黃宗斌，嚴(yán) 莉，向 上，楊 蔚，張文正，周江奇

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.上海交通大學(xué) 振動(dòng)沖擊噪聲研究所，上海 200240）

白車身結(jié)構(gòu)NVH優(yōu)化技術(shù)研究

黃宗斌1，嚴(yán) 莉2，向 上2，楊 蔚1，張文正2，周江奇1

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.上海交通大學(xué) 振動(dòng)沖擊噪聲研究所，上海 200240）

設(shè)計(jì)了一套以提高汽車NVH性能為目的的結(jié)構(gòu)優(yōu)化流程，期望通過(guò)較小的零部件改動(dòng)，達(dá)到較大的汽車NVH性能的改進(jìn)。以某商用車為例，首先通過(guò)試驗(yàn)和計(jì)算模態(tài)分析、模態(tài)靈敏度分析及板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析等找到影響車身NVH性能較大的薄弱部件。其次針對(duì)不同的部件，提出相適應(yīng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法。選取車頂棚部件為優(yōu)化對(duì)象，提出易于實(shí)現(xiàn)的形貌優(yōu)化方案，實(shí)現(xiàn)了白車身模態(tài)及NVH性能的提高。

振動(dòng)與波；汽車NVH；優(yōu)化設(shè)計(jì)；形貌優(yōu)化；模態(tài)分析

因?yàn)槠囅到y(tǒng)的復(fù)雜性，整車NVH(Noise，Vibration&Harshness)通常分解為多個(gè)子系統(tǒng)進(jìn)行研究[1]。車身系統(tǒng)是整車NVH系統(tǒng)的響應(yīng)器，在整車NVH特性的研究中占有重要的地位。車身NVH性能改進(jìn)的難度與花費(fèi)會(huì)隨著車身設(shè)計(jì)方案的確定而增加，特別是在現(xiàn)有款車型升級(jí)和改進(jìn)的過(guò)程中。因此，通過(guò)較小的局部部件改動(dòng)來(lái)滿足車身的NVH目標(biāo)顯得十分有意義。另外，將車身NVH目標(biāo)分解到子結(jié)構(gòu)及部件和對(duì)這些薄弱部位進(jìn)行優(yōu)化顯得特別關(guān)鍵。

為控制車內(nèi)振動(dòng)和噪聲，使用模態(tài)分析找出待優(yōu)化的零部件是通常的做法[2-4]。然而，通過(guò)多方面的手段尋找影響車身NVH性能較大的部件，可盡量避免多個(gè)優(yōu)化目標(biāo)之間沖突的問(wèn)題，即：一個(gè)目標(biāo)的優(yōu)化會(huì)帶來(lái)某些目標(biāo)性能下降的情況。Vijay Antony John Britto等[5]綜合固有頻率、動(dòng)剛度、結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)和振聲傳遞函數(shù)4個(gè)方面將整車NVH分解到各個(gè)子系統(tǒng)及部件。張守元等[6]通過(guò)傳遞路徑分析尋找并提高關(guān)鍵子系統(tǒng)性能來(lái)實(shí)現(xiàn)整車目標(biāo)。Juha Plunt[7]通過(guò)4個(gè)案例闡明了使用傳遞路徑分析提高汽車NVH的有效性。解建坤等[8]通過(guò)面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量的分析來(lái)對(duì)車身進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。馬天飛等[9]建立了考慮流固耦合作用(FSI)的模型來(lái)分析和改進(jìn)車身NVH。另外，將定位好的薄弱部件選擇相適應(yīng)的方法，使結(jié)構(gòu)改動(dòng)的實(shí)現(xiàn)變得可行，也是研究難點(diǎn)之一。Jakub Korta等[10]使用響應(yīng)面法來(lái)指導(dǎo)優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)多目標(biāo)優(yōu)化。劉軍等[11]使用混合元模型優(yōu)化方法對(duì)汽車頂棚進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，改善了車輛的隔聲性能。胥志剛等[12]通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)罩內(nèi)板進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，在保證車身性能的前提下，有效降低了車身重量。

