生强烈的耦合作用，导致耦 合振型发生变化。
∞ 雩 黑
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《
姐 凿
发动机转速／ｒ－ｍｉｎ‘
（ａ）ＦＬ测点
号 曝
出 韫 《 恤 棼
发动机转速／ｒ．ｍｉＩｌ”
（ｂ）ＲＬ测点
图１０车身结构改进前后ＦＬ、ＲＬ测点声压级对比
从图１０看出，结构改进后参考测点声压级在大 部分转速下都明显降低。虽然在个别转速下声压级 略有升高，但在共振峰较大的转速２ ０００和４ ２５０ ｒ／ｍｉｎ附近，Ａ声压级有较大降低，最高达到５ｄＢ左 右。总的看来，改进措施取得了较好的降噪效果。
６５．４ ６６．６ ７０．９
计算结果／Ｈｚ ３１．５ ３６．４ ４５．Ｏ ５３．７ ５２．６ ６１．６ ６６．２ ６５．９
７０．５
相对误差／％
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一４．２ ４．５
一１．３ 一Ｏ．８
１．２ 一１．１ 一Ｏ．６
１．２车室声腔模态分析 在轿车设计阶段，车内声学模态分析为避免车
身壁板与车内声腔声学共振提供了非常有价值的信 息，此外，车内声学模态分析可以用来确定声腔是否 被强烈地激起共振…。在有限元分析中，声学单元 的理想尺寸大约是每个波长６个单元心Ｊ，综合考虑 到计算的精度和规模，取单元长度为６０—１２０ｍｍ。 由于车内声场是由车室壁板包围的声腔，因此建立 声场模型时，可以先选出与声场接触的车身壁板，并 将其封闭，然后将此封闭声腔围成的体划分实体单 元，即得到声场有限元模型。研究的三维车室声腔 有限元模型如图３所示。
５结论
图９转速４ ２５０ｒ／ｍｉｎ时各板件的声压贡献系数直方图
从图９可以看出，５３Ｈｚ时对测点ＦＬ地板中后 部正贡献系数最大，对测点ＲＬ风窗玻璃的正贡献 系数最大；１４１．７ Ｈｚ时对２个测点正贡献系数最大 的板件都为顶棚前部，对测点ＲＬ，板件４、８、９、１ｌ也 是正贡献较大的区域，并且板件５负贡献系数较大。
２０
６３．８
６０
冬 ５０ ｊ鲤４０
蓬３０
轷２０ Ｒ １０
Ｏ
２ ５００
３ ５００
４ ５００
发动机转速／ｒ．ｍ酊１
５ ５００
图６悬置支点的简谐力载荷
２．２悬架支点的激励力载荷 建立整车虚拟样机模型，提取整车在Ａ级路面
上挂３挡行驶时４个悬架支点处的力载荷。图７是 该车以８５ｋｎ∥ｈ（发动机转速约为４ ５００ｒ／ＩＩｌｉｎ）行驶 时，在前后悬架左侧支点提取的部分力载荷所对应 的幅值谱曲线。
（２）运用多体动力学仿真技术提取了整车悬架 支撑点和不同转速下发动机悬置点的激励载荷及其 幅值谱，并对激励下的车内噪声进行了预测。
（３）结合车内声学特性，车身板件贡献分析，对 产生车内噪声的原因和主要影响因素进行了探讨。 针对车内中低频噪声采取的控制措施，取得了良好 的降噪效果。
参考文献
［１］靳晓雄，张立军．汽车噪声的预测和控制［Ｍ］．上海：同济大学 出版社。２００４． （下转第５３８页）
发动机转速／ｒ．ｍｉｎ‘１
图８参考测点的Ａ计权声压级曲线
从图８可以看出：（１）在两载荷共同作用下，车 内测点声压级总体变化趋势是随发动机转速升高而 增Fra Baidu bibliotek，但在转速为２ ０００和４ ２５０ｒ／ｍｉｎ附近时，有明
当只考虑车内低频结构噪声时，其主要影响因 素是围成车室所有板件的振动和声学特性。不同区
域的车身板件对于车室内任意点的声压贡献不 同【６。７】。在汽车设计阶段进行声学贡献分析，可以
从图７可以看出，力载荷的能量主要集中在前 ５０Ｈｚ内。一般来说路面功率谱密度集中在较低频 率范围内【４］，这也说明分析提取的力载荷是可信的。
·４８６·
冬 理 馨 柱 鼍薛 Ｒ
Ｚ １５０ 迥１２０ 馨 ９０ 犍 ６０
辫 ３０
频率／Ｈｚ （ａ）前悬架左侧激励
汽车工程
２００８年（第３０卷）第６期
显的共振峰；（２）在整个转速范围内，驾驶员右耳位 置的声压级比后排左侧乘员右耳位置的声压级低， 在转速为２ ０００和４ ７５０ｒ／ｍｉｎ附近时表现突出。