基于车身板件声学贡献分析的声振优化
基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车身阻尼处理
基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车身阻尼处理车身阻尼处理是一种有效的方法来减少车辆运动时产生的振动和噪音。
在车身设计中，模态应变能分析和板件单元贡献分析是两个常用的工具，可以用来评估车身的结构刚度和振动特性。
模态应变能分析是通过计算车身在不同的振动模式中存储的弹性势能和动能，来确定车身的振动频率和振动模式。
而板件单元贡献分析则是通过将车身分解为由许多小板件组成的模型，来评估每个板件在振动中所负责的能量和振动模式。
这两种分析方法都可以用来确定车身中的振动能量集中区域和刚度不足的区域。
这些区域可能会导致车身在行驶过程中产生不必要的振动和噪音，从而影响车辆的乘坐舒适度和安全性。
对于具体的车身阻尼处理方案，可以根据分析结果选择不同的处理方法。
一种常见的处理方法是在车身的振动集中区域添加加强件，以提高车身的刚度和减少振动。
此外，还可以在车身的支撑结构上添加阻尼材料，以吸收振动能量和减少噪音。
对于不同类型的车型和使用环境，需要针对不同的振动特性和目标设定来制定不同的阻尼处理方案。
在设计过程中，可以通过不断优化车身结构和测试验证，来不断提高车身的乘坐舒适度和安全性。
总的来说，模态应变能分析和板件单元贡献分析是很有用的工具，可以帮助车身设计师找到车身的振动集中区域和性能不足区域，并选择合适的阻尼处理方案。
通过不断优化车身设计和测试验证，可以实现更高水平的乘坐舒适度和安全性。
另一种常见的车身阻尼处理方案是主动控制阻尼系统。
这种系统采用车身传感器和控制单元，根据车身振动信息实时调整阻尼，以达到最佳的乘坐舒适度和安全性。
这种系统可以根据不同的行驶条件和驾驶模式，自适应地调整阻尼，实现更高水平的车身悬挂控制和稳定性。
然而，主动控制阻尼系统的成本和复杂性较高，需要更大的空间和能耗，因此主要用于高端车型和赛车等特殊场合。
除了传统的阻尼处理方案，还有一些新型的材料和结构设计方案，也可以用来提高车身的阻尼性能。
例如，汽车轮胎中的新型阻尼材料，可以有效减少路面震动和噪音，提高车辆乘坐舒适度。
基于声腔模态的车身NTF优化分析
Experience· 33 ·IM撰文/广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院 李玉洁 李建新近年来，汽车技术日益成熟。
除了对汽车驾驶性的要求，消费者越来越看重汽车NVH 性能。
汽车NVH 性能开发是一个复杂的学科，动力总成、底盘、车身、电器及车身等，这些子系统都可能是引起NVH 问题的噪声源或者传递路径。
NVH 工程师主要任务，就是降低噪声源，控制传递路径，提升汽车舒适性。
整备车身NTF（Noise Transfer Function 噪声传递函数）是否合理，是车身NVH 开发的一个重要的评价标准。
车身声腔为汽车乘员舱的空气组成的弹性体，是车身NTF 分析的必经传递路径。
本文主结合声腔模态理论，研究声腔模态的特点，以某车身NTF 优化分析为例，指出车身面板模态应与相应声腔模态做错频设计。