以上研究使得白車身NVH性能得到了較好的優(yōu)化，然而，優(yōu)化證據(jù)限于模態(tài)分析及靈敏度分析，并且優(yōu)化的位置和參數(shù)往往實(shí)際實(shí)施起來(lái)較為困難。針對(duì)這些問(wèn)題，本文建立了一套以提高某商用車NVH性能為目的，以修改車頂棚板件的結(jié)構(gòu)參數(shù)為例的優(yōu)化設(shè)計(jì)流程和方法。首先通過(guò)軟件仿真和試驗(yàn)分別得到了白車身的固有頻率及對(duì)應(yīng)的振型關(guān)系，將計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相比較，指導(dǎo)有限元模型的修正，進(jìn)而驗(yàn)證白車身有限元模型的有效性?；谟邢拊Ｐ?，通過(guò)模態(tài)分析，模態(tài)靈敏度分析和板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析確定20 Hz～200 Hz頻域內(nèi)白車身優(yōu)化的具體部件。提出基于形貌優(yōu)化的車頂棚結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，不僅可有針對(duì)性地加強(qiáng)車身的局部剛度，對(duì)于提高白車身的剛度、動(dòng)態(tài)特性以及優(yōu)化車身結(jié)構(gòu)具有重要意義。

1 白車身NVH優(yōu)化部件的確定

1.1 白車身有限元建模

本文使用Hyper Mesh對(duì)某商用微型車白車身進(jìn)行簡(jiǎn)化，選用殼單元建立其有限元模型。采用剛性單元RBE 2對(duì)焊點(diǎn)進(jìn)行模擬。建成的白車身有限元模型共有373 918個(gè)單元，其中四邊形單元357 951個(gè)，占總數(shù)的95.7%，焊點(diǎn)5 257個(gè)。如圖1所示。

1.2 模態(tài)分析和模型修正

白車身模態(tài)試驗(yàn)采用彈性橡皮繩使白車身處于近似自由狀態(tài)，并保持車身水平。采取單點(diǎn)激勵(lì)，多點(diǎn)拾取的方法。試驗(yàn)之前，表面共選取147個(gè)點(diǎn)作為測(cè)試點(diǎn)，每個(gè)測(cè)點(diǎn)均布置三向加速度傳感器，共441個(gè)自由度。在左前車架懸架部位選取適當(dāng)?shù)募?lì)點(diǎn)，Z方向隨機(jī)信號(hào)激勵(lì)。將測(cè)點(diǎn)幾何坐標(biāo)輸入到LMS Test.Lab軟件中，對(duì)白車身進(jìn)行幾何建模，分析傳遞函數(shù)，計(jì)算出固有頻率和振型。

一般來(lái)說(shuō)，仿真分析與試驗(yàn)分析結(jié)果會(huì)有一定的誤差，原因和解決方法如下：

1）模擬的焊點(diǎn)連接剛度與實(shí)際有差別。在用HyperMesh中建立白車身模型時(shí)，可以采用多種類型單元模擬焊點(diǎn)，如RBE2，CWELD，ACM，RBE3等。結(jié)合實(shí)際情況，本文選用RBE2剛性單元來(lái)模擬焊點(diǎn)。RBE2需建立在兩塊連接板的節(jié)點(diǎn)上，而對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)的連線往往不會(huì)與連接板垂直，故應(yīng)重新調(diào)整單元，使得需要建立焊接關(guān)系的兩節(jié)點(diǎn)之間的連線垂直于連接板，經(jīng)此修正，白車身的剛度會(huì)有所增強(qiáng)。

2）結(jié)構(gòu)不合理簡(jiǎn)化使得計(jì)算結(jié)果出現(xiàn)偏差。在建模過(guò)程中，為提高單元質(zhì)量，需要對(duì)導(dǎo)入的CAD模型進(jìn)行幾何清理與修補(bǔ)。即：清除曲邊倒角、去除工藝孔、刪除讓位臺(tái)階、縫合自由邊等。對(duì)有些凸臺(tái)或者起加強(qiáng)作用的筋等，必須予以保留，否則會(huì)引起較大偏差。例如，作者發(fā)現(xiàn)省略車頂棚表面的加強(qiáng)筋后，車頂棚剛度變化比較明顯，成為影響白車身固有頻率的重要部件。

