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2021年第4期【摘要】针对某款轿车在30km/h 匀速行驶过程中产生明显的低频轰鸣声问题，通过测试和分析，确定了车内35Hz 噪声峰值过高是引发该问题的直接原因，并判断出该频率峰值与尾门薄壁件振动密切相关。
基于局域共振原理，设计了具有轻量化、小型化特征的声学超结构，并完成了谐振单元构型的选择与带隙设计、整车布置规划及谐振单元排布与基体框架设计。
实车测试结果表明：贴附声学超结构后，前排和后排35Hz 车内噪声声压级分别降低了4.23dB(A)、5.77dB(A)。
主题词：声学超结构结构声控制局域共振车内低频轰鸣中图分类号：U461.1文献标识码：ADOI:10.19620/ki.1000-3703.20200952The Application of Acoustic Superstructure on Control of LowFrequency Roaring in VehicleTang Jiyou 1,Ding Weiping 1,Wu Yudong 1,Huang Haibo 1,Luo Deyang 2（1.Southwest Jiao Tong University,Chengdu 610031;2.SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd.,Liuzhou 545000）【Abstract 】Obvious low-frequency roaring sound is produced by a car model during the constant speed of 30km/h.By testing and analysis,it is determined that the high peak of 35Hz noise inside the car is the direct cause of this problem,and it is judged that the peak frequency is closely related to the vibration of thin-wall parts of the tail door.Furthermore,based on the principle of local resonance,a lightweight and miniaturized acoustic superstructure is developed,which involves the selection of its resonant unit configuration,band-gap design,vehicle layout planning,resonant unitarrangement,matrix frame size design.The real vehicle test shows that after attaching the acoustic superstructure,the noise of 35Hz in the car is reduced by 4.23dB(A)and 5.77dB(A)respectively in the front and rear rows.Key words:Acoustic superstructure,Structural sound control,Local resonance,Low frequencyRoaring in vehicle唐吉有1丁渭平1吴昱东1黄海波1罗德洋2（1.西南交通大学，成都610031；2.上汽通用五菱汽车股份有限公司，柳州545000）*基金项目：国家自然科学基金项目（51775451）。
第1篇一、实验目的本实验旨在通过实际测试和数据分析，了解汽车悬架系统的特性参数，包括弹簧刚度、阻尼系数、悬挂行程等，并分析这些参数对汽车行驶性能的影响。
通过实验，我们可以优化悬架系统设计，提高汽车的舒适性和操控稳定性。
二、实验原理汽车悬架系统是连接车轮与车架的部件，其主要功能是吸收和缓解道路不平引起的冲击，保证车身平稳，提高乘坐舒适性。
悬架系统的特性参数主要包括弹簧刚度、阻尼系数和悬挂行程等。
1. 弹簧刚度（k）：弹簧刚度是指弹簧单位变形量所需的力。
刚度越大，弹簧越难以变形，对冲击的吸收能力越强。
