雷 刚_某车车内声场噪声仿真研究
《2024年矿用自卸车驾驶室内部噪声仿真与结构改进》范文
《矿用自卸车驾驶室内部噪声仿真与结构改进》篇一一、引言随着工业技术的发展和矿山作业的高效化需求，矿用自卸车作为矿山运输的重要设备，其性能和舒适性日益受到关注。
其中，驾驶室内部噪声问题不仅影响驾驶员的作业效率和身心健康，还可能对设备的正常运行和维护带来不便。
因此，对矿用自卸车驾驶室内部噪声进行仿真分析，并针对其结构进行改进，具有重要的研究价值和实践意义。
二、矿用自卸车驾驶室内部噪声仿真2.1 噪声源分析矿用自卸车驾驶室内部噪声主要来源于发动机噪声、传动系统噪声、风噪等。
其中，发动机噪声是主要噪声源，占整体噪声的很大比例。
此外，传动系统的齿轮啮合、轴承摩擦等也会产生一定的噪声。
风噪则主要受车辆行驶速度和外部环境影响。
2.2 仿真方法针对矿用自卸车驾驶室内部噪声的仿真，可采用有限元分析、边界元分析、声学仿真等方法。
其中，声学仿真方法能够较为准确地模拟驾驶室内部的声场分布和噪声传播规律，为后续的结构改进提供依据。
2.3 仿真结果通过声学仿真软件，我们可以得到驾驶室内部的声压级分布云图、声波传播路径图等数据。
根据这些数据，我们可以分析出驾驶室内部的噪声主要分布在哪些区域，以及噪声传播的主要路径和影响因素。
三、结构改进措施3.1 发动机隔振降噪技术针对发动机噪声问题，可采取发动机隔振降噪技术。
通过优化发动机悬置系统，提高隔振效果，降低发动机振动对驾驶室内部的影响。
同时，采用隔音材料对发动机舱进行封闭，以减少发动机噪声的传播。
3.2 传动系统降噪技术对于传动系统噪声，可采取优化齿轮啮合、轴承摩擦等措施，降低传动系统的噪声。
此外，还可采用弹性联轴器、阻尼器等装置，提高传动系统的动态性能和稳定性。
3.3 驾驶室内部隔音技术针对驾驶室内部的风噪和反射噪声等问题，可采取隔音技术进行改进。
例如，增加隔音材料的使用量，优化隔音材料的选择和布置方式，以减少风噪和反射噪声的影响。
同时，对驾驶室内部的结板结构进行优化设计，以改善声波的传播路径和降低反射噪声的强度。
某SUV车内气动噪声特性风洞试验研究
某SUV车内气动噪声特性风洞试验研究王亓良;陈鑫;林清龙;魏洪桢;黄秋萍;张英朝【摘要】为研究乘用车内部气动噪声的空间分布规律、频率特性和车内噪声水平的影响因素,以便进行改进设计,对某款SUV在吉林大学汽车风洞内进行了噪声测试试验.结果表明,车内气动噪声主要由泄漏噪声与外形噪声组成,空间上车内噪声左右对称分布,但发现了前排泄漏噪声高于后排、而后排外形噪声高于前排这一典型现象.车内噪声水平随风速增加呈线性递增,且随着偏航角度增加,处于背风侧的位置,由于气流分离变甚,噪声明显恶化,而迎风侧的噪声变化很小.根据试验结果提出对A柱附近的衬条进行局部补强,采用泡棉封堵后视镜与车身连接处线束穿孔,采用喇叭口造型和减薄镜柄的新造型后视镜,以及在顶棚和四门钣金件加贴阻尼片等一系列车内噪声改进方案,有效降低了车内气动噪声.【期刊名称】《汽车工程》【年(卷),期】2018(040)011【总页数】7页(P1339-1345)【关键词】车内气动噪声;风洞试验;风速;偏航角;语音清晰度【作者】王亓良;陈鑫;林清龙;魏洪桢;黄秋萍;张英朝【作者单位】吉林大学,汽车仿真与控制国家重点实验室,长春 130022;吉林大学,汽车仿真与控制国家重点实验室,长春 130022;东南(福建)汽车工业有限公司汽车研究院,福州 350119;东南(福建)汽车工业有限公司汽车研究院,福州 350119;东南(福建)汽车工业有限公司汽车研究院,福州 350119;吉林大学,汽车仿真与控制国家重点实验室,长春 130022【正文语种】中文前言随着国内汽车工业的迅速发展，以及人们生活水平的提高，消费者对汽车乘员舒适性的要求越来越高。
而道路交通基础设施的完善和汽车安全的发展，必然使汽车的行驶速度越来越快，而气动噪声作为舒适性的一个重要指标，在汽车高速行驶过程中越发凸显出来。
目前国内主机厂和各高校对气动噪声的研究还处于起步阶段，特别是对于车内气动噪声的研究还比较少。
