第一篇：100%低地板列车车内噪声传递特性分析
100%低地板列车车内噪声传递特性分析
摘要：基于线路试验，测试分析了100%低地板列车车内噪声特性，研究了车内噪声源分布以及空气传声、结构传声路径对车内噪声的贡献。使用统计能量法建立了单节车车内噪声预测模型，并利用其获得了车内噪声的功率输入贡献率.在此基础上提出了车内减振降噪建议措施。试验和仿真结果表明，虽然低地板列车的转向架位于车厢中部，但是车内噪声仍然表现为两端大、中间小的趋势。车内噪声显著频段为中心频率250-2000Hz的1/3倍频带，主要噪声源位于地板和风挡区域，主要是轮轨区域噪声。客室两端噪声主要经由车下地板和风挡结构传递至车内，客室中部噪声主要经由车下地板结构传递至车内，噪声传递路径为空气传声。因此.提高地板、风挡的密封和隔声性能是降低车内噪声的有效方法。相关研究结果可为l00%低地板列车车内减振降噪提供参考。
关键词：车内噪声；低地板；传递路径；声源识别；统计能量法
中图分类号：U270.1+6
文献标志码：A
文章编号：1004-4523（2015）04-0541-09
引言
相比于一般的地铁车辆，100%低地板列车采用独立轮对，车厢地板距离轨道面的垂直高度可以降低到350mm左右。其轨道可直接在现有道路上铺设，列车在地面停靠，而无需设置高站台。这不仅节约了车辆运行系统的建设成本，同时也更加方便“老弱病残孕幼”等特殊群体的登乘。由100%低地板列车构建的城轨运载系统，其载客量、运行稳定性均要高于公共汽车，且兼具城市观光功能。因此，100%低地板列车作为一种新型绿色环保的城市区域交通运输形式，正受到越来越多的关注和欢迎。
但是，由于列车的低地板结构使得轮轨噪声源离车内受声点距离更近，轻量化的车体以及大面积的玻璃窗使得其隔声量相对薄弱，这些都对100%低地板列车的车内噪声控制提出了更高的要求。关于低地板列车的噪声问题，国外一些机构和学者进行了较为广泛的研究。其中，GRIFFIN等详细给出了低地板列车噪声随车辆轨道相关参数变化的测试结果。研究结果表明，增加车内结构阻尼能有效降低车内噪声水平；而改变车轮直径、一系悬挂刚度和二系悬挂位置等措施，对车内噪声抑制效果不明显。同内的相关研究则主要集中在传统地铁车辆。耿峰等利用声传递向量技术对地铁车辆噪声源进行了仿真分析，评价了车内噪声的响度；张玉梅等通过实验室试验和线路试验研究了地铁环形阻尼车轮的降噪效果。截至目前，国内针对低地板列车车内噪声问题的研究还鲜有见诸报道。
本文基于线路试验，测试100%低地板列车的车内噪声特性，使用球形阵列进行车内声源识别。对比车内噪声、车下噪声、走行部结构振动和车内内装结构振动，分析空气传声和结构传声对车内噪声的贡献。使用统计能量法建立单节车车内噪声仿真预测模型，得到车内噪声的功率输入贡献率。在此基础上提出车内减振降噪建议措施。
车内噪声线路试验
100%低地板列车车内噪声线路试验方法依据GBl4892-2006，同时参考GB/T3449-2011等相关标准规定进行。列车为4编组，采用3动1拖的编组形式，其中3车为拖车，其他车厢为动车。每节车厢长10m左右，独立轮对位于每节车厢的中部，辅助设备位于车厢的顶部。车内噪声测试车厢为拖车（3车）。图l给出了车内、车下测点布置示意图。其中，“●”表示声学测点，“■”表示振动测点，“#”表示车内声源识别测点。
如图1（a）所示，在转向架位置布置3个麦克风，分别位于前轴左侧车轮外侧、内侧和轮对中问；布置3个加速度计，分别位于前轴左侧轴桥、构架和车体外地板的垂向。如图l（b）所示，在车内客室前端、客室中部和客室后端，距离内地板表面垂直高度1.2和1.6m处各布置1个麦克风；并在相同位置处进行声源识别；在客室中部布置3个加速度计，分别测试该区域地板、侧墙和顶板的振动。
试验时列车在平直的轨道上运行，线路条件符合相关标准规定要求。试验数据采集使用丹麦B&K的PULSE Labshop振动噪声测试系统，包括4190传声器、4508加速度计、50CH球形阵列、3660D LAN-XI数采前端等。测试前，使用B&K4231声级校准器对每个麦克风进行声学校准。
测试数据的分析采用同一种工况下多组结果的平均值。每种工况测量3次，每次测量时问为30 s。
车内噪声测试数据分析
