基于MSCNastran结构声学耦合分析功能的车内乘员噪声水平分析资料下载.pdf

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多数的消费者在驾驶汽车时，期望得到安静与平稳，以能够充分地享用车内语音通讯和车载音像娱乐系统，因此在购买汽车时非常在意汽车的振动与噪声性能。

统计分析表明，汽车的振动与噪声性能和消费者对汽车的总体印象和评价直接相关。

另一方面，随着汽车技术的不断推陈出新，各级供应商和整车厂之间的日益紧密合作，不同品牌的使用性能和安全性能的差别日趋缩小，相比之下，汽车的舒适性能常常成为区分汽车品牌好坏的重要因素。

为了能吸引更多的消费者选购自己品牌的汽车，汽车厂商在产品设计开发时非常重视降低产品的振动噪声水平，以提高车辆的乘坐舒适性能。

目前，汽车振动噪声控制技术常用的方法有两种，一种是基于数值计算的方法，另一种是基于试验测试的方法，二者各有优缺。

基于数值计算的方法通过仿真计算来模拟振动噪声特性，便于对结构进行修改，预测和优化，节约时间和成本，但其受限于模型建立的准确水平和计算的边界条件。

试验测试方法对实际产品进行振动噪声测试，结果直观，数据准确，能直接反映车辆的NVH性能。

但由于测试需要对实车进行测试，在产品的设计开发阶段，尤其是样车还没有生产出来时无法对产品的振动噪声性能进行测试，因此试验方法无法在设计阶段对车辆的振动噪声性能进行控制。

实际的产品开发中，常常需要将两种方法结合起来，共同控制产品的振动噪声水平。

数值计算方法在对车辆噪声水平进行模拟计算时，根据计算频率的要求又可分为有限元法（FEA）和统计能量法（SEA）。

有限元法主要是解决低频问题，低频问题的解是确定性的，而随着频率的增加，高频时，模态密度变得非常的密，解决高频问题时就需要统计能量分析。

本文采用有限元法，使用MSC.Nastran的结构声学耦合分析功能，对某款车低频范围（10200Hz）内发动机与变速器悬置位置的垂直振动输入和扭转振动输入进行考察，分析其对车内乘员耳旁噪声水平的贡献，对噪声源进行识别，从而为降低噪声水平，提高乘员舒适性能提供优化方向。

1结构声学耦合分析理论基础结构声学耦合分析理论基础1.1多自由度多自由度动力学方程动力学方程多质量系统的动力学方程FxKxCxM

（1）式

（1）中，M，C和K分别为多质量系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；

F为力向量。

1.2声学方程声学方程1.2.1连续性方程xutx

（2）式

（2）中：

xu为流体在x方向的速度，为流体的密度1.2.2动力方程xPtux（3）式（3）中：

xu为流体在x方向的速度，P为流体的压力1.2.3理想气体方程00pP（4）1.2.4声学方程由式

（2）的连续性方程、式（3）的动力学方程和式（4）的理想气体方程，可以得到一维声学方程222221tpcxp（5）推广的三维空间即可得2222222221tpczpypxp（6）1.3结构声学系统结构声学系统耦合求解耦合求解声腔的声学有限元状态方程0eTeepeepeePeURpKpCpM（7）其中：

PeM，PeC，PeK，eR分别为空气质量矩阵、空气阻尼矩阵、空气刚度矩阵和结构声学耦合质量矩阵。

ep为空气单元节点声压向量，eU为节点位移向量。

声腔的结构振动状态方程PreeeeeeeeFFUKUCUM（8）其中：

eM，eC，eK，eF分别为结构质量矩阵、结构阻尼矩阵、结构刚度矩阵和结构外载激励，PreF为界面声压向量。

将式（7）和式（8）联立即可求得结构声学耦合问题的状态方程。

这样由车身结构模型和车内空间声学模型可求得车身结构的模态频率和振动模态，车内空间声学模态频率和声学模态，基于此可即求得由结构外载荷输入引起的声腔内某点的声压响应。

2结构声学耦合分析模型建立结构声学耦合分析模型建立2.1结构模型的建立结构模型的建立MSC.Nastran结构声学耦合分析模型的白车身（BIW）结构模型主要采用壳单元（CQUAR4和CTRIA3）来模拟白车身的各个钣金结构零件与玻璃，焊点连接采用CWELD单元，螺栓连接采用CBAR单元，粘胶连接采用体单元（CHEXA和CPENTA）来模拟，计算模型包含主车身模型和各车门模型。