某车车内声场噪声仿真
１ 白车身有限元分析及模态试验
收稿日期： ２ ０ １ ０－ ０ ３－ １ ０ 作者简介： 张兴超（ １ ９ ８ ４ —） ， 男， 硕士研究生， 主要从事汽车现代理论与设计研究。
四川兵工学报 ５ ２
ｅ ｐ ０ ２ ｅ ２ ０
耦合作用下声腔的前 ２阶振型。
－ ５ 式中： Ｐ Ｐ ２× １ ０ Ｐ ａ 为声压标准值。从 ｅ为声压有效值； ０＝
而可计算得到声压级的频谱图。图 １ １所示工况即为发动 机转速为３５ ０ ０ ｒ ｐ ｍ时的声压级频谱图。
图１ １ 转速为 ３５ ０ ０ｒ ｐ ｍ时的声压级频谱 由图 １ １可知， 发动机转速为３５ ０ ０ｒ ｐ ｍ 时， 声压峰值频 率为 １ ７ ０Ｈ ｚ ， 声压第 ２峰值频率为 １ １ ２Ｈ ｚ ， 刚好等于发动 机在３５ ０ ０ｒ ｐ ｍ 时的基频频率， 说明二者在此发生了共振， 图１ ０ 耦合作用下声场的模态振型 通过对比耦合前后声场的振型图可以看出， 车室内部 声压分布发生了明显变化。由此可知， 空腔的耦合声学特 性在很大程度上受车身结构动态特性的影响， 通过改变车 身结构可以改变空腔的声学特性。 表３ 转速、 峰值频率与声压级的关系 转速 ／ ｒ ｐ ｍ 声压峰值 频率 ／ Ｈ ｚ 声压级 ／ ｄ Ｂ Ａ 怠 速 １ ７ ５ ５ ７ １５ ０ ０ ５ ６ ６ ６ ２５ ０ ０ ８ ８ ７ ６ ３５ ０ ０ １ ７ ０ ８ ５ ４５ ０ ０ １ ４ ８ ８ ９ 应对该处的声压值进行研究， 以达到降低声压值的目的。 根据声压级的频谱图， 可得出转速与声压级的关系， 如表 ３所示。
本研究在基于整车有限元模型和声腔有限元模型的 基础上， 建立了声 － 耦合系统有限元模型， 如图 ９所示。 图７ 有座椅车室空腔声场模态分析有限元模型 对车室内声场有限元模型进行模态分析， 可得到声学 模态前 １ ０阶声学共鸣频率和模态振型， 如表 ２所示。其中 １阶模态是一致声压模态。为方便说明， 引入了“ 纵向” 、 ， Ｙ ， Ｚ轴 “ 横向” 、 “ 垂向” 的术语， 分别对应车辆坐标系的 Ｘ
轿车车内噪声统计能量仿真与降噪方法研究
［］ ４ 李颖 ， 杨艳梅． 铁路车辆编组连挂 中车钩缓 冲装置冲击特性分析［ｊ Ｊ． 交
通科技与经济 ，０ ８６ ：６ ９ ２０ （ ）９－ ．
［］ ５ 马明江 ， 冲击作用时间的分析计算［］ 陈丽． Ｊ 平顶山工学院学报 ， ０ ， ． ２ ４１ ０ ３
机 械 设 计 与 制 造
Ｍａ ｈ ｎ ｒ Ｄｅ ｉ ｎ ｃ ｉｅｙ ｓｇ
文 章 编 号 ：０ １ ３ ９ （ ０ １０ — ０ ０ ０ １０ — ９ ７ ２ １ ）６ ０ ４ — ３
第 ６期 ２ １ 年 ６月 ０１
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Ｍａ ｆ ｃｕ ｅ ｎｕ ａ ｔ ｒ
轿车车 内噪声统计能量仿真与降噪方法研 究 术
；ｎｅ０ ｉ ｄ ｒ ｆ ｑｅｃ ｅ ｉ ｉ ，ｅｒ ｉ ｎｌ ｅ ｏｓａｎｔｂ ｉｓｉ ｅ ｓｈ Ｂｓ ｛ ｕｄｒ ｇ ａ ｏ ｒ ｕｎ ｃａｏ ｔ ａ ｔ ａｍｔ ｄ ｃ ｏｏｔｎ ａｓ ｄｅ ｓ ａ ｄ ｎ ｈ ｈ ｎ ｂ ａ ｅ ｙ ｘ ｔ ｎ ｈ ｔ ｉ ｈ ｎ ａ ｆ ｒ ｕ ． ｅ ｏ ｄ ｔ ｄ ｏ ｔｉ
行了分析 ， 得出了各子系统对车内噪声贡献度日此后在对主要子系 结构 、 ， 拼装方式 、 吸声结构和吸声材料 的分布情况 ， 将样车车身划 统进行声学处理， 获得了良好的降噪效果。以某 国产轿车为研究对 分为 ２ ４个部分 ， 每个部分作为单一子系统来处理。 通过对声空间
