排气消声器耦合模态分析及声学应用
SAMCEF有限元分析 耦合分析典型实例
第18章耦合分析典型实例 18.1 压电材料与控制装置的强耦合模型 18.1.1 模型描述 如图18-1所示结构，外部环型结构为激励控制部件，其在外力作用下变形产生挤压效应。结构中间横梁为压电材料，其在控制部件的挤压下产生电势差。 18.1.2 分析目标 ●线性静力分析 ●耦合系统的模态分析 ●耦合系统谐响应分析 ●耦合系统瞬态响应分析 18.1.3 线性静力分析 我们将分析压电材料对指定常电压的反应，同时也会得到环形激励控制部件的变形。 1. 模型处理及准备 (1)打开Samcef Field软件 (2)在求解模块对话框Solver Driver Setting中进行如下设定： Domain=Piezeoelectric Analysis Solver=OOFELIE
Analysis type=Linear Static (3)点击工具菜单中File\Import geometry，在出现的Input对话框中，直接进入 samceffield安装路径下的example文件夹，选择brep\piezoelectrics\Actuator.brep，点 击
ansys流固耦合模态分析
有问题可以发邮件给我一起讨论xw4996@https://www.360docs.net/doc/248864491.html, FSI流固耦合命令求解流固耦合问题 使用ANSYS计算结构在水中的模态时, FLUID29,FLUID30单元分别用来模拟二维和三维流体部分,相应的结构模型则利用PLANE42单元和SOL ID45等单元来构造，其中，PLANE42和SOL ID45分别是用来构造二维和三维结构模型的单元。FLUID30是流体声单元,主要用于模拟流体介质及流固耦合问题。该单元有8 个节点,每个节点上有4 个自由度,分别是XYZ上3个方向位移自由度和1个压力自由度,为各向同性材料。输入材料属性时,需要输入流体的材料密度(作为DENS 输入)及流体声速(作为SONC输入),流体粘性产生的损耗效应忽略不计。FLUID29是FLUID30单元在二维上的简化，少了一个Z向的位移。SOLID45单元用于构造三维实体结构。单元通过8 个节点来定义,每个节点有 3 个沿着XYZ方向平移的自由度。PLANE42是SOLID45单元在二维上的简化。 在利用ANSYS建模分析时,流场域单元属性分为2种,由KEYOPT(2)(指定流体和结构分界面处结构是否存在) 控制,在流固耦合交界面上的单元KEYOPT(2) = 0 ,表示分界面处有结构,其他流体单元KEYOPT(2)=1,表示分界面处无结构。流体-结构分界面通过面载荷标志出来,指定FSI label可以把分界面处的结构运动和流体压力耦合起来,分界面标志在分界面处的流体单元标出。 数值分析的步骤 1) 建立流体单元的实体模型。建立流体模型,需要确定流体域的范围,可以把无限边界流体简化成流体区域的半径为固体结构半径的10倍。 2) 标记流固耦合界面。选取流体单元中流固交界面上的节点,执行FSI 命令,流固耦合交界面的处理:流体与固体是两个独立的实体,在划分单元时在两者交界面上的单元网格要划分一致,这样在交界面上的同一位置一般就有两个重合的节点,一个节点属于流体单元,一个节点属于固体单元,这两个重合节点在交界面的位移强制保持一致。 3) 建立固体结构实体模型。建立固体结构模型，定义单元属性，采用映射方式进行网格的划分。 4) 施加约束条件。由于流体区域的尺寸远大于固体结构尺寸，故可以不考虑流体液面的重力的影响，将流体边界处的单元节点上施加压力(PRES) 为零的约束。因为选择的算例为悬臂结构，在固体结构底部加全约束。 5) 选择求解算法，进行求解。定义分析类型为模态分析，设定提取频率阶数和提取模态的方法。因为耦合问题的刚度矩阵，质量矩阵都不对称，需要采用非对称矩阵法(UNSYMMETRIC)求解。 6) 查看结果。进入后处理模块，查看结构模型的频率及振型。 以半浸没与水中的桥墩模态问题为背景，并假设： 1. 桥墩为实心等截面的实体，实际桥墩模型应该是空心壳体，截面尺寸也 非常复杂，因而需要分块划分单元。
乘用车车轮销轴声学灵敏度仿真与实验分析
V ol 36No.1 Feb.2016 噪 声与振动控制NOISE AND VIBRATION CONTROL 第36卷第1期2016年2月 文章编号：1006-1355(2016)01-0097-04+199 乘用车车轮销轴声学灵敏度仿真与实验分析 侯臣元，汪晓虎，王亮，李 凤 （泛亚汽车技术中心有限公司，上海201201） 摘要：为分析路面激励引起的车内结构噪声，建立整车结构有限元模型及流体声腔有限元模型；在车轮销轴处施加激励，仿真计算车内对销轴处的声学灵敏度。对仿真结果进行功率叠加，得到车内对销轴处的整体声学灵敏度。该整体声学灵敏度可作为分析路面激励引起的车内结构噪声的依据。在同等边界条件下，对有限元计算结果进行试实验验证。通过模态贡献量分析等方法分析车身结构、后悬架等对车轮销轴声学灵敏度的贡献；对0～200Hz 车内结构噪声处理提出相应的建议。 