汽车NVH分析与控制技术.ppt

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,吉林大学汽车工程学院,吉林大学汽车工程学院吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室王登峰,汽车NVH分析与控制技术,吉林大学汽车工程学院,1、国内汽车NVH研究现状,3、汽车噪声源识别方法与应用,4、车架和车身的低频声振分析匹配,5、汽车中高频噪声的SEA分析方法与应用,2、声学基础,7、客车噪声分析控制技术举例,6、关键零部件噪声控制-风扇,吉林大学汽车工程学院,一、国内汽车NVH研究现状,吉林大学汽车工程学院,1、必要性和意义,噪声污染是世界公认的三大污染源之一；汽车作为一种流动的噪声污染源危害更大；噪声对驾乘人员听力、健康产生损害；为了保护环境和驾乘人员的身心健康，保证汽车工业可持续健康发展，各国都制定出相应的法规或标准，来控制汽车噪声对环境的污染和对人体危害；汽车噪声标准或法规的越来越严格，以及用户对汽车乘坐舒适性越来越高的要求，是对汽车NVH分析与控制研究工作的持续推动力。

吉林大学汽车工程学院,2、汽车噪声法规和标准,GB1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法,1）中国,车外,吉林大学汽车工程学院,ECER51规定的汽车加速行驶车外噪声限值,2）欧洲,吉林大学汽车工程学院,3）美国：

因各州有独立立法权，规定的汽车噪声限值标准各不相同，N2&N3（GVM）3.5t、P150kW811dB（A）；轿车一般在741dB（A）。

4）日本:

1）JASOZ101车外噪声试验方法规定：

N2&N3（GVM）3.5t、P150kW）81dB（A）轿车加速行驶车外加速噪声限值75dB（A）。

车内各国虽然没有强制的标准和法规对车内噪声值进行限制，只有在产品鉴定或等级评定时给出不同的参考限值。

1）代表汽车声学品质优劣。

是评价汽车产品质量重要指标之一；2）影响行驶平顺性、乘坐舒适性、客户购车取向和市场竞争力。

吉林大学汽车工程学院,吉林大学汽车工程学院,4、汽车NVH分析与控制方法,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,10,5、汽车NVH开发流程,车外噪声车内噪声声品质乘坐舒适性,目标制定,分系统目标,结构、声腔与连接件修改,车身有限元模型,车身结构+声腔模型,子系统建模分析,底盘模型,用户满意度预测,成本重量和其它性能,单元目标,车身声学性能,悬置特性,车内声腔,连接件,底盘输入,副车架,车身部件的动态刚度,子系统目标,底盘部件的振动特性,车身结构,减震器,部件有限元模型,（验证车身的刚度与振动特性）,（考核车身的声学性能）,（考核底盘的振动特性）,（考核底盘的激励力）,用户满意度评价,用户满意度目标设定,车身声固耦合模型+底盘模型,部件特性的分层对标,对标分析,主观评价,NVH性能分析预测,车身模型,底盘模型,车内噪声,前轮,车身+输入,用户满意度验证,传递路径分析（TPA）,（基于试验的模拟）,后轮,吉林大学汽车工程学院,二、声学基础,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,12,一、声学基础1、基本概念1）声功率指单位时间内声源辐射出来的总的声波能量，它表示声源的基本物理特性，单位是瓦（W）。

2）声压声波在空气中传播过程中，引起空气质点振动，致使空气密度发生变化，空气压强就在大气压强附近迅速起伏变化，这个压强起伏部分称为声压。

p=pf-p03）声能密度介质在单位体积内所包含的声能成为声能密度，它和声压之间的关系为：

2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,13,4）声强单位时间内通过垂直于指定传播方向单位面积上的声音能量称为声强，单位为：

W/m2。

声强的大小与离开声源的距离有关。

对于自由场：

I=p2rms/c对于扩散场从某一方向通过单位面积的声强为：

I=p2rms/4c5）点声源如果声源的尺度远小于声源与接收器之间的距离，该声源就可以看成点声源。

其声强随距离的变化关系为：

I=W/4r2可见，声强反比于声源和接受器间的距离的平方，距离增加一倍则衰减6dB。

2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,14,2、噪声的量度与计算1）声压级和声强级声压和声强一样，都是用以10为底的对数标度来度量的称为声压级和声强级，单位用分贝（dB）表示。