2. 阻尼系数（c）：阻尼系数是指阻尼器吸收能量的能力。
阻尼系数越大，阻尼器吸收能量越多，车身振动越小。
3. 悬挂行程（x）：悬挂行程是指车轮跳动时，悬挂系统相对车架的位移。
三、实验设备1. 汽车悬架测试台2. 力传感器3. 位移传感器4. 数据采集系统5. 计算机及软件四、实验步骤1. 搭建实验平台：将汽车悬架系统固定在测试台上，确保测试过程中的稳定。
2. 安装传感器：将力传感器和位移传感器分别安装在弹簧和悬挂行程上，用于测量弹簧刚度和悬挂行程。
3. 测试弹簧刚度：在汽车静止状态下，逐渐施加力，记录力传感器输出的力值和位移传感器输出的位移值，利用胡克定律计算弹簧刚度。
4. 测试阻尼系数：在汽车静止状态下，施加一定的频率和振幅的振动，记录力传感器输出的力值和位移传感器输出的位移值，利用阻尼比公式计算阻尼系数。
5. 测试悬挂行程：在汽车静止状态下，逐渐增加车轮跳动高度，记录悬挂行程。
五、实验结果与分析1. 弹簧刚度：实验结果表明，汽车悬架系统的弹簧刚度在1.5×10^5 N/m左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
2. 阻尼系数：实验结果表明，汽车悬架系统的阻尼系数在0.1左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
3. 悬挂行程：实验结果表明，汽车悬架系统的悬挂行程在20cm左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
动力总成悬置系统对车内振动和噪声影响研究作者：赵媛媛田伟丛张兴来源：《科学导报·学术》2019年第03期摘要：影响汽车乘坐舒适性的两个重要指标为车内振动和噪声。
动力总成工作时产生的激励经过悬置系统，传递到车内，引起车内振动和噪声。
动力总成悬置系统是汽车重要的隔振系统之一。
本文主要介绍了悬置系统对整车NVH性能影响，车内噪声及振动产生，悬置系统分析及测试方法悬置系统优化等研究。
关键词：车内振动；车内噪声；悬置；优化前言：汽车动力总成悬置系统的好坏将直接影响到汽车乘坐舒适性，良好的动力总成悬置系统可以减少振动向驾驶室的传递，从而降低车内振动和噪声的产生，提高汽车的NVH性能。
动力总成悬置系统对车内振动和噪声的影响研究是汽车减振降噪研究的重要环节之一。
1概述目前评价汽车乘坐舒适性的主要性能指标是NVH，它主要通过振动、噪声和声振粗糙度三方面来评价汽车的性能。
其中振动与噪声是最重要的两个指标。
驾驶室内的振动和噪声给乘客的感觉最直接。
振动和噪声不仅影响乘客的乘坐舒适性，造成驾驶员疲劳驾驶，还会影响驾驶员对汽车的操纵性和行驶平顺性等。
因此各大汽车企业和学者也逐渐将NVH性能的研究作为整车研究的重心之一。
动力总成通过弹性元件与车身连接的系统称为汽车的动力总成悬置系统，发动机工作时产生的周期性振动和路面产生的激振力，通过悬置系统和悬架系统传递到车身（车架），引起车内的振动和噪声，从而使驾驶员和乘客产生疲惫和不适。
2车内振动和噪声的产生2.1动力总成振动引起车内振动和噪声汽车怠速或低速行驶时，车内振动和噪声主要来源于动力总成，动力总成工作时产生的振动，经过悬置系统，传递到车身或车架，引起车身壁板振动，并向车内辐射噪声，从而产生车内振动和噪声；汽车高速行驶时，车内振动和噪声一部分来源于动力总成振动，另一部分来自于路面和外界环境的激励。
在有限元理论的基础上，通用汽车公司开始使用有限元分析软件NASTRAN 进行车内振动和噪声的研究，并取得了成功。
某乘用车前悬架横梁NVH轰鸣问题解决方案蔡其刚;张政山【摘要】为了解决某乘用车前悬架横梁NVH轰鸣问题,通过CAE理论分析和试验验证相结合的方法,找出了问题产生的根本原因,分析了前悬架横梁弯曲模态、刚度与发动机转速及驾驶舱内噪声严重程度之间的关系,给出了前悬架横梁NVH轰鸣的解决方案.结果表明,造成前悬架横梁NVH轰鸣的主要原因是其本身的弯曲模态偏低,次要原因是力矩复紧不到位,致使整个前舱的整体刚度不足,在发动机的2阶惯性力作用下,产生严重的轰鸣.因此,合理的结构设计及装配力矩是保证整车良好NVH的前提.【期刊名称】《机械研究与应用》【年(卷),期】2016(029)005【总页数】3页(P164-166)【关键词】前悬架横梁;NVH;降噪;结构优化;CAE分析;试验验证【作者】蔡其刚;张政山【作者单位】浙江吉利汽车研究院有限公司,浙江宁波 315336;合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥 230009;浙江吉利汽车研究院有限公司,浙江宁波315336【正文语种】中文【中图分类】U461（1）前悬架横梁是因日趋严格的安全法规要求而衍生出来的一种U型（或者Ⅱ型）结构，其前端通过螺栓与车身左右纵梁相连，后端通过螺接（或焊接）形式与元宝梁式副车架左/右前端相连。