关键词：声学；有限元法；流体-结构耦合；车轮销轴；声学灵敏度；模态贡献量分析中图分类号：O422.6 文献标识码：A DOI 编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.021 Simulation and Test Analysis of Acoustic Sensitivity of Vehicle Spindles HOU Chen-yuan ,WANG Xiao-hu ,WANG Liang ,LI Feng (Pan Asia Technical Automotive Centre Co.Ltd.,Shanghai 201201,China ) Abstract :To analyze the structural noise of vehicles induced by road-surface excitations,a detailed full vehicle structure model and a fluid cavity model were built with finite element method,and the coupled fluid-structure equations were derived.Based on the models,the acoustic sensitivity of a car to the spindle was simulated by applying an excitation force at the rear-axle spindle.The acoustic sensitivity of the whole vehicle to the rear spindle could be acquired by superposition of the simulation results,which could be used to evaluate and analyze the structure noise from the road-surface excitations.Results of the finite element analysis were verified by the tests under the same boundary conditions.Through modal contribution analysis,the contributions of the vehicle structure,rear suspension etc.to the acoustic sensitivity of the spindles were obtained.Some measures for reducing the structural noise in the frequency band from 0to 200Hz were suggested. Keywords :acoustics ;finite element method ;fluid-structure coupling ;vehicle spindle ;acoustic sensitivity ;mode contribution analysis 随着汽车在国内的逐渐普及，车辆的NVH 性能也越来越得到消费者和汽车厂商的重视。用户希望从所驾驶或乘坐的车辆体验到更舒适的NVH 性能，而不是一个嘈杂声音和抖动等存在的车内环境。为满足用户需求和提高自身竞争力，汽车厂商和相关学者机构等对汽车NVH 进行越来越多的研究。 车内所感知到的低频噪声（0～200Hz ）主要来自于动力总成或路面激励，这些激励通过底盘系统与车身的连接点传递到车身，激励起车身各个板件的振动，向车内辐射声音，形成车内声场，从而被车内成员感知。近年来，国内外学者利用有限元法对车内的低频噪声进行了大量研究和探索，利用有限 收稿日期：2015-05-18 作者简介：侯臣元（1980-），男，硕士生，工程师主要研究方 向：汽车振动与噪声。E-mail:hcy31311@https://www.360docs.net/doc/248864491.html, 元流体-结构耦合理论来计算车内的声压，并利用声 学贡献量来评价车身各个板件对车内声压的贡献，通过修改声学贡献量较大的板局部结构来降低车内噪声[1–7]。但这些分析中往往不考虑激励源和底盘系统如悬架的作用，仅从传递路径中的最后一环即构成车内的板件方面来降低车内噪声。若在进行板件声学贡献分析之前，先对噪声峰值来源进行分类，判断其产生原因，再进行有针对性的降噪，可以取得更好的效果。本文将以车轮销轴到车内乘客耳边整个传递路径为研究对象，基于功率叠加方法，分析悬架、车身对车内低频响应的贡献，为更有效的降低车内声压提供参考。 以某乘用车为研究对象，建立了除轮胎外的整车结构有限元模型，声腔流体有限元模型，并在两者之间建立流体-结构耦合。计算了车内各排座位对车轮销轴处激励的声学灵敏度，并按照相同的边界
消音器设计计算书
消音器设计计算书 由于我国目前对消音器的设计，还没有统一的标准规范可以遵照执行，大多数厂家均根据自己的经验来设计制作，且技术又相对保密的。因此本消音器的设计，经查阅大量资料，采用科学院声学研究所马大猷教授等人提出的小孔喷注噪声极其控制理论，采用节流降压与小孔消音的原理结合现场实际情况来设计解决环境噪声超标的难题。 消音器的工艺参数为：蒸汽排放绝对压力：40 kg/ cm2，排汽温度：390℃，蒸汽比容ρ：0.0721 m3/ kg，排汽流量Q：8t/h； 噪声达到110dB以上，要求消音器的噪声小于85dB的环保要求。 一、设计原理。 复合式小孔喷注消音器是利用节流作用降低小孔喷注前的驻压，预先消耗部分声能，再dB与小孔降噪相结合，达到较高的消声量；其原理是利用节流降压与小孔喷注两种消声机理，通过适当结构复合而成的。 1. 小孔喷注消音器 小孔喷注消音器的设计机理是根据科学院声学研究所马大猷教授等人提出的小孔喷注噪声极其控制理论，从发声机理上使它的干扰噪声减少，由于喷注噪声峰值频率与喷口直径成反比，若喷口直径变小，喷口辐射的噪声能量将丛低频移向高频，于是低频噪声被降低，高频噪声反而增高，当孔径小到一定值（达到mm 级），实验表明，当孔径≤4mm时具有移频作用，喷注噪声将移