象， 采用 Ｓ Ａ方法计算各个子系统间的能量流动 ， Ｅ 揭示车内噪声的 子 系统 和外部结构 子系统 的划 分最后得到 整车 的 Ｓ Ａ收缩模 Ｅ 产生机理 ， 重点研究不同车用声学阻尼材料对车内噪声的影响 ， 为 型 。如图 ２所示 ， 给出了整车各子系统的连接情况。 轿车车内声学设计提供参考。 统计能量分析 以振动能量为基本参数 ， 将复杂结构动力系 统 的模 态参 数处理成随机变量 ， 根据振 动波 和模 态间的内在关 系， 建立各子系统 间功率流平衡方程 ， 而求解方程 中的未知参 进 数。 它克服了复杂系统 的高阶模态参数对系统的不确定性 因素的 影响 ， 适用于解决高频 区内的复杂系统动力学问题ｆ 对 于简单振 ７ 】 。 动子系统 ， 其损耗功率 可表示为 ：
客车车身振动和声学特性的仿真及改进研究的开题报告
客车车身振动和声学特性的仿真及改进研究的开题报告一、研究背景与意义随着人们对交通工具舒适性要求的不断提高，客车的乘坐质量成为车辆设计中不可忽视的因素之一。
其中，客车车身振动和声学特性直接影响乘客的舒适感受。
因此，开展客车车身振动和声学特性的仿真及改进研究，旨在优化客车的乘坐质量，提高客车的市场竞争力。
二、研究内容与目标本研究将采用数值仿真方法，模拟客车车身振动和声学特性。
具体研究内容包括：1.建立客车的有限元模型，分析车身的振动情况；2.利用声场分析方法，分析客车车内噪声的传播规律和音质；3.评估客车车身振动和声学特性对乘客的影响，提出相应的改进措施；4.优化客车结构，减少车身振动，提高车内声学舒适度；5.通过实验验证仿真结果的准确性，进一步完善研究内容。
本研究的目标是：1.建立客车车身振动和声学特性的仿真模型；2.分析客车车身振动和声学特性的影响因素，并提出相应的改进措施；3.优化客车结构，提高车身振动的控制水平，并降低车内噪声的传播；4.为客车设计提供有益的启示和参考。
三、预期结果本研究预期能够：1.建立客车车身振动和声学特性的仿真模型，较为准确地模拟车身振动和车内声学特性；2.分析客车车身振动和声学特性的影响因素，并提出相应的改进措施；3.证明优化客车结构能够在一定程度上降低车身振动和车内噪声的传播；4.为客车设计提供有益的启示和参考。
四、研究方法本研究采用数值仿真和实验相结合的方法，具体包括：1.建立客车的有限元模型，分析车身的振动情况；2.采用声场分析方法，分析客车车内噪声的传播规律和音质；3.设计实验方案，比较仿真结果和实验数据，验证仿真模型的准确性；4.依据仿真和实验结果，提出相应的改进措施。
五、进度安排本研究计划在两年内完成，具体安排如下：第一年：1.收集相关资料，熟悉客车车身振动和声学特性的相关知识；2.建立客车的有限元模型，对车身振动进行仿真分析；3.采用声场分析法，对客车车内噪声进行仿真分析。
车辆驾驶室降噪设计与仿真研究
筋板 的降噪方法 ， 利用声辐射理论 ， 对改进后 的驾驶室 降噪效果进行数值仿真 ， 得 出改进后驾驶室 内的声压降低 了 １ ０ ． ３ ｄ Ｂ ，
有 效的抑制了低 频噪声 ， 提高了车辆的舒适 性。 关键 词 ： 驾驶 室 ； 声 学； 辛几何 法； 降噪设计
ＷＡ Ｎ Ｇ Ｋ ｕ ｉ —ｙ ａ ｎ ｇ ， Ｔ Ａ Ｎ Ｇ Ｊ ｉ ｎ—ｈ ｕ ａ ， Ｙ Ｕ Ａ Ｎ Ｃ ｈ ｕ ａ ｎ—ｙ ｉ
（ Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ ａ ｎ ｄ Ａ ｕ ｔ ｏ ｍ ｏ ｂ ｉ ｌ ｅ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｉ ｒ ｎ ｇ ， Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｓ ｕ Ｔ ｅ ａ ｃ ｈ ｅ ｒ ｓ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ，Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｚ ｈ ｏ ｕ ２ １ ３ ０ ０ １ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
