專利名稱：：轎車車外噪聲分析預(yù)測方法
技術(shù)領(lǐng)域：
：本發(fā)明涉及一種應(yīng)用于車輛工程領(lǐng)域的采用統(tǒng)計能量分析(SEA—StatisticalEnergyAnalysis)技術(shù)，在汽車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段對轎車車外噪聲進(jìn)行分析預(yù)測的方法。
背景技術(shù)：
：汽車噪聲的大小是評價汽車產(chǎn)品質(zhì)量的重要指標(biāo)之一，直接影響用戶的購車取向和產(chǎn)品的市場竟?fàn)幜?。汽車作為一種流動的噪聲污染源，車外噪聲直接影響其周圍環(huán)境、人們的生活和身心健康。隨著汽車保有量的不斷增加，為了減少汽車車外噪聲對環(huán)境的污染及對人們生活和身體健康的影響，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織和各國紛紛制定關(guān)于汽車車外噪聲限值和測量方法的法規(guī)和標(biāo)準(zhǔn)，我國于2002年經(jīng)過對原標(biāo)準(zhǔn)的修訂，發(fā)布并開始實施國家標(biāo)準(zhǔn)GB1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》。該標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定汽車加速行駛車外噪聲必須達(dá)到規(guī)定的限值要求，否則不能出廠銷售。在我國，隨著汽車工業(yè)的快速發(fā)展和人們生活水平的不斷提高，轎車已經(jīng)逐步進(jìn)入家庭，同時人們對汽車低噪聲的要求也不斷提高，促使各大汽車制造廠商投入人力、物力等資源致力于降低車外噪聲，但迄今為止，在轎車的自主開發(fā)過程中，由于在汽車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段不能對汽車車外噪聲進(jìn)行準(zhǔn)確分析預(yù)測，從而難以在產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段對車外噪聲進(jìn)行有效控制，汽車開發(fā)廠商仍采用"產(chǎn)品設(shè)計^樣車試制^車外噪聲測試^樣車改進(jìn)^再測試^再改進(jìn)"的傳統(tǒng)方法來控制車外噪聲，直到車外噪聲達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的限值為止。這種方法不僅延長了汽車產(chǎn)品的開發(fā)周期，同時也增加了產(chǎn)品開發(fā)成本。因此，需要一種能在汽車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段就能對汽車車外噪聲進(jìn)行準(zhǔn)確分析預(yù)測的方法，從而為汽車產(chǎn)品開發(fā)中、樣機(jī)研制前為車外噪聲控制提供依據(jù)。
發(fā)明內(nèi)容本發(fā)明所要解決的技術(shù)問題是克服了現(xiàn)有技術(shù)存在的采用"產(chǎn)品設(shè)計^樣車試制^車外噪聲測試^樣車改進(jìn)^再測試=>再改進(jìn)"的傳統(tǒng)方法來控制車外噪聲即在轎車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段難以對車外噪聲進(jìn)行預(yù)測的問題，提供了一種使得轎車在產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段即樣車研制出來之前，就能夠?qū)ζ滠囃庠肼曔M(jìn)行分析預(yù)測的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法。從而為轎車車外噪聲控制提供依據(jù)，能夠縮短轎車產(chǎn)品的開發(fā)周期，降低開發(fā)成本，使所開發(fā)車型的車外噪聲滿足設(shè)計及標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的要求。為解決上述技術(shù)問題，本發(fā)明是采用如下技術(shù)方案實現(xiàn)的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法由建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA;f莫型、建立車外聲腔SEA4莫型、確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)、確定車身所受外部的激勵能量和車外噪聲分析預(yù)測五步驟組成。所述的建立車外聲腔SEA模型是在轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型車身外表面與轎車車身左右兩側(cè)建立車外聲腔SEA模型。車外聲腔包括車身表面外部聲腔、中部聲腔和預(yù)測聲腔。所述的車身表面外部聲腔根據(jù)轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)劃分情況離散為各個小聲腔，每個小聲腔和對應(yīng)的各車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)表面相互耦合，并且各個小聲腔之間也相互耦合，使車身表面外部聲腔覆蓋整個車身，車身表面外部聲腔厚度為0.2-0.6m。所述的中部聲腔外側(cè)平面位于距車身縱向中心垂直對稱面的距離為7.2~7.4m處，中部聲腔內(nèi)側(cè)面和車身表面外部聲腔的外側(cè)面相耦合，且耦合面的尺寸相同。所述的預(yù)測聲腔的縱向中心垂直平面應(yīng)位于距車身縱向中心垂直對稱面7.5m處，預(yù)測聲腔的內(nèi)表面與中部聲腔的外表面相耦合，且耦合面的尺寸相同，預(yù)測聲腔的厚度取0.2~0.6m。技術(shù)方案中所述的確定車身所受外部的激勵能量包括以下步驟1.