到人耳不敏感的频率范围（听觉最敏感的区域250~5000赫兹）； 根据这一机理将一个大的喷口改为许多小孔来代替，便能达到降低可听声的目的。从实用角度考虑，孔径不能选得过小，因为过小的孔径不仅难于加工，同时易于堵塞，影响排汽。一般选用直径1~3mm的小孔为宜。 2.节流降压消音器 节流降压消音器是利用节流降压原理而制成的。根据排汽流量的大小，适当设计通流截面，使高压气体通过节流孔板时，压力都能最大限度地降低到临界值。这样通过多级节流孔板串联，就能把排空的一次压降分散到若干个小的压降。由于排汽噪声功率与压力降的高次方成正比例，所以把压力突变排空改为压力在消音器内就逐渐降下来再排空，这样能使消音器内流速控制在临界流速下，不致产生激波噪声，压力在最大限度地降到临界值，使消音器获得较好的消声效果。同时节流降压后小孔喷注层的驻压大大变小，小孔喷注层强度设计所需的壁厚也大为减薄，这样给小孔喷注层的钻孔加工减小难度。 消音器入口处的压力通常是给定的，当排放压力较高时，为了取得所需的消声值，经过几次节流降压，使汽体进入小孔喷注前的压力由消音器入口处的压力P1按比例降低设计；通常情况下，节流降压消音器的各级压力选择为等比级数下降，设节流孔板级数为n，临界压力比为q (q＜1) ，可得： n g P P q （1）后前 根据气体状态方程、连续性方程和临界流速公式，由资料可
21_基于NVH Director的Trimmed Body声学灵敏度分析及优化
基于NVH Director的Trimmed Body声学灵敏度分析及 优化 Acoustic Sensitivity Analysis of Trimmed Body Based on NVH Director 呼华斌李畅田冠男 （奇瑞汽车股份有限公司安徽芜湖241000） 摘要：应用Altair公司的NVH Director工具，分析车身关键接附点对驾驶员右耳处的声学灵敏度，对计算结果进行后处理诊断，找出超出响应目标值的频率及相关板块，并研究改进趋势，为新产品NVH性能开发提供理论指导。 关键字：NVH Director 声学灵敏度Trimmed Body 优化 Abstract: With Altair NVH Director, this paper focuses on analyzing the acoustic response sensitivity of the key attachment point to Driver’s right ear. The panel contribution is analyzed at the peaks which don't meet the target. Then the optimization is attempted to reinforced several weakest panels. Key words: NVH Director, Acoustic sensitivity, Trimmed Body, Optimization 1 概述 Trimmed Body振动噪声特性和整车NVH性能密切相关，其NVH性能是整车开发的重要内容。车身的模态频率和振型直接反映车身的动态性能，不论是来自路面的激励，还是发动机的激励都是通过车身传递给乘员，所以开发出合理的车身结构对提高整车的NVH性能有重要作用。Trimmed Body模型不仅可用于各种工况下激励的声振传递函数及舒适性研究，同时对NVH目标设定有着非常关键的作用，所以Trimmed Body的概念在汽车业被广泛应用。 因Trimmed Body模型搭建及分析周期较长，所以给各主机厂NVH性能开发带来了较大的困扰。NVH Director高度集成于HyperMesh，采用全新的模型装配环境，可方便实现模型交换、模型管理以及流程式工况设定。使用自带加速功能（AMSE：Automatic Multilevel Substructuring Eigen Solver）的Optistruct求解器可快速求解，集成的后处理及诊断工具方便问题判断及改进，为NVH性能开发带来了极大的便利性。 2 车内声学灵敏度分析 车内结构噪声产生的原理是振动源将振动传递至车身，引起车身壁板的振动，从而产生噪声声波，并通过车内空气传递到人耳。声学灵敏度是指单位激励力作用在底盘与车身的连接点时，车内乘员人耳处测量到的声压级。降低车身声学灵敏度对于降低车内噪声意义重大。所以输入与输出的 传递函数即为声学灵敏度 () H 。
几个耦合的例子