车内噪声问题的研究，首先要确定其噪声水平。凶为噪声水平的高低，将直接影响乘客的乘坐舒适性。图2给出了100%低地板列车以80km/h速度运行时，车内噪声声压级特性。分析频率范围为20IIz～lokllz。
虽然100%低地板列车的结构和一般轨道车辆有所区别（转向架位于车厢中部），但是由图2可见，其车内噪声声压级空问分布特性和一般轨道车辆类似，仍然表现为两端大、中间小的趋势。这可能和车厢长度仅为10m左右，轮轨噪声源距离车厢端部较近，同时风挡结构属于车体隔声的薄弱环节有关。此外，由于轮轨噪声源位于车厢中部，使得车厢两端的噪声和客室中部声压级差值仅为1dB（A）左右。通过对比车内不同高度的声学测点可以发现，客室中部和客室后端1.2m测点的声压级均要略大于1.6m测点，而客室前端两个高度测点的声压级水平则基本一致。这可能和客室中部位于转向架上方，1.2m测点更为接近轮轨噪声源有关；而客室后端因为处于车门位置，可能更多受到了车门下方密封和隔声性能的影响。
为了更加深入地研究100%低地板列车车内噪声特性，图3给出了列车以80km/h速度运行时，车内各个测点的1/3倍频程频谱图。
根据声波叠加原理，定义频带声压级最大值以下10dB范围内的频率区域为噪声显著频段，该频段的噪声能量主导了车内噪声的总声压级水平。由图3（a）可见，客室前端1.2和1.6m测点的噪声1/3倍频程频谱基本一致，这是该位置两个高度测点总声压级相同的原因（见图2所示）。客室前端的噪声显著频段为中心频率315--2000 Hz的1/3倍频带，其中最显著的为中心频率1000Hz的1/3倍频带。由图3（b）可见，客室中部1.2m测点的频带声压级几乎在整个1/3倍频程范围内都要略高于1.6m测点。一般而言，出现这种情况的原因主要和声源的强弱以及结构的隔声性能有关。因此可以进一步确认该位置1.2m测点总声压级水平高于1.6m测点是因为1.2m测点更为接近轮轨噪声源，而地板的隔声不足导致在整个1/3倍频程范围内1.2m测点的频带声压级都要更高。客室中部的噪声显著频段为中心频率250～2000Hz的1/3倍频带，其中最显著的为中心频率1000Hz的1/3倍频带。由图3（c）可见，客室后端1.2m测点的频带声压级同样几乎在整个1/3倍频程范围内都要略高于1.6m测点，这说明该位置1.2m测点总声压级水平高于1.6m测点确是因为1.2m测点更多受到了车门下方密封和隔声性能的影响。客室后端的噪声显著频段为中心频率250～2000Hz的1/3倍频带，其中最显著的为中心频率1000Hz的1/3倍频带。车内噪声传递特性分析
车内噪声根据激励源（包含振动源和噪声源两种）的能量传递路径，可以分为空气传声和结构传声两种主要形式。空气传声指的是激励源通过空气流体介质传递的路径，主要和噪声源强、车体密封性能以及壁板隔声特性有关。结构传声指的是激励源通过结构固体介质传递的路径，主要和振动源强、车体结构特性以及车辆悬挂参数有关。
低地板列车的试验速度为80km/h，该速度卜气动噪声的作用基本可以忽略，其经南空气传声进入车内的外部噪声源主要为车下轮轨噪声、动力牵引系统噪声和车顶辅助设备噪声。因为测试车厢为拖车，所以车下主要噪声源为轮轨噪声。试验中车下声学测点固定在转向架构架上，因此，这里统一称之为转向架区域噪声。结构传声方面，车内结构振动声辐射主要受到车下走行部结构振动和车顶辅助设备振动激励的影响。
3.1 车内声源识别
基于球谐函数波束形成算法，采用B&K50CH球形阵列声源识别系统，测试分析车内噪声显著频段的声源位置。球型阵列南多个传声器组成并固定在刚性球表面上，测得球表面声压，从而得到阵列球表面的声场。南阵列上的多个广角摄像头拍摄被测空问的背景图，并采用缝补法将其组合形成完整的三维空问图片，像地球仪一样通过旋转图片得到不同的观测位置。最后采用统一的球坐标系将重构的空问声场和空问图片准确的对应起来，实现声源识别的可视化。
图4给出了车内不同位置的声源识别结果。声压云图动态范围为3dB（A）。
由图4可见，车内客室前端主要噪声源位于风挡区域；客室中部主要噪声源位于地板区域，以及客室前端；客室后端主要噪声源位于风挡区域。