其中的主车身模型如图1所示。

计算采用的各种材料力学性能参数如表1所示。

图1白车身结构有限元模型表1结构有限元模型材料属性材料类型弹性模量泊松比密度钢铁2.1e5Mpa0.37.8e-9ton/mm3胶3600Mpa0.491.3e-9ton/mm3玻璃7.0e4Mpa0.222.5e-9ton/mm32.2声学模型建立声学模型建立声学模型主要采用实体单元来对驾驶舱声腔进行模拟，MSC.Nastran中实体单元可以使用四面体单元（CTETRA）和六面体单元（CHEXA），考虑求解精度与计算量的因素，本次声腔模型采用以六面体为主的网格形式，网格尺寸控制在50mm，每个波长6个单元，划分完毕的声腔模型如2图所示，图3为隐去部分单元的声腔模型，由图3可以看出声腔的内部为整齐的六面体网格。

图2声学有限元模型图3声学模型内部结构2.3垂直振动输入和扭转振动输入垂直振动输入和扭转振动输入分析工况定义分析工况定义汽车发动机和变速器的振动是导致整车系统振动噪声的重要输入。

本次分析分别在发动机侧悬置支架和变速器侧悬置支架施加垂直振动输入和扭转振动输入，以车内乘员耳旁噪声声压水平为输出，建立四种工况，具体如表2所示。

表3为车内乘员左右耳空间位置坐标。

表2振动输入工况定义工况定义工况定义载荷施加位置载荷施加位置施加载荷类型施加载荷类型载荷变化范围载荷变化范围Subcase1发动机悬置垂直振动输入10200HzSubcase2变速器悬置垂直振动输入10200HzSubcase3发动机悬置扭转振动输入10200HzSubcase4变速器悬置扭转振动输入10200Hz表3噪声输出空间位置定义输出点位置输出点位置XYZ驾驶员左耳（FDL）1455-418979驾驶员右耳（FDR）1455-261979前排乘员左耳（FPL）1455261979前排乘员右耳（FPR）1455418979后排左侧乘员左耳（PLL）2304-4001006后排左侧乘员右耳（PLR）2304-1981006后排右侧乘员左耳（PRL）23041981006后排右侧乘员右耳（PRR）23044001006MSC.Nastran响应分析求解方法有两种：

直接法和模态法。

直接法是对全部耦合的运动方程进行直接的数值积分来求解的，而模态法则是利用结构的模态振型来对耦合的运动方程进行缩减和解耦，然后再由单个模态响应的叠加得到问题的最终解答。

二者各有优缺点，直接法的优点是求解结果准确，缺点是由于是直接对耦合的运动方程进行积分计算，求解时间将随着模型单元和节点数目的增加而增加，不太适合多自由度，大分析模型的求解，而模态法是利用结构的模态振型的叠加来求解，考虑到模态截断等问题，其计算精度虽不如直接法精确，但是由于其对运动方程进行了缩减和简化，因此在求解大的模型时，其求解时间会大大缩短。

本次分析采用模态法求解，Nastran求解序列为SOL111。

为了保证求解的准确性，结构和声学模态的模态截断求解范围为0400Hz。

3计算计算结果结果分析分析评估评估3.1声学模态计算结果声学模态计算结果采用模态法求解响应问题，MSC.Nastran首先需要对结构和声学进行模态分析，计算各阶模态振型和自然频率，以各阶模态振型的叠加求解乘员耳旁噪声的响应水平，图4为声腔模型的前四阶模态位移振型云图。

图4声学模态振型声学模态的模态截断范围是0400Hz，随着频率的增加，模态密度也变得更密，表4中仅列出0200Hz的声学模态结果表4模态计算结果（0200Hz）序号自然频率振型160.11一阶X向纵向振动2112.1二阶X向纵向振动3119.7一阶X向剪切振动（节面法向Y向）4137.9二阶X向纵向和剪切耦合振动5151.3一阶X向剪切振动（节面法向Z向）6158.2三阶X向纵向振动7164.4三阶纵向振动8190.6三阶耦合振动9197.6四阶耦合振动10198.8四阶耦合振动3.2乘员耳旁噪声计算结果乘员耳旁噪声计算结果3.2.1乘员耳旁高声压响应噪声源的识别图5为四种工况车内乘员耳旁噪声声压响应结果，图中根据响应水平高低可以清晰地分为两簇曲线，其中响应水平较高的为悬置的垂直振动输入所引起的乘员耳旁噪声声压响应，响应水平较低的为悬置的扭转振动输入所引起的乘员耳旁噪声声压响应。

由此可知，悬置处的垂直振动载荷是导致乘员耳旁噪声声压高响应的主要原因。

0102030405060708090100110120130140150160170180190200210Frequency（Hz）Pressure（dB）FDL2FDL3FDL4FDR1FDR2FDR3FDR4FPL1FPL2FPL3FPL4FPR1FPR2FPR3FPR4PLL1PLL2PLL3PLL4PLR1PLR2PLR3PLR4PRL1PRL2PRL3PRL4PRR1PRR2PRR3PRR4TARGET图5四种工况乘员耳旁声压响应0102030405060708090100110120130140150160170180190200210Frequency（Hz）Pressure（dB）FDL1FDR1FPL1FPR1PLL1PL