一般说来，ANSYS的流固耦合主要有4种方式： 1，sequential 这需要用户进行APDL编程进行流固耦合 sequentia指的是顺序耦合 以采用MpCCI为例,你可以利用ANSYS和一个第三方CFD产品执行流固耦合分析。在这个方法中，基于网格的平行代码耦合界面(MpCCI) 将ANSYS和CFD程序耦合起来。即使网格上存在差别，MpCCI也能够实现流固界面的数据转换。ANSYS CD中包含有MpCCI库和一个相关实例。关于该方法的详细信息，参见ANSYS Coupled-Field Analysis Guide中的Sequential Couplin 2，FSI solver 流固耦合的设置过程非常简单，推荐你使用这种方式 3，multi-field solver 这是FSI solver的扩展，你可以使用它实现流体，结构，热，电磁等的耦合 4，直接采用特殊的单元进行直接耦合，耦合计算直接发生在单元刚度矩阵 一个流固耦合的例子 length=2 width=3 height=2 /prep7 et,1,63 et,2,30 !选用FLUID30单元，用于流固耦合问题 r,1,0.01 mp,ex,1,2e11 mp,nuxy,1,0.3 mp,dens,1,7800 mp,dens,2,1000 !定义Acoustics材料来描述流体材料-水 mp,sonc,2,1400 mp,mu,0, ! block,,length,,width,,height esize,0.5 mshkey,1 ! type,1 mat,1 real,1 asel,u,loc,y,width amesh,all alls ! type,2 mat,2 vmesh,all fini
ADAMS柔性体-刚柔耦合模块详解
ADAMS柔性体-刚柔耦合模块 一、ADAMS柔性体理论 1、ADAMS研究体系： a）刚体多体系统（低速运动） b）柔性多体系统（考虑弹性变形，大轻薄，高速） c）刚柔耦合多体系统（根据各个构件情况考虑，常用普遍仿真类型） 大部分仿真分析都采用的是刚性构件，在受到力的作用不会产生变形，现实中把大部分构件当做刚性体处理是可以满足要求的，因为各个零件之间的弹性变形对于机构各部分的动态特性影响微乎其微。 但是需要考虑构件变形，变形会影响精度结果，需要对构件其应力大小和分布以及载荷输出研究的时候，以及薄壁构件，高精密仪器部件等，则需要当做柔性体对待，这样计算结果会准确一些。对于柔性体机构，变形对动态影响起着决定性作用，刚柔耦合系统约束的添加必须考虑各个零部件之间的连接和受力关系，更可能还原实际工况，从而使模型更真实还原。 2、柔性体 柔性体是由模态构成的，要得到柔性体就需要计算构件的模态。柔性体最重要的假设就是仅考虑了相对于连体坐标系得晓得线性变形，而连体坐标系同时也在做大的非线性运动。 对于柔性体变形，模态中性文件必然存在某一些模态不响应，没有参与变形或者变性太大，参与系数非常小，比如前六阶或者不正常的阶数，如果去掉贡献较小的模态阶数，便可以提高仿真的效率。 ………… 3、模态 谈到柔性体，就必然脱不了模态的概念，构件的模态是构件自身的一个物理属性，一个构件一旦制造出来，他的模态就是自身的一种属性，再将几何模型离散成有限元模型以后，有限元模型的各个节点有一定的自由度，这样所有的节点自由度的和就构成了有限元模型的自由度，一个有限元模型有多少自由度，它就有多少阶模态。由于构件各个节点的实际位移是模态的按一定比例的线性叠加，这个比例就是一个系数，通常成为模态参与因子，参与因子越大，对应的模态对于构件变形的贡献量越多，因此对构件的振动分析，可以从构件的模态参与因子大小来分析，如果构建在振动时，某阶模态的参与因子大，可以通过改进设计，抑制改接模态对振动贡献量，可以明显降低构件的振动。 利用有限元技术，通过计算构件的自然频率和对应的模态，按照模态理论，将构件产生的变形看作是由构件模态通过线性计算得到的。在计算构建模态时，按照有限元理论，首先要将构件离散成一定数量的单元，单元数量越多，计算精度越高，单元之间通过共用一个节点来转递力的作用，在一个单元上的两个点之间可以产生相对位移，再通过单元的材料属性，进一步计算出构建的内应力和应变。 …………柔性体模态与有限元模态区别不同 …………约束模态 …………正交模态 ADAMS中建立柔性体的三种方法：离散柔性连接杆、ADAMS/ViewFlex模块生成mnf文件、FEA有限元软件输出mnf文件 二、离散柔性连接杆 1、定义：将一个构件离散成几段或者许多段小刚性构件，每个小刚性构件之间通过柔性梁连接，变
消声器设计计算
计算并设计一消声器，用于频率为100Hz的发动机排气消声器，消声量不小于30dB，需选定已知内壁管壁厚，开孔个数，每个孔直径，扩张室直径，排气管道直径为5cm，用三维软件画出设计图。 消声器类型消声原理主要应用 阻性消声器(中高频)多孔性吸声材料的吸收 风机、通风空调、燃气轮机 等设备的进、排气噪声 抗性消声器(低频好)管道阻抗变化所产生的声反 射和耗损 空压机的进气噪声、内燃 机、汽车的排气噪声等 阻抗复合型消声器联合阻性消声器和抗性消声 器的消声机理 采用阻性消声器、抗性消声 器的场所 扩散消声器改变喷注结构、降低喷口的压 力和流速 高温、高压、高速气流等高 声强噪音 噪声按声音的频率可分为：＜400Hz的低频噪声、400～1000Hz的中频噪声及＞1000Hz的高频噪声。根据设计要求及各种消声器的适用范围，选用抗性消声器进行设计改进。 抗性消声器 消声原理：通过控制声抗的大小来进行消声的。与阻性消声器不同，它不使用吸声材料而是在管道上接截面积突变的管段或旁接共振腔，声波在管道截面的突然扩张(或收缩)，造成通道内声阻抗突变，使声波传播方向发生改变，某些频率的声波在声阻抗突变的界面发生反射、干涉等现象，从而在消声器的外测，达到了消声的目的。
