賀巖松， 張 輝， 夏小均， 徐中明， 張志飛

(1.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶 400030； 2.重慶大學(xué) 汽車工程學(xué)院,重慶 400030)

基于FE-SEA混合法的車身板件降噪分析

賀巖松1,2， 張 輝2， 夏小均2， 徐中明1,2， 張志飛1,2

(1.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶 400030； 2.重慶大學(xué) 汽車工程學(xué)院,重慶 400030)

在分別施加單位力激勵(lì)和聲輻射激勵(lì)下，使用FE-SEA混合法分析了平板在加筋和加阻尼材料時(shí)的振動(dòng)及聲輻射性能。根據(jù)統(tǒng)計(jì)能量法對(duì)二子系統(tǒng)的功率平衡方程進(jìn)行推導(dǎo)，研究了內(nèi)損耗因子的變化對(duì)SEA子系統(tǒng)間能量傳遞的影響;建立了轎車的FE-SEA混合預(yù)測(cè)模型，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的可靠性。使用三種不同的方案添加阻尼材料，對(duì)比了車身板件的振動(dòng)和聲輻射性能，預(yù)測(cè)了駕駛員頭部聲腔聲壓級(jí)的變化趨勢(shì)。

聲輻射性能；加強(qiáng)筋；阻尼降噪；FE-SEA混合模型；預(yù)測(cè)分析

汽車在行駛過(guò)程中，受到動(dòng)力總成懸置點(diǎn)的振動(dòng)激勵(lì)、路面不平度對(duì)車身的激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)聲輻射激勵(lì)，這些激勵(lì)通過(guò)不同的傳遞路徑將能量傳遞到車身板件上，引發(fā)車身板件結(jié)構(gòu)振動(dòng)，最終向車內(nèi)輻射噪聲，嚴(yán)重影響汽車的乘坐舒適性。

以往的研究經(jīng)驗(yàn)表明，采取加筋或添加阻尼材料等措施可以降低板件的振動(dòng)水平[1-2]，但在加筋和加阻尼降低板件的振動(dòng)速度時(shí)，板件的輻射效率會(huì)如何變化，這兩者的改變最終對(duì)輻射聲功率又有什么影響，弄清這三者之間的關(guān)系，對(duì)板件輻射噪聲的治理具有重要的意義。文獻(xiàn)[3]通過(guò)對(duì)板殼結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射的情況推導(dǎo)了輻射效率的計(jì)算公式，給出了振動(dòng)物體輻射效率與各階模態(tài)輻射效率之間的關(guān)系，具有一定的工程應(yīng)用價(jià)值，而該方法難以對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)聲輻射效率的公式進(jìn)行理論推導(dǎo)。文獻(xiàn)[4]分析了板厚、邊長(zhǎng)比、加筋方式、邊界條件、阻尼方式等對(duì)板件輻射聲功率的影響，而這些因素對(duì)板件振動(dòng)速度和輻射效率的影響還需進(jìn)一步研究。文獻(xiàn)[5]研究了單位力激勵(lì)下平板在加筋和加阻尼時(shí)板件的振動(dòng)速度、輻射效率和輻射聲功率三者之間的關(guān)系，為板件結(jié)構(gòu)輻射噪聲的治理提供指導(dǎo)和建議，但在聲輻射激勵(lì)下板件振動(dòng)速度、輻射效率和輻射聲功率之間的關(guān)系還缺少進(jìn)一步的研究。

本文分別研究了在單位力激勵(lì)和聲輻射激勵(lì)下，板件在加筋和加阻尼材料時(shí)振動(dòng)速度、輻射效率和輻射聲功率之間的變化關(guān)系。通過(guò)對(duì)二子系統(tǒng)的功率平衡方程進(jìn)行推導(dǎo)，闡述了內(nèi)損耗因子的變化對(duì)SEA(Statistical Energy Anlysis)子系統(tǒng)間能量傳遞的影響。最后通過(guò)在整車FE-SEA(Finite Element-SEA)混合模型上的不同位置添加阻尼材料，預(yù)測(cè)分析了車身板件的聲輻射性能和車內(nèi)噪聲的變化趨勢(shì)。