ＡＢＳ ＴＲＡＣＴ： Ｃ ａ ｂ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ｉ ｓ ｏ ｎ ｅ ｏ ｆ ｉ ｍｐ ｏ ｒ ｔ ａ ｎ ｔ ｉ ｎ ｄ ｅ ｘ ｅ ｓ ｏ ｆ ｖ ｅ ｈ ｉ ｃ ｌ ｅ ｒ ｉ ｄ ｅ ｃ ｏ ｍｆ ｏ ｔ ｒ ．Ｔ ｈ ｒ ｏ ｕ ｇ ｈ ｅ ｘ ｐ ｅ ｒ ｉ ｍｅ ｎ ｔ ｌ ａ ｍｏ ｄ ｌ ａ ａ ｎ ｌｙ ａ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｃ ｂ ，ｔ ａ ｈ ｅ ｎ ａ ｔ ｕ ｒ ｌ ａ ｆ ｒ ｅ ｑ ｕ ｅ ｎ ｃ ｙ ｎｄ ａ ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｅ ｓ ｏ ｆ ｆ ｕ ｎ ｄ ａ ｍｅ ｎ ｔ ｌ ａ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｍｏ ｄ ｅ ｗｅ ｒ ｅ ｏ ｂ ｔ ａ ｉ ｎ ｅ ｄ ｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ｐ ａ ｐ ｅ ｒ ，ｉ ｔ ｗ ａ ｓ ｆ ｏ ｕ ｎ ｄ ｔ ｈ ａ ｔ ｉ ｎ ｆ ｌ ｕ ｅ ｎ ｃ ｅ ｏ ｆ ｒ ｏ ｏ ｆ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｉ ｓ ｍａ ｘ ｉ ｍｕ ｍ ｔ ｏ ｃ ｂ ａ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ．Ｓ ｙ ｍｐ ｌ ｅ ｃ ｔ ｉ ｃ ｇ ｅ ｏ ｍｅ ｔ ｒ ｙ ｎａ ａ ｌｙ ｔ ｉ ｃ ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ｗ ａ ｓ ａ ｄ ｏ ｐ ｔ ｅ ｄ ｔ ｏ ｃ ｌｃ ａ ｕ ｌ ａ ｔ ｅ ｔ ｈ ｅ ｎ ａ ｔ ｕ ｒ ｌ ａ ｆ ｒ ｅ ｕｅ ｑ ｎ ｃ ｙ ｏ ｆ ｃ ｂ’ ａ Ｓ ｒ ｏ ｏ ｆ ，ａ ｎ ｄ ｉ ｔ ｓ ｖ ａ ｌ ｕ ｅ ｉ ｓ ｂ ａ ｓ ｉ ｃ ｌｌ ａ ｙ ｃ ｏ ｎ ｓ ｉ ｓ ｔ ｅ ｎ ｔ ｗｉ ｔ ｈ ｅ ｘ ｐ ｅ ｉｍｅ ｒ ｎ ｔ ｌ ａ ｄ ａ ｔ ａ ．Ｏｎ ｔ ｈ ｅ ｂ ａ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｉ ｓ ，ｔ ｈ ｅ ｃ ｏ ｎ ｔ ｉ ｒ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｄ ｅ ｇ ｒ ｅ ｅ ｏ ｆ ｐ ａ ｎ ｅ ｌ ａ ｃ ｏ ｕ ｓ ｔ ｉ ｃ ｗ ａ ｓ ａ ｎ ｌｙ ａ ｓ ｅ ｄ，ｗ ｈ ｉ ｃ ｈ ｆ ｕ ｒ ｔ ｈ ｅ ｒ ｐ ｒ ｏ ｖ ｅ ｓ ｔ ｈ ａ ｔ ｔ ｈ ｅ ｓ ｉ ｄ ｉ ｎ ｇ ｗ ｈ ｉ ｃ ｈ ｈ ａ ｓ ｏ ｕ ｔ ｓ ｔ ａ ｎ ｄ ｉ ｎ ｇ ｃ ｏ ｎ ｔ ｒ ｉ — ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｔ ｏ ｓ ｏ ｕ ｎ ｄ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｕ ｒ ｅ ｏ ｆ ｄ ｉ ｒ ｖ ｅ ｒ ＇ ｓ ｉｇ ｒ ｈ ｔ ｅ ａ ｒ ｉ ｓ ｒ ｏ ｏ ｆ ．Ｔ ｈ ｅ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ｒ ｅ ｄ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ｍｅ ｈｏ ｔ ｄ ｏ ｆ ｓ ｔ ｉ ｆ ｅ ｎ ｅ ｄ ｐ ｌ ａ ｔ ｅ ｗ ａ ｓ ａ ｄ ｏ ｐ ｔ ｅ ｄ ｔ ｏ ｃ ｂ’ ａ Ｓ ｒ ｏｆ ．