1、客車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能及客車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)CAE三、我研討生階段的任務(wù)綱要一、課題研討背景、來(lái)源及內(nèi)容二、客車動(dòng)態(tài)性能分析建模三、整車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析計(jì)算及結(jié)果分析四、車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算與分析五、總結(jié)與展望一、課題研討背景、來(lái)源及內(nèi)容1.1 客車振動(dòng)和噪聲研討、治理的意義1.2 客車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析的國(guó)內(nèi)外開(kāi)展與現(xiàn)狀1.3 客車車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算的國(guó)內(nèi)外開(kāi)展與現(xiàn)狀1.4 課題來(lái)源與研討內(nèi)容1.1 客車振動(dòng)和噪聲研討、治理的意義消費(fèi)者的需求：溫馨客車制造廠商的需求：產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力國(guó)家法規(guī)的強(qiáng)迫要求： GB1495-2002 1.2 客車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析的國(guó)內(nèi)外開(kāi)展與現(xiàn)狀國(guó)外：CAE曾經(jīng)普遍運(yùn)用于汽車制

2、造業(yè)，具備了較全面的客車動(dòng)態(tài) 性能分析技術(shù)和豐富的分析閱歷 。國(guó)內(nèi)：引進(jìn)國(guó)外硬件和軟件，在科研單位和院校開(kāi)展了 一些研討。兩個(gè)特點(diǎn) :1、零件級(jí)模態(tài)分析研討較深化，系統(tǒng)級(jí)模態(tài)分析還未有人開(kāi)展。2、研討路面鼓勵(lì)對(duì)整車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能影響的較多，而研討發(fā)動(dòng)機(jī)鼓勵(lì)對(duì)整車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能影響的較少。1.3 客車車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算的國(guó)內(nèi)外開(kāi)展與 現(xiàn)狀空氣傳播固體傳播車內(nèi)聲場(chǎng)有限元法邊境元法統(tǒng)計(jì)能量法分析適用中低頻需建體模型適用中低頻需建面模型適用高頻1.4 課題來(lái)源與研討內(nèi)容來(lái)源：1、蘇州金龍6795型客車怠速時(shí)整車共振景象嚴(yán)重；2、國(guó)家法規(guī)的實(shí)施和客車產(chǎn)品質(zhì)量競(jìng)爭(zhēng)的加劇，使得蘇州金 龍對(duì)車外內(nèi)噪聲目的很注重

3、。蘇州金龍客車減振降噪工程內(nèi)容：1、建立6795型客車整車動(dòng)態(tài)性能分析模型和聲學(xué)分析模型；2、對(duì)客車整車構(gòu)造進(jìn)展動(dòng)態(tài)性能分析針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)鼓勵(lì)；3、對(duì)車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)進(jìn)展計(jì)算和分析邊境元法和有限元法。利用CAE技術(shù)二、客車動(dòng)態(tài)性能分析建模2.1 整車動(dòng)力學(xué)模型的建立2.2 整車構(gòu)造幾何模型的建立2.3 整車構(gòu)造有限元模型的建立2.1 整車動(dòng)力學(xué)模型的建立輪胎前橋系統(tǒng) 注：1、前橋等效成2個(gè)集中質(zhì)量元件m1和一個(gè)分布質(zhì)量 元件m2的組合。 2、兩前輪等效成兩對(duì)豎直方向上的彈簧k1和阻尼 c1元件。輪胎后橋系統(tǒng) 注：1、后橋用4個(gè)集中質(zhì)量元件m3、m5和一個(gè)分布質(zhì)量 元件m4的組合模擬。 2、兩前輪等

4、效成兩對(duì)豎直方向上的彈簧k1和阻尼 c1元件。車架懸架系統(tǒng) 注：1、每個(gè)板簧組件用一個(gè)彈簧元件表示k2表示前板簧，k3 表示后板簧 2、車架M1為彈性體，按照實(shí)踐構(gòu)造建出模型車身系統(tǒng) 車身系統(tǒng)是振動(dòng)分析的直接對(duì)象，為彈性構(gòu)造體。將經(jīng)過(guò)從幾何建模和有限元建模的步驟建立 。整個(gè)車身構(gòu)造按照實(shí)踐焊接情況和車架剛性銜接。 其他部件 發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、水箱、風(fēng)扇、座椅、空調(diào)、行李架、艙門等部件都用集中質(zhì)量元件模擬，并將其與他系統(tǒng)剛性銜接。 2.2 整車構(gòu)造幾何模型的建立車架幾何模型的建立 1抽取面位置的選擇 2中面偏移3簡(jiǎn)化細(xì)節(jié)特征 依其中一面把另外一個(gè)面進(jìn)展偏移,雖引入誤差,但經(jīng)濟(jì)。 忽略倒角、圓孔等細(xì)

