车身噪声传递函数分析
基于有限元法的车内声学传递函数分析
基于有限元法的车内声学传递函数分析杨晋田冠男李明江徐有忠(奇瑞汽车有限公司乘用车研究院CAE部)摘要:本文介绍了一种应用有限元方法在LMS.VirtualLab软件平台上进行乘用车驾驶员右耳旁声压传递函数的分析方法。
该分析方法是预测乘用车车内噪声水平的重要手段，同时提供了降低车内车身结构噪音的解决方向，在工程应用上具有重要的指导意义。
关键词:NVH 有限元方法声振耦合声学灵敏度Abstract: Applying the theory of finite element analysis, the paper focused on the vibration of steering system.A CAE method to prevision the steering system NVH performance has been accessed, the evaluation was given at the same time. As a result, the optimization of the structure design of the whole system was discussed with an example. The study has some importance in improving the NVH level of a kind of passenger car.Key words:NVH, FEM, Sound Pressure, Acoustic Sensitivity1.概述汽车NVH水平是客户在选择产品时关心的重点问题，汽车的舒适性能如振动和噪声是区分汽车品牌好坏的重要因素之一。
如何提高噪声振动性能是各大汽车厂商在开发车型时考虑的重要问题。
汽车噪声按照频率高低，可分为低频（20-250Hz）、中频（250-500Hz）、高频（500Hz以上）。
节点贡献量分析在噪声传函优化中的应用
节点贡献量分析在噪声传函优化中的应用0. 前言在汽车所有传函分析优化中，其中噪声传函（Noise Transfer Function）相对来说有点挑战性，特别是需要全频段优化时。
而噪声传函分析中常常用到节点贡献量分析工具，非常实用，而且非常有效。
节点贡献量分析（Grid Participation Analysis）很多软件都有这个功能，但是个人觉得NVH Director中的节点贡献量处理方法相对来说更直观，提供的选项和功能相对较多。
1. NTF相关基础NTF分析是采用声振耦合有限元法，主要是考虑车身受到外界激励后引起车身板件振动，车身板件与车内声腔相互耦合；一般需要建立TrimedBody模型和车内声腔模型，同时对TB 车身和乘员舱声腔进行耦合求解计算。
声振耦合方程涉及到空气单元形函数及声学波动方程，一般声振耦合方程可采用如下形式表示。
式中，Ms和Mf分别为结构和声学质量矩阵，Cs和Cf分别为结构和声学阻尼矩阵，Ks和Kf分别为结构和声学刚度矩阵，u为结构位移，p为声压，Fs和Fsf分别为外界激励载荷和耦合面声压载荷。
噪声传递函数（NTF）可以表示为如下形式，即是人耳对激励点的敏感程度，值越大说明对人耳对激励点越灵敏，此时需要进行分析，可能是激励点力较大，对应即结构相对较弱，或路径或板件的辐射导致NTF值较大。
2. 案例实战2.1 基础模型NTF分析。
通过对基础模型进行噪声传函分析，我们发现37Hz处的峰值超过参考线，这时需要通过定位找出该激励点作用下是由哪些位置引起，进而进行优化分析。
图1 某激励点DRE NTF结果2.2 节点贡献量分析设置。
节点贡献量设置可以根据自身的需要进行，如全频段节点贡献量计算和离散频率节点贡献量计算。
全频段计算时间相对较长，但全频段还可以通过Peakout定义输出，此时求解时间也大大缩短。
离散频率点（也称为关注频率点）计算时间相对较短，在实际工程应用更为广泛。
2.2.1 节点贡献量定义，首先在计算文件开头定义节点贡献量输出，其关键字是PFGRID，这个关键字里可以设置输出许多参数，一般定义流体节点输出即可。
针对某SUV车型内饰车身噪声传递函数的诊断优化分析
qiyekejiyufazhan【摘要】汽车车内噪声品质是衡量汽车乘坐舒适性的重要指标，而噪声传递函数又是评价车内噪声的主要指标之一。