其首要功能是提供碰撞时能量的吸收及其传播路径的优化，同时兼顾周边零部件（如谐振腔、中冷出水管等）的装配固定。
并可提高发动机前舱的整体刚度。
（2）NVH（Noise、Vibration、Harshness），是评价车辆乘坐舒适性的重要指标。
其主要来源包括动力总成系统、传动系统、悬架系统、制动系统、进排气系统、车身及其他系统等。
且各系统的问题相互关联。
笔者讨论的前悬架横梁NVH问题属于悬架系统引起的车内轰鸣噪声。
（3）声传函数包括力-声传递函数（结构传声）及声-声传递函数（空气传声）两类，前者主要考虑中低频区域，后者主要考虑中高频区域。
其中前者（结构件）产生的机理为，当产生噪声的根源为力，力对结构件的动态作用，响应为局部挠动、整体结构的运动、板的共振等，从而产生噪声，其函数为:Px=∑iFiNTFix［dB］吉利公司某即将投产的乘用车，1.3 T涡轮增压四缸发动机匹配6 MT手动变速器，三点悬置，动力总成前置前驱。
SRV车内低频噪声控制陈剑;文智明;李继锋【摘要】通过实验和CAE模态分析建立了某SRV白车身的有限元模型和声腔有限元模型.使用有限元和边界元法分析了白车身结构和声腔的动态响应特性.针对峰值频段,进行了面板贡献量与结构的动态灵敏度分析.根据灵敏度分析结果,对板件厚度进行了优化,有效降低了车内噪声水平.【期刊名称】《中国机械工程》【年(卷),期】2010(021)011【总页数】5页(P1381-1385)【关键词】模态分析;有限元;边界元;面板贡献量;动态灵敏度;优化【作者】陈剑;文智明;李继锋【作者单位】合肥工业大学安徽省汽车NVH与可靠性重点实验室,合肥,230009;合肥工业大学安徽省汽车NVH与可靠性重点实验室,合肥,230009;合肥工业大学安徽省汽车NVH与可靠性重点实验室,合肥,230009【正文语种】中文【中图分类】TB533.2;U467.4930 引言车内噪声主要由发动机、传动系、轮胎、液压系统及结构振动引起,产生的振动和噪声经过悬架系统、车身结构等的放大以结构噪声或空气噪声的形式进入车室空腔,形成车内噪声[1]。
结构噪声频率主要集中在200Hz以下,给人的主观感觉为“booming”声,影响乘坐舒适性。
常规的吸声降噪措施对低频噪声的作用不大,这个问题最实际的解决办法是修改车身结构[2]。
本文以某SRV为对象,应用MSC.NASTRAN、SYSNOISE软件并结合模态实验,提出一种优化板件厚度以有效降低车内噪声水平的方法。
1 结构与声学模型的建立建立准确的有限元模型是取得可靠分析结果的前提。
本文以实验获得的模态参数为依据,以通过模态实验和CAE分析得到的前4阶主模态的模态频率和振型的匹配程度为判断标准,对有限元模型进行参数修改与设定,使其达到最佳的符合程度[3]。
1.1 白车身有限元模型的建立本文所分析的SRV承载式车身,由复杂的空间板壳结构经过点焊连接而成,车身板件由四节点或三节点壳单元来模拟,点焊由RBE3和Hex8的柔性连接方式来模拟。
驾驶室低频噪声的声学特性分析与控制朱晓东;沈忠亮;汪一峰【摘要】在某卡车驾驶室结构有限元与声学有限元计算以及驾驶室声固耦合建模的基础上，进行结构模态计算分析以及试验验证。
再进行声学模态分析以及声固耦合系统模态分析。
考虑声—固耦合作用，利用耦合声学有限元进行了驾驶室内部声学特性研究，识别出主要噪声频率。
继而进行面板声学和模态贡献量分析，找到了峰值声压产生的主要原因，确定了贡献显著的面板。
通过结构改进，提升了板件刚度，抑制了结构振动，试验结果表明，驾驶室内部噪声得到较明显下降。
