车身声腔及结构仿真分析

设，p=pejωt 则式（1）可写为：
荦2P+k2P=0
（2）
式 中 ：k=ω/c0 为 波 数 ；P 为 声 压 幅 值 ；P=P（x，y，z）；ω 为声压振动的圆频率。
如果假设空腔边界表面不能吸收声波并且有微
幅振动，则边界条件可写为：
坠p 坠n
=-ρ0u咬
（3）
式 中 ：n 为 边 界 表 面 的 法 向 单 位 矢 量 ；ρ0 为 空 气 密
LIU Wen-hua, XIA Tang-zhong, LIU Pan， WANG Ping-ping， LU Zhi-cheng， YUAN Zhi （Dongfeng Peugeot Citroen Automobile Company LTD， Technology Center， Wuhan 430056，China） Abstract：The analysis for cavity and structure dynamic stiffness can avoid BIW-plate and cavity’s sympathetic vibration. Modeling method of cavity was studied in the paper，and then sympathetic viabration of rear shelf and cavity at some frequency was found through BIW dynamic stiffness and mode analysis，which gave us some suggestion to improve the stiffness of BIW. Key words：cavity；mode；dynamic stiffness；sympathetic vibration
由 图 2（a）可 知 ，在 55.38 Hz 时 出 现 首 阶 纵 向 声压模态， 且行李箱区域出现相对声压最大值，零 声压节面出现在中间位置 ；（b） 在 77.02 Hz 时 ，出
（c）
（d）
图 2 车室声腔第 1 阶非零模态
现首阶纵向声压模态，且后风窗区域出现相对声压 最 大 值 ；（c） 在 79.89 Hz 时 ， 出 现 首 阶 纵 向 声 压 模 态 ， 且 后 风 窗 区 域 出 现 相 对 声 压 最 大 值 ； （d） 在 83.02 Hz 时 ，出 现 首 阶 纵 向 声 压 模 态 ，且 后 风 窗 区 域出现相对声压最大值。 根据 PSA 的计算结果，第 一阶空腔模态频率为 55 Hz，故 暂 以 第 一 种 建 模 方 法即（a）为准。
耦， 同时由单个模态响应的叠加得到某一给定频率 下的解。
后风窗下横梁动刚度分析的激振点在风窗下横 梁的中间区域上，如图 3 所示，施加单位激振力，用 MSC.Nastran 软件进行计算并且输出该激振点的响 应（动刚度），如图 4。 从计算结果看，分别在 55 Hz 与 71 Hz 时动刚度有峰值， 与声腔一阶非零模态产 生共振。为了进一步验证这一结论，下面将进一步展 开白车身结构模态分析。
式中：Mss、Css 和 Kss 分别为车 身 壁 板 结 构 的 质 量 、阻 尼 和 刚 度 的 矩 阵 ；Maa、Caa 和 Kaa 分 别 为 车 内 声 场 的 等效质量、阻尼和刚度的矩阵；u 为结构动态位移函
数。
1.2 车内声腔有限元模型的建立
首 先 在 HyperMesh 软 件 中 导 入 车 身 结 构 有 限
在车身 NVH 设计阶段， 对车室声腔进行模态 分析不仅可以掌握车内空腔的声学模态频率和模态 振型， 在设计过程中避免车身结构振动导致的车内 共鸣噪声，合理布置和优化车内声学特性，还可以掌 握空腔声场的声压分布情况， 为预测并分析动态声 学响应做准备。
1 声腔模态分析
1.1 车内声场有限元理论
收 稿 日 期 ：2011-08-28
参考文献： ［1］ 孙凌玉，吕振华.有关汽车内部声场模态分析的几点讨论
［J］.汽 车 工 程 ，2003，25（1）：74-77. ［2］ 马 天 飞 ，林 逸 ，张 建 伟.轿 车 车 室 内 噪 声 的 仿 真 分 析 ［J］.
CAD/CAM 与制造业信息化. ［3］ 刘 成 武 ，黄 鼎 键 ，钟 勇 .基 于 NVH 的 车 内 声 腔 模 态 分 析
车身声腔及结构仿真分析 / 刘文华，夏汤忠，刘 盼 等 doi：10.3969/j.issn.1005-2550.2011.06.006
设 计·研 究
车身声腔及结构仿真分析
刘文华，夏汤忠，刘 盼，王萍萍，陆志成，袁 智
（神龙汽车有限公司 技术中心，武汉 430056）
摘要：对车室声腔模态和车身结构动刚度进行分析可以避开车身壁板与车内空腔声学共振的可能性。 本文主要对车
［J］.福 建 工 程 学 院 学 报 ，2009.