確定發(fā)動機(jī)搶的聲激勵能量包括以下步驟1)選定發(fā)動機(jī)型號并完成轎車整車總布置；2)根據(jù)測得發(fā)動機(jī)lm的聲功率試驗數(shù)據(jù)及發(fā)動機(jī)艙內(nèi)發(fā)動機(jī)外表面到發(fā)動機(jī)搶壁板間的距離，按點聲源計算公式計算發(fā)動機(jī)對發(fā)動機(jī)搶的聲激勵式中i^為發(fā)動機(jī)對其四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位為dB;^為發(fā)動機(jī)lm聲功率試驗測點聲壓級，單位為dB;ri=lm;r,為預(yù)測聲激勵點距發(fā)動機(jī)外表面的距離，單位為m。2.確定發(fā)動機(jī)懸置的激勵能量包括以下步驟1)選定發(fā)動機(jī)型號并確定發(fā)動機(jī)懸置參數(shù)；2)對發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架試驗，測得發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)振動加速度，再根據(jù)對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振率要求，計算出發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)的振動加速度式中fl。為發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)加速度，單位為m/s2;^為發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)加速度，單位為m/s2;4為發(fā)動機(jī)懸置隔振率，單位為dB。3.確定路面不平度對車身的激勵能量包括以下步驟1)建立轎車的虛擬樣機(jī)模型和B級路面模型；72)讓虛擬樣機(jī)模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即得到路面不平度對車身的輸入激勵。4.確定車身外表面風(fēng)壓的激勵能量包括以下步驟1)采用計算流體動力學(xué)即CFD方法，建立轎車的模擬風(fēng)洞試驗CFD分析才莫型；2)將CFD模型中的車體表面與統(tǒng)計能量分析模型中的子系統(tǒng)一一對應(yīng)，采用大渦仿真對車身外表面風(fēng)壓激勵進(jìn)行CFD仿真計算，即可以得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)所受到的風(fēng)壓激勵值。技術(shù)方案中所述的確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)包括以下步驟1.確定子系統(tǒng)模態(tài)密度包括以下步驟1)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)模態(tài)密度a.將車身結(jié)構(gòu)中梁類子系統(tǒng)簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態(tài)密度為匕S式中/為梁的長度，單位為m;(^為彎曲波速，單位為m/s,且(^=7^,/為頻率，單位為Hz，C,為縱波速，單位為m/s，i為梁截面的回轉(zhuǎn)半徑，i-V7T^，單位為m，J為截面慣性矩，單位為m4,S為梁截面面積，單位為m2;b.將車身結(jié)構(gòu)中較規(guī)則的平板和近似平板的曲面板均簡化成二維平板，二維平板的模態(tài)密度為式中^為平板面積，單位為m2;i為截面回轉(zhuǎn)半徑，單位為m;C,為縱波速，單位為m/s;c.對于車身結(jié)構(gòu)中復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的模態(tài)密度可通過有限元方法進(jìn)行計算。根據(jù)模態(tài)密度的定義，模態(tài)密度為單位頻帶內(nèi)的模態(tài)數(shù)，建立復(fù)雜子系統(tǒng)的有限元模態(tài)分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內(nèi)的模態(tài)數(shù)，即可得到各復(fù)雜子系統(tǒng)的模態(tài)密度；2)確定車外聲腔模態(tài)密度考慮到表面積和棱邊的影響聲腔的模態(tài)密度表示為,、0)，a)2J咖)=~+-^+-2兀c16兀c16兀c式中w為圓頻率，單位為rad/s;7為聲腔總體積單位為m3;/為總棱邊長度，單位為m;爿為總表面積，單位為m2;c為聲速，單位為m/s;2.確定子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子包括以下步驟81)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)/的內(nèi)損耗因子t],主要是由三種彼此獨立的阻尼機(jī)理構(gòu)成〃,H>+r7,A式中a,為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)本身材料摩4察構(gòu)成的結(jié)構(gòu)損耗因子；I為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)振動聲輻射阻尼形成的損耗因子；^為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子；其中結(jié)構(gòu)損耗因子可通過查材料手冊的方式獲得；聲輻射損耗因子可由下式計算〃,>一式中p。為空氣密度，單位為kg/m3;^為結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度，單位為kg/m2;為結(jié)構(gòu)的輻射比；結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)間邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子為^=3y"^，)式中/z為邊界連接間隙厚度，單位為m;P、r為邊界連接間隙內(nèi)氣體壓力、比熱比，單位分別為Pa、J/kg.K;&為梁板重疊面積，單位為m2;^、Pi、&、C,分別為結(jié)構(gòu)的面積、面積質(zhì)量密度、回轉(zhuǎn)半徑和縱波速，單位