模型經(jīng)修改后，計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)如表1所示，忽略所有剛體模態(tài)，且試驗(yàn)有幾階模態(tài)遺漏，同一固有頻率相對(duì)誤差絕對(duì)值都在10%以下，另外從振型上看，也具有良好的一致性，本文從略。比較結(jié)果表明，有限元模型計(jì)算得到的模態(tài)同試驗(yàn)方法測(cè)得的模態(tài)符合很好，說(shuō)明建立的有限元模型能很好地反映實(shí)際結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性。

表1 白車身試驗(yàn)?zāi)B(tài)與計(jì)算模態(tài)結(jié)果對(duì)比

從模態(tài)振型角度分析，該車身的低階振型主要以彎曲和扭轉(zhuǎn)為主，車頂、后側(cè)圍外板、A柱以及D柱是變形較大的區(qū)域。在這些試驗(yàn)?zāi)B(tài)中，其中有3個(gè)模態(tài)都與車頂振動(dòng)有關(guān)，如表2所示。顯然，增加這些變形相對(duì)較大部位的剛度，可以改善整個(gè)白車身的動(dòng)態(tài)特性。

表2 顯示車頂棚振幅較大的模態(tài)振型

1.3 固有頻率靈敏度分析

選取白車身50塊板件的厚度作為設(shè)計(jì)參數(shù)，除第1階外的其他各階固有頻率為約束函數(shù)且車身總質(zhì)量不超過(guò)1%，計(jì)算出白車身各板塊板厚對(duì)第1階扭轉(zhuǎn)固有頻率的靈敏度。如圖2所示，板厚變化對(duì)第1階固有頻率影響較大的編號(hào)是：32，7，33，8，1，13和14，分別對(duì)應(yīng)左D柱下段，左后側(cè)圍外板，右D柱下段，右后側(cè)圍外板，頂蓋，左A柱加強(qiáng)板，右A柱加強(qiáng)板。適當(dāng)增加這些板件的厚度，能有效提高白車身第1階固有頻率。

圖2 1階固有頻率對(duì)板厚的靈敏度

1.4 板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析

通常，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)是產(chǎn)生內(nèi)部低頻噪聲的主要來(lái)源之一。為計(jì)算車身內(nèi)部的聲學(xué)響應(yīng)，在發(fā)動(dòng)機(jī)懸置處施加一個(gè)從2 Hz起，以1 Hz為步長(zhǎng)止于200 Hz的激勵(lì)。先得到車身的結(jié)構(gòu)速度響應(yīng)，再將板件的振動(dòng)速度分布傳遞給聲腔的邊界，用Virtual.Lab Acoustics軟件計(jì)算得到聲腔的內(nèi)部聲場(chǎng)分布，從而獲得駕駛員右耳處的聲壓響應(yīng)，如圖3所示。聲壓最大的三個(gè)峰值頻率分別是58 Hz，148 Hz和168 Hz。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置激勵(lì)下駕駛員右耳聲壓響應(yīng)

圖4表示車身結(jié)構(gòu)在發(fā)動(dòng)機(jī)簡(jiǎn)諧激勵(lì)下，在三個(gè)聲壓峰值頻率處的面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量。綜合三條曲線，可得出車頂蓋的貢獻(xiàn)度最大，其次是左后側(cè)圍和右后側(cè)圍。因此，對(duì)這三個(gè)部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，可有效降低由發(fā)動(dòng)機(jī)引起的車內(nèi)噪聲。