车内声源识别结果表明，车内噪声源位置主要位于车厢底部，鉴于辅助设备全部布置于车厢顶部，因此辅助设备的振动噪声对于运行时的车内噪声贡献相比于转向架区域可以忽略不计。即通过进一步分析转向架区域的噪声特性可以获得空气传声对车内噪声的贡献，分析走行部和车内内装结构的振动特性可以获得结构传声对车内噪声的贡献。
3.2 车内噪声传递路径
将车内噪声频谱和转向架区域噪声频谱、走行部结构振动频谱、车内内装结构振动频谱分别进行对比分析，获得车内噪声主要传递路径。
图5给出了loo%低地板列车以80km/h速度运行时，转向架区域噪声与车内噪声的频谱特性对比。
由图5可见，转向架区域轮对中间的噪声水平在大约500Hz以后开始明显低于车轮内侧和车轮外侧。这可能是因为车轮内侧和车轮外侧的测点更为接近轮轨区域，直接受到轮轨噪声作用，而轮轨噪声的显著频段主要为800--2500Hz。
转向架区域噪声在频率分布上和车内噪声具有一定的相似性，声压级水平在整个频率范围内基本高出车内噪声20～30dB，存在很大的能量差。对于车内噪声1000Hz最显著频带（891-1122Hz），转向架区域噪声和车内噪声在该频带均没有明显频率峰值。因此，可以初步认为空气传声路径对车内噪声可能具有重要贡献。
结构传声方面，列车在运行时，由于轮轨表面存在不平顺，其产生的振动激励通过转向架结构和悬挂系统向车体传递，引起车体振动，并激励车内内装结构振动产生声辐射。通过测试分析轴桥、构架、车体外地板的振动加速度，以及车内地板、侧墙、顶板的振动加速度，并将它们和车内噪声频谱进行对比，可以获得结构传声路径对车内噪声的贡献。
图6给出了100%低地板列车以80km/h速度运行时，轴桥、构架和车体的垂向振动传递特性。
由图6可见，转向架区域南轴桥至构架振动能量衰减了30～40dB，由构架至车体外地板振动能量衰减了10dB左右，振动能量衰减较大。对于车内噪声1000Hz最显著频带（891～1122Hz），轴桥和构架在该频带存在一定的局部峰值，但是振动到达车体外地板之后，这些峰值被抑制了。因此，轮轨系统的振动激励主要能量并没有经由走行部结构继续传递至车体。
为了进一步研究结构传声路径对车内噪声的贡献，图7给出了l00%低地板列车以80km/h速度运行时，车内内装结构振动与车内噪声的频谱特性对比。
由图7可见，车内内装结构振动能量主要集中在大约300～600Hz。地板、侧墙和顶板在该频率区段均存在局部峰值，对应的车内噪声在这些频率也存在一定的峰值。即车内内装结构振动对车内中低频噪声具有一定贡献。但是，内装结构振动水平在中低频要高出中高频10dB以上，而相应的车内噪声只高出了大约3dB左右，因此可以初步判断内装结构振动对车内噪声的贡献量较为有限。对于车内噪声显著频段，特别是1000Hz最显著频带（891--1122Hz），车内内装结构在该频带振动能量相对较低，并且基本不存在振动和噪声峰值对应的情况。至此可定性认为结构传声路径不是车内噪声的主要传递方式，相对而言，车内噪声的主要传递路径为空气传声。车内噪声仿真计算分析
通过100%低地板列车车内噪声线路试验，明确了车内噪声源分布特性，定性分析了空气传声、结构传声两种传递路径对车内噪声的贡献情况。但是，不同传递路径对车内噪声的具体贡献量，即其定量结果还没有得到明确。为了深入研究低地板列车车内噪声传递特性，使用统计能量法建立单节车车内噪声仿真预测模型，计算车内噪声的功率输入贡献率，在此基础上提出车内减振降噪建议措施。
4.1 仿真计算模型及其验证
统计能量法是目前公认的解决中高频耦合系统振动噪声问题的有效方法。统计能量分析首先把结构划分为子系统，将各子系统的振动能量作为描述振动的基本参数，根据振动波和模态问的内在联系，建立可以分析声、结构振动的系统动力学模型。