声压级定义为：

Lp=20log（prms/p0）式中：

prms-为声压有效值；p0-为基准声压等于210-5Pa声强级定义为：

Lp=10log（I/I0）式中：

I-为待测声强；I0-为基准声强等于10-12W/m2,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,15,声压级与声强级的关系：

LI=Lp+10log（400/0c）因0c400Ns/m2，等号右边的第二项很小，所以声强级与声压级数值近似相等。

2）分贝的计算当同时存在多个声源，或同一声源中存在多种频率成分时则需要求其合成声压（级）及声强（级）。

多个声源时，其合成的有效声压：

合成的声压级为：

合成的声强级为：

2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,16,当存在几个相同声源时，其合成声压级为：

当n=2时，则Ls=L1+3，即当2个相同声压级的噪声源在一起时，其总声压级只比一个噪声源增加3dB。

当有两个声级强度不同的噪声源L1和L2、且L1L2时，其合成声压级为：

Ls=L1+L式中：

增加量L也可以从下表中查得：

表2-1合成声压级的增加量（dB）,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,17,从表2-1中可以看出，如果两个声源中的一个声压级超过另一个10dB以上时，较弱的声源可以忽略不计。

可见，对有多个噪声源的汽车进行噪声控制时，必须首先识别和治理最主要的噪声源才会对汽车的整体噪声发生作用。

3）频谱大多数噪声源发出的声音通常包含许多频率成分，进行噪声测量时，由传声器测得的噪声信号标定后为声压（级）的时间历程，为了便于了解噪声中包含的频率成份，可对上述声压时间历程信号进行FFT变换，得到噪声信号的频谱，从频谱图中可以分析出噪声能量随频率的分布规律，并为噪声控制提供依据。

图2-1车内噪声的频谱,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,18,图2-2噪声谱分析示意图,图2-3FFT分析流程,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,19,4）倍频程与1/3倍频程倍频程数n的定义为：

n=log2（fH/fL），当n=1时为倍频程，当n=1/3时为1/3倍频程。

中心频率定义为：

f0=（fHfL）1/2带宽1/n倍频程是指以某个频率为中心的滤波器的带宽，并可以由以下公式计算获得：

带宽=（2（1/n）-1）*中心频率上下限对1/3倍频某个中心频率的滤波器，上限频率为=中心频率*21/6,下限频率=中心频率/21/6倍频程和1/3倍频程的关系,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,20,图2-4倍频程和1/3倍频程的比较,图2-5倍频程和1/3倍频程中心频率与上下限,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,21,5）频域计权在噪声的物理量度中，声压级是评价噪声强度的常用量，声压级越高，噪声越强。

但人耳对噪声的感觉，不仅与声压级有关，还与频率、持续的时间等因素有关。

人耳对高频率噪声较敏感，对低频率噪声较迟钝。

声压级相同而频率不同的声音，很可能听起来是不一样的。

为了反映噪声的各种复杂因素对人的主观影响程度，需要有一个对噪声的评价指标。

常用的评价指标有响度级和A计权声压级。

其中最常用的是A计权。

A计权是为模仿响度级为40phon的等响曲线的倒置曲线，它对低频声（500Hz以下）有较大衰减；B计权70phon等响曲线；C计权100phon等响曲线，主要用于评价特别响或低频为主的噪声；线性计权对原始测量信号没有施加任何计权的噪声级。

2023/5/13,吉林大学汽车工程学院,22,图2-6频率计权曲线,2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,23,6）声学测试环境媒质中有声波存在的区域叫声场。

声场大致可分为自由场、混响场和压力场。

自由场：

声波在任何方向无反射，声场各点接受的声音，仅有来自声源的直达声而无反射声。

开阔的旷野，周围较大范围内无反射物，可以近似为自由场。

消声室是一种人为的自由场。

消声室的四壁、顶棚和地板都有吸声能力很强的吸声材料或吸声尖劈，消声室可用来对声源、音响设备进行较准确的测量，是理想的声学测量设备。

混响场：

声能量均匀分布，并在各个传播方向上做无规则传播的声场，称混响场。

如混响室，混响室可用于测量材料的隔声、吸声性能、声源声功率。

压力场：

当声波波长比所处腔体空间大时，声压分布均匀，此时称为压力场。

当传声器插入声压级校准器中时，即是压力场。

本底噪声：

是指被测对象噪声不存在时周围的环境噪声。

试验时本底噪声至少要比被测对象噪声低10dB才能保证测试精度。

2023/5/13,吉林大学汽车工程学院科研情况简介,24,图2-7三种典型声场示意图,吉林大学汽车工程学院,三、汽车噪声源识别方法与应用,吉林大学汽车工程学院,1、声强测试与分析方法,1）优点声强测量对测试环境的要求较低。