一、声腔模态及车身面板模态规划1.声腔模态声腔，是车身壁板围成一个封闭的声学空腔，一般分为乘员舱空间和行李舱，里面充满了空气。
同结构体一样，声腔也存在模态形式和模态频率。
声腔模态的分析是基于经典的声学理论。
在理想流体分析中对介质建立3个方程：运动方程、连续性方程和物态方程。
连立得出小振幅声波声压的解析式：式中，c 0是声速，t 是时间，p 是声压，声压是时间和空间的函数，即p （x ，y ，z，t ），△2是拉普拉斯算符。
在直角坐标系下的表达式为：基于以上声腔理论求解声腔模态是复杂的，一般工程上通过试验或有限元分析的方式获得声腔模态。
对于密闭空间，空气有一定的质量、刚度和阻尼，通过Galerkin 方法将上式进行离散化处理，将声腔空间分成若干个有限元体积。
流场内波动方程可以有限元矩阵方程：式中，M f 为流体等效质量矩阵，C f 为流体等效阻尼矩阵，Kf 为流体等效刚度矩阵。
求解有限元矩阵方程可以得到空间的压力分布形态，也就是声腔模态，方程激励为0，即是空腔的自由运动方程，是空腔固有属性。
新型列车侧墙内装板声学分析、优化及应用
新型列车侧墙内装板声学分析、优化及应用摘要：近年来随着我国城市轨道交通的快速发展，高速列车噪声振动问题已然成为了影响乘客乘坐舒适性的主要因素之一，并对高速列车在运输行业内的竞争力产生了负面影响。
高速列车普遍使用多层复合结构作为车体。
现有车体结构的隔声和声辐射特性研究多集中在波纹铝型材，而对内装结构声学特性的研究却较少。
基于此，本文章对新型列车侧墙内装板声学分析、优化及应用进行探讨，以供相关从业人员参考。
关键词：新型列车；侧墙内装板；声学分析；优化；应用引言随着中国城市轨道交通技术的不断发展，由于速度、时间、安全等特点，新型列车交通逐渐成为城市居民每天出行的首选。
但是，当新型列车车辆在隧道内行驶时，难免会有噪音，这可能导致乘客的舒适性恶化。
在新型列车车辆的设计开发过程中，有必要提高车辆的声音性能，以减少乘客内部的噪音。
例如，车辆结构的声学特性逐渐成为城市轨道交通商业运行可靠性的关键因素，车辆声学特性的研究也成为铁路运输技术研究的重要内容。
一、概述随着我国铁路运输业的不断发展，电力和舒适性能取得了很大进步，但受设计指标和传统理论的影响，减少噪音和减少轨道交通领域逐渐出现了障碍。
列车内噪声测试分析是以现有新型列车线路测试为基础，表明列车内噪声在高速运行中中频、低频带具有较高的值，同时，底板区域是乘客内部噪声的主要贡献之一，通过识别乘客内部的声源，板壳广泛应用于工程，是列车舱内的主要结构。
通过高速列车各区域振动试验分析不同速度车内噪声特性表明，车底结构振动对车内低频噪声的影响相对较明显，因此有必要通过结构的绝缘和阻尼消除车底结构噪声。
降低板振动噪声的典型方法。
近年来，对人工循环结构的研究包括声晶体管、声超材料等。
声学超级材料是从局部谐振晶体管中提取的，由于其独特的物理特性和许多潜在的应用，特别是在中低频降噪领域的性能，这两种材料受到了高度重视。
循环结构最有趣的特点之一是弹带，在弹带中，弹波/声波不能自由传播，这一概念也为减少轨道交通噪音提供了新的思路。
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。