VAOne是一款以统计能量分析为基础，同时融合了有限元分析、边界元分析和混合分析的全频段振动噪声分析软件。在VAOne中，根据车辆实际尺寸，建立100%低地板列车的拖车（3车）模型，如图8所示。车体结构主要用Plate和SinglyCurved Shell子系统模拟，分别考虑了车体结构中的平板和曲板。用Beam加强车底，考虑了车底的梁结构。车内外空气流体用Acoustic Caviry子系统模拟。为了更加细致地研究车内噪声分布，将车内声腔沿车体长度方向划分成10份，沿车体高度方向划分成3层，外加两端过道声腔。因为列车运行速度较低，所以忽略了车身表面的气动激励影响。转向架区域噪声和辅助设备噪声分别使用Constraint和Power来模拟，施加在车下声腔外表面和车上声腔外表面；车体地板、侧墙和顶板的振动使用Constrainr来模拟，施加在车体板件上。这里，转向架区域噪声、车体板件振动使用Constrainr来模拟主要是因为这些部位的载荷激励均来自于80km/h速度下的车辆振动噪声实测谱，用Constraint施加在空腔和板件上，使得空腔的噪声、板件的振动加速度和实际运行下的水平保持一致。而辅助设备噪声来自于各个设备的测试声功率级，因此使用Power来模拟。将实测的车体各部件隔声量输入软件数据库，并在面连接中进行相关定义。
将100%低地板列车在80km/h速度下的车内噪声现场测试结果和仿真结果进行对比，以验证仿真预测模型的正确性，如图9所示。
由图9可见，车内主要位置的噪声仿真结果与实测结果的声压频谱特征分布基本一致，能够很好地体现车内噪声的整体特性。两者总声压级相差1dB（A）左右，满足工程精度要求。此外，通过将车辆不同速度下的振动噪声测试结果作为激励输入该模型中计算发现，得到的车内噪声结果和实测值的总声压级差值也基本在1dB（A）左右。因此，该仿真计算模型是有效的。
4.2 功率输入贡献分析
为了研究100%低地板列车车内噪声的传递特性，对车内声腔子系统的功率输入（Power Inputs）贡献进行分析，量化不同传递路径对车内噪声的贡献。
图10～12给出了车内各声腔子系统的功率输入贡献百分比三维柱状图。图中，x轴是功率输入贡献子系统名称，y轴是1/3倍频程中心频率，z轴是对应子系统的功率输入贡献百分比。
由图lO（a）可见，客室前端（内声腔中02）的功率输入贡献主要来自于该位置的车内下方（内声腔下02），贡献率基本在60%以上。其中，1000Hz的车内噪声最显著频带贡献率达到80%。侧墙振动在50--80Hz的低频贡献较大，但在车内噪声显著频段基本没有贡献。其他贡献较大的还有风挡区域（内声腔中01）和车体外部（外声腔中02）。对于功率输入贡献最大的客室前端的车内下方，进一步分析该位置的功率输入贡献，如图lO（b）所示，可以发现，该位置的车内下方能量主要来自于“外声腔轨道”，即轮轨区域噪声。以及风挡区域（内声腔下Ol）。因此，客室前端车内噪声主要为轮轨区域噪声源经由空气传声路径传递至车内，这与地板的隔声性能以及风挡结构的密封、隔声性能有关。
由图ll（a）可见，客室中部（内声腔中05）的功率输入贡献主要来自于该位置的车内下方（内声腔下02），对车内噪声显著频段的贡献率基本在70%以上。其他贡献率较大的分别为临近的车内声腔（内声腔中04和内声腔中06）和车外声腔（外声腔中05）。对于功率输入贡献最大的客室中部的车内下方，进一步分析该位置的功率输入贡献，如图ll（b）所示，可以发现，该位置的车内下方能量主要来自于“外声腔轨道”，即轮轨区域噪声。以及临近的车内声腔（内声腔下04和内声腔下06）和车外声腔（外声腔下05）。因此，客室中部车内噪声主要为轮轨区域噪声源经由空气传声路径传递至车内，这与车地板的隔声性能有关。
由图12（a）可见，客室后端（内声腔中09）的功率输入贡献主要来自于该位置的车内下方（内声腔下09），贡献率基本在60%以上。其次为风挡区域（内声腔中10）。侧墙振动在50～80Hz的低频贡献较大，但在车内噪声显著频段基本没有贡献。“内声腔中08”对车内低频噪声有一定贡献，这可能是因为该位置处于车门区域，受到了车门的振动声辐射影响。对于功率输入贡献最大的客室后端的车内下方，进一步分析该位置的功率输入贡献，如图12（b）所示，可以发现，该位置的车内下方能量主要来自于“外声腔轨道”，即轮轨区域噪声。以及风挡区域（内声腔下10）。因此，客室后端车内噪声主要为轮轨区域噪声源经由空气传声路径传递至车内，这与地板的隔声性能以及风挡结构的密封、隔声性能有关。结论
基于线路试验，系统测试分析了100%低地板列车车内噪声特性，给出了车内噪声源分布，研究了空气传声和结构传声对车内噪声的贡献。使用统计能量法建立了单节车车内噪声仿真预测模型，获得了车内噪声的功率输入贡献率。得到主要结论如下：