5、節(jié)特征。車架的面模型 車身骨架幾何模型的建立 1中心線偏移和剛性銜接模擬焊接 2平行焊接梁的處置 3曲梁處置 采用多點(diǎn)構(gòu)建折線模擬曲梁。 車身壁板幾何模型的建立 車身骨架幾何模型生成有限元網(wǎng)格后，以骨架的幾何元素，即線和關(guān)鍵點(diǎn)為根底，根據(jù)實(shí)踐車身壁板構(gòu)造銜接情況，生成替代車身壁板的面 。思索到后續(xù)有限元網(wǎng)格的劃分，在構(gòu)建面時(shí)應(yīng)盡量生成易進(jìn)展四邊形單元?jiǎng)澐值乃倪呅蚊婧腿切蚊妗?2.3 整車構(gòu)造有限元模型的建立車輪車橋懸架有限元模型 模擬的部件和參數(shù)量采用的單元車胎combination14車輪、輪轂部、后橋差速器部質(zhì)量mass21車橋橫梁部beam188板簧beam44板簧鉸鏈連接件1beam

6、44（I節(jié)點(diǎn)釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）板簧鉸鏈連接件2beam44（I,J節(jié)點(diǎn)釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）車架有限元模型 全部車架構(gòu)造采用shell63面單元模擬。銜接板單元邊長(zhǎng)控制在5mm，其他部件單元邊長(zhǎng)控制在20mm。相交處單元共節(jié)點(diǎn)的方法 和剛性銜接的方法模擬焊接，用剛性銜接的方法模擬螺栓銜接。車身骨架有限元模型 車身骨架采用beam188單元模擬。思索到壁板與骨架間焊點(diǎn)連接間距、有限元分析精度以及計(jì)算時(shí)間，對(duì)一切線段設(shè)置單元大小為200mm。 車身壁板有限元模型 壁板包括蒙皮、地板、窗戶、擋風(fēng)玻璃、駕駛臺(tái)等，用shell63單元模擬，單元大小控制在200mm以內(nèi) 。 銜接各子模型 銜接各子模型 質(zhì)

7、量補(bǔ)償 1發(fā)動(dòng)機(jī)-變速箱系統(tǒng)、風(fēng)扇水箱、消聲器、儲(chǔ)氣罐、空氣濾新器、備胎、空調(diào)系統(tǒng)、行李架、車內(nèi)座椅、車門、倉(cāng)門等以質(zhì)量、位置特征對(duì)整車動(dòng)力學(xué)性能產(chǎn)生影響，它的剛度、外形、尺寸特征的影響很小。 以集中質(zhì)量單元方式添加到模型中。2螺栓、螺釘、電子設(shè)備、導(dǎo)線、車燈等，無(wú)法建?；蛘呓⒑馁M(fèi)大量精神，以修正整車資料密度方式，平均分配到整車結(jié)構(gòu)上 。取模型資料密度修正系數(shù)為1.16，整車模型質(zhì)量為7.449T 阻尼補(bǔ)償 由于內(nèi)飾或其它涂料資料的存在、振動(dòng)過(guò)程中的摩擦、資料本身具有不理想的特性等緣由，是存在阻尼特性的，因此需求在模型中對(duì)其阻尼特性進(jìn)展模擬和補(bǔ)償。 ANSYS中經(jīng)過(guò)：計(jì)算阻尼。質(zhì)量矩陣因子