1）被测声源周围的背景噪声对声强测量的影响较小；2）可以在工作现场进行。

声强测量能反映出噪声的能量及其流动情况。

1）由于声强具有方向性，所以测得的声强可以全面反映从声源发出的噪声能量的传播状态。

2）用声强法测量声功率时，对测量封闭面的形状没有特殊要求。

声强法的测量结果直观、可视性强。

1）由于声强是矢量，所以声强测量法的后处理能力强；2）通过数据处理，可以得到声强的矢量图、等声强线图、三维声强图等。

由这些图线分析声源的位置和频谱特性直观、易于掌握。

吉林大学汽车工程学院,2）声强测量系统简介,信号放大前端,声强探头,数据采集分析系统,声强测量系统组成,2023/5/13,28,3）声强测量网格的布置在离被测表面一定距离处设置一个网格测量面，为了避免被测表面近场局部反射声波的干扰给测量结果带来误差，测量面距被测表面至少应大于15cm。

对噪声源预先未知的大型复杂系统，可以采用先疏后局部加密的网格以减少测试工作量，网格间距一般在5cm25cm之间选取。

测量网格一般比被测对象外表面轮廓大2-3个网格间距，以便能覆盖被测对象，底部的第一行测点应距地面20cm以上，以避免地面局部反射声波的干扰给测量结果带来误差。

吉林大学汽车工程学院,2、发动机噪声源声强识别,发动机排气侧噪声源识别,吉林大学汽车工程学院,发动机排气管侧总声强频谱,在1KHz3.2kHz的频率范围内声强较大，最大声强频率发生在1.6kHz，次高声强频率为2.5kHz，再次依次为2kHz、1.25kHz、1kHz及3.2kHz。

高声强级噪声以中高频为主。

吉林大学汽车工程学院,发动机进气侧噪声源识别,吉林大学汽车工程学院,发动机进气侧面总的频谱,在1-4kHz频率范围内的声强都较大，最大声强时的频率为1.6kHz，次高声强频率为3.15kHz，再次声强频率为2kHz，以中、高频辐射为主。

吉林大学汽车工程学院,3、商用车车外噪声源声强识别,车左侧,车右侧,车两侧的声强测量结果,吉林大学汽车工程学院,车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱比较,吉林大学汽车工程学院,车左侧,车右侧,车左右两侧的声强和声功率频谱,吉林大学汽车工程学院,降噪前后车左侧声强扫描结果对比,吉林大学汽车工程学院,降噪前后车左侧声功率测量结果对比,吉林大学汽车工程学院,降噪前后车右侧声强扫描结果对比,吉林大学汽车工程学院,降噪前后车左侧声功率测量结果对比,吉林大学汽车工程学院,降噪前后的对比分析,发动机冷却风扇进行低噪声设计；优化匹配发动机排气消声器；对发动机进行合理的吸隔声降噪。

通过采用上述降噪措施前后，使被试车加速行驶车外噪声由改进前的84dB（A）下降到78的dB（A）。

满足国标GB1495-2002规定的不大于78dB（A）的要求。

吉林大学汽车工程学院,4、轿车车外噪声源识别,测量网格布置,车外最大加速噪声出现工况：

变速器挂2档，将车速稳定控制在60km/h不变。

试验工况,在车的左右两侧距离车体15cm处的平面内布置大小为20cm20cm的声强扫描测量网格；第一行测量网格距地面10cm；左右两侧网格超出车前后1个网格即20cm的距离。

吉林大学汽车工程学院,a）车左侧网格,吉林大学汽车工程学院,b）车右侧网格布置车外噪声源识别试验声强测量网格布置图,吉林大学汽车工程学院,车左侧等声强、1/3倍频程频谱及声功率图,吉林大学汽车工程学院,车右侧等声强、1/3倍频程频谱及声功率图,吉林大学汽车工程学院,车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱图,吉林大学汽车工程学院,被试汽车向车外辐射的最大声强级及位置,结论,车前发动机底部向左右两侧辐射的噪声，对汽车加速行驶车外最大噪声值影响较大;车左右两侧最大噪声源的1/3倍频程频谱图的声强级随频率分布特性相近，最大声强值出现在1250Hz处，两侧的最大噪声是由同一噪声源辐射所致，从而为车外噪声的有效控制指明了方向。