Ｂ ａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ ａ ｃ ｏ ｕ ｓ ｔ ｉ ｃ ｒ ａ ｄ ｉ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ ｏ ｙ ，ｔ ｒ ｈ ｅ ｎ ｕ ｍｅ ｒ ｉ ｃ ｌ ａ ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｅ ｆ ｆ ｅ ｃ ｔ ｏ ｎ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ｒ ｅ ｄ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｉ ｍｐ ｏｖ ｒ ｅ ｄ ｃ ａ ｂ ｗａ ｓ ｃ ａ ｒ ｒ ｉ ｅ ｄ ｏ ｕ ｔ ．Ｓ ｏ ｕ ｎ ｄ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｕ ｒ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｉ ｍｐ ｒ ｏ ｖ ｅ ｄ ｃ ａ ｂ ｗ ａ ｓ ｒ ｅ ｄ ｕ ｃ ｅ ｄ ｂ ｙ １ １ ． ３ ｄ Ｂ，ａ ｎ ｄ ｌ ｏ ｗ ｆ ｅｑ ｒ ｕ ｅ ｎ ｃ ｙ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ Ｗａ ｓ ｓ ｕ ｐ －
某SUV整车室内通过噪声部件贡献量分析与性能提升
近年来，随着经济和科技的全面发展，人们的生 活水平不断提高，汽车保有量也大幅增加，随之而来 的就是汽车的噪声污染问题越来越严重[1]。目前，降 低汽车通过噪声已成为各国及各汽车生产商的共同
CHEN Jian 1, 2, GAO Binbin 1, YIN Jinxiang 3, DENG Houke 3, SONG Wenfeng 3
( 1. Institute of Sound and Vibration Research, Hefei University of Technology, Hefei 230009, China; 2. Anhui Automotive NVH Engineering and Technology Research Center, Hefei 230009, China; 3. Technical Center, Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Hefei 230601, China )
第 39 卷 第 2 期 2019 年 4 月
噪声与振动控制 NOISE AND VIBRATION CONTROL
Vol 39 No.2 Apr. 2019
文章编号：1006-1355(2019)02-0118-04+161
某 SUV 整车室内通过噪声部件贡献量分析 与性能提升
陈 剑 1, 2，高彬彬 1，殷金祥 3，邓厚科 3，宋文凤 3
验台上，首行快速准确定位，然后应用逐一拆除屏
某车辆加速车内轰鸣问题分析与解决方法
某车辆加速车内轰鸣问题分析与解决方法作者：翟志雄黄志亮来源：《时代汽车》2024年第02期摘要：某车辆在加速过程中当发动机转速在3500rpm左右时存在明显轰鸣声，该转速段附近为常用转速段，严重影响乘客主观感受及车辆品质，通过试验与仿真分析相结合的方法，从噪声源及传递路径对轰鸣声产生的原因进行分析和验证，确认该轰鸣声受动力总成标定、长半轴、前副车架、右前纵梁局部模态共同影响，综合考虑可实施性与成本，逐一解决，达到消除轰鸣声的效果。
关键词：轰鸣声标定模态动力吸振器1 前言当今社会汽车逐渐普及，使消费者对车辆的静态与动态的要求越来越高。
车辆的NVH性能是衡量整车性能的重要指标，而加速轰鸣声作为NVH性能评价的关键项目，在开发过程中应加以避免。
对于搭载四缸发动机的车辆，高转速的轰鸣声大多为发动机二阶激励与半轴、前副车架、前纵梁模态耦合，引起车内轰鸣激励通过半轴和悬置传递至车身，引起局部钣金件或结构模态被激发从而引发人耳强烈的压耳感。