%The structural finite element model, acoustic finite element model and the structural-acoustic coupling finite element model for a cab were established respectively. The modal analyses of the three models were carried out and verified by testing. The acoustic properties of the internal cavity of the cab were analyzed using the structural-acoustic coupling finite element model, and the main noise frequencies were recognized. Combining the panel acoustic contribution analysis method with the modal contribution analysis method, the major factors causing peak sound pressure were discovered, and the panel with significant contribution to the noise at the main noise frequencies was identified. The stiffness of the panel was raised and its vibration was controlled through the structural modification. The experimental result shows that the internal noise of the cab is reduced obviously.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2015(000)001【总页数】6页(P145-150)【关键词】声学;低频噪声;有限元法;面板贡献量;结构优化【作者】朱晓东;沈忠亮;汪一峰【作者单位】江淮汽车股份有限公司技术中心，合肥 230022;合肥工业大学噪声振动工程研究所，合肥 230009;合肥工业大学噪声振动工程研究所，合肥230009【正文语种】中文【中图分类】TB132;O422.6驾驶室的NVH性能是影响驾驶室乘坐舒适性的主要因素，随着生活水平的提高，人们对驾驶室乘坐舒适性有了更高的要求。
轿车车内低频噪声的判定参数探讨高书娜;邓兆祥【摘要】首先针对含一个弹性面的刚性长方体简单耦合系统,运用有限元法分别计算决定其腔内声压响应的4个关键参数和声压响应幅度的判定参数,并与解析式直接计算的结果进行对比.结果表明,有限元法计算精度较高,与解析法计算结果吻合很好.然后分别利用判定参数和频率响应分析两种方法,计算某型轿车车内声压响应,发现两种计算结果趋势有较好的一致性,说明从简单耦合系统确定的声压响应幅度判定参数也适用于车内声压响应的分析,精度满足要求,可用于快速预测和控制车内噪声,为设计阶段的轿车车内低频噪声优化设计提供新思路.【期刊名称】《汽车工程》【年(卷),期】2013(035)008【总页数】5页(P744-748)【关键词】轿车;结构声腔耦合系统;振型耦合系数;频率重叠系数;声压响应幅度判定参数【作者】高书娜;邓兆祥【作者单位】西南大学工程技术学院,重庆400716;重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆400030;重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆400030【正文语种】中文前言如何快速预测控制200Hz以内的轿车车内低频噪声，是当前车内噪声研究的一项重要内容。
基于结构声腔耦合系统的频率响应分析，进行车内声压响应预测和控制，是目前被广泛采用的一种车内低频噪声计算分析方法，但其计算过程的实现较为复杂，尤其当原设计车身需要进行结构改进时，还须增加板件声压贡献分析、声压灵敏度分析或车内噪声优化分析等［1-3］，此时不仅增加了分析计算的内容，还延长了车身结构改进设计周期。
文献［4］中以某简单耦合系统为研究对象，通过分析得出声压响应幅度的判定参数，并将其应用于车身的低噪声设计。
实际车身结构较为复杂，往往要通过有限元法来计算结构和声腔的模态。
为此，本文在该研究的基础上，采用有限元法计算声压响应幅度判定参数，并与解析式法进行对比，分析有限元法的计算精度;然后以某轿车为例，分析其车身结构声腔耦合系统的声压响应幅度判定参数。