消声的频率特性：具有中、低频消声性能。 适用范围：消除空压机、内燃机、汽车排气噪声（气体流速较高气速的情况） 抗性消声器具有的特点： （1）不需要使用多孔吸声材料 （2）耐高温、抗潮 （3）流速较大，洁净 （4）对低频、窄带噪声有较好的效果。 常用抗性消声器的类型： （1）扩张室式消声器 （2）共振腔消声器 （3）干涉式消声器 按共振腔消声器进行设计： （1）倍频带消声量不小于30dB，由式： K L+ 102 ? = lg 20 ) 1( 302 K + 10 = lg 20 ) 1( 查表 不同频带下的消声量△L 与K值的关系 频带 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.5 2 3 4 5 6 8 10 15 类别 倍频 1.1 1.2 2.4 3.6 4.8 7.5 9.5 12.8 1 5.2 17 18.6 20 23 27 带 1/3倍 2.5 6.2 9.0 11.2 1 3.0 16.4 19 22.6 25.1 27 28.5 31 33 36.5 频带 2 / 4
某汽车排气系统的有限元分析
Internal Combustion Engine & Parts 某汽车排气系统的有限元分析 王雷 (一汽-大众汽车有限公司佛山分公司，佛山528237 ) 摘要：首先建立排气系统的三维数模，然后根据需要进行网格划分，通过有限元的方法对某汽车排气系统进行流场和振动特性分 析，探索其尾气处理效率和在振动条件下的耐久性。 关键词：排气系统;有限元;流场；耐久性 0引言 汽车排气系统在尾气处理方面起到了不可代替的作 用，与发动机直接相连的岐管和催化器是排气系统中相对 独立的重要组成部分，也是本文的研究对象。排气系统的 流场均匀性直接影响到尾气的处理效率。另外排气系统受 到发动机激励的极大影响，其振动特性也直接影响耐久 性。本文利用有限元仿真，通过流场分析和模态分析，探索 其流场均匀性和振动耐久性。 1建立几何模型 首先通过测量，利用三维建模Catia软件，建立排气系 统的三维数模，如图1，包括排气歧管罩和支撑结构。 图1排气系统总成三维数模 2划分三维有限元网格 采用HyperMesh软件，进行有限元分析预处理，即对 壳体机构和流过的废气进行有限元网格划分。 只保留与尾气接触的壁面，进行二维网格划分，然后 自动生成流体网格模型。对催化器部分，忽略内部的载体 和垫层，只留取管壁，生成管壁三维网格数模，如图2。 图2流体与管壁有限元三维网格数模 3参数设定 3.1出入口边界 将废气看作理想气体，入口速度均匀分布，为10m/s，进气温度为860益，出口处压力为22MPa。 3.2管壁 管壁设为光滑、非渗透性，没有滑移，壁面散热系数为 11000W/s*m2，外界温度为25益。管壁材料弹性模量E= 2.1GPa，泊松比滋=0.3,材料密度p=7.85g/cm3。 作者简介：王雷（1986-),男，山东金乡人，研究生，毕业于重庆大学，研究方向为汽车振动。 3.3催化器载体 蜂窝载体是由许多大小相同的方形管道组成，管道的 直径远小于载体的直径，故可把载体设成多孔介质模型。二次阻力系数为650kg/m
ansys耦合场 压电梁的模态分析
压电梁的模态分析 几何尺寸：梁的长度L1=300mm 宽度W=30mm 厚度H1=2mm 压电片长度L=50mm 宽度W=30mm 厚度H=1mm 采用pzt-5H压电陶瓷片 模态分析结果 一阶振型（f=23.144Hz）
二阶振型(f=137.52Hz) /prep7 ! PZT-5H 材料特性参数 mp,DENS,1,7700 ! 密度, kg/m**3 mp,perx,1,1700 ! 介电常数 mp,pery,1,1700 mp,perz,1,1470 tb,ANEL,1 ! 弹性劲度系数, N/m^2 tbdata,1,12.6E10,7.95E10,8.41E10 ! c11,c12,c13 tbdata,7,12.6E10,8.41E10 ! c11,c33 tbdata,12,11.7E10 ! c33 tbdata,16,2.30E10 ! c44 tbdata,19,2.30E10 ! c44 tbdata,21,2.35E10 ! c66 tb,PIEZ,1 ! 压电（应力）常数, C/m^2 tbdata,3,-6.5 ! e31 tbdata,6,-6.5 ! e31 tbdata,9,23.3 ! e33 tbdata,11,17.0 ! e15 tbdata,13,17.0 ! e15 !定义主结构的材料参数 mp,dens,2,7800 EX,2,209e9 nuxy,2,0.3 ! 定义压电复合梁几何模型 (L=50mm W=30mm H = 1 mm) L=50e-3 W=30e-3 H =1e-3 !压电片几何尺寸 L1=300e-3
结构振动模态耦合对辐射声功率的影响