圖4 各板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量

1.5 白車身NVH薄弱部位分析及優(yōu)化部件確定

綜合模態(tài)分析、模態(tài)靈敏度分析和板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析結(jié)果，為提高整個(gè)白車身的動(dòng)態(tài)特性，重點(diǎn)改進(jìn)的區(qū)域有：車頂棚、A柱、D柱及后側(cè)圍。具體的改進(jìn)措施通常不是千篇一律的，需要針對(duì)不同部件而定，常用的有改變結(jié)構(gòu)剛度、施加阻尼、隔振、添加筋板和鋪設(shè)吸聲材料等措施來(lái)降低部件的振動(dòng)量和吸收車內(nèi)的噪聲，從而有效提高白車身NVH性能。而改變結(jié)構(gòu)的剛度又分為尺寸優(yōu)化、形貌優(yōu)化和拓?fù)鋬?yōu)化等。從分析可知，車頂棚是整個(gè)白車身模態(tài)變形較大的部件，也是板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量較大的部件，限于篇幅，下文只以車頂棚優(yōu)化為例，來(lái)達(dá)到提高白車身NVH性能的目的。

2 車頂棚結(jié)構(gòu)優(yōu)化

2.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型[13]

本文中用到的軟件OptiStruct是以有限元為基礎(chǔ)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)軟件，它提供拓?fù)?、形貌等六種優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。本文中對(duì)車頂棚的優(yōu)化設(shè)計(jì)主要是為了提高它的剛度，即在車頂尋找最優(yōu)的加強(qiáng)筋的數(shù)量和分布，是一種形狀最優(yōu)化的方法，因此這里采用形貌優(yōu)化方法。

優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型可表述為：

最小化：f(X)=f(x1,x2,…,xn)

約束條件：gj(X)≤0 j=1,…,m

hk(X)=0 k=1,…,mh

式中X=x1，x2，…，xn是設(shè)計(jì)變量；f(X)是目標(biāo)函數(shù)；g (X)是不等式約束函數(shù)；h(X)是等式約束函數(shù)；分別是變量xi的下限和上限。

2.2 優(yōu)化過(guò)程和結(jié)果

優(yōu)化設(shè)計(jì)有三要素，即設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)和約束條件。形貌優(yōu)化把原有的加強(qiáng)筋去掉后的模型作為開始優(yōu)化的模型，在確定設(shè)計(jì)區(qū)域后，只需設(shè)定目標(biāo)函數(shù)、約束條件和加強(qiáng)筋的參數(shù)即可，這里的目標(biāo)函數(shù)為車頂模型的第1階非零固有頻率，約束條件為約束車頂四邊的全部自由度，加強(qiáng)筋參數(shù)包括最小起筋寬度，起筋角，起筋高度，加強(qiáng)筋的截面形狀如圖5所示。最小起肋寬度的推薦值為單元平均尺寸的1.5倍～2.5倍，起筋角推薦值為60°～75°，考慮到優(yōu)化前車頂加強(qiáng)筋的截面形狀為三角形，起筋角大約只有20°，起筋高度約為10 mm，而單元平均尺寸為5 mm，所以在優(yōu)化時(shí)設(shè)定最小起筋寬度為5 mm，起筋角為45°，起筋高度為10 mm。

圖5 加強(qiáng)筋參數(shù)示意圖

形貌優(yōu)化采用HyperWorks自帶的OptiStruct優(yōu)化模塊，具體的優(yōu)化設(shè)計(jì)流程圖如圖6所示：

圖6 優(yōu)化設(shè)計(jì)流程圖

以車頂?shù)?階非零固有頻率為目標(biāo)函數(shù)，經(jīng)過(guò)13次迭代，首階固有頻率從44.98 Hz提高到47.18 Hz，最終的變形云圖如圖7所示，圖中變形值為相對(duì)值，固有頻率隨迭代次數(shù)的曲線圖如圖8所示。

圖7 優(yōu)化后頂板變形云圖

圖8 固有頻率隨迭代次數(shù)曲線圖

3 整車白車身改進(jìn)效果

從圖7的變形圖中可以看出，在車頂長(zhǎng)度方向上可以布置9條加強(qiáng)筋，但除了中間三條變形較大外，其他地方的變形都在2 mm以下，所以只在車頂?shù)闹虚g布置3條加強(qiáng)筋。利用Hyper Works后處理工具OSS mooth將優(yōu)化后的云圖轉(zhuǎn)化為IGES格式的曲面，直接得到的曲面往往是不規(guī)則的，需要結(jié)合生產(chǎn)工藝進(jìn)行一定的調(diào)整，調(diào)整后的模型具體參數(shù)為：加強(qiáng)筋長(zhǎng)度為2 200 mm，起筋寬度為30 mm，起筋高度為3.5 mm，起筋角度為45°，兩條筋之間的寬度為70 mm。