噪声传递函数的控制是汽车前期开发提升NVH 性能的重要手段。
为了提升某SUV 车型的NVH 性能，采用HympreMesh 作为前处理软件建立带内饰的车身有限元模型及声腔模型，用OptiStruct 求解器进行求解，分析噪声传递函数，并诊断出车身结构高风险区域再对其进行优化。
【关键词】车内噪声；传递函数；诊断优化【中图分类号】U467.493【文献标识码】A 【文章编号】1674-0688（2020）06-0059-030引言随着汽车工业的快速发展，汽车已成为大众日常代步的重要工具，代表汽车舒适性的NVH 性能已成为汽车消费者重点关注的指标。
汽车内的噪声和振动过大，会影响驾驶员和乘员的驾乘舒适性。
如今，汽车开发工具不断完善且实用性逐步增强，在进行NVH 性能分析时，噪声传递函数（Noise Trsnsfer Function ，NTF ）是衡量NVH 性能的重要指标之一，其表示施加于汽车车身的输入激励载荷与车内噪声参考点输出噪声之间的对应函数关系[1]。
在汽车设计阶段进行NTF 分析，能够快速且有效地找到车身上噪声输入的来源，及时发现车身设计存在的问题。
本文以某SUV 车型作为研究对象，建立带内饰车身有限元模型和声腔模型结合的声固耦合模型，分析驾驶员右耳的噪声传递函数，再采用ODS 变形和节点贡献量分析方法进行诊断优化，降低驾驶员右耳声压级响应，达到提升NVH 性能的目的。
1噪声传递函数分析1.1有限元模型的建立以某车企SUV 车型作为本文的分析原型，利用Hyper-Mesh 软件进行有限元网格建模。
车身钣金选用Shell 单元建立；网格尺寸为10mm ×10mm ；钣金属性为弹性模量，即2.1×105MPa ，密度为7.83×103kg/m 3，泊松比为0.3；钣金间的连接采用Acm 、RB2单元模拟刚性连接，CBUSH 单元模拟衬套及胶条连接；RB3和集中质量模拟车身内外饰配重；采用四面流体单元建立声腔模型，属性为1.293kg/m 3的密度、340m/s 的声速。
车身结构分析—车身振动及噪声讲解
5000
6000
曲轴扭转振动
引起的问题 曲轴共振 曲轴的应力集中和断裂
Response @ Inertia M
阻尼器 1. 橡胶阻尼器 2. 液压阻尼器
8
6
4
2
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
1.6
1.8
Excitation Frequency Ratio (f/fo)
8
变速器啸叫
齿轮啮合噪声
车身结构分析 —车身振动及噪声讲解
车身噪声
车身噪声分为空气动力噪声、机械性噪声、空腔共鸣噪声。 （1）空气噪声有外部、发动机、传动、行驶系等引发的。 （2）机械噪声是车身受激励而振动力学行为而引发。 （3）空腔共鸣是由于车内声波在车内相互干涉或形成共振而加 强，该激励也会加剧车身的振动。 （4）对于轿车一阶共鸣在70-90Hz，二阶为130-160Hz，后座一般 比前座噪声大。
dB(A)
80 70 60 50 40 30 20 10
Wind NVH Road NVH Powertrain NVH
Speed 10
30
50
70
90
110 130 150
Speed
3
通道 源
源 源
接受体
P
源
P 通道 Pj
源 通道 P
F i
Pj 源
Fi 源
进气系统NVH
四分之一波长管
空滤器
进气口噪声 壳体的辐射噪声
级度 接受对象
1
234
不能接受
所有顾客 绝大多数顾客
5
67
接受的过渡
车身结构振动噪声特性分析与优化
车身结构振动噪声特性分析与优化摘要：驾驶室噪声对车内乘员的乘坐舒适性和身体健康产生直接的影响，汽车的 NVH 水平是整车设计与制造品质的重要体现，直接关系到汽车的市场竞争力。
结合某试生产阶段非承载式车身的怠速振动噪声问题，对车身整车结构进行噪声特性分析与优化。
关键词：车身结构；振动噪声；优化1.引言驾驶室内的振动噪声水平是车内乘员能直接感受到的汽车品质之一，对乘员的心理和生理产生重要的影响，恶劣的振动噪声水平容易导致疲劳和不适，甚至引发交通事故。
汽车的 NVH 水平关系到汽车的市场竞争力。
车身主要由板件焊接而成，板件结构在振动激励下的辐射噪声是车内低频噪声的主要来源。
利用车身模态分析，找出驾驶室结构中的薄弱处进行优化；或者针对板块辐射噪声大的区域进行局部刚度增强以及阻尼涂贴都是抑制车身低频噪声的有效方法。