（1）虽然100%低地板列车的结构和一般轨道车辆有所区别（转向架位于车厢中部），但是其车内噪声声压级空间分布特性和一般轨道车辆类似，仍然表现为两端大、中间小的趋势。车内噪声显著频段为中心频率250～2000Hz的1/3倍频带，其中最显著的为中心频率1000Hz的1/3倍频带。
（2）车内显著声源主要位于地板和风挡区域。通过对比转向架区域噪声频谱、走行部结构振动频谱、车内内装结构振动频谱和车内噪声频谱的特性关系发现，车内噪声的主要传递路径为空气传声。
（3）通过仿真分析子系统的功率输入贡献率发现，车内噪声的主要噪声源为轮轨区域噪声。客室两端噪声主要经由车卜地板和风挡结构传递至车内，客室中部噪声主要经由车下地板结构传递至车内。因此，提高地板、风挡的密封和隔声性能，例如地板结构增加隔音垫，风挡结构中增加内风挡等，是降低车内噪声的有效方法。
第二篇：基于MSC Nastran结构声学耦合分析功能的车内乘员噪声水平分析
基于MSCNastran结构声学耦合分析功能的车内乘员噪声水平分析
作者：李飞
摘要：基于MSC.Nastran结构声学耦合分析功能，以车内乘员耳旁噪声水平为分析目标，考察某款车型发动机悬置和变速器悬置安装位置的垂直冲击输入和扭转振动输入，评估其对车内乘员耳旁噪声水平的贡献，从而为降低乘员耳旁噪声水平，提高乘员舒适性与车辆NVH品质提供优化方向。
关键字：MSC.Nastran，结构声学耦合分析，噪声，NVH 引言
随着我国汽车工业的迅猛发展，汽车保有量的不断增加，人们对高品质高性能的轿车的需求越来越多。在满足高安全、低油耗、经久耐用以及低费用保养的基础上，人们对轿车的驾乘平顺性能和乘坐舒适性能的要求也越来越严格。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（10~200Hz）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。结构声学耦合分析理论基础
1.1 多自由度动力学方程
多质量系统的动力学方程
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
1.2.1 连续性方程
式(2)中：ux为流体在x 方向的速度，ρ为流体的密度
1.2.2 动力方程
式(3)中：ux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
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
1.3 结构声学系统耦合求解
声腔的声学有限元状态方程
声腔的结构振动状态方程
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
2.1 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
2.2 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。
MSC.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0~400Hz。计算结果分析评估
3.1 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0~400Hz，随着频率的增加，模态密度也变得更密，表4 中仅列出0~200Hz 的声学模态结果
3.2 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。
图5 四种工况乘员耳旁声压响应
3.2.2 发动机悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁噪声响应
图6 为发动机悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁声压响应曲线，对比前面的模态计算结果可以看出，响应峰值对应的区间相应地存在着声学模型的固有模态，图中的声压响应相对较大的区间有90Hz~125Hz、140Hz~170Hz 和190Hz~200Hz，对比表4 的结果可以看到相应的频率区间范围内固有模态也比较密。这种特征在区间140Hz~170Hz 和190Hz~200Hz 比较明显。这是由于发动机悬置处的垂直振动输入激起了声学模型对应区间内的模态而导致的较高的声压响应。
