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1、客车车内噪声控制中的有限元模态分析方法/刘鹏计算机应用客车车内噪声控制中的有限元模态分析方法刘鹏(石家庄铁道学院机械工程分院,河北,石家庄050043)摘要:车内噪声中的结构噪声是由车身结构振动与车内空腔声场的耦合产生的,传统的振动模态分析方法在针对车内噪声控制时由于没有考虑这种耦合特性而存在很大的局限性。在介绍结构—声场耦合模态分析方法的原理基础上,计算出了客车的结构、空腔和声固耦合的各阶模态频率和振型,据此分析了产生车内低频噪声的原因,并提出了具体的车身结构修改意见。关键词:噪声;控制;模态分析;耦合中图分类号:U469.1文献标识码:A文章编号:1005-2
2、550(2005)06-0043-04随着汽车工业的迅速发展及公路建设水平的提为广义力向量。高,客车正朝着高速化、轻量化迈进,这无形中会增在自由简谐运动时,使得F=0,I=0,u!=-"2u而加汽车的振动和噪声水平,不能满足人们对汽车的2和客车车内p!=-"p。利用单独确定的结构模态!sNVH(NoiseVibrationandHarshness)特性越来越严空腔声学模态!f进行一次坐标转换,使得格的要求。随着数值计算理论,特别是有限元理论的u=!s"s(4)发展和应用,以及计算机技术的长足进步,使得用数p=!f"f(5)值方法对汽车的噪声进行模拟计算成为可能。因
3、此,式中,"s和"f代表适当的模态坐标。可用有限元方法对客车车内声学特性进行计算,分代入式(3)并左乘矩阵析车内噪声产生原因,对结构进行改进,也可在设计!T0!s"阶段对车内的噪声响应进行预测与分析,从而实现0!Tf客车的动态择优声学设计。得到所要求的结果Ms0"sKs-C"s-"2!"!"+!"!"=0(6)(!c)2CTM"0K"1客车声—固耦合有限元模态分析基础ffff式中,C=!TS!为模态耦合矩阵;M=!TM!。sfssssf通过求解式(6)可获得耦合系统的固有频率和客车车室构成封闭空间,形成一个声学系统。将振型。空腔容积用有限单元离散化,声波方程可以表
4、示为Map!+kap=I(1)2建立车身及声学有限元模型在结构与声学交互作用时,壁板对空腔压力作出反应而结构运动通过壁板上的压力负荷与声场相以河北某型客车为对象进行分析。建立有限元耦合,此时,结构方程式应写为模型时,忽略了车身外蒙皮,仅考虑骨架和内蒙皮部Mu!+Cu"+Ku-Spb=F(2)分。车身骨架总成包括车架、地板骨架、顶盖骨架、左式(1)与(2)联合,不考虑阻尼的作用,则耦合侧围骨架、右侧围骨架、前围骨架及后围骨架,各骨系统的方程式为架主要采用型钢焊接而成。在进行有限元建模时,将!Mss0"!u!"!Kss-S"!u"=!F"(3)骨架结构简化为多种不同截
5、面形状的空间梁单元。2+(!c)SMffp!0KffpI蒙皮、地板、车门窗简化为不同性质的壳单元。车身式中,u为客车结构的位移向量;p为客车车内空腔的节点压内蒙皮及地板、车门窗构成一个封闭的空腔,其内部力的向量;Mss为结构质量矩阵;Kss为刚度矩阵;Mff为声学质的空气构成了声场的计算模型。量矩阵;Kff为声学刚度矩阵;S为车室的结构声学—耦合矩在建立声学有限元模型时进行如下考虑:阵;!c为空气的声特性阻抗;F为加于结构上的外力向量;I(1)考虑车内座椅的影响,不考虑座椅的模型将收稿日期:2005-08-15使声场固有频率结果明显偏高,且节线形状及位置基金项目:
6、河北省科技攻关项目“客车振动声学系统新技术研究”课也比实际略有改变;题(03108481A)·43·计算机应用汽车科技第6期2005年11月(2)考虑车内声场和车身结构的耦合作用;3有限元模态分析结果(3)车窗玻璃和车身为刚性连接,忽略橡胶密封条的弹性作用;不考虑车身结构影响,可得出车室空腔的模态(4)车门关闭后和车身为刚性连接。频率和振型,即声压的分布情况。模型中不同颜色代通过上述假设,选择下述三种单元来建模:表相对声压,据此可看出,车内声学模型中是以声压(1)空间梁单元BEAM188,模拟车身骨架;变化为主要模式的空腔声学模态,而强迫振动下车(2)壳单元SHE
7、LL63,模拟地板、蒙皮、门窗及玻室内部各点的总压力响应取决于各个内部模态被激璃;励的方式,因此在预测声学响应之前进行模态分析(3)三维声学单元FLUID30,模拟车内声场。十分必要。在对车内声场进行网格划分时,最大声场流体车身结构不但会对车外振动及噪声起放大作单元的尺寸应小于声波波长的十二分之一,每个声用,而且可能与车内声场频率耦合而增大噪声。因波波长内的声场单元数不应小于8。如果网格划分越此,分析车身结构的模态可以更好掌握振动传递和密,用有限元方法得到的求解精度越高;但对计算机噪声产生的机理,进而为车内噪声及声源诊断、壁板的性能要求也越高,计算时间长;所以划分
8、网格要综声