整车开发流程中，经过方案设计、概念设计、工程设计以及样车试制阶段之后，就进入投产准备阶段。
汽车开发的各个阶段，NVH 性能开发与验证贯穿其中。
从设计到生产过程中，产品的结构往往会发生变化，使得 NVH目标与预期不相符的情况。
因此，驾驶室的减振降噪需根据汽车特定的生产阶段，综合考虑整车轻量化、碰撞安全性及成本等要求，采取合适的方案进行结构修改。
2.汽车振动噪声的传递与控制2.1车内噪声产生机理车内噪声是指经各种途径传入驾驶室及驾驶室内部产生的噪声。
主要的噪声源包括发动机噪声、轮胎噪声、进气噪声以及排气噪声等。
在理想状态下这些噪声源所占的车内噪声比例分别为 40%、35%、13%和12%。
传动系统的噪声也在车内噪声中占有一定比重。
在车辆不同的工况下，汽车车内主要噪声的类型也有一定差异。
怠速状态下，以发动机噪声及车身结构的辐射噪声为主；行驶状态下，轮胎噪声、进排气噪声以及风噪等噪声的比重随着车速的增加而迅速增加。
噪声源产生的噪声经汽车结构及空气两条途径传入驾驶室，形成驾驶室混响声场。
因此，通常将车内噪声分为结构噪声和空气传播噪声。
形貌优化与面板贡献量在汽车噪声传递函数优化分析中的综合应用
●
不满足 目标值 。首先对车身进行局部动 刚度分析 ，排 除接附点
局 部 动 刚 度是 造 成 峰 值 不 满 足 要 求 的 因素 ；其 次 通 过 面 板 贡 献
Ｑ＝（ Ｇ ） ＋ ＝（ Ｇ。 ） ＋
：
量 Ｉ Ｐ Ｆ Ｐ）分 析判断出前 围板对噪 声峰值 贡献量较 大 ；再次截 取前围板局部模型通过模态分析和形貌优化 等方法对其进行优
Ａ ｂｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ： Ｗ ｉ ｔ ｈ ｔ ｈ ｅ ｍａ ｔ ｕｒ ｉｔ ｙ ｏ ｆ Ｃｈ ｉ ｎ ａ’ｓ ａ ｕ ｔ ｏ ｍｏ ｂｉ ｌ ｅ ｉ ｎ ｄｕ ｓ ｔ ｒ ｙ，ｃ ｏ ｎ ｓ ｕ ｍｅ ｒ ｓ ｐａ ｙ ｍｏ ｒ ｅ ａ ｔ ｔ ｅ ｎ ｔ ｉ ｏ ｎ ｔ ｏ ｔ ｈ ｅ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｎｏ ｉ ｓ ｅ ｐｅ ｒ ｆ ｏ ｒ ｍａ ｎ ｃ ｅ ｏ ｆ ｖ ｅ — ｈ ｉ ｃ ｌ ｅ ．Ｔｈ ｅ ＮＶＨ ｄ ｅ ｖ ｅ ｌ ｏ ｐ ｍｅ ｎｔ ｏ ｆ ｔ ｈｅ ｃ ａ ｒ ｈａ ｓ ｂ ｅ ｅ ｎ ｐ ｕｓ ｈ ｅ ｄ ｔ ｏ ｔ ｈ ｅ ｆ ｒ ｏ ｎ ｔ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｓ ｔ ａ ｇ ｅ．Ｂａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ ｔ ｈｅ ａ ｎａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ｔ ｒ ａ ｎｓ ｆ ｅ ｒ ｆ ｕｎ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｐ ａ ｎｅ ｌ ｃ ｏ ｎ—
Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ： Ｎｏ ｉ ｓ ｅ ｔ ｒ ａ ｎ ｓ ｆ ｅ ｒ ｆ ｕ ｎ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ；Ｐ ａ ｎ ｅ ｌ ｃ ｏ ｎ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ；Ｔ ｏ ｐ ｏ ｇ ｒ ａ ｐ ｈ ｙ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ
０ 引 言
车内噪声传递路径分析方法探讨
车内噪声传递路径分析方法探讨Ξ郭 荣 万 钢 赵艳男 周江彬(同济大学新能源汽车工程中心 上海,201804)摘要 为了指导汽车NV H工程师更好地进行故障诊断和声学设计,介绍了传递路径分析(T PA)方法的基本原理,详细分析传递函数和激励力的测量方法,并以某型汽车发动机振动噪声向车内传递为例,介绍T PA方法的应用。
试验结果表明,应用T PA方法可有效、方便地进行噪声源识别和贡献分析。