动力悬置系统对车辆怠速噪声贡献的研究吴 斌1 童 磊2（1.江铃控股有限公司开发中心 江西 南昌 330001；2.江铃汽车股份有限公司产品开发技术中心 江西 南昌 330001）1 概述车辆动力悬置系统是作为衔接动力总成和车身的部分存在的，以支撑动力总成重量、隔离动力总成振动激励以及控制车辆在加速、制动、转弯时动力总成的位移量。
在车辆NVH性能设计领域中，悬置系统作为动力激励源的结构传递路径，设计科学与否将直接影响整车NVH性能优劣。
怠速噪声作为整车NVH性能非常重要的评价指标，引起NVH团队极大关注。
在怠速时，只有动力总成及其附件提供激励源头，而动力悬置系统又是动力总成激励结构传递中的最关键路径之一，因此一套优秀的动力悬置系统设计将对车辆怠速噪声的优化与研究意义重大。
下面将通过某SUV车辆实例来详细阐述动力悬置系统对怠速噪声优化的贡献。
2 问题描述某SUV车辆装配左、右、后三个悬置，是当前性能最为优秀而且比较成熟的一种布置形式。
对设计样车进行NVH性能验证，主观评价怠速工况车内噪声偏大，而且已低频为主，地板振动也较为明显，对车内前排噪声及座椅导轨振动进行测试。
从测试结果频谱图可以看出，从车内前排噪声达到47dB（A），频率峰值主要集中在发动机的2阶、4阶6阶和8阶发火阶次，同时从座椅导轨振动结果也可以看到来自于2阶和4阶贡献量较大。
结合主观评价，并根据NVH工程经验，悬置系统存在较大的结构噪声传递贡献，需要进一步排查、分析和验证。
3 原因分析及查找3.1悬置动刚度验证对三个悬置进行台架动刚度测试，结果分别如表1、表2及表3所示。
表1 左悬置动刚度测试结果发动机左悬置动刚度(频率为15Hz；振幅为0.5mm；动刚度单位为N/mm)试测值设计要求备注X向155200Z向预载1gY向510500Z向预载1gZ向362340表2 右悬置动刚度测试结果发动机右悬置动刚度(频率为15Hz；振幅为0.5mm；动刚度单位为N/mm)试测值设计要求备注X向283200Z向预载1gY向283200Z向预载1gZ向390340表3 后悬置动刚度测试结果发动机后悬置动刚度(大、小端综合等效动刚度)(频率为15Hz；振幅为0.5mm；动刚度单位为N/mm)试测值设计要求备注X向3002703.2悬置隔振率验证对三个悬置系统进行怠速工况隔振率测试，结果图1。
文章编号:1006-1355(2006)05-0070-04车内低频噪声与悬架特性参数的定量关系丁渭平(西南交通大学机械工程学院汽车工程研究所,成都610031) 摘 要:基于车身乘坐室声振耦合的动态子结构修改方法,将汽车悬架系统视为附加于车身上的子结构(子系统),并结合悬架系统对路面不平度位移激励的振动传递效应,揭示出车内低频噪声的声压值与悬架系统刚度、阻尼、非悬挂质量以及轮胎径向刚度、径向阻尼间的直接定量关系。
然后,通过算例及相应的实验验证了其正确性。
关键词:声学;噪声;悬架;定量关系中图分类号:U467.4+93 文献标识码:AQ uantitative R elationship bet w een Low Frequency InteriorNoise and Suspension Characteristic Parameters of a V ehicleDIN G Wei 2pi ng(Institute of Automotive Engineering ,School of Mechanical Engineering ,Southwest Jiaotong University ,Chengdu 610031,China ) Abstract :Regarding the suspension system as a substructure (subsystem )appended on the car body ,and considering the vibration transfer effect of the suspension system for the displacement exci 2tation induced by unevenness of road surface ,an explicit formula about the quantitative relationship be 2tween the sound pressure of low frequency interior noise and some of the suspension