图6 发动机悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁声压响应
另外的一个能够引起乘员耳旁声压较高的原因是结构声学耦合系统对外载荷的方向的敏感度，由图可知，该系统对垂直方向振动输入响应在区间90Hz~125Hz 和190Hz~200Hz 的响应明显比140Hz~170Hz 要高，部分已经超过设计目标值。由表4 的声学模态计算结果可知，声学系统在60Hz 附近有一阶固有模态，而从响应曲线上并没有看到较高的声压响应。这一点也可从图5 中扭转振动所引起的声压响应得到印证，该结构声学耦合系统对扭转振动的所引起的高声压响应集中在95Hz~165Hz 之间。因此，系统对外载荷方向的敏感程度也是影响响应水平的重要因素之一。
车内乘员的不同位置对该振动输入的响应也有区别，由图可知后排乘员与前排乘员的声压响应峰值和范围略有不同。前排乘员高声压响应的频率区间为90Hz~125Hz，后排乘员的高声压响应的频率范围为115Hz~130Hz。同在前排的乘员的高声压响应也不同，前排驾驶员对102Hz~118Hz 之间的噪声要比前排乘员要更敏感，而前排乘员对90Hz~95Hz 之间的噪声则要更敏感。后排左侧乘员的左耳和右耳会分别在123Hz 和114Hz 听到相对“更响”的噪声。四个乘员之中也只有后排右侧的乘员的位置的噪音相对其他三个要好一些，是四个乘员中“最宁静”的位置。
3.2.3 变速器悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁噪声响应
图7 为变速器悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁噪声响应曲线，由图可知较高的声压响应频率区间范围集中在60Hz~70Hz、105Hz~128Hz 和136Hz~145Hz 之间。60Hz~70Hz 之间的响应曲线表明，对于变速器侧垂直振动载荷后排乘员噪声声压响应要比前排乘员要敏感。前后排乘员对105Hz~128Hz 区间内的噪声响应差别不大，总体而言此区间前排乘员所能听到的噪声要“更响”一些。后排左侧乘员对136Hz~145Hz 的噪声响应要大一些，此区间内后排右侧乘员的右耳的噪声要比左耳的噪声响应要大一些。
图7 变速器悬置垂直振动输入引起的乘员耳旁声压响应 结论与展望
本文对车辆的结构声学耦合系统对发动机和变速器悬置位置的垂直振动输入和扭转振动输入的响应进行了计算，获得了乘员耳旁的噪声声压响应。由此得出以下结论：
1）MSC.Nastran结构声学耦合分析功能可以在产品的设计阶段对车辆乘员舒适性进行仿真计算，获取系统对各种振动输入的响应，从而在产品的设计阶段就可以对产品的性能进行预测，及时发现设计不足与缺陷，并针对此进行优化，节约开发周期和开发成本，提高产品的竞争力。
2）通过仿真计算可知，发动机和变速器悬置位置的垂直振动输入的响应要比扭转振动的响应要高，因此在设计时需要优先考虑垂直振动输入，通过优化悬置结构，合适的悬置橡胶力学性能的匹配等措施来尽可能降低该种输入所引起的乘员耳旁噪声声压响应。3）结构声学耦合系统对不同位置的载荷、不同方向的载荷输入所引起的高的噪声声压响应频率范围和响应峰值也不相同，因此设计时需要对各种位置和各种方向的载荷输入进行校核，必要时还需要对各种载荷的耦合效应进行计算，以此来保证汽车产品有优秀的乘员舒适性能。
参考文献：
[1] 庞剑，何华.汽车噪声与振动.北京：北京理工大学出版社，2006.[2] 张永昌.MSC.Nastran有限元分析理论基础与应用.北京：科学出版社，2004.[3] 庞剑，周建文.NTF 分析在车内结构噪声问题整改中的应用.北京：机械工业出版社，2010.[4] 赵彤航，卢炳武.基于传递路径分析的汽车车内噪声控制方法研究.北京：机械工业出版社，2010.[5] 杜功焕，朱哲民，龚秀芬.声学基础.南京：南京大学出版社，2001.
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