基于ATV技术的铝合金地铁车体壁板声学贡献度分析
噪声． 运 用声传递向量（ Ａ Ⅳ） 技 术分析 了铝合金 Ａ型地铁 车辆 车体壁板 的声 学贡献度 ， 确 定 了影响车 内结构噪 声
较 大的壁板位置．
关 键词 ： 地铁 车辆 ； 铝合金 ； 车体壁板 ； Ａ Ｔ Ｖ； 声 学贡献度
中图分类号 ： Ｕ ２ ７ ０ ． １＋ ６
Ａｃ ｏ ｕ ｓ ｔ ｉ ｃ Ｃｏ ｎｔ ｒ ｉ ｂ ｕｔ ｉ ｏ ｎ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ Ａｌ ｕｍ ｉ ｎ ｕｍ Ａｌ ｌ ｏ ｙ
耿 烽 ， 王 玉 国， 李 磊 ， 陈映君 ， 曹玲伟
（ 南京 工程 学院汽 车与轨 道 交通 学院 ，江 苏 南京 ２ １ １ １ ６ ７ ）
摘 要： 地铁 车辆车体壁板振动辐射形成 车 内结构噪声 ， 直接 影响旅客乘 坐舒适性 ． 分析 车体壁板 声学贡献度 可以
基于TPNR的整车路噪声学性能优化
１ 理论和方法
１. １ 隔声理论
噪声衰减量 Ｌ ＮＲ 是衡量隔声性能好坏的指标
ꎮ
之一ꎬ在工程中可用它来表述声音从被测部件一
侧传递到另一侧的能量损失ꎬ即被测部件对声音
试验测试法ꎬ后者结果更加直观ꎬ数据更易分析ꎮ
的隔绝程度ꎬ其计算公式为:
Ｌ ＮＲ ＝ Ｌ Ｓ － Ｌ Ｒ
式中:Ｌ Ｓ 为入射侧声压级ꎬｄＢꎻＬ Ｒ 为透射侧声
盐城工学院学报( 自然科学版)
(２) 试验环境
整车半消声试验室ꎬ可屏蔽外界环境对试验
过程中的噪声干扰ꎮ 实验室具备温、湿度调节功
能ꎬ整个试验过程均在温度为 ２０ ℃ 、相对湿度为
６０％ 的恒温恒湿环境下进行ꎮ
(３) 试验仪器
(４) 试验测点
试 验 中 传 声 器 布 置 测 点 为: 驾 驶 员 左 耳
( ＤＬＥ ) 、 后 排 左 侧 乘 客 左 耳 ( ＲＬＬ ) 、 声 源 口
( Ｓｏｕｒｃｅ) 外侧 ５０ ｍｍ 处ꎮ
(５) 试验过程
均不变ꎮ
对于 ＴＰＮＲ 验证有效的提升方案ꎬ需要进一
步进行道路动态测试以确保方案有效ꎮ 本文在粗
ｄｏｉ:１０. １６０１８ / ｊ. ｃｎｋｉ. ｃｎ３２￣１６５０ / ｎ. ２０２００１００５
基于 ＴＰＮＲ 的整车路噪声学性能优化
徐 驰ꎬ陈应航
( 蚌埠学院 机械与车辆工程学院ꎬ安徽 蚌埠 ２３３０００)
摘要:为研究声学包性能对整车路噪表现的影响ꎬ采用 ＴＰＮＲ 静态试验和道路动态试验ꎬ研究了
关键词:声学包优化ꎻ路噪ꎻＴＰＮＲ
中图分类号:ＴＢ５２ 文献标志码:Ａ 文章编号:１６７１ － ５３２２(２０２０)０１ － ００２１ － ０７
车身薄壁结构声学性能优化设计
车身薄壁结构声学性能优化设计
胡启国;汪文珺;罗天洪;周亨
【期刊名称】《现代制造工程》
【年(卷),期】2017(000)011
【摘要】为了较好地改善汽车的NVH性能,有效降低车内噪声,对某汽车车身结构进行板件厚度优化.建立该汽车有限元模型及声腔有限元模型,根据车身板件贡献度分析,选择贡献度较大的顶盖、地板、后门板玻璃、左后门玻璃和左后门板的厚度作为优化变量.基于最优拉丁方试验设计建立分析目标的响应面模型并进行可靠性的验证.采用多岛遗传算法对响应面模型进行优化设计,优化后车内噪声得到明显改善,表明该算法具有较高的精确性与有效性.