本文以开发过程中的某款车辆为例，通过试验与仿真分析相结合的方法，确认引起车内轰鸣的主要部件，从而通过ECU和TCU标定优化、长半轴加双模动力吸振器、前副车架加A字复合加强梁且增加焊点、前纵梁根部斜向支撑四种方案改善车内轰鸣声。
2 问题描述某车辆在加速过程中，当发动机转速在3500rpm附近时，驾驶员耳旁可以听到明显轰鸣声，压耳感严重，但后排驾乘人员无此相关感受。
通过3档全油门加速工况采集主驾右耳总声压级曲线和2阶、4阶、6阶次噪声曲线，可以看出在3500rpm附近2阶次曲线峰值突出，接近72dB（A），紧挨总声压级曲线，因此可以判断该轰鸣产生的主要贡献量为2阶次噪声，如图1所示。
由于该轿车搭配四缸四冲程发动机，因而根据其本身固有特性，可以计算出点火频率为[1]其中i为噪声与振动的阶次，n为发动机的曲轴转速，因此可以计算出发动机在3500转附近2阶次噪声频率为117Hz左右。
基于车内噪声性能的车身阻尼材料分布研究
qiyekejiyufazhan1引言随着科学技术的发展和消费水平的提高，人们对汽车舒适性的要求越来越苛刻，汽车车内噪声已经成为评判汽车质量的重要标准。
车内噪声主要由发动机、传动系统、轮胎、液压系统及车身结构本身的振动引起，各部件产生的振动、噪声经过悬架系统和车身结构的放大作用以结构噪声或空气噪声的形式进入车内空腔，形成车内噪声。
车身结构振动引起的车内噪声频率集中在200Hz 以下，而在如此低的频率范围内，常规的吸声降噪措施作用不大[1]。
对车身钣金件进行阻尼处理，是降低车内低频噪声最有效的方法之一[2]。
实际车身结构中的附加阻尼材料通常涂敷在地板、前隔板、顶盖等车身板件的局部位置，为了提高阻尼材料的设计水平和利用效率，对阻尼材料在车身上的分布进行研究，具有一定的工程实际意义。
国内外学者在车身板件的阻尼处理方面进行了大量的研究和应用探索[3-4]。
清华大学的吕毅宁等[5]人对模态损耗因子关于附加阻尼的灵敏度进行了分析，并推导了以模态损耗因子最大为设计目标的附加阻尼层材料厚度分布的优化设计准则；中国工程物理研究院的郭忠泽等[6]人通过渐进结构拓扑优化方法研究了约束阻尼板结构的优化布局问题；重庆大学的张志飞等[7]人基于优化准则算法对阻尼材料在车身单个板件上的分布位置进行了优化。
但对于车身阻尼材料的实际布置，还没有具体的流程和方法，大多需要工程人员根据经验进行布置。
本文以某公司新开发的MPV 车型为例，建立该车的声-固耦合有限元模型，通过模态频率响应法分析、预测车内噪声。
根据声学参与因子和模态应变能分析结果，找出阻尼材料的最佳分布位置，并利用模态损耗因子对阻尼分布进行评价。
从仿真分析和试验测试结果中可以看出，对车身板件进行阻尼处理后，车内主要参考点的声学响应峰值明显下降。
2汽车声-固耦合模型的建立及声学响应分析2.1声-固耦合理论汽车车内空间构成一个封闭的腔体，将空间离散化可以得到车内声腔有限元模型，根据空气单元形函数和声学波动方程，可以导出声腔模型振动微分方程[8]：m 'e p e ＋c 'ep e ＋k 'e p e ＋ρR T e u e ＝0（1）公式（1）中，m 'e 表示空气质量矩阵；c 'e表示空气阻尼矩阵；k 'e 表示空气刚度矩阵；ρR T e 表示结构-声学耦合质量矩阵；p e 为空气单元节点声压矢量；u e 为节点位移矢量。
轿车车内低频噪声的仿真计算及试验研究
轿车车内低频噪声的仿真计算及试验研究
马天飞;林逸;彭彦宏;陈榕
【期刊名称】《中国机械工程》
【年(卷),期】2005(016)016
【摘要】在介绍车室空腔声学系统建模方法和声固耦合系统有限元方程式的基础上,针对某轿车建立了车室声固耦合系统有限元模型,并利用MSC.Nastran对车内噪声进行频率响应分析.通过道路试验测量车内的声压信号,结合对发动机激励的分析,探讨了车内低频噪声的主要激励源.结果表明:车内低频噪声在频域中的尖峰是由发动机往复惯性力激振车身壁板产生的;车内噪声在空间分布情况的仿真结果得到验证.最后,为降低车内噪声对该轿车提出了改进意见.