·25·
假设车身车室内的空气是理想的流体介质，
且在绝热过程中传播的是小振幅声波，则车身车
室 内 的 声 压 满 足 封 闭 空 腔 的 Helmholtz 波 动 方
程：
荦2p=
1 c2
0
坠2p 坠t2
（1）
式中：c0 是声波在介质中的传播速度；荦2 为 Laplace
算子；p 为声场中任一点的声压函数。 p=p（x，y，z，t），
图 1 所示，（a）考虑仪表板、座椅、行李箱包括备胎；
（b）不 考 虑 行 李 箱 ， 去 除 座 椅 ； （c） 不 考 虑 行 李 箱 ， 放
入 座 椅 ；（d）不 考 虑 行 李 箱 和 座 椅 ， 认 为 空 腔 是 连 续
的。
汽车科技第 6 期 2011 年 11 月
表 1 车内声腔模态结果对比
振型（即声压的分布情况）相联系的声学振动模态。 根据以往的经验，空腔越长频率越低，一般第一阶频 率不为零的声学模态出现在 40 ~80 Hz 左右， 表现 为声压沿车室纵向分布的纵向声学模态。
利用 MSC.Nastran 软件对车室内声场有限元模 型进行模态分析，得到声学模态前 10 阶声学频率和 模态振型，如表 1 和图 2 所示。其中第一阶模态的频 率为 0，表示车室内各点声压变化的幅值相同，相当 于结构模态中的刚体模态。
阶数 （a）频率/Hz （b）频率/Hz （c）频率/Hz （d）频率/Hz
0
0
0
0
0
1
55.38
77.02
79.89
83.02
2
104.7
115
115.6
117.7
3
116.9
131.2
134.2
137.1
4
135.9
138.1
145.2
147.8
5
145.2
143.3
145.4
149.9
6
160.2
内声腔建模方法进行研究， 同时通过白车身动刚度和模态分析发现白车身后隔板区域与声腔在某振动频率会发生
共振，为改进车身刚度指明方向。
关键词：声腔；模态；动刚度；共振
中 图 分 类 号 ：U462.3
文 献 标 志 码 ：A
文 章 编 号 ：1005-2550（2011）06-0023-03
Simulation Analysis of Cavity and Structure in White Body
166
179.6
178.3
7
165.2
179
183.4
186.8
8
181.9
180
189.2
195.4
9
185.9
184.5
190.3
199.8
10
199.7
186.7
225.8
227.1
（a）
（b）
（a）
（b）
（c）
（d）
图 1 车室声腔有限元模型
1.3 车内声腔模态分析 车室空腔系统的声学特征表现为与固有频率和
（b）频率 71.3 Hz 的后搁板局部模态 图 5 白车身后搁板和后横梁区域的局部模态
4 结论
在 车 身 NVH 分 析 中 ，通 过 对 车 内 声 腔 模 态 和 白车身结构动刚度进行计算分析， 在新车型研发 阶段可尽可能避免车身壁板与车内空腔声学共 振。 针对本文中所研究车型存在的声腔与车身壁 板共振的问题，已经提出解决方案，由于样件仍在 试制阶段，方案的可行性有待进一步验证，本文暂 不详述。
对白车身结构进行模态分析， 可以获得它的共 振频率，通过修改车身结构避开激励频率，能够防止 产生共振。另外，通过模态振型可以判断出车身变形 较大的部位，从而可以有的放矢地改进车身刚度，减 少振动噪声的产生和传递。从结构模态计算来看，白 车身第 9 阶和第 12 阶模态主要表现为后搁板和风 窗后横梁的局部振动模态， 如图 5 所示。 在频率 54.6 Hz 和 71.3 Hz 时，白车身后隔板区域有局部垂 直振动模态， 与图 4 中动刚度曲线在此频率下的峰 值吻合。
设 计·研 究
（a）频率 54.6 Hz 的后搁板局部模态
动 刚 度 /N/mm
1E+005 10000
图 3 动刚度计算的加载位置 189644-dyn
1000
100
10 0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 时间/s
图 4 激振点的响应
3 白车身结构模态分析
元模型，提取车室内部与空气接触的表面，构成一
个密闭的声学空腔，在不影响计算精度的前提下对
其局部特征进行一些简化。 声学单元的理想尺寸是
每个波长至少六个单元，根据空气中的声速和噪声
的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。 本文采用四面体单元建立声学模型，