２００７年１１月机械科学与技术Ｎ们ｅｍｂ矗２仰叁兰童苎！！塑竺竺竺兰型竺！竺竺！丝竺！丝竺竺竺竺兰星星：竺！：！！竺：！！！：：！！ 李双结构振动模态耦合对辐射声功率的影响 李双，陈克安 （西北工业大学航海学院，西安７１００７２） 摘要：定量研究了结构振动模态耦合对辐射声功率的影响。首先利用结构振动模态的叠加性，基于辐射声功率的二班型表达式，将总的声葫率分解为各个模态自身辐射的声功率和模态间的耦合对声功率的贡献两部分；然后引八声辐射模态，得到一般结构模态间的耦合对声功率贡献的通用数学表达式。研究结果表明：在中低频范围内，振动模态阐的耦合对辐射声功率的影响由振动模态的幅度大小、振动模态问的相位羔以厦振动模态与低阶辐射模态向量的内积等因素决定；以矩形平板为例进行了分析，并计论了模态耦合问题在结构声辐射有源控制中的应用，最后进行了计算机仿真实例分析和验证。 关键词：辐射声功率：模态耦舍；声辐射模态 中图分类号：ＴＢ５３文献标识码：Ａ文章编号：ｌ００３－８７２８（２００７）ｌｌ－１３９０Ｊ０４ Ｅ虢ｃｔｏｆＳｔｒｕｃｔｕｒａｌＭｏｄａｌＣｏｕｐＩｉｎｇｏｎＴｏｔａｌＲａｍａｔｅｄＳｏｕｎｄＰｏｗｅｒ ＵＳｈｕａｎｇ．ＣｈｅｎＫｅａｎ （Ｃｏｕｅ即０ｆＭ且ｒｉ雎Ｅ埘ｎ比ｒｉＩｌｇ，ＮｏｒＩｌｌｗ∞把ｍ Ｐ０№ｈｎｉ砌ｕｌＩｉ珊日竹．）【ｉ’皿７１００７２） Ａｂｓ岫ｃｌ：Ｕｓｊ“ｇｍｅ６ｕⅥｃｍＩｅｍｏｄａｌ叫ｐｅ。ｐｏｓｉ６０ｎｍｅ山０ｄ鲫ｄ出ｅｑｕａｄｒａ丘ｃｆｏ】册ｏｆｍｄｉａｔｅｄ∞衄ｄｐ∞惦ｒ，ｗｅｄｉ－ｖｉｄｅ山ｅｔｏｔａｌ∞ｕｎｄｐｏｗｅｒｉｎｔｏｔｌｌｅｔｗＤｐⅢ乜：ｔｈｅ∞ｕｎｄｐ。岬ｅｒｍｄｉａｔｅｄｂｙｅＢｅｈｉｎｄｉｖｊｄｕｄｌⅢｏｄｅａｎｄｔｌＩｅ∞ｕｎｄｐ们卜ｅｒｃ州ｂｕｔｅｄｆ南ｍｍｏｄａｌｃｏｕｐｌｉ“ｇ．Ｔｈｅｎｗ油ｔＩＩｅａｃｏｕ８ｄｃｍｄｉａｄｏｎⅡＩｏｄｅ，ｗｅ嫡ｖｅ山ｅｇｅｎｅｍ．ｐｕｒｐｏｓｅｅ】ｃｐ弛８．ｄ叽ｔｌｌ且ｔｄｅｔｅｒｍｉｎｅＢｔ１１ｅｃｏｎｔｒｉｂｕ曲砸ｏｆｍｏｄａｌｃｏｕｐｈｌｌｇｔｏａ咖ｃｔＩｍ’Ｂ呲丑ｌｍｄｉａｔｅｄ８０ｕｎｄｐｏｗ盯．ＦｉｎａⅡｙ，扭ｋｉｎｇｎｒ即锄１９ｕｌａｒｐａｎｅｌｆｏｒ皿ｅｘ啪ｐｋ，ｗｅｄｉｓｃｕ鹋ｔｈｅａＰＰｌｉｃ“∞０ｆｍｏ“ｃｏｕｐｕｎｇｔ０山ｅｃｏｎ咖１０ｆａｓ哑ｃｔＩＩ＂’Ｂ８ａ帅ｄ讯ｄｉ“加如ｍａｃ洲ｎ如ｕｒｃｅ．ｎｅ陀叫ｌｔ８Ｂｈｏｗ也ａｔｗ地ｉｎｍｅｄｉｕｍ柚ｄｌｏｗｈｑＬｌｅ眦ｙ瑚ｇ∞，ｔｌｌｅ胡ｂｃｔｏｆ础Ｉｃ邮曲ｎｇ帆训ｉａｔｅｄ鲫蚰ｄｐｏｗ凹ｄｅｐ既ｄ８嘶出ｅ锄ｐｍｕｄｅｏｆＹｉｂｒａｔｉａｎａｌｍｏｄ髓，出出ｐｈａ坼ｄ出矗ｅｎｃｅ。蜘ｄ ｉ硼ｅｒｐｒｏｄｕｃｔｓ‰ｌｏｗ?ｏｌｄ盯Ｔａｄｉａ石ｏｎｍｏｄｅｖｅｃ啪． ＫｅｙｗｏＨｂ：ａｃｏｕ８ｔｉｃｍｄｉａｔｉｏｎ；ｍｏｄａｌｃｏｕｐＵｎｇ；们ｏｕ３ｔｉｃｍｄｉａｔｉｏｎｍｏｄｅ 结构声辐射特性及控制机理一直是众多学者研究的课题。一般来说，求解振动声辐射功率的过程是：首先利用振动模态叠加法获得结构表面振速．然后利用瑞利积分求解。这样就会同时出现不同振动模态之间的交叉项，也就是对声辐射而言。振动模态之间相互耦合，不能得到单个模态对总的声功率的贡献。因此，正是由于结构振动模态之间的耦合，使得结构声辐射的计算和控制变得十分困难”。’。总的辐射声功率可分解为两个部分：各个模态自身辐射的声功率和模态间的耦合对声功率的贡献”’．前一部分易于得到．后一部分却令研究者望而却步。而弄清各振动模态及其相互耦合情况对结构辐射声功率的影响机理，对于预测、计算和控制结构声辐射无疑具有重要意义”１。 以往基于振动模态的结构声辐射的研究大都限于对单振动模态的辐射特性（效率）进行分析，而忽略了振动模态耦台对声辐射的影响。文献［２，４】虽然在一定程度上分析了模态耦合对声辐射的影响，但未能得出具体的结论。众多研究者为了避开振动模态耦合所带来的困扰，转而从声辐射模态的角度研究结构声辐射问题”４Ｊ．将结构总的辐射声功率转化为有限个辐射模态的叠加，各辐射模态彼此相互独立。但声辐射模态只是人为构想的一种模态形式，实际中并不存在。本文将振动模态和声辐射模 收稿日期：２００６—１０—１７ 基金珥目：国家自拣科学基金项目（１０２７４０６０）赞助 作者筒卉：事双（１９７６－）．男（祝）。潮北。博士研究生，ｕ｜ｈｕ蚰酗１２３曰１６３．硼ｎ 万方数据
基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车辆阻尼处理
2009年LMS中国用户大会论文集基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车辆阻尼处理 朱林森，周鋐，赵静 （同济大学汽车学院，上海 201804） 摘要：阻尼处理在汽车的减振降噪中应用广泛。在车身上作阻尼处理时，阻尼材料敷设的位置和面积是关键。本文分别依据车身的模态应变能信息，以及在LMS https://www.360docs.net/doc/248864491.html,b中计算得到的车内场点的板件单元贡献信息，来确定阻尼处理的位置和面积，并在LMS https://www.360docs.net/doc/248864491.html,b中通过声固耦合方法计算了车内场点的响应，以此验证了两种阻尼处理方法的效果。两种阻尼处理方法都取得了良好的效果。计算模态应变能信息更为简便，而板件单元贡献分析对阻尼材料的利用率更高。 关键词：阻尼处理；模态应变能；板件单元贡献；声固耦合 1前言 在考虑主要依靠结构传播的汽车车内低频噪声时，汽车乘坐室的板件的振动是引起车内噪声的主要因素。它们受外界激励而振动，并且激励起车内空气的振动，形成车内噪声。阻尼材料通过把振动的动能转化为热能而耗散掉，同时也由于板件上附加了额外的质量，能够有效地抑制板件的振动，从而降低车内噪声。