1 平板加筋和加阻尼時(shí)聲輻射性能研究

在以往的減振降噪問題中，工程上最常用的做法是通過(guò)減弱構(gòu)件的振動(dòng)水平來(lái)降低輻射噪聲。通常構(gòu)件輻射噪聲能力的大小可以使用輻射聲功率來(lái)度量，表達(dá)式如下所示：

Wr=Wv×σ=ρcAσ

(1)

式中：Wr為輻射聲功率；Wv為振動(dòng)功率；ρc為介質(zhì)特性阻抗；A為輻射面積；為時(shí)間平均和空間平均的振動(dòng)速度均方值；σ為輻射效率。

從以往的工程經(jīng)驗(yàn)來(lái)看，加筋和加阻尼確實(shí)可以降低板件的振動(dòng)水平，但是板件的輻射聲功率不僅與振動(dòng)水平有關(guān)，與輻射效率也有關(guān)系，兩者共同決定輻射聲功率的大小，因此本文針對(duì)這三者之間的關(guān)系進(jìn)行了系統(tǒng)的研究。

1.1 單位力激勵(lì)下板件的聲輻射性能研究

為了研究板件的聲輻射性能，建立了如圖1所示的FE-SEA混合預(yù)測(cè)模型。平板材料為鋼材，厚度為1 mm，尺寸為1 000 mm×800 mm，加強(qiáng)筋沿平板長(zhǎng)度方向分布，長(zhǎng)度為700 mm，跨度為40 mm，高度為10 mm。為了使板件的輸入功率相同，在平板周圍建立截面尺寸為40 mm×40 mm的剛性框架，單位激勵(lì)力通過(guò)框架向板件輸入振動(dòng)能量,半無(wú)限流體(Semi Infinete Fluid,SIF)接收板件的輻射聲功率。由于板件的剛度小，模態(tài)密集，框架的剛度大，模態(tài)稀疏，框架對(duì)板件的能量輸入只與連接狀態(tài)有關(guān)，而板件的動(dòng)態(tài)特性對(duì)能量輸入影響不大[6]。

圖1 平板和加筋板的FE-SEA混合模型

有限元子系統(tǒng)的網(wǎng)格數(shù)在最小波長(zhǎng)內(nèi)>6個(gè)，本文計(jì)算范圍為10～1 000 Hz，因此板件和骨架網(wǎng)格大小可定為10 mm。仿真計(jì)算步長(zhǎng)為1 Hz，為防止模態(tài)截?cái)?，將模態(tài)計(jì)算到1 400 Hz。

預(yù)測(cè)模型的振動(dòng)速度級(jí)仿真結(jié)果如圖2所示，加強(qiáng)筋在50 Hz以內(nèi)的低頻范圍內(nèi)可以明顯降低板件的振動(dòng)速度，但隨著頻率的升高加強(qiáng)筋對(duì)板件振動(dòng)速度的抑制效果不明顯。與平板相比，2加筋板的總振動(dòng)速度級(jí)下降幅度較大，但隨著加筋數(shù)目的增加下降幅度逐漸變小。原因在于加強(qiáng)筋可以增加板件的彎曲剛度，使板件的第一階共振頻率提高，從而板件的振動(dòng)水平隨之降低，但隨著加筋數(shù)目的不斷增加，板件的彎曲剛度增加不明顯，因此加強(qiáng)筋對(duì)板件振動(dòng)速度的抑制作用也隨之減弱。

圖2 單位力激勵(lì)下板件振動(dòng)速度級(jí)對(duì)比曲線

板件的輻射效率如圖3所示，在450 Hz以內(nèi)的頻率范圍內(nèi)，加筋板的輻射效率與平板相比變化不大，超過(guò)450 Hz以后4加筋板和8加筋板的輻射效率明顯增大，原因在于隨著加筋數(shù)目的增加，板件的輻射面積隨之增大，輻射效率也增大。