【总页数】4页(P1489-1492)
【作者】马天飞;林逸;彭彦宏;陈榕
【作者单位】吉林大学,长春,130022;北京理工大学,北京,100081;吉林大学,长春,130022;长春工业大学,长春,130012
【正文语种】中文
【中图分类】U461.4
【相关文献】
1.基于FEM-BEM的轿车车内低频噪声综合分析方法 [J], 孙威;陈昌明
2.某轿车车内气动噪声特性的试验研究 [J], 贺银芝;杨志刚;王毅刚
3.轿车车内低频噪声的判定参数探讨 [J], 高书娜;邓兆祥
4.附加质量块对某型轿车车内噪声影响的试验研究 [J], 弯艳玲;李守魁;李元宝
5.轿车车内低频噪声预测与控制 [J], 邓兆祥;李昌敏;胡玉梅;张景良
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某车车内声场噪声仿真研究雷刚张兴超鲍春燕刘吉明重庆理工大学某车车内声场噪声仿真研究Simulation Study of the Car Interior Noise雷刚张兴超鲍春燕刘吉明(重庆理工大学，重庆，400050)摘要：本文以某轿车为分析对象，对车内低频噪声进行分析预测。
首先采用HyperMesh 软件建立某轿车整车有限元模型、声腔有限元模型以及结构-声学耦合有限元模型；然后将实验得到的发动机对悬架的加速度激励作为边界条件,利用RADIOSS软件对整车的声-固耦合系统进行了频率响应分析，最终达到噪声仿真的目的；最后对车内各壁板的声学贡献进行了分析，为车身结构的改进提供了依据。
关键词：有限元，车内噪声，声学贡献，RASIOSSAbstract:In this paper, a car is taken as the research project. The analysis and forecast of car interior noise and its influence factor and control measures is discussed. The finite element model of the car body, the acoustic finite element model of compartment cavity sound field and the structure-acoustic coupling finite element model of car body structure-compartment sound field are built first; The acceleration motivation of the engine got through experiment is taken as the boundary condition, the structure-acoustic coupling s frequency response is applied with RADIOSS, the purpose of simulating the car interior noise is realized. At last, the panel acoustic contribution is analyzed, the results provides the foundation for the car’s structure improving.Keywords: finite element,car interior noise, acoustic contribution, RASIOSS1 前言轿车的振动和噪声特性是表征汽车品质的重要指标。
经验证明，汽车在生产过程中若发现有振动、噪声问题，要对其进行改进则需付出极其高昂的代价。
因而在汽车的设计阶段就应该把振动噪声的控制和优化作为重要内容和关键的环节之一[1]。
在现代声学的研究中，广泛应用计算机和数值计算方法是重要的趋势，近十年来，随着有限元(FEM)、边界元(BEM)、统计能量法等数值方法的不断发展，为解决复杂的振动问题提供了强有力的手段。
使用一些通用的强大的分析软件解决实际的问题成为广大工程技术人员的首选。
有限元法研究范围为车内中的低频固体传播噪声。
用该方法进行噪声的预测，整车的建模较为简单，且计算时间较短，计算结果直观的有点。
因此，本文应用有限元方法进行仿真研究。
2 白车身的模态分析及模态试验2.1白车身模态限元分析在轿车车身几何模型的基础上，建立车身模态分析有限元模型。
建立模型的原则是在保证准确反映结构模态特性（包括整体弯曲及扭转刚度等）的前提下进行必要的简化，以获得必要的计算精度，并尽可能降低计算量与计算复杂性。
为降低求解规模，以四边形单元为主，在架构变化及过渡地区采用少数三角形单元。
本文在软件HyperMesh 中所建白车身（不包含门窗）有限元模型如图1所示，单元基本边长为14mm，壳单元数210763，rbe2数 3734，节点数220987，其中三角形单元占单元总数的4.47%。
图1 白车身有限元模型本文使用软件HyperMesh/RADIOSS对白车身有限元模型进行模态分析，得到前十阶的模态频率和振型图。
2.2白车身模态试验2.2.1 试验悬挂系统的选择设置如图2所示，被测白车身利用四根柔性弹簧悬吊在刚性良好的支架上，车身保持水平。
悬挂点分别位于前后悬架在车身的固定点上，与车身的连接处为四个质量极小的挂钩。
这样，整个车身的约束状态接近于自由状态。
因此可以测量得到无边界约束状态的模态参数，而且可以减少减振力以外的干扰力的不利影响。
图2 白车身模态分析试验测试系统2.2.2 激振位置与测点分布测点位置、测点数量及测量方向的选择应考虑：能够准确而完整的反映白车身的整体轮廓；能够明确显示在试验频段内的所有模态的基本特征及相互间的区别；保证所关心的结构点（如与其它部件的连接点）都在所选择的测量点之中。