【总页数】7页(P81-87)
【作者】胡启国;汪文珺;罗天洪;周亨
【作者单位】重庆交通大学机电与车辆工程学院,重庆400074;重庆交通大学机电与车辆工程学院,重庆400074;重庆交通大学机电与车辆工程学院,重庆400074;重庆交通大学机电与车辆工程学院,重庆400074
【正文语种】中文
【中图分类】TB533
【相关文献】
1.复合材料结构声学性能优化设计问题研究概述 [J], 张焱冰;任春雨;朱锡
2.基于薄壁腔体理论的车身结构优化设计 [J], 朱灯宏
3.薄壁梁结构的电动汽车车身刚度正向设计方法 [J], 钟浩龙; 张小龙; 刘子建
4.基于薄壁梁力学分析的车身吸能结构快速预测模型 [J], 游洁;陈东;耿富荣
5.含柔性接头的车身薄壁梁骨架结构概念设计方法研究 [J], 吕超;陈自凯;左文杰因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
车身结构阻尼材料减振降噪优化设计
４ ７
［ ９］郑玲 ， 谢熔 炉 ， 王ห้องสมุดไป่ตู้ ， 等．基 于优化 准则 的约束 阻尼材料优 化配置 ［ Ｊ ］ ．振动与 冲击 ， ２ ０ １ ０ ， ２ ９ （ １ １ ） ： １ ５ ６—１ ５ ９ ． Ｚ Ｈ Ｅ Ｎ Ｇ Ｌ ｉ ｎ ｇ ，Ｘ Ｉ Ｅ Ｒ ｏ ｎ ｇ － ｌ ｕ ，ＷＡ Ｎ Ｇ Ｙ ｉ ，ｅ ｔ １．Ｏ ａ ｐ ｔ ｉ ｍ ａ ｌ
（ ４ ）计算 目标 函数 对设 计 变量 的灵 敏度 ； （ ５ ） 删 除灵敏 度较 大 的阻尼 单元 ； （ ６ ） 判 断是 否 满 足体 积 约 束 条件 ， 如 果 不 满 足 则 返 回步骤 ② ， 如果 满足 则 停 止迭 代 ， 输 出阻 尼 材料 拓 扑
优 化构形 。
Ｆ ｉ ｎ ｄ Ｘ ＝ ｛
Ｍａ 叼
卢 ： … 卢 ） Ｔ
（ １ ｏ ）
（ １ ）建 立车 身 和前地 板上 覆盖 阻尼 材料 的有 限元
Ｍ
模 型 的有 限元分 析模 型 ；
（ ２ ）设定每次循环删除的单元数量 ；
ｓ ． ｔ ． Ｖ＝∑ ≤Ｖ ，
ｉ ＝ｌ
利用渐 进优 化算 法 优化 阻尼 材 料 布局 的基 本 思想 就 是通 过不 断 删 除灵 敏 度 低 的单 元 ， 使 阻 尼 材 料 用 量 在 一定 的体 积 约束 条 件 下 ， 获 得模 态 损 耗 因子 最 大 的
拓 扑构 型 。其基 本步 骤 如下 ：
材料的体积为约束条件 ， 建立阻尼材料渐进优化算 法 数学 模 型 ：
根 据模 态应 变 能法 ， 结构 第 Ｋ阶模 态损 耗 因子 为 ：
＝叼 ｄ （ １ １ ）
Ｊ 分 网格 ，建立阻尼车身有限元模 型
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Ｈ 范 围内的实 车 怠速 工 况结 构 力载 荷 ， 到边界 振 ｚ 得 动 响应 ． 然后 ， 据实 车怠 速工 况 下车 内声压 级 峰值 根 特性 ， 用直接 边界 元法 进行 板 件声 学 贡献 分 析 ， 使 以
ｍｉ ） ｎ 的声压 特 性 如 图 １所 示 ， 为 频 率 ， ． 厂
１ ）划分 子结 构 ． 择 适 当的 边 界 ， 整 个 系 统 选 将