在板件上粘贴和敷设阻尼材料容易实施，因而对车身板件的阻尼处理在汽车工程中应用广泛。 在车身上进行阻尼处理时，如何确定阻尼材料敷设的位置和面积是非常重要的。一方面，阻尼处理的位置与面积直接影响到降噪的效果。阻尼材料并非应用得越多其效果就会越好。整体粘贴阻尼层的降噪效果可能会比有目的的选择性粘贴要差，而且还会引起若干次峰值[1]。另一方面，阻尼处理会带来汽车总质量的增加，并且进而带来更大的质量惯性与滚动阻力，最终影响到汽车的燃油经济性。而轿车每减重1%，其燃油消耗率可降低0.6%-1.0%[2]。因此应该提高阻尼材料的利用效率，在取得预期降噪效果的前提下，尽可能少的使用阻尼材料。而目前，很多公司都已经开始了对阻尼处理的轻量化工作[3]。因此，如何有效而准确地确定阻尼处理的位置和面积，对于车身的阻尼处理是非常关键的。 本文基于汽车车身有限元模型与乘坐室空腔有限元模型，以声固耦合方法为车内噪声分析预测手段，分别利用车身模型的模态应变能信息和板件单元贡献信息为指标，来确定对车身板件进行阻尼处理的位置和面积。计算了利用两种方法进行阻尼处理后司机右耳的声压响应。发现在司机右耳声压响应的主要峰值处，两种阻尼处理取得的降噪效果很接近。计算模态应变能不需要知道激励载荷的情况，也不需要对乘坐室空腔与场点进行建模与计算，所以计算方便。板件单元贡献分析可以使用实际工况的激励载荷，更具有实际意义。 2声固耦合方法计算阻尼处理前的车内场点响应 在LMS https://www.360docs.net/doc/248864491.html,b中以有限元声固耦合方法计算车内场点响应，需要有车身激励的载荷数据，载荷可以是力的形式。并且需要车身与车内空腔的有限元模型，计算或试验得到的车身和空腔的模态结果。最后综合以上模型和结果计算出声固耦合的车内场点响应。 首先计算出白车身的模态信息。计算所得的车身前20阶非刚体模态的固有频率如表1所示。 表1 车身前20阶固有频率 模态阶次固有频率（Hz）模态阶次固有频率（Hz） 124.241148.15 229.271251.16 331.051355.89 436.741457.86 538.281560.14 638.581660.70 741.441762.34
基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究
2009年LMS中国用户大会论文集基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究 王志亮，门永新，彭鸿，袁连太 （吉利汽车研究院有限公司，浙江临海 317000） 中文摘要：分析和探讨了板件贡献量对在汽车开发过程中的重要性，提出了应用板件贡献量解决附加声学处理，特别是车身阻尼材料的方法。建立了板件贡献量的数学模型。以国内某款车为例，建立了有限元与边界元的耦合模型，用板件声学贡献量的方法进行了分析，针对不同的贡献区域，提出了相应修改的建议。 关键词：附加声学处理，阻尼材料，边界元，板件声学贡献量 Research of Arrangement for Automobile Damping Material Based on Panel Acoustic Noise Contribution Wang Zhiliang, Men Yongxin, Peng Hong, Yuan Liantai (Zhejiang Geely Automobile Institute Co. Ltd, Linhai 317000, China) Abstract：The importance of PCA (Panel Acoustic Contribution Analysis) during the car development was introduced. The solution was presented to the acoustic treatment with PACA. The mathematical model for PACA was established. A three-dimensional sound-structural coupling model was presented in this paper by using the finite element method (FEM) and the boundary element method (BEM). This paper solves the problems by PACA. At the end, the improved solutions to design problems were put forward. Key words: acoustic treatment, damping material, BEM, panel acoustic noise contribution（PACA） 随着全球生态环境的恶化与能源的日益紧缺，人们对燃油经济性的要求越来越高，汽车轻量化设计已经成为各汽车制造商的设计主流。轻量化设计的对象不但包括白车身、底盘等部件，车身结构的附加声学处理也是轻量化的重要内容。轻量化设计已经是声学处理设计发展的重要趋势之一。 汽车的乘坐室内噪声是由包围乘坐室的所有板件振动引起的，车身壁板的不同区域对于乘坐室内部空间的任意位置声压的贡献量是不同的，而车身声学处理多数情况是附加在车身壁板上，一定程度上可以降低板件的振动速度。因此，车身声学处理位置选择是非常重要的。由于车身壁板对乘坐室正负贡献的原因，分析板件贡献量是非常必要的，盲目地减少车身板件的振动可能会得到适得其反的效果。