對(duì)優(yōu)化調(diào)整后的模型進(jìn)行模態(tài)分析，首階固有頻率為46.8 Hz。固有頻率雖略小于最優(yōu)固有頻率47.2 Hz，但相比原來(lái)的30.7 Hz提高了52.4%，剛度明顯得到提高。此外在計(jì)算時(shí)發(fā)現(xiàn)，原有模型在去掉加強(qiáng)筋固有頻率有較大提高，為45.0 Hz。最后為了便于比較，表3給出了原有模型、去筋后模型和優(yōu)化后布置3條筋模型的1至5階固有頻率。

為分析比較加強(qiáng)筋優(yōu)化前后車頂棚的抗凹性能，分別在車頂棚原有模型、去筋后模型和加強(qiáng)筋優(yōu)化后模型上均勻選擇20個(gè)位置，分別施加250 N的集中力載荷，約束車頂四邊全部自由度，加載后三種模型的最大變形如表3所示，車頂棚原有模型最大變形為9.47 mm，加強(qiáng)筋優(yōu)化后車頂棚最大變形8.50 mm，比原設(shè)計(jì)減小了10.29%，顯著提高了車頂棚的抗凹性能。

表3 車頂固有頻率和靜壓最大變形對(duì)比

將優(yōu)化后的車頂棚裝配到白車身模型中進(jìn)行計(jì)算模態(tài)分析，各階頻率均有一定提高。其3,4,5階頻率更是提高明顯，如表4所示。

表4 車頂棚優(yōu)化前后白車身固有頻率對(duì)比

這與前面的模態(tài)分析結(jié)論一致，因?yàn)檫@3階模態(tài)正是車頂棚振幅較大的模態(tài)，分別對(duì)應(yīng)于車頂棚單獨(dú)分析的前3階模態(tài)。采用前述的仿真方法重新計(jì)算車頂優(yōu)化后駕駛員右耳聲壓響應(yīng)，并與原始模型對(duì)比的結(jié)果，如圖9所示。

圖9 車頂棚優(yōu)化前后駕駛員右耳聲壓響應(yīng)對(duì)比

原聲壓響應(yīng)的峰值頻率58 Hz，148 Hz和168 Hz對(duì)應(yīng)于白車身的第7，25和30階模態(tài)也有相應(yīng)的改變，優(yōu)化后聲壓值分別降低了25.5 dB，3.2 dB和7.8 dB。

需要指出的是，本次優(yōu)化是以車頂?shù)?階非零固有頻率為目標(biāo)函數(shù)，所以低階固有頻率增加明顯。而車頂高階模態(tài)比較密集，優(yōu)化后雖能避開聲學(xué)響應(yīng)的峰值頻率，但對(duì)高階固有頻率影響有限。為進(jìn)一步降低車內(nèi)噪聲，可以考慮在車頂內(nèi)部添加阻尼和吸聲材料，并對(duì)上述確定的其他優(yōu)化部件進(jìn)行改進(jìn)，得到一個(gè)綜合的優(yōu)化結(jié)果。另外，盡管重新布置加強(qiáng)筋后模型的第1階固有頻率相對(duì)于原設(shè)計(jì)有較大的提高，從30.7 Hz增加到46.8 Hz，可有助于減少車頂棚向車內(nèi)的輻射噪聲，但相對(duì)于不加筋的情況，1階固有頻率僅從45.0 Hz提高了1.8 Hz。所以如果僅從提高車頂固有頻率的角度考慮，按照優(yōu)化后布置3條加強(qiáng)筋為較合適的方案；如果對(duì)車頂?shù)墓逃蓄l率不是特別敏感而加工加強(qiáng)筋的成本又比較大，車頂棚不加筋則是較為合適的方案。綜合以上步驟，車身NVH性能優(yōu)化的流程圖如下所示：