或结 构分 割成 若 干子结 构 ． ２ ）子结 构模 态 分 析 ． 立 子 结 构 模 型 ， 解 各 建 求 个部 件 的动态 特性 ． 此 确 定 哪些 坐标 或 模 态 要 被 在 缩减 ． 坐标 或模 态 的缩减 由第 １ 坐标变 换 实现 ． 次
性 ． 过板 件 声 学 贡 献 分 析 ， 定 对 乘 坐 室 内 噪 通 确
汽车 噪声 的传 递 有 固体波 动 和气 体波 动 ２种传
收 稿 日期 ： ０ １— ３—１ ２１ ０ ４ 基 金项 目：国家高技术研究发展计划项 目（ ０７ ＡＩＡ１７ ２０ Ａ Ｉ ０ ）
声 影 响最大 的结 构板 件 ， 是进 行 乘 坐 室 低 噪声 设 这
．
Ｉ Ｕ ＲＮＡ Ｌ Ｏ Ｆ ＪＩ ＮＧ ＳＵ Ｕ ＮＩ Ｏ Ａ ＶＥ ＲＳＩ ＴＹ ｆ ｔ ｒ ｉ ｃｅ ｃ ｄ ｔ ｎ Ｎａ ｕ ａ Ｓ ｉｎ ｅＥ ｉ ｏ ） ｉ
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贡 献分 析 方法 可 以为控 制 车 内低 频 噪 声提 供 合理 的 建议 ．
关键 词 ： 件 声 学贡献 ；子结 构模 态综合 ；声传 递 向量 ；声 学贡 献 ；噪 声控 制 ； 动控 制 板 振 中图分 类号 ：Ｕ ６ ．２ ４ ３８ 文献 标 志码 ： Ａ 文章 编 号 ：１７ ７７ （０２ Ｏ — ０５— ５ ６ １— ７ ５ ２ １ ） １ ０ ２ ０
Ｗａ ｇ Ｅ ｂｎ ｎ ｒ ｉｇ，Ｚ ｏ ｎ ＸｕＧ６Ｌ ｈ ｕ Ｈｏ ｇ， ¨ｇ，Ｆ ｎ ｕ Ｓ ｉＷｅ ｅ ｇＪ ｎ， ｈ ｎ
（ ｃ ｏｌ ｆ ｕｏ ｔｅＳｕ ｉｓ ｏｇｉ ｎｖｒｉ ，Ｓ ａｇ ａ２ １０ ，Ｃ ｉａ Ｓ ｈｏ ｏ ｔ ｉ ｔｄｅ，Ｔｎｊ Ｕ ｉｅｓｙ ｈｎｈ ｉ ０ ８ ４ ｈｎ ） Ａ ｍｏ ｖ ｔ
车身 吸声 材料 的布 置提供 了合 理 的建议 ； 文献 ［ ］ ５ 基
于声传递 向量的方法对 车 内噪声进 行 了分 析控制 ． 现 有研 究 中往 往都完 全 采用 Ｃ Ｅ（ｏ ｐ ｔ ｉｅ ｎ ｉ Ａ ｃｍ ｕｅ ａ ｄｅｇ— ｒ ｄ ｎ ｅｉｇＣ Ｅ 的方法 来计 算 分 析车 身 板件 的声 学 贡 ｅｒ ，Ａ ） ｎ 献 特性 ， 车 内低 频 结 构 噪 声 控制 有 一 定 的指 导 意 对
ｚ ＝Ｈ Ｐ ， （） １
率 相对应 ． 由此判 断 ， 过发 动机 振动传 递 到车 内 的 通
噪声 应该 是 驾驶员 右耳 的 主要 噪声 源 ．
３ 结 构 动 力 学模 型 建 立
在 分析 汽 车 等 大 型 复 杂 结 构 的 动 力 特 性 时 ， 采 用模 态 综 合 法 ， 结 构 划 分 为 各 子 结 构 ， 别 对 将 分
ｎ ｉｅ ｃ ｎ ｂｅ ｃ ｎ ｒ ｌｅ ｙ ｔ ｅ ｍｅ ｈ ｄ ｏ ｎ ｌｃ ｎ ｒｂ ｉ ｎ ａ ｌ ｓｓ ｏ ｓ ａ ｏ ｔｏｌ ｄ ｂ ｈ ｔ ｅ ｆｐａ ｅ ｏ ｔｉ ｕｔ ｎａｙ ｉ ． ｏ Ｋ ｅ ｏ ｄｓ ｙ ｗ ｒ ：ｐａ ｌａ ｏ ｓｉ ｏ ｔ ｂ ｔｏ ｎｅ ｃ ｕ ｔｃ ｃ ｎ ｒ ｕ ｉ ｎ；ｓ ｂｓｒ ｔ ｒ ｏ ｅ ｓ ｎ ｈ ｓｓ ａ ｏ ｔｃ ｔａ ｓｅ ｅ ｔ ｒ ｃ ｕ ｔｃ ｉ ｕ ｔｕｃｕ ｅ ｍ ｄ ｙ ｔ ｅ ｉ ； ｃ ｕｓｉ ｒ ｎ ｆ ｒｖ ｃｏ ；ａ ｏ ｓｉ ｃ ｎ ｒｂ ｔｏ ｏ ｔｉ ｕ ｉ ｎ：ｎ ｉｅ ｃ ｎ ｒ ｌ ｉｒ ｔ ｎ ｃ ｎ ｒ ｌ ｏ ｓ ｏ ｔｏ ：ｖｂ ａｉ ｏ ｔｏ ｏ