圖3 單位力激勵(lì)下板件輻射效率對(duì)比曲線

板件的輻射聲功率級(jí)如圖4所示，隨著加筋數(shù)目的增加，板件的總輻射聲功率級(jí)反而增大，原因在于，加強(qiáng)筋可以降低板件的振動(dòng)速度，但這種抑制效果并不是很明顯，而板件的輻射效率卻隨著加強(qiáng)筋數(shù)目的增大迅速增大，這兩者的綜合作用使板件的輻射聲功率反而增大。

圖4 力激勵(lì)下板件輻射聲功率級(jí)對(duì)比曲線

本文繼續(xù)研究了阻尼對(duì)平板和加筋板的振動(dòng)速度、輻射效率和輻射聲功率的影響。所用的阻尼材料為汽車上常用的瀝青自由阻尼材料，材料密度為1 200 kg/m3,泊松比為0.49，厚度為2 mm,材料的結(jié)構(gòu)損耗因子和剪切模量如圖5所示。

圖5 瀝青阻尼材料參數(shù)

添加阻尼材料后板件的振動(dòng)速度級(jí)如圖6所示，與未加阻尼材料相比各種板件的總振動(dòng)速度級(jí)降低30 dB左右。在200 Hz以內(nèi)的低頻范圍內(nèi)阻尼可以明顯抑制板件的振動(dòng)，隨著頻率升高這種抑制作用減弱,且阻尼對(duì)加筋板的抑制效果要強(qiáng)于平板。

圖6 板件加阻尼振動(dòng)速度級(jí)對(duì)比曲線

添加阻尼材料后板件的輻射效率如圖7所示，與未加阻尼材料相比，添加阻尼材料后板件的平均輻射效率均大大增加，原因?yàn)樵诎寮墓舱衲B(tài)控制區(qū)的上止點(diǎn)和吻合頻率之間的質(zhì)量控制區(qū)范圍內(nèi)，有限平板的輻射效率與阻尼呈正比關(guān)系[7]。

圖7 板件加阻尼輻射效率對(duì)比曲線

如圖8所示，添加阻尼材料后板件的總輻射聲功率級(jí)與未加阻尼材料相比均有較大幅度的降低，且阻尼對(duì)加筋板輻射聲功率的抑制效果比平板更明顯，因此在汽車車身板件上合理使用加筋措施后并添加相應(yīng)的阻尼材料，可以對(duì)車身板件的輻射噪聲進(jìn)行有效的抑制。

圖8 板件加阻尼輻射聲功率級(jí)對(duì)比曲線

1.2 聲輻射激勵(lì)下板件的聲輻射性能研究

汽車在運(yùn)行過(guò)程中除了受動(dòng)力總成懸置點(diǎn)的振動(dòng)激勵(lì)和路面不平度對(duì)車身的振動(dòng)激勵(lì)外，還要受發(fā)動(dòng)機(jī)艙聲輻射激勵(lì)，前面已經(jīng)研究了板件在單位力激勵(lì)下的聲輻射性能，下面進(jìn)一步研究板件受聲輻射激勵(lì)時(shí)的聲輻射性能。建立的聲輻射預(yù)測(cè)模型如圖9所示，在板件的有限元面上施加100 dB的白噪聲激勵(lì)，SIF接收板件的輻射聲功率。

圖9 聲輻射激勵(lì)下板件FE-SEA混合預(yù)測(cè)模型

聲輻射激勵(lì)下板件的振動(dòng)速度級(jí)如圖10所示，各板件的振動(dòng)水平在低頻時(shí)較高，隨著頻率的升高，振動(dòng)水平逐漸減弱。且隨著加筋數(shù)目的增加，板件的總振動(dòng)速度級(jí)減小，說(shuō)明在聲輻射激勵(lì)下，加強(qiáng)筋也可以有效地抑制板件的振動(dòng)。

圖10 聲輻射激勵(lì)下板件振動(dòng)速度級(jí)對(duì)比曲線

聲輻射激勵(lì)下板件的輻射效率如圖11所示，隨著頻率的增加，輻射效率逐漸增大，且各板件的平均輻射效率均大于力激勵(lì)下板件的平均輻射效率。與平板相比，除了2加筋板的平均輻射效率有所降低外，4加筋板和8加筋板的平均輻射效率均增大。