关键词 车内噪声 传递路径分析 传递函数 激励力 贡献分析中图分类号 U461.3引 言近年来,人们对汽车行驶时的NV H性能,即噪声(N o ise)、振动(V ib rati on)、舒适性(H arshness)越来越关心和重视,车内的低噪声设计已成为产品开发中的重要研究课题[1]。
传递路径分析(T ran sfer Path A nalysis,简称T PA)是一种以试验为基础的方法,可让NV H工程师寻找声源通过结构或空气传递到指定接受位置的振动——声学功率流。
T PA经常是与部分贡献的概念相联系的[1]。
这是由于传递路径分析中假设:来自不同路径的所有部分贡献构成了总响应。
对传递路径分析方法和应用许多研究者进行了大量的研究[1-11]。
1993年,文献[1]使用互易性机械2声学传递函数测量方法,进行结构传递噪声诊断。
1996年,P.J.G.van der L inden等[2]和1997年W i m H endricx 等[3]介绍空气传播声量化方法基本原理,分析不同车身板件对车内噪声的贡献。
1999年,文献[4]引入间接力估计技术,并把它应用于汽车传递路径分析。
文献[5]提出了双通道传递路径分析(B T PA)方法,可用于汽车声品质、声学设计和故障诊断。
2003年,文献[6]介绍了H ead公司开发的用于测量声学传递函数以及结构2声学传递函灵敏双通道声源(或称人工头扬声器),并把它可用于双通道传递路径分析。
噪声传递函数在车内结构噪声优化中的应用
激励方向是否满足设计要求，识别出关键的路径以进
行优化。
" 分析模型及结果
"#! 分析模型
点输出噪声之间的对应函数关系，对车内噪声控制有
NTF分 析 的 有 限 元 模 型 包 括 车 身 结 构 内 饰 车 身
着重要的影响，表现结构与车内声腔的固有特性。 （TB）模型和声腔模型两部分，如图 1所示。TB模型包
NTF的数学表达式，如式（1）所示。
- -
括白车身、仪表板、转向系统、闭合件、座椅以及与车身
相连的附件等，对刚度影响较小的一些部件用集中质 （1）
量模拟，并用柔性单元（RBE3）与车身连接。地毯和阻
2第0179（期7）
技术应用
尼片等用均布质量模拟。
# 结构优化
性能方面，找出问题关键部位进行优化，降低开发成本。
关键词：噪声传递函数；面板贡献量；模态贡献量；优化
$%%&'()*'+, +- .+'/0 12),/-02 34,(*'+, ', 5%*'6'7)*'+, +- 8,*02'+2 9*24(*420 .+'/0
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：.+'/0 *2),/-02 -4,(*'+,@ A),0& (+,*2':4*'+,@ B+?)& (+,*2':4*'+,@ 5%*'6'7)*'+,
王 卓_OptiStruct形貌优化在噪声传递函数分析中的应用
Altair 2009 HyperWorks 技术大会论文集OptiStruct 形貌优化在噪声传递函数分析中的应用王卓 周建文 李颖琎长安汽车工程研究院 CAE 工程所-1-Altair 2009 HyperWorks 技术大会论文集OptiStruct 形貌优化在噪声传递函数分析中的应用 Application of OptiStruct Topography Optimization on NTF Analysis王卓 周建文 李颖琎 (长安汽车工程研究院 CAE 工程所)摘要： 在对内饰车身 TB（Trimmed Body）模型进行噪声传递函数 NTF（Noise TransferFunction）分析后，发现在某一频率段出现峰值，超出目标值，进一步研究后发现，车身前 地板在该频率段下振动较大，可能是产生峰值的主要原因。
本文基于 Altair HyperWorks 软 件的 OptiStruct 模块，应用形貌优化分析对前地板进行优化，使结果得到优化和改进。