8、 剛度矩陣因子 資料常剛度矩陣系數(shù) 資料剛度矩陣因子 阻尼特性的單元阻尼矩陣 阻尼比引入的阻尼矩陣 整車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析有限元模型 三、構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析計(jì)算及結(jié)果分析 3.1 客車構(gòu)造模態(tài)分析3.2 客車構(gòu)造諧呼應(yīng)分析3.3 客車構(gòu)造譜分析 3.1 客車構(gòu)造模態(tài)分析 從物理意義上講，當(dāng)外界鼓勵(lì)與某階固有頻率相等時(shí)，該階振型被激發(fā)出來(lái)，構(gòu)造發(fā)生共振，振動(dòng)形狀由該階振型決議。 添加模態(tài)分析邊境條件 零件級(jí)模態(tài)分析是將單個(gè)部件或子系統(tǒng)提取出來(lái)，對(duì)其進(jìn)展自在邊境條件下的模態(tài)分析，因此不需添加邊境條件。而系統(tǒng)級(jí)的模態(tài)分析，是將部件或子系統(tǒng)置于整個(gè)構(gòu)造系統(tǒng)中，對(duì)整個(gè)構(gòu)造系統(tǒng)進(jìn)展模態(tài)分析，然后從分析結(jié)果中提

9、取該部件或子系統(tǒng)的模態(tài)，因此需根據(jù)實(shí)踐情況模擬系統(tǒng)的約束。系統(tǒng)級(jí)模態(tài)分析結(jié)果易分析評(píng)價(jià)，易與實(shí)踐丈量結(jié)果對(duì)比。 把輪胎和地面作為一個(gè)整體來(lái)思索，這樣輪胎和地面整體為客車其它構(gòu)造部分提供約束，而客車其它構(gòu)造部分成為模態(tài)分析的調(diào)查對(duì)象。因此對(duì)輪胎單元combination14接地一端的節(jié)點(diǎn)進(jìn)展6個(gè)自在度方向的全約束位移全為0 。 模態(tài)計(jì)算方法 選用分塊Lanczos法。模態(tài)計(jì)算結(jié)果 階次固有頻率（Hz）模態(tài)描述11.05整車?yán)@縱向（X）轉(zhuǎn)動(dòng)(輪胎剛度引入)21.11整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動(dòng)(輪胎剛度引入)31.61整車豎向(Y)平動(dòng)412.87整車?yán)@豎向(Y)轉(zhuǎn)動(dòng)514.06整車?yán)@縱向(X)轉(zhuǎn)動(dòng)（懸架

10、剛度引入）616.87整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動(dòng)（懸架剛度引入）719.68整車擴(kuò)張振動(dòng)（車架1階豎向彎曲）823.55車身豎向一階彎曲，車架豎向一階彎曲932.89車身豎向一階彎曲，車架豎向二階彎曲1040.60車身豎向二階彎曲，車架豎向二階彎曲1147.45車身豎向彎扭組合，車架縱向扭轉(zhuǎn)振動(dòng)第7階第8階第9階第10階第11階模態(tài)計(jì)算結(jié)果分析及整車構(gòu)造評(píng)價(jià) 對(duì)照模態(tài)分析結(jié)果可發(fā)現(xiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的主要激振頻率23.4Hz二階和46.8Hz四階分別與整車模態(tài)第8階23.55Hz和第11階47.45Hz固有頻率接近。 查看這兩階模態(tài)的車架振型： 第8階第11階第8階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置安裝

11、點(diǎn)的位移很大；第11階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動(dòng)機(jī)右后懸置安裝點(diǎn)的位移較大 。因此可斷定：發(fā)動(dòng)機(jī)的二階、四階鼓勵(lì)分別將第8、11階整車模態(tài)激發(fā)出來(lái)是呵斥怠速時(shí)整車共振的主要緣由。在發(fā)動(dòng)機(jī)以額定轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的主要激振頻率76.7Hz、153.4Hz附近，未出現(xiàn)整車模態(tài)。但是固有頻率分別為73.16Hz、 152.15Hz 、155.03Hz、158.57Hz的幾階部分模態(tài)應(yīng)引起留意，這些模態(tài)振型中，車架上發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置的振動(dòng)幅度也較大，在發(fā)動(dòng)機(jī)任務(wù)在額定轉(zhuǎn)速時(shí)，這些部分模態(tài)也會(huì)激發(fā)出來(lái)，導(dǎo)致車身構(gòu)造部分振動(dòng)。 73.16Hz152.15Hz155.03Hz158.57Hz3.2 客車構(gòu)造諧呼應(yīng)分析