圖11 聲輻射激勵(lì)下板件輻射效率對(duì)比曲線

如圖12所示，在聲輻射激勵(lì)下，加筋板與平板的總輻射聲功率級(jí)變化不大，說(shuō)明在聲輻射激勵(lì)下加強(qiáng)筋不能很好地抑制板件的輻射噪聲。

圖12 聲輻射激勵(lì)下板件輻射聲功率級(jí)對(duì)比曲線

如表1所示，與未添加阻尼材料相比，當(dāng)在板件上添加2 mm厚瀝青阻尼時(shí)，各板件的振動(dòng)速度級(jí)均有40 dB左右的降低，但板件的平均輻射效率卻顯著增大，由于阻尼對(duì)板件的振動(dòng)抑制作用較強(qiáng)，使得板件最終的輻射聲功率也有較大幅度的降低。聲輻射激勵(lì)下板件的聲輻射性能與力激勵(lì)下板件的聲輻射性能基本相似。

表1 聲輻射激勵(lì)下板件加阻尼與未加阻尼的聲輻射性能

1.3 阻尼對(duì)SEA子系統(tǒng)間能量傳遞的影響

板件添加阻尼材料后振動(dòng)水平顯著降低，從而減小板件的輻射噪聲。為了從SEA理論方面闡明這一現(xiàn)象，本文根據(jù)SEA的基本原理[8]，建立了如圖13所示的兩子系統(tǒng)耦合結(jié)構(gòu)模型。圖中Pi(i=1,2)為子結(jié)構(gòu)i的輸入功率；w為計(jì)算頻帶的中心圓頻率；ηi為子系統(tǒng)i的內(nèi)損耗因子；ηij(j=1,2)為子系統(tǒng)i到子系統(tǒng)j的耦合損耗因子；Ei為子系統(tǒng)i所貯存的能量。

圖13 兩子系統(tǒng)的統(tǒng)計(jì)能量分析模型

由子系統(tǒng)之間的功率流平衡關(guān)系可以得出這個(gè)系統(tǒng)的功率平衡方程：

(2)

由式(2)可求得子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2貯存的能量為：

(3)

(4)

假設(shè)只在子系統(tǒng)1上添加阻尼材料，則子系統(tǒng)1的內(nèi)損耗因子增加△η1，子系統(tǒng)2的內(nèi)損耗因子保持不變，則系統(tǒng)的功率平衡方程變?yōu)椋?/p>

(5)

由式(5)可求得在子系統(tǒng)1上添加阻尼材料后，子系統(tǒng)1和子系統(tǒng)2貯存的能量分別為：

(7)

因此可求得在子系統(tǒng)1上添加阻尼材料后，子系統(tǒng)1和子系統(tǒng)2貯存的能量減小量分別為：

(8)

ΔE1=

(10)

ΔE2=

在子系統(tǒng)1上添加阻尼材料后，子系統(tǒng)1的內(nèi)損耗因子會(huì)增大幾十到上百倍[9]。由式(9)和式(11)可知，不僅子系統(tǒng)1貯存的能量E1大幅度減小，而且相鄰子系統(tǒng)2貯存的能量E2也相應(yīng)減小。設(shè)第i個(gè)子系統(tǒng)的質(zhì)量為Mi，則由式(12)可知，各子系統(tǒng)的時(shí)間平均和空間平均的振動(dòng)速度均方值也降低，即板件的振動(dòng)幅度相應(yīng)減小。

(12)

2 轎車FE-SEA混合模型的建立及驗(yàn)證

2.1 轎車FE-SEA混合模型的建立

本文根據(jù)混合建模的基本原則[10]，在VA One中建立如圖14所示的FE-SEA混合模型，該混合模型含有130個(gè)FE子系統(tǒng)、97個(gè)SEA板件子系統(tǒng)和14個(gè)聲腔子系統(tǒng)，各子系統(tǒng)之間耦合良好，保證了能量能夠在各子系統(tǒng)之間相互傳遞。對(duì)于混合模型的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子等參數(shù)均由理論計(jì)算和試驗(yàn)獲得[11-12]。