关键词: OptiStruct，TB，NTF，形貌优化，模态 Abstract：After the NTF analysis of TB, the peak response of sound pressure higherthan the target has found at a certain frequency scope. According to the result of researching this problem further, the vibration shapes of front floor is the main reason. Basing on Altair HyperWorks’s OptiStruct module, the topography optimization front floor is applied and the NTF performance is improved.Key words：OptiStruct，Trimmed Body，NTF，Topography Optimization，Mode1 概述如今中国汽车市场正在日趋的走向成熟， 国内汽车企业发展势头非常强劲， 人们对汽车 的态度也早已发生了质的转变， 从以往的代步工具到现在的把汽车当成自己 “身份” 的象征。
运行工况下车内噪声的能量传递路径分析
（ 厂 ∑ （ ２ ）∑ ｚ２ ） （ ） ＋ ，／ ２ ）（ 厂 Ｊ ｆ ） ｘ ｚ
（＝ 厂 ∑ ∽口（＋ ） ；厂 ∑ ａ ２ ，） ， ｈ ∽ － ｐ
ｌ 车 内噪声 的 Ｏ Ｔ Ａ模 型 ＥＰ
如 前所 述 ， 位 在车 内噪 声 的低 频 分析 中很 重 相 要 ， 随着 频率 的增 加 ， 递 函数 的相位表 现 出越 来 但 传 越大 的不 确定 性 。这 种不 确定 性与产 品制 造和装 配 过程 中结构和 材料存 在 的细微 差别 以及测 试环 境和 产 品老化 过程 中 的差异 相关 。随着 声压 响应 的相位 在 中 高频 范 围下 不 确定 性 的增 加 ， 统 逐渐 成 为非 系
汽 车作 为 一 个 复杂 系 统 ， 多种 振 动 噪 声源 的 受
传 感 器 ， 递 函数 的计 算只 需 考 虑激 励 参考 点和 声 传
压 响 应 点之 间 的传 递特 性 。ＯＴ Ａ主要 具有 操 作简 Ｐ 便和 省 时的特 点 。 传统 路径 分析 和运 行 工况 下传递 路径 分 析都使 用 复频 率 响应 函数 来表 征每 一 条路 径 。而对 车 辆 、 飞机 、 轮船 等批 量 生产 的产 品 ， 示 同类产 品不 同个 表
ａ ｅ ｖ ｌ ａ ｅ ｙ ｃ ｍｐ ｒｓ ｎ ｗｉ ｈ ｓ ｆ ｔ ｓ ｔ ｏ ｒ ａｉ ｔ ｄ ｂ ｏ ａ ｉｏ ｔ ｔ ｏ ｅ ｏ ｅ ｔ ｍｅｈ ｄ．Ｃｏ ａ ｉｏ ｆ ｔ ｅ ｅ ｕ ｔ ｔ ｈ ｓ ｒ ｍ ｅ ｔａ ｉ ｏ ａ ｄ ｈ ｍｐ ｒｓ ｎ ｏ ｈ ｒ ｓ ｌ ｗｉ ｔ ｏ ｅ ｆ ｏ ｔ ｒ ｄｔ ｎ ｌ ｓ ｈ ｈ ｉ ｏ ｅａ ｉ ｎ ｌｔ ｎ ｆ ｒ ａｈ ａ ａｙ ｉ ｍｅ ｏ ｈ ｗｓｔ ａ ｎ ｅ ｅｓ ｍｅ ｇ ｖ ｎ ｃ ｎ ｉ ｏ ，ｈ ａ ｓｅ ｎｃｉ ｎ ｓｉ ｔｄ ｂ ｅ ｐ ｒ ｔ ａ — ａ ｓｅ － ｔ ｌ ｓｓ ｏ ｒ ｐ ｎ ｔ ｄ ｓ ｏ ｈ ｔ ｄ ｒ ｈ ａ ｉ ｅ ｏ ｄ ｔ ｎ ｔ ｅ ｔ ｎ ｆ ｒｆ ｔｏ ｓｅ ｔ ｈ ｕ ｔ ｉ ｒ ｕ ｍａｅ ｙ ｔ ｈ
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车身噪声传递函数分析昝建明周舟李波灏肖攀
长安汽车股份有限公司汽车工程研究院
车身噪声传递函数分析
Noise Analysis of Car Body Using Transfer
Function
昝建明周舟李波灏肖攀
(长安汽车股份有限公司汽车工程研究院，重庆401120 )
摘 要: 车身的NVH特性是车身开发的重要内容。
在车身的设计中，用有限元软件MSC Nastran 进行了噪声传递函数分析，并根据计算结果对车体结构进行优化，提高NVH 性能。
关键词: 车身, NVH, MSC Nastran, 噪声传递函数, 优化
Abstract：NVH performance is the important task for body design. During the body design stage, using MSC Nastran to do NTF analysis, the results can help optimize the body structure to improve the NVH performance.