characteristic pa 2rameters of a vehicle ,i.e.,the stiffness ,the damping ,the under suspension mass of suspension sys 2tem ,and the radial stiffness ,the radial damping of tire ,is deduced based on the dynamic substructure modification method for structure 2acoustic coupling analysis of an automobile ’s passenger compart 2ment.Then ,the validity of which is validated with a calculating example and the corresponding exper 2iment.K ey w ords :acoustics ;noise ;suspension ;quantitative relationship 收稿日期:2005211209作者简介:丁渭平(1968-),男,陕西咸阳人,工学博士,教授,主要研究方向:汽车噪声、振动控制与声学舒适性设计;车辆系统动力学分析与优化设计。
随着人们环境意识的提高,在现代汽车设计中,车内声学舒适性与平顺性、操纵稳定性一样,已经成为重要的设计指标,也是用户所关心的整车性能指标之一。
目前,国外在中、高档轿车设计中,已将“声学舒适性设计”列为必不可少的设计环节,国内工程界也开始对此高度重视。
研究表明[1],车内噪声主要来源于两个方面:一是车身壁板结构振动产生的声辐射(包括由声激励结构振动而产生的二次声辐射);二是发动机、传动系统、风扇、进气、排气噪声以及风噪声、外部环境噪声等通过车身壁板孔隙、门窗缝隙、空调及通风管道等的声透射。
前者一般简称为“结构声”,后者则简称为“空气声”。
通常情况下,车内800Hz 以上高频噪声中空气声占主要成分,而500Hz 以下低频噪声则主要来源于结构声。
并由于车身内表面附着有吸声材料,对噪声中的高频成分具有很好的吸收衰减作用,但对低频成分收效甚微,因而导致车内噪声能量主要集中在低频范围。
另一方面,人体对噪声的生理及心理反应与噪声频率有关,其中低频噪声对人体的不良影响尤为显著。
对于车内噪声而言,30～100Hz 尤其是一个值得重视的特殊频段,该频段低频噪声给人的主观感觉是一种所谓的“轰鸣声(Booming )”,能造成司乘人员的强烈不适感。
并且,在如此低的频段内,常规的吸声降噪措施几乎无效。
而主动消声技术目前尚不成熟,并由于其所需大尺度低频扬声器的空间布置受到限制,亦不能实现工程应用。
事实上,该频段的车内声环境设计目前仍是一个世界性的难题。
相应地,针对声学舒适性的研究也普遍集中到这一频段。
可见,对声学舒适性影响最为显著且又最难以治理的是车身壁板结构振动辐射的“车内低频结构声”(为叙述方便,以下仍简称为“车内噪声”)。
事实上,作为弹性薄壁腔体的车身受到外部激励后,其壁板结构振动激发车内有限空间中的空气质点振动而形成声波,声波同时又对壁板结构施加反作用,即形成“声振耦合”。
而悬架作为支撑车身的弹性连接装置,一方面,可视为附件加于车身上的子结构(子系统),通过改变车身壁板结构的局部质量、阻尼及刚度而对声振耦合特性产生影响;另一方面,又作为振动传递环节,将行驶过程中路面不平度对轮胎的位移激励转化为直接作用于车身上的外部载荷激励。
这说明悬架系统的动力学特性对车内噪声有着至关重要的影响,因此可通过合理确定悬架系统特性参数以提高车内声学舒适性,即进行悬架系统的“声学匹配”。
而其前提则在于揭示车内噪声与悬架特性参数间的直接定量关系。
1 定量关系的确定1.1 车身乘坐室声振耦合的动态子结构修改方法 考虑如图1所示的车身乘坐室, Ω为其内部空间中的任一区域,l A 、l B 分别为作用于车身壁板结构上的区域 A 、 B 处的外部载荷。
改变壁板结构的质量、阻尼及刚度必然会对其内部声场产生影响,而对壁结构的局部修改可以等效地看作在其上附加一子结构。
具体地,对于图1所示的车身乘坐室,在其壁板结构区域 B上附加一子结构 α,如图2所示。
此时,区域 B 即为子结构 α与壁板结构的对接界面,而 α对壁板结构的作用即相当于图1中的l B 。