圖14 FE-SEA混合模型

2.2 轎車模型激勵(lì)的試驗(yàn)測(cè)試及可靠性驗(yàn)證

本文測(cè)量了轎車以50 km/h勻速行駛時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)艙聲輻射激勵(lì)、動(dòng)力總成懸置振動(dòng)激勵(lì)、路面不平度對(duì)車身的激勵(lì)。本試驗(yàn)的車輛發(fā)動(dòng)機(jī)為三點(diǎn)懸置，汽車前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，后懸架為雙叉臂式獨(dú)立懸架。實(shí)驗(yàn)過(guò)程主要測(cè)量了發(fā)動(dòng)機(jī)艙防火墻處的聲輻射激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)3個(gè)懸置點(diǎn)被動(dòng)端的加速度激勵(lì)、4個(gè)減振器與減振塔連接處的加速度激勵(lì)和駕駛員右耳旁聲壓級(jí)。試驗(yàn)儀器主要包含3個(gè)傳聲器、7個(gè)三向加速度傳感器、一臺(tái)speed box、一臺(tái)32通道BK數(shù)據(jù)采集器和一臺(tái)筆記本電腦，部分傳感器安裝位置如圖15所示。

圖15 傳感器安裝位置

試驗(yàn)重復(fù)3次，對(duì)三次處理后的信號(hào)做平均處理，得到減振器與車身右前減振塔連接處X、Y、Z三個(gè)方向上的加速度激勵(lì)如圖16所示；發(fā)動(dòng)機(jī)艙防火墻處的聲輻射激勵(lì)如圖17所示。

圖16 車身右前懸振動(dòng)激勵(lì)

圖17 發(fā)動(dòng)機(jī)艙聲輻射激勵(lì)

將獲得的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子和試驗(yàn)所測(cè)得的激勵(lì)加載到FE-SEA混合模型上，并加載整車聲學(xué)包，對(duì)駕駛員右耳旁聲壓級(jí)進(jìn)行仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)量值的對(duì)比曲線如圖18所示，在200～1 000 Hz整個(gè)中頻范圍內(nèi)仿真值與測(cè)量值的誤差<±2.5 dB(A)，滿足工程計(jì)算所需的精度要求，可以用于進(jìn)一步的仿真計(jì)算。

圖18 仿真值與測(cè)量值的對(duì)比曲線

3 轎車FE-SEA混合模型阻尼降噪分析

汽車受到發(fā)動(dòng)機(jī)懸置點(diǎn)和車身懸置點(diǎn)的機(jī)械振動(dòng)激勵(lì)后，結(jié)構(gòu)振動(dòng)通過(guò)兩條大梁傳遞到A、B、C柱及其它各縱、橫梁，引起車身板件振動(dòng)向車內(nèi)輻射噪聲；發(fā)動(dòng)機(jī)聲輻射激勵(lì)向防火墻輻射噪聲引起防火墻板件的振動(dòng)向車內(nèi)輻射噪聲，同時(shí)一部分輻射噪聲直接穿透防火墻輻射到車內(nèi)。由于汽車車身板件大多已采用加強(qiáng)筋進(jìn)行結(jié)構(gòu)加強(qiáng)，因此本文只需要在原來(lái)板件上添加阻尼材料，來(lái)預(yù)測(cè)車身板件的聲輻射性能和車內(nèi)噪聲的變化趨勢(shì)。

建立的整車混合預(yù)測(cè)模型如圖19(a)所示， SIF接受與車內(nèi)聲腔相連的板件輻射的聲功率。為了比較在振動(dòng)和聲輻射激勵(lì)點(diǎn)附近、車身骨架上和振動(dòng)速度較大的板件上添加阻尼材料時(shí)，車身板件的振動(dòng)和聲輻射性能以及車內(nèi)聲腔聲壓級(jí)的變化趨勢(shì)，本文采用如圖19(b)、圖19(c)、圖19(d)所示的三種不同的方案各添加2 mm瀝青阻尼材料。