Key words: Body, NVH, MSC Nastran, NTF, Optimization
1 引言
NVH性能是新车的重要性能指标之一。
车身在整车的NVH性能中有着重要影响，不论是来自路面的激励，还是来自发动机的激励，都是通过车身传递给乘员。
开发出合理的车身结构对提高整车的NVH性能有重要作用。
车身噪声传递函数（NTF）分析就是车身开发中的重要方法之一。
将对车身与底盘之间的主要连接区域进行声学传递函数分析，以便找出噪音传递路径与对NVH特性影响比较大的关键零部件。
分析时一个声学空腔模型将被包括在内并用来预测内噪声水平，车辆的详细有限元模型与声学空腔模型将被耦合并求解，通过车身与动力系统及底盘系统连接点上施加载荷来计算车内乘员耳侧的噪声响应。
2 分析模型
车身分析的有限元模型包括车身结构的有限元模型和车身声学空腔有限元模型两部分。
其中，车身结构的有限元模型包括结构件的有限元模型和非结构件的有限元模型，非结构件的有限元模型就用集中质量来模拟。
声学空腔的有限元模型用有限元流体的单元来模拟，包括乘员仓空腔，座椅和行李箱空腔三部分的有限元模型。
图1表示了车身分析模型的结构关系。
声学单元的理想尺寸大约是每个波长不少于六个单元，实际上通常采用的声学单元的长
度一般为0.1米左右，已经满足了有限元计算的频率范围。
根据空气中的声速和噪声分析频率可以计算出声波的波长以及声学单元的理想长度，本文中所建立的模型取声学单元的长度为0．12米。
另外，要求流体的单元尺寸要大于结构单元的尺寸，以保证流体模型界面上的节点都能够与结构单元的节点相耦合。
图1. 车身有限元分析的结构图
3 分析方法
应用MSC Nastran 软件，先进行结构和空腔的模态分析，然后用模态叠加法进行模态响应分析。
3.1空腔和结构的模态分析
汽车车室构成封闭系统，形成一个声学系统。
将车室空腔容积离散化为有限元单元，则空腔方程可以写成以下的矩阵形式：
[]{}[]{}{}f
ff
ff
F p K P
M =+&& (1) 式中：M ff 和K ff 就是车室空腔的声学质量矩阵和声学刚度矩阵；{F f }为各单元表面传给流体的广义力向量；{p }为各节点的声压向量。
车身的有限元方程式可以写为：
[]{}[]{}{}s ss ss F u K u
M =+&& (2) 式中：[M ss ]和[K ss ]就是车室空腔的声学质量矩阵和声学刚度矩阵；{F s }为施加于结构
上的外向力；{u }为结构位移向量。
2.2进行声腔—结构的耦合分析
如果把车身结构视为弹性体，那么车身壁板的振动会通过临近的空气压迫车室内的空气，使之产生不同的声压，而车室声压的变化又会激励车身壁板的振动，使车室成为结构－流体（空气）相互作用的耦合系统，这个耦合系统的有限元方程可以写为：
[]()[][
]{}[][][][]
{}{}{}⎭⎬⎫
⎩⎨⎧=⎭⎬⎫⎩⎨⎧⎥⎦⎤⎢⎣
⎡−+⎭⎬⎫⎩⎨⎧⎥⎦⎤⎢⎣⎡00020
0r ff ss ff T ss F p u K S K p u M s c M &&&&ρ (3)
式中：[S ]是由声学广义力{F r }向量得到的车室结构－声学耦合矩阵；ρ0为空气密度；C 0是声波在媒质中传播的速度。
2.3把空腔压力转化为声压值
最后测试为测量点的空气压力转化为测试点处的声压值
pre
p p Lp 10
log 20= （其中P pre 为参考声压） (4)
4结果及优化
根据计算结果，发现有超过分析目标值的峰值出现。
针对出现峰值的不同情况，分别采用模态参与因子和壁板贡献量分析方法，找出贡献比较大的部件和壁板，然后对这些零件进行改进。
图2分别是副车架右后安装点和后减振器右安装点激励下驾驶员右耳侧的响应结果，蓝色曲线是初始的设计状态的结果，红色曲线是优化后的结果。
根据优化前后的结果比较，噪声响应的最大峰值都有5个dB 的降低，一些峰值还消失了。
经过优化，驾驶员耳侧的NVH 特性得到很大改善。
后减震器右安装点加载 驾驶员耳侧响应曲线
副车架右后安装加载
驾驶员耳侧响应曲线
图2 在不同工况下优化前后的结构比较
5 结论
根据噪声传递函数分析及其优化分析可以发现，用有限元法进行车身的噪声传递函数分析是提高车身的NVH 性能的有效方法。
6 参考文献
[1]MSC Nastran 动力学培训教程
[2]马天飞，林逸，张建伟. 轿车车室声固耦合的模态分析. 机械工程学报，2005，07 [3]马大猷等.现代声学理论基础.科学技术出版社.2004，3。