进行 振 动抑 制． 经试 验验 证 ， 怠速 工 况下 ， 内噪 声在频 率 为 ２ 车 ０～１０Ｈｚ 围 内的 声压 级 水平 得 到 ０ 范 比较 明显 的 改善 ， 主要 峰 值 频 率 最 大 降幅 ５ ７ Ｂ， 体 噪 声水 平 下 降 了 ３８ Ｂ 结 果表 明 ： 件 ．Ｏｄ 整 ．９ｄ ． 板
右耳 在 怠 速 工 况 下 （ 动 机 转 速 约 为 ８ ６ ｒ・ 发 ０
义， 但振动边界 条件 不 够准 确 ， 析 出来 的结 果 也是 分 理论 值 ， 缺乏试验验 证． 笔者基 于模态 综合理 论 ， 通过 试验 仿真 ， 将各关键 子结构 的试 验模态 结果 与相关 的 有 限元模 型综合起 来 ， 对 此模 型施 加 频率 ２ 并 ０～１０ ０
－
、
计 的重要 环节 和 有效 手 段 ． 献 ［ 采 用 有 限元 和 文 ４］ 边界 元相结 合 的仿 真方式 ， 分析 了板 件声 学 贡献 ， 为
虑到试 验研 究 的稳定 性 、 可对 比性 ， 次试 验在 半 消 本
声室 内进行 ． 验 过 程 中 ， 辆 保 持 在 怠 速 稳 定 运 试 车
学模 型 ， 以其 在 实车 工况 下的振 动 响应 作 为声 学边界 元模 型 的边界 条件 ， 并 以车 内驾驶 员右 耳位 置
为目 标响应点， 结合计算得到的声传递向量， 对汽车车身进行板件声 学贡献分析． 通过计算得到车 身各板件对车 内噪声的声学贡献 ， 分析 出影响 比较显著的关键面板 ， 根据分析结果对车身相应板件
级 计 权 声压 级 ．
为Ａ
降低 车 内低频结构 噪声 ， 车身板件． 优化
子 结 构 模 态 综 合 理 论 简 介
子结 构模 态综 合基 本 思 想 可 以归 纳 为 “ 修 改 先 后复 原 ”６ Ｊ其关 键步 骤 ： ｌ ，
图 １ 驾驶员右耳声压级频谱 曲线
由图 １可知 ，０～１０ Ｈ 频 率 范 围 内 ， 驶 员 ２ ０ ｚ 驾 右 耳 的声 压级 峰值 频率 主 要 集 中在 ２ ，４ １ Ｈ ， ７ ５ ，８ ｚ 与 四缸 发动 机怠速 工 况 下 的 二 阶 、 阶 以及 八 阶 频 四
基 于 车 身 板 件 声 学 贡献 分 析 的声 振优 化
王 二 兵 ，周 铉 ，徐 刚 ，封 琚 ，石 文
（ 同济 大 学 汽 车 学 院 ，上 海 ２ １０ ） ０ ８４
摘 要 ：以降低 车 内低 频 结构 噪 声为 目标 ， 优化 车 身板件 ． 用 子结 构模 态综合 的 方 法建 立 结构 动 力 采
转 ， 音 信号 采 用 德 国 Ｇ Ａ 声 Ｒ Ｓ公 司生 产 的 ＩＰ压 电 Ｃ 式声 传 感 器 采 集 ， 验 所 用 数 采 设 备 为 Ｌ 试 ＭＳ公 司 的 Ｓ Ａ Ａ Ｃ ０ Ｗ 信 号放 大 和智 能采 集 系统 ， Ｃ Ｄ ＳＳ ３ ５ 测
试 系统 为 Ｌ ｅｔ１ｂ 经 测 试 分 析 处 理 ， 驶 员 ＭＳ Ｔ ｓ．ａ ． 驾
汽 车乘 坐 的舒适 性 越来 越 引起人 们 的关 心 和重
视． 汽车 噪声 已成为 影 响人 们 对 汽 车 质 量 的印 象 及 购车 选择 的重要 因素 之 一 ［ ． 卜