圖10 車身NVH性能優(yōu)化流程圖

4 結(jié)語(yǔ)

以提高某商用車NVH性能為目的，通過(guò)模態(tài)分析、模態(tài)靈敏度分析以及板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析等手段，提出一種把改進(jìn)車身NVH性能目標(biāo)分解到具體部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化的分析方法。在所有找到的薄弱部件中，以車頂棚為例，提出了提高部件模態(tài)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法，得到具體的優(yōu)化方案。結(jié)果表明，不僅優(yōu)化后的車頂棚自身模態(tài)有所提高，并且整個(gè)白車身的模態(tài)也有不少提高。本文提出的提高車身NVH性能的目標(biāo)分解方法能夠找到在20 Hz～200 Hz頻域內(nèi)影響車身NVH性能較大的薄弱部件。

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圖7 怠速車內(nèi)噪聲優(yōu)化前后對(duì)比(頻譜)

“聲學(xué)互動(dòng)濾波法”主觀評(píng)價(jià)時(shí)為了識(shí)別某個(gè)頻率是否為問(wèn)題頻率，故對(duì)特定頻率（250 Hz）噪聲濾波衰減量較大（設(shè)置為20 dB）。此工程案例中對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)上罩蓋進(jìn)行優(yōu)化后，250 Hz噪聲主要噪聲源消除，車內(nèi)250 Hz噪聲下降6 dB（A），在其他噪聲的隱蔽效應(yīng)下，250 Hz頻率噪聲基本不能引起人耳的聽(tīng)覺(jué)效果。因此250 Hz噪聲下降6 dB（A）已達(dá)到工程要求，故此說(shuō)明。

7 結(jié)語(yǔ)

（1）通過(guò)“聲學(xué)互動(dòng)濾波主觀評(píng)價(jià)”識(shí)別出該款車型怠速不加載工況車內(nèi)異響噪聲頻率為250 Hz，再應(yīng)用“TPA分析方法”判斷此噪聲為空氣聲。

（2）利用“近場(chǎng)測(cè)量法”對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)6個(gè)面和排氣口噪聲進(jìn)行分析比較確定250 Hz主要噪聲源處于發(fā)動(dòng)機(jī)右側(cè)，再利用“鉛包覆法”最終確認(rèn)250 Hz主要噪聲源為發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)上罩蓋。

（3）經(jīng)過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)上罩蓋進(jìn)行模態(tài)分析得出其存在250 Hz固有頻率的結(jié)論，并基于此提出了優(yōu)化方案，最終使車內(nèi)異響噪聲基本消失，達(dá)到了優(yōu)化目標(biāo)。

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Research on NVH Optimization Technique of Body-in-White Structures

HUANG Zong-bin1,YAN Li2,XIANG Shang2,YANG Wei1, ZHANG Wen-zheng2,ZHOU Jiang-qi1
(1.Shanghai GM WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China; 2.Institute of Vibration,Shock&Noise,Shanghai Jiaotong University,Shanghai 200240,China)

In order to improve the performance of noise,vibration and harshness(NVH)of vehicles,a structure optimization process was proposed.In the hope of achieving a large improvement of NVH performance with a minor modification of the vehicle’s components,a commercial vehicle was studied as an example.First of all,through modal analysis,sensitivity analysis,panel acoustic contribution and structural-acoustic analysis,etc.the components which significantly affect the vehicle’s NVH performance were found.Then,the structure optimization method for each component was proposed.Based on the structural analysis of the roof,a topological optimization strategy was presented,and the natural frequencies and the NVH performance of the body-in-white(BIW)were improved.

vibration and wave;vehicle NVH;optimization design;topology optimization;modal analysis

U461.4；TB533.2

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.020

1006-1355(2015)02-0080-06

2014－09－19

黃宗斌（1969－），男，廣西省北海市人，大學(xué)本科，主要研究方向：汽車車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。E-mail:xiangshang@sjtu.edu.cn