12、 諧呼應(yīng)分析是用于確定線性構(gòu)造在接受隨時(shí)間按正弦規(guī)律變化的載荷時(shí)的穩(wěn)態(tài)呼應(yīng)的一種分析技術(shù)，分析的目的是計(jì)算出結(jié)構(gòu)在一系列頻率下的呼應(yīng)并可得到單元或節(jié)點(diǎn)呼應(yīng)值相對(duì)于頻率的曲線。 思索發(fā)動(dòng)機(jī)豎向和橫向?qū)φ嚇?gòu)造的作用，分成豎向和橫向兩種工況分別對(duì)模型加載單位位移諧波鼓勵(lì)。同時(shí)添加重力加速度。對(duì)輪胎彈簧單元自在節(jié)點(diǎn)進(jìn)展全約束。 諧呼應(yīng)分析邊境條件和載荷的添加 諧呼應(yīng)計(jì)算方法與方程求解器 采用完全法Full和稀疏矩陣直接法求解器Sparse。 頻率范圍與步長(zhǎng) 20100Hz，步長(zhǎng)為2Hz。諧呼應(yīng)計(jì)算結(jié)果 22Hz時(shí)地板振動(dòng)位移云圖 實(shí)部 虛部 1發(fā)動(dòng)機(jī)豎向激振諧呼應(yīng)計(jì)算結(jié)果 發(fā)動(dòng)機(jī)豎向鼓勵(lì)下各調(diào)查節(jié)點(diǎn)

13、位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點(diǎn)46228 47716 中部座椅處節(jié)點(diǎn) 46098 尾部座椅處節(jié)點(diǎn) 22Hz時(shí)地板振動(dòng)位移云圖 實(shí)部 虛部 2發(fā)動(dòng)機(jī)橫向激振諧呼應(yīng)計(jì)算結(jié)果 發(fā)動(dòng)機(jī)橫向鼓勵(lì)下各調(diào)查節(jié)點(diǎn)位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點(diǎn)46228 47716 中部座椅處節(jié)點(diǎn) 46098 尾部座椅處節(jié)點(diǎn) 諧呼應(yīng)計(jì)算結(jié)果分析及整車構(gòu)造評(píng)價(jià) 在發(fā)動(dòng)機(jī)豎向鼓勵(lì)下，整車構(gòu)造豎向y軸方向呼應(yīng)比其它方向呼應(yīng)要大，且隨著頻率的升高呼應(yīng)幅值逐漸減小，特別是在2028Hz段，減小趨勢(shì)明顯；整車橫向z軸方向振動(dòng)出現(xiàn)了22Hz和46Hz附近的兩個(gè)峰值點(diǎn)，其中22Hz峰值點(diǎn)幅值較大 ，客車尾部到達(dá)0.17mm；整車縱向x軸方向振動(dòng)在

14、64Hz附近出現(xiàn)較大的峰值，幅值到達(dá)0.17mm，此時(shí)對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵轉(zhuǎn)速為1920轉(zhuǎn)/分。 發(fā)動(dòng)機(jī)橫向鼓勵(lì)主要引起整車豎向振動(dòng)。豎向振動(dòng)隨頻率變化特性與發(fā)動(dòng)機(jī)豎向鼓勵(lì)工況下類似，2040Hz段呼應(yīng)幅值減小趨勢(shì)明顯；橫向呼應(yīng)在2040Hz間較小，在68Hz出現(xiàn)較大的峰值幅值最大為0.08mm，76.7Hz附近呼應(yīng)也較小；縱向呼應(yīng)在46Hz、62Hz、86Hz附近出現(xiàn)峰值，其中62Hz峰值最大，達(dá)0.17mm。 由諧呼應(yīng)結(jié)果可知：怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)將會(huì)引起整車較劇烈的振動(dòng)，將發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速提高到840轉(zhuǎn)/分二階四階激振頻率分別為28Hz、56Hz，整車振動(dòng)將會(huì)大大減小。額定工況下整車構(gòu)造振動(dòng)呼應(yīng)特