圖19 不同阻尼添加方案預(yù)測(cè)模型

本文選取了未加阻尼時(shí)總振動(dòng)速度級(jí)排名前六的車身板件進(jìn)行分析。如圖20和圖21所示，未加阻尼時(shí)防火墻的振動(dòng)速度最大；儀表板向車內(nèi)輻射的聲功率最大，頂棚次之。按方案1添加阻尼材料時(shí)，除了防火墻的振動(dòng)水平和輻射聲功率大幅降低外，其它板件降低不明顯。按方案2添加阻尼材料時(shí)擋風(fēng)玻璃和頂棚的振動(dòng)速度明顯降低；而輻射聲功率降低幅度較大的子系統(tǒng)為頂棚和前地板；按方案3添加阻尼材料時(shí)儀表板的振動(dòng)速度級(jí)降低幅度最大；而頂棚和前地板的輻射聲功率級(jí)降低幅度最明顯。由此可見，在A柱、B柱添加阻尼材料時(shí)可以有效地抑制頂棚的振動(dòng)和輻射聲功率，但是在板件上直接添加阻尼材料時(shí)，板件的振動(dòng)和輻射聲功率可以得到更明顯的抑制和衰減。與未加阻尼相比，三種方案中板件的振動(dòng)速度和輻射聲功率均有所降低，從而驗(yàn)證了增加內(nèi)損耗因子可以降低板件子系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲這一結(jié)論。

由圖22可知，采用方案1時(shí)>780 Hz范圍內(nèi)駕駛員頭部聲腔聲壓級(jí)降低幅度較明顯；采用方案3時(shí)<315 Hz的中低頻范圍內(nèi)噪聲明顯降低；采用方案2時(shí)，駕駛員頭部聲腔總聲壓級(jí)的降低效果介于方案1與方案3之間。由此可見在振動(dòng)速度較大的車身板件上添加阻尼材料時(shí)比其它兩種方案對(duì)車內(nèi)噪聲降低效果更明顯。

圖20 不同方案的車身板件振動(dòng)速度級(jí)直方圖

圖21 不同方案的車身板件輻射聲功率級(jí)直方圖

圖22 不同方案下駕駛員頭部聲腔聲壓級(jí)

4 結(jié) 論

本文研究了在單位力激勵(lì)下平板和2加筋板、4加筋板、8加筋板的振動(dòng)速度、輻射效率和輻射聲功率之間的關(guān)系，結(jié)果表明加強(qiáng)筋可以在一定程度上抑制板件的振動(dòng)，但輻射效率會(huì)隨著加筋數(shù)目的增大而顯著增大，導(dǎo)致加筋板最終的輻射聲功率也增大。而對(duì)加筋板添加阻尼材料后，板件的振動(dòng)水平大大降低，雖然輻射效率增大，但最終的輻射聲功率會(huì)顯著降低，在聲輻射激勵(lì)下該結(jié)論也大致相同。

使用功率平衡方程從理論上闡述了內(nèi)損耗因子的改變對(duì)SEA子系統(tǒng)間能量流動(dòng)的影響，結(jié)果發(fā)現(xiàn)對(duì)板件添加阻尼材料后不僅能降低自身的振動(dòng)水平，與其相鄰的板件振動(dòng)水平也會(huì)隨之降低，最終在整車FE-SEA混合模型上采用三種方案添加阻尼材料，對(duì)比了車身板件的振動(dòng)和聲輻射性能，驗(yàn)證了該結(jié)論的可靠性。因此本文的研究結(jié)論可為車身板件降噪分析提供指導(dǎo)和建議。

[ 1 ] 焦映厚，陳照波，賀濱，等. 大型客車車身的阻尼減振降噪技術(shù)研究[J]. 振動(dòng)與沖擊，2013，32(6)：122-126. JIAO Yinghou, CHEN Zhaobo, HE Bin, et al. Vibration and noise damping technique for large bus body[J]. Journal of vibration and shock, 2013，32(6)：122-126.