吉林大学汽车工程学院,5、轿车车内噪声源声强识别与降噪,轿车车内声强测量网格布置,吉林大学汽车工程学院,仪表板处声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,驾驶员侧防火墙的声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,副驾驶侧防火墙的声强扫描测量结果,吉林大学汽车工程学院,防火墙处同类车型吸隔声处理的对标分析,吉林大学汽车工程学院,防火墙处实施吸隔声处理,吉林大学汽车工程学院,（a）降噪前（b）降噪后,降噪前后驾驶员左踏板处声强扫描结果的对比,吉林大学汽车工程学院,（a）降噪前（b）降噪后,降噪前后仪表板处声强扫描结果的对比,吉林大学汽车工程学院,改进前后不同车速下车内噪声的对比分析,2023/5/13,57,可以对汽车的车外噪声源进行识别，汽车行驶时，由N个传声器组成的阵列（传声器的间距为y）竖立不动。

据相对运动关系假定上述过程中汽车不动，则传声器阵列相对汽车匀速运动。

由N个传声器得到的连续采样信号组成的平面H就可以称作扫描全息面。

根据全息面上的声压级分布，经过声场变换就可以求得重建面（近场或远场）上的声压级分布，并据此对汽车的主要噪声源进行识别。

声全息法噪声源识别测量方法示意图,2、声全息方法方法,2023/5/13,58,声全息法噪声源识别测量过程示意图,全息面构造示意图,吉林大学汽车工程学院,试验仪器,振动噪声数据采集系统；由15个传声器构成传声器阵列，传声器间距为10cm。

自制传声器阵列,试验在消声室内转鼓试验台上进行；近场测量网格共15行45列，距车体65cm；网格间距为10cm，最下面一行网格距地面10cm；参考传声器1位于8行10列，参考传声器2位于8行30列；试验工况为二档60km/h。

吉林大学汽车工程学院,近场声全息试验现场,1）某车型近场声全息测量试验,吉林大学汽车工程学院,车左侧近场2D等声压级图,车右侧近场2D等声压级图,2023/5/13,62,声全息方法车外噪声源识别结果,吉林大学汽车工程学院,车左侧近场3D等声压级图,车右侧近场3D等声压级图,吉林大学汽车工程学院,车左侧声场变换远场2D等声压级图,车右侧声场变换远场2D等声压级图,变换到远场距汽车纵向对称面7.5m处的结果。

变换面上距地面1.2m处的左右两侧声压级，其中左侧为68.8dB（A），右侧为69.4dB（A）；最后取车左右两侧声压级的平均值作为加速行驶车外噪声预测数据，即为69.1dB（A）。

车外动态加速噪声预测STSF,吉林大学汽车工程学院,1）车外最大动态加速噪声分析结果与验证,汽车加速行驶车外噪声测量场地及声级计的布置,吉林大学汽车工程学院,按GB1495-2002测量汽车加速行驶车外最大噪声,STSF预测69.1dB（A）与试验值只相差1.2dB（A）。

吉林大学汽车工程学院,四、车架和车身低频声振分析匹配,吉林大学汽车工程学院,1）车架有限元模型,用四边形板单元建模将铆钉和螺栓简化为节点，节点之间用刚体单元连接，自由度表示为XYZ三向移动；上下相对焊点视为节点，用刚体单元连接，自由度为XYZMXMYMZ。

1、车架NVH分析匹配,吉林大学汽车工程学院,2）钢板弹簧的边界条件简化处理,把钢板弹簧简化两个螺旋弹簧和刚体单元：

将螺旋弹簧用杆单元模拟，螺旋弹簧与车架的连接用刚体单元模拟，自由度为XYZ，用刚体单元连接两杆底部，自由度为XYZMXMYMZ。

K1=KL2/（L1+L2）K2=KL1/（L1+L2）K1+K2=K,吉林大学汽车工程学院,3）弯曲工况车架约束模型,前钢板弹簧的两个支撑点约束XZMXMZ四个自由度；后钢板弹簧的两个支撑点约束ZMXMZ三个自由度；钢板弹簧与纵梁连接的一侧4个节点约束YMZ二个自由度；在车架后横梁中心线上选择一点约束XMZ二个自由度。

吉林大学汽车工程学院,4）车架的有限元模态分析结果,车架一阶弯曲模态,车架一阶扭转模态图,车架固有振动频率模态有限元计算结果,吉林大学汽车工程学院,6）实车空载状态下车架试验模态分析,在整车空载状态下，将20个ICP加速度传感器依次对称布置在试验样车车架的两纵梁上，拾振方向为z方向；激振点选在车架前部右侧，试验使用多点激振模态分析系统，采用MIMO的激励方式，使用猝发随机信号，扫描频率范围为1-100Hz。

车架拾振点布置图,吉林大学汽车工程学院,车架固有频率及振型描述（单位:

Hz）,车架频率为4.38Hz时振型图,车架频率为7.44Hz时振型图,各固有频率均较低；若满载上述频率会更低。

有限元计算结果与试验结果误差在3%范围之内。

吉林大学汽车工程学院,对标车架试验模态分析结果,7）车架振动性能的对标分析,吉林大学汽车工程学院,从表中可以看出，1）对标车型车架前端模态的振幅很小；2）各阶模态的节点几乎都位于同一位置附近；3）便于将发动机和驾驶室的前悬置都选在这个点上，从而使发动机和驾驶室的振动显著减小。

对标车型发动机怠速为540转/分，1/2阶的激励频率是4.5Hz，1阶的激励频率是9Hz，3阶的激励频率是27Hz。

频率最低的弹性体1阶扭转频率为10.76Hz，高于发动机1/2阶和1阶频率，低于发动机转速的3阶的激励频率。

对标车型车架在30-60Hz之间只有一个1阶弯曲频率（33.86Hz）和模态，车架这一模态其前部振幅较小，所以说，对标车型的车架基本上可以避开发动机和路面激励对车架的影响。

吉林大学汽车工程学院,本车型车架前部是各阶模态振型的较高的点，这样只要发动机的阶次振动与车架的弹性体模态相接近，就会激励起车架剧烈的振动。

同时车架也会将这些振动最大限度地传递给驾驶室悬置系统。

本车型发动机怠速为600转/分，1/2阶的激励频率是5Hz，1阶的激励频率是10Hz，3阶的激励频率是30Hz。

车架的1阶扭转频率4.38Hz与发动机怠速1/2阶的激励频率接近，车架的1阶弯曲频率7.44Hz与发动机怠速的1阶激励频率也较接近。

这将严重恶化车架与整车的振动性能，需要对车架的振动特性进行改进。

吉林大学汽车工程学院,对标车型,本车,对标车型和本车型缓加速工况下驾驶室底板z方向振动加速度比较,本车型从1400转/分（红线位置）开始，振动突然加大，车架的1阶扭转和弯曲频率与发动机怠速的1阶激励频率接近是其中的主要原因之一；对标车型在额定转速范围（红线以左）内，振动水平基本上是一致的。

吉林大学汽车工程学院,商用车车架NVH匹配设计原则：

应将发动机和驾驶室悬置尽可能布置在车架主要弹性体模态的节点附近；实车状态下车架弹性体1阶扭转频率应高于发动机1/2阶和1阶频率，低于发动机的3阶激励频率。

吉林大学汽车工程学院,1）驾驶室白车身的有限元建模与低频模态分析,模型规模：

共包含：

334282个节点325541个单元其中含2099个MPCs单元。

驾驶室白车身有限元模型,对其进行自由自由状态下的有限元模态分析，得到其固有振动的频率和模态。

驾驶室白车身的模态分析与评价,2、驾驶室低频声振分析与匹配,吉林大学汽车工程学院,模态试验流程图,试验采用多点激励方式，激励频率为0-200Hz。

左右前纵梁用弹簧支撑、后横梁用充气内胎支撑、最高刚体模态频率为3.83Hz，远小于车身结构的第一阶弹性频率20Hz，故可认为是自由支撑。

输入信号为猝发随机信号，采用Hanning窗以减少泄漏误差。

采用平均处理减少测量误差，每次测试平均30次。

为了减少传感器对车身的附加质量，每次每个面只测12个响应点。

吉林大学汽车工程学院,测点的布置,取两个激振点，激振频率为0200Hz，频率间隔为0.195Hz。

响应点布置在车身骨架交接处，尽量避开各主要模态节点位置。

测点分布均匀，能反映出结构的几何特征。

共取137个测点，建立响应点布置图。

吉林大学汽车工程学院,有限元分析模态一阶扭转振型,试验模态一阶扭转振型,主要振型比较,吉林大学汽车工程学院,计算模态与试验模态的振型相关性分析,吉林大学汽车工程学院,3）驾驶室白车身模态分析、评价与应用,驾驶室白车身的模态分结果主要用于驾驶室开发设计阶段与国内外性能先进的同类驾驶室白车身进行对标分析。

由于商用车驾驶室的长、宽、高尺寸接近，其一阶弯曲模态往往不明显、甚至在低频段不出现；其一阶扭转模态成为评价驾驶室性能的重要参数。

商用车驾驶室白车身一阶扭转模态用于衡量驾驶室整体抗扭刚度，过低驾驶室的整体刚度不足，过高会导致驾驶室重量加大，不符合轻量化设计原则。

驾驶室白车身设计的目标之一，就是在控制驾驶室重量的前提下，通过优化驾驶室的骨架设计，使驾驶室的一阶扭转频率尽可能提高。

吉林大学汽车工程学院,驾驶室内部声腔有限元建模与模态分析,1）驾驶室内部声腔的有限元建模,无座椅的声腔有限元模型，不考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。

带座椅的声腔有限元模型，考虑座椅、卧铺和仪表板等的影响。

吉林大学汽车工程学院,驾驶室内部声腔的前3阶振型,a）第一阶横向模态b）第一阶横向模态,吉林大学汽车工程学院,图3-6声固耦合系统简化模型,声腔模型外表面有1052个节点，全部与结构模型的节点相耦合；耦合系统中共有5665个节点、4860个单元，其中1500个四边形单元，3360个六面体单元。

驾驶室声固耦合模型情况：

驾驶室声固耦合有限元建模与模态分析,1、驾驶室声固耦合有限元建模,吉林大学汽车工程学院,a）耦合系统模态b）结构系统模态,吉林大学汽车工程学院,a）耦合系统中声腔模态b）声腔模型的模态,图3-24耦合系统中声腔模型与声腔简化模型的模态对比,吉林大学汽车工程学院,声腔声学模态试验仪器连接示意图,试验在消声室内进行，驾驶室前端用两根弹簧支承，后横梁处用充气内胎支承，在弹性元件与驾驶室接触处加橡胶垫片；信号发生器发出正弦扫描激励信号，激励频率为0-400Hz，经放大通过扬声器激励车内空腔振振动；采用多个传声器同时测量车内测点的声压响应信号，利用试验模态分析系统计算传递函数，识别声腔声学模态。

吉林大学汽车工程学院,声腔测点的分布,各测点之间的间隔为200mm，空腔测点总数为444个，分组进行测量。

吉林大学汽车工程学院,表4.2试验与仿真前四阶声学模态,a）第一阶横向b）第一阶横向,吉林大学汽车工程学院,驾驶室声固耦合振动特性的分析和评价,内饰驾驶室声固耦合系统的振动特性，可用于对商用车实车状态下驾驶室的振动性能进行分析与评价。

驾驶室声固耦合系统的整体模态对应的主要低阶固有频率，应避开发动机怠速、一般公路常用行驶车速60-70km/h和高速公路行驶速度90-110km/h对应转速下的不平衡惯性力激励，对于直列六缸柴油发动机为3阶不平衡惯性力，以免驾驶室和方向盘因共振而产生抖振现象。

内饰驾驶室声固耦合系统的模态振型是驾驶室阻尼减振材料布置的重要依据，阻尼减振材料应布置在驾驶室结构振动的最大应变能发生部位，才能发回其效用。

吉林大学汽车工程学院,1、白车身有限元模型的建立,模型包括27858个节点、33200个单元,3、轿车车身声振分析匹配,吉林大学汽车工程学院,2、车身超单元模型和柔体车身的建立,超单元共有13个外点,吉林大学汽车工程学院,3、前悬架子系统多体模型的建立,吉林大学汽车工程学院,4、后悬架、转向系统、轮胎子系统模型的建立,吉林大学汽车工程学院,5、底盘模型和整车刚弹耦合