15、性不顯著，不會(huì)引起構(gòu)造共振。3.3 客車構(gòu)造譜分析 譜分析是一種將模態(tài)分析的結(jié)果與一個(gè)知的鼓勵(lì)譜聯(lián)絡(luò)起來(lái)計(jì)算模型的位移、速度、加速度呼應(yīng)的分析過(guò)程。其物理模型和數(shù)學(xué)計(jì)算方法同諧呼應(yīng)分析是一樣的，只不過(guò)諧呼應(yīng)輸入的是掃頻諧波鼓勵(lì)，而譜分析輸入的是實(shí)踐鼓勵(lì)譜。因此用譜分析可以檢驗(yàn)建立的有限元分析模型的合理性和正確性。 本課題經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)采集發(fā)動(dòng)機(jī)的鼓勵(lì)譜，實(shí)驗(yàn)原理圖如下：實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置后懸置支撐測(cè)點(diǎn) 前懸置支撐測(cè)點(diǎn) 駕駛員座椅處豎向測(cè)點(diǎn)駕駛員座椅處橫向測(cè)點(diǎn)呼應(yīng)譜的計(jì)算結(jié)果 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為730轉(zhuǎn)/分時(shí)左前懸置支撐橫向加速度鼓勵(lì)譜駕駛員座椅處節(jié)點(diǎn)的加速度呼應(yīng)譜 駕駛座椅處節(jié)點(diǎn)計(jì)算與實(shí)測(cè)加速度呼應(yīng)譜呼應(yīng)譜計(jì)算

16、結(jié)果與實(shí)測(cè)對(duì)比 可見(jiàn)計(jì)算譜和實(shí)測(cè)譜比較穩(wěn)合，闡明建立的客車整車動(dòng)態(tài)性能分析有限元模型是合理的，可以反映實(shí)踐構(gòu)造的力學(xué)特性。 四、車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算與分析 4.1 車內(nèi)聲場(chǎng)建模原那么與闡明4.2 車內(nèi)聲場(chǎng)有限元模型的建立 4.3 車內(nèi)聲場(chǎng)邊境元模型的建立4.4 有限元法計(jì)算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場(chǎng)4.5 邊境元法計(jì)算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場(chǎng) 4.6 車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)分析4.1 車內(nèi)聲場(chǎng)建模原那么與闡明建模原那么：1、每個(gè)聲波波長(zhǎng)內(nèi)至少包含6個(gè)單元建模闡明： 1、不思索聲振耦合2、不思索司乘人員、座椅外表特性等對(duì)車內(nèi)聲場(chǎng)的影響3、忽略內(nèi)飾隔板振動(dòng)產(chǎn)生的聲輻射 4、車窗、車門、前后圍玻璃近似為剛性壁，不思

17、索其吸聲特性本課題分析頻率范圍為200Hz，單元大小L283mm2、網(wǎng)格應(yīng)適當(dāng)規(guī)那么、均勻4.2 車內(nèi)聲場(chǎng)有限元模型的建立 有限元法進(jìn)展聲學(xué)分析，要求把聲音傳送的空間聲腔做有限元網(wǎng)格劃分，建立聲場(chǎng)流體的體單元對(duì)于三維分析有限元模型。本課題在客車動(dòng)力學(xué)分析有限元模型的根底上，提取車內(nèi)空間包絡(luò)面單元，生成車內(nèi)聲腔四面體單元有限元模型，單元網(wǎng)格大小控制在200mm左右。4.3 車內(nèi)聲場(chǎng)邊境元模型的建立 邊境元聲學(xué)模型的建立過(guò)程比有限元聲學(xué)模型的建立過(guò)程簡(jiǎn)單，由于邊境元模型只需提取壁板組成的封鎖區(qū)域的有限元?dú)卧纯?，不用?duì)區(qū)域進(jìn)展體單元的劃分。但邊境元模型要求邊境單元法向必須一致，且指向封鎖區(qū)域內(nèi)部

18、。4.4有限元法計(jì)算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場(chǎng)聲學(xué)模態(tài)的意義： 聲學(xué)固有頻率是聲學(xué)共鳴頻率，在該頻率處車內(nèi)聲腔產(chǎn)生聲學(xué)共鳴，使得聲壓放大，放大后的聲壓分布形狀由聲學(xué)模態(tài)反映。客車內(nèi)部聲腔聲學(xué)模態(tài)計(jì)算在SYSNOISE聲學(xué)分析軟件中求解聲腔聲學(xué)模態(tài)，前四階聲學(xué)模態(tài)如下：第1階23.3Hz第2階46.1Hz第3階67.4Hz第4階75.8Hz車內(nèi)聲腔聲學(xué)模態(tài)實(shí)驗(yàn) 實(shí)驗(yàn)時(shí)，將揚(yáng)聲器置于封鎖的客車車內(nèi)，開(kāi)啟B&K4205規(guī)范聲功率源將白噪聲信號(hào)送入揚(yáng)聲器作為車內(nèi)聲腔的噪聲鼓勵(lì)源。待噪聲穩(wěn)定后，采集已布置在揚(yáng)聲器附近及車內(nèi)各丈量點(diǎn)處傳聲器的信號(hào)。將揚(yáng)聲器附近信號(hào)作為輸入，車內(nèi)其他測(cè)點(diǎn)處信號(hào)作為輸出，便可求得鼓