[ 2 ] ZHANG Y，MANN J A. Examples of using structural intensity and the force distribution to study vibration plates [J].Journal of the Acoustical Society of Americal, 1996，99(1)：354-361.

[ 3 ] 姜哲，郭驊. 由試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析確定振動(dòng)物體的輻射效率[J]. 振動(dòng)與沖擊，1992，4(10)：45-49. JIANG Zhe, GUO Hua. Vibration objects’ radiation efficiency determine by experimental modal analysis [J]. Journal of vibration and shock, 1992，4(10)：45-49.

[ 4 ] 張升明，潘旭初. 板件結(jié)構(gòu)的振動(dòng)噪聲研究[J]. 噪聲與振動(dòng)控制，1995，10(5)：9-13. ZHANG Shengming, PAN Xuchu. Vibration and noise research of panel structure [J].Noise and Vibration Control, 1995，10(5)：9-13.

[ 5 ] 盧兆剛. 基于混合FE-SEA方法的汽車薄壁件中頻聲學(xué)特性預(yù)測(cè)及優(yōu)化研究[D]. 杭州:浙江大學(xué)，2011.

[ 6 ] DENIS B, WILLEM V H，ARNAUD C. Effect of beading on radiated noise [C]// SAE, 2010-01-1407.

[ 7 ] XIE G, THOMPSON D J, JONES C J C. The radiation efficiency of baffled plates and strips [J].Journal of Sound & Vibration, 2005, 280(1/2):181-209.

[ 8 ] 姚德源，王其政. 統(tǒng)計(jì)能量分析原理及其應(yīng)用[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，1995.

[ 9 ] 宋繼強(qiáng). 商用車駕駛室內(nèi)中高頻噪聲的分析預(yù)測(cè)與控制[D]. 長(zhǎng)春:吉林大學(xué)，2010.

[10] ARNAUD C, PRASANTH S, JULIO C, et al. Modeling process and validation of Hybrid FE-SEA method to structure-borne noise paths in a trimmed automotive vehicle [C]// SAE, 2008-36-0574.

[11] BRANDON B, MOHAN D R. A comparison between power injection and impulse response decay methods for estimating frequency averaged loss factors for SEA [C]// SAE, 2003-01-1566.

[12] 宋繼強(qiáng)，王登峰，馬天飛，等. 汽車車身復(fù)雜子結(jié)構(gòu)模態(tài)密度確定方法[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版)，2009，39(2)：270-271. SONG Jiqiang, WANG Dengfeng, MA Tianfei, et al. Calculation method of auto body complex sub-structure modal density [J]. Journal of Jilin University(Engineering Science), 2009, 39(2): 270-271.

Noise reduction analysis for car body panels based on hybrid FE-SEA method

HE Yansong1,2, ZHANG Hui2, XIA Xiaojun2, XU Zhongming1,2, ZHANG Zhifei1,2

(1．The State Key Laboratory of Mechanical Transmission, Chongqing University, Chongqing 400030, China；2．College of Automotive Engineering, Chongqing University, Chongqing 400030, China)

Using the hybrid FE-SEA method, the vibration and sound radiation performance of a flat panel were analyzed when applying reinforced ribs and damping material, under a unit force excitation and sound radiation excitation, respectively. The power balance equations of two subsystems were derived according to the statistical energy analysis (SEA) method, and the effects of loss factor variation on the energy transmission between SEA subsystems were studied. The hybrid FE-SEA prediction model of a passenger car was established, and its reliability was verified with tests. The car body panels’ vibrations and sound radiation performances were compared and the varying trend of a driver head sound cavity’s sound pressure level was predicted when using three different schemes to add damping material.

sound radiation performance; reinforced rib; noise reduction with damping; hybrid FE-SEA model; prediction and analysis

國(guó)家自然科學(xué)基金(51275540)；重慶市研究生科研創(chuàng)新項(xiàng)目(CYB14036)

2015-08-03 修改稿收到日期：2015-10-11

張輝 男，碩士生，1990年生

賀巖松 男，教授，博士生導(dǎo)師，1968年生

TH113.1