图3为本车白车身模态实验的激励位置和检测点分布图。
经过不断的试用，本试验选37 号点为激振点，方向为垂直方向。
该车共设置了106个测点，为了减少漏掉模态的机率，全车身测点要均匀分布。
图3 激励位置与测点分布图2.3 模态试验结果与有限元分析结果比较表1 白车身分析模态与试验模态对比阶次试验频率/HZ 有限元分析频率/HZ 误差/（%）振型描述1 23.1 21.98 4.85 一阶扭转,尾部扭转较明显2 27.4 26.97 1.57 整车一阶扭转3 36.5 39.08 -7.07 整车Y向弯曲4 40 40.31 -0.78 尾部Z向弯曲5 43.9 45.71 -4.12 整车Z向一阶弯曲6 47.4 46.53 1.84 局部Z向弯曲7 49.1 46.85 4.58 二阶扭转8 51.5 53.23 -3.36 前部和尾部Z向弯曲模态试验得到的第一阶振型图有限元分析得到的第一阶振型图模态试验得到的第二阶振型图有限元分析得到的第二阶振型图图4 前两阶模态振型对比图由表4可以看出,计算模态与试验模态从阶次上一一对应,从振型上看,具有较好的相关性,对应频率值相对误差绝对值基本在在5％以下，只有第三阶相对误差绝对值最大也只在7%。
由图4可看出实验得到的振型图跟有限元分析得到的振型图相关性也非常好。
说明用所建立的有限元模型很好地反映了实际结构的振动特性，可以用于后面的计算分析。
3 耦合系统模态分析由于本文要研究的是车身结构与车室声腔耦合系统对车室内噪声的贡献，所以首先要对整个车身结构进行模态分析。
本文建立的整个车身结构（包含门窗）的有限元模型如图5所示，单元总数为290337个，节点总数为299005个。
图5 整个车身结构有限元模型为了更好的研究车室空腔声场的声学特性，本文考虑座椅对车室声腔模态的影响，建立了有座椅的三维声学模型。
如图6所示，共有10689个节点，46036个单元。
图6 有座椅车室空腔声场模态分析有限元模型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阶声学共鸣频率和模态振型。
如表2所示，其中一阶模态是一致声压模态。
为了方便说明，引入“纵向”、“横向”、“垂向”的术语，分别对应车辆坐标系的X、Y、Z轴方向[2]。
表2 声模态分析结果阶数固有频率：Hz模态振型0 0 一致声压1 76.936 纵向第一阶2 122.364 横向第一阶3 137.108 纵向第二阶4 147.997 纵向第一阶+横向第一阶5 151.616 垂向第一阶6 177.679 局部模态7 186.847 横向第一阶+纵向第二阶8 188.771 纵向第三阶9 200.240 环形车室声腔有限元模态分析结果的前四阶模态振型图，如图8所示：第一阶（76.936 Hz）第二阶 (122.364 Hz)第三阶（137.108Hz）第四阶（147.997Hz）图7 声腔模态振型图4 汽车车内噪声仿真分析本文将声场、整车结构模型导入到软件HyperMesh 中，通过定义耦合面得到了声-固耦合有限元模型。
如图8所示。
图8声-固有限元模型汽车动力系统的激励有：发动机的振动、传动轴系的振动和进排气系统的振动等。
除此之外，还有轮胎和路面激励。
这里主要讨论发动机激励和路面激励。
根据相关文献，当汽车在正常路面上以低于150Km/h 速度行驶时，路面对汽车的激励频率低于21Hz 。
车轮不平衡引起的激励，主要在11Hz 以下。
这些不会引起共振，计算时可以不予考虑，所以本文主要考虑发动机激励对车内噪声的影响。
分析车辆静止时在发动机激励下车内的噪声情况时，激励源从两方面考虑：一方面发动机本身的噪声会通过车身前面板底部与地板连接部分的缝隙及壁板上的通孔通过泄露进入车内，另一方面发动机本身的振动会通过其悬置系统传给车架，进而引起车身壁板振动发生噪声。
考虑到第二方面发动机振动引起的噪声，主要分析的工况分为发动机转速为1500转、2500转、3500转、4500转及怠速等几种工况。
通过频率相应分析中提取了车室内驾驶右耳处的声压值。
利用下述公式转换成相应的声压级：dB P P L e p ⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛=202lg 10 或dB P P L e p ⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛=0lg 20 其中：为声压有效值 为声压标准值e P Pa P 50102−×=从而计算得到了声压级的频谱图。
如图9所示。
怠速：声压级频谱图1500rmp：声压级频谱图2500rmp：声压级频谱图3500rmp：声压级频谱图4500rmp：声压级频谱图图9 各工况下的声压级频谱图上图可知，发动机转速为怠速、1500rmp、2500rmp、3500rmp、4500rmp时，声压达到峰值时的频率分别为：175Hz、56Hz、88Hz、170Hz、148Hz。
发动机转速为3500转时的第二声压峰值处的频率为112Hz，刚好为发动机在3500转时的基频频率。
发动机转速为4500转时的声压峰值处的频率为148Hz，接近发动机在4500转时的基频频率，说明二者在此发生共振，应对该处的声压值进行研究，以达到降低声压值的目的。
根据声压级的频谱图，可得出转速与声压级的关系，如表3所示。
声压级随着发动机的转速的提高而提高，在转速为3500转时有所回落。
表3转速与声压级的关系转速/rmp 怠速 1500 2500 3500 4500 声压级/dBA 57 66 76 85 895 轿车结构振动对车内噪声的声学贡献分析声学贡献分析模型由包围该车内部声场的板件生成，包括以下14部分：1.前围 2.仪表 3.前顶棚4.后地板 5.前地板 6.左前门7.右前门8.左后门9.右后门 10 .后挡风玻璃11. 前挡风玻璃12.后盖 13.后顶棚 14.行李箱盖。