19、勵(lì)與呼應(yīng)點(diǎn)間的傳送函數(shù)，由此，可利用模態(tài)分析技術(shù)求出客車車內(nèi)聲腔的聲學(xué)模態(tài)。 模態(tài)階次1234FEM法頻率（Hz）23.30246.14167.42975.797試驗(yàn)法頻率（Hz）22.01844.32764.75970.834誤差（）5.834.104.127.00聲學(xué)模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與有限元計(jì)算結(jié)果對(duì)比 乘客耳旁聲腔截面的振型圖 注：圖中虛線為聲壓節(jié)線 有限元法計(jì)算車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)提取車身壁板在發(fā)動(dòng)機(jī)橫向和豎向鼓勵(lì)同時(shí)作用下的諧呼應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動(dòng)邊境條件。定義車身壁板的吸聲邊境條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.833車內(nèi)

20、構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各調(diào)查節(jié)點(diǎn)處聲壓58777 駕駛員右耳 59950 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳60387 4.5 邊境元法計(jì)算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場(chǎng)提取車身壁板在發(fā)動(dòng)機(jī)橫向和豎向鼓勵(lì)同時(shí)作用下的諧呼應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動(dòng)邊境條件。定義車身壁板的吸聲邊境條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.833定義車內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)一個(gè)場(chǎng)點(diǎn)面：乘客耳朵高度的聲場(chǎng)截面 駕駛員右耳 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳 三個(gè)場(chǎng)點(diǎn)車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)計(jì)算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各調(diào)查節(jié)點(diǎn)處聲壓1駕駛員右耳 中部座位乘客

21、右耳 尾部座位乘客右耳3 2有限元與邊境元計(jì)算結(jié)果對(duì)比 駕駛員右耳處有限元法和邊境元計(jì)算聲壓比較 4.6 車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)分析 由模態(tài)分析結(jié)果可知，車內(nèi)聲場(chǎng)在23.3Hz、46.1Hz、67.4 Hz等頻率上發(fā)生聲腔共鳴，噪聲為峰值。從聲壓分布上看，23.3Hz時(shí)車前部和尾部聲壓幅值大，中部小，46.1Hz時(shí)，最前部、最后部、及正中部幅值大，過(guò)渡區(qū)域聲壓值小。 由發(fā)動(dòng)機(jī)單位位移諧波鼓勵(lì)下車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)呼應(yīng)計(jì)算結(jié)果，可以看出，23.3Hz、46.1Hz、67.4Hz附近仍出現(xiàn)峰值，其中在22.3Hz時(shí)，前部和尾部聲壓值最大，中部最小，46.1Hz時(shí)，三個(gè)調(diào)查點(diǎn)的聲壓值大小相差不大，而在67.4Hz時(shí)，尾部座位聲壓值最大，其次是中部座位。 思索實(shí)踐發(fā)動(dòng)機(jī)激振對(duì)車內(nèi)聲場(chǎng)的影響，由于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的主要激振頻率和上面分析出的車內(nèi)噪聲峰值頻率23.3Hz、46.1Hz接近，因此怠速時(shí)，車內(nèi)低頻輻射噪聲將加劇，且在駕駛員和最后排座位處最為惡劣，實(shí)驗(yàn)丈量和客觀感受也證明了這一結(jié)論正確性。 五、總結(jié)與展望 本課題以6795型客車為研討對(duì)象，利用CAE技術(shù)對(duì)其進(jìn)展了發(fā)動(dòng)機(jī)鼓勵(lì)下整車構(gòu)造動(dòng)態(tài)性能分析和客車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場(chǎng)分析，得出的主要結(jié)論如下： 1建立了整車動(dòng)態(tài)性能分析模型，借此討論了系統(tǒng)級(jí)客車有限元模型的建立流程、方法及其中的一些關(guān)鍵問(wèn)題； 2對(duì)整車構(gòu)造進(jìn)展了實(shí)踐約束條件下的系