汽车消声器性能分析与设计_毕业论文
毕业设计论文 汽车消声器性能分析与设计 摘要 消声器作为控制排气噪声的一种简单而有效的方法，在汽车发动机排气系统中得到了广泛的应用。设计高消声性能、低压力损失的排气消声器是目前汽车噪声控制中的重要课题。本文针对某典型发动机排气系统设计了一款消声器，并对其进行了分析和改进。 本文利用声场有限元方法和流场有限容积方法分析了简单扩张腔的声场、流场分布规律，探讨了气流对消声器性能的影响，结果表明：随着温度的升高，传声损失频谱往高频移动，使得高频消声效果变好，中低频变差；。可见对排气消声器进行设计、分析和改进时不能忽视这些外在因素的影响。 根据发动机排气直管噪声频谱特性，设计了一款排气消声器，在此基础上建立实体模型和有限元模型，仿真分析了内部多物理场分布，总结了该消声器的声学特性和空气动力性。结果表明：该消声器在20~100Hz、800~1200Hz 及600~2000Hz低、中频段的传声损失偏低，高速气流可能导致再生噪声较大，压力损失较大，各腔温度差异大。 关键词：排气消声器；有限元；空气动力性；声学特性
Performance Analysis and Design of Car Muffler ABSTRACT As a effective method of controlling vehicles noise, muffler has been widely applied in exhaust system of engine. It is an important topic to exhaust mufflers that have good attenuation performance and low pressure loss in the field of automobile’s noise control. A muffler for a typical exhaust system is designed. The finite element method is applied to simulate it characteristic and to predict it performance so as to have an improved design. The finite element method is applied to analyze the rules of the flow field, and acoustic field inside expansion chambers which is basing on that the influence of temperature and velocity is taken into account. The results indicate that: When temperature rises, the spectrum moves toward higher frequency, which makes the attenuation performance in high frequencies better and that in middle frequencies worse. When the temperature and heat transfer, the velocity of turbulence is rise，and pressure loss is reduced .As a result, these outside factors can’t be ignored when designing, analyzing and redesigning an exhaust muffler. An exhaust muffler is designed basing on analyzing the sound of the engine. By building a model of it, different grid meshes are formed based on the calculation characteristic of acoustic field and the flow field. The acoustics and aerodynamics performance of the muffler are analyzed. The result suggests that the sound attenuation pat 20~100Hz,800~1200Hz and 1600~2000Hz frequency isn’t good , the high-speed flow may bring the air flow regeneration noise ，the pressure loss is little of high and the difference between every chamber is large. Key words：Exhaust Muffler, Finite Element Method, aerodynamics