图1 车身乘坐室 图2 附加子结构的乘坐室 文献[2]以声振耦合有限元分析为基础,给出了在外部载荷激励下,车身壁板结构修改后的车内任一区域中的声压计算公式P Ω=H Ω,A L A -H Ω,B (H B ,B +H 3B ,B )-1H B ,A L A(1)以及因结构修改而导致的声压变化量计算公式ΔP Ω=-H Ω,B (H B ,B +H 3B ,B )-1H B ,A L A (2)其中 P Ω及ΔP Ω分别为 Ω中的声压列向量及其变化量,L A 为相应于l A 的载荷激励列向量,H Ω,A 、H Ω,B 、H B ,B 、H B ,A 及H 3B ,B 均为传递函数矩阵。
需要注意的是,H 3B ,B 是子结构 α的质量、阻尼及刚度矩阵的函数,即以此来体现对车身壁板结构所做出的动力学修改。
1.2 车内噪声与悬架特性参数间的直接定量关系 不失一般性,针对具有前后独立悬架及承载式车身的双轴汽车进行研究,建立其第i 侧悬架系统的垂向动力学分析模型如图3所示。
其中,k i 、c i 及m i 分别为第i 侧悬架系统的刚度、阻尼及非悬挂质量,k 0i 和c 0i 分别为同侧轮胎的径向刚度和阻尼。
i =1,2,3,4,分别指示左前、右前、左后、右后侧悬架。
图3 第i 侧悬架系统的垂向动力学分析模型 首先,将第i 侧悬架系统安装在车身上,使之成为附件加于车身上的子结构(子系统)。
其轮胎受到来自路面不平度的位移激励,经悬架系统传递后,在悬架与车身连接区域处对车身施加载荷激励。
此时,图2中的区域 B 应当与 A 相重合,式(1)则相应地改写为P Ω=H Ω,A (1-(H A ,A +H 3A ,A )-1H A ,A )L A(3)为简化起见,这里近似认为第i 侧悬架与车身的连接区域 A 退化为一点,并将车内空间区域 Ω也退化为一点,则式(3)中的各个矩阵及向量均回归为相应的数量(复数),表示为P i Ω=H i Ω,A (1-(H i A ,A +H i 3A ,A )-1H i A ,A )L iA(4) 进一步,安装第u (u ≠i )侧悬架系统,亦视其为附件加于车身上的子结构(子系统)。
显然,即使其轮胎并未受到路面位移激励,也会对车内噪声产生附加影响。
对此,可依据式(2)进行计算。
同样地,将式(2)中的各个矩阵及向量均回归为数量(复数),即ΔP u Ω=-H u Ω,B (H u B ,B +H u 3B ,B )-1H u B ,A L i A(5) 当整个悬架系统安装完毕后,对于仅有第i 侧悬架轮胎受到路面位移激励的情况,车内 Ω点处的噪声声压^P i Ω为^P i Ω= P iΩ+∑4u =1u ≠iΔP uΩ(6)而当所有轮胎均受到路面位移激励时,车内 Ω点处总的噪声声压 P susΩ即为P susΩ=∑4i=1^P iΩ(7) 式(4)及式(5)中,传递函数H iΩ,A、H i A,A、H uΩ,B、H u B,B及H u B,A可基于声振耦合的有限元法来确定[2]。
下面进一步讨论H i A,A、H u 3B,B及L i A的计算问题。
图3(a)的悬架系统模型具有3个自由度z0i、z m i 与z1i,为消除其刚体位移模态必须施加适当的边界条件。
对于H i 3A,A的计算,应约束其自由度z0i,如图3(b)所示。
对于L i A,则应约束z1i,如图3(c)所示。
按照离散系统动力学原理[3],建立图3(b)所示悬架系统的运动微分方程,并改写为频域形式((k0i+k i)-jω(c0i+c i)-ω2m i)Z m i=(k i-jωc i)Z1i(8)式中Z m i与Z1i分别是z m i与z1i的Fourier变换。
而悬架上与车身连接点 A处所受到的载荷F1i可表达为F1i=-jωc i(Z m i-Z1i)+k i(Z m i-Z1i)=(k i-jωc i)(Z m i-Z1i)(9)综合式(8)和式(9),并由H i 3A,A的物理意义得H i 3A,A =Z1iF1i=(k0i+k i)-jω(c0i+c i)-ω2m i(k i-jωc i)(ω2m i+jωc0i-k0i)(10)类似地,有H u 3B,B =(k0u+k u)-jω(c0u+c u)-ω2m u(k u-jωc u)(ω2m u+jωc0u-k0u)(11) 另一方面,对于图3(c)的情况,建立频域形式的悬架系统运动微分方程为((k0i+k i)-jω(c0i+c i)-ω2m i)Z m i=(k0i-jωc0i)Z0i(12)式中Z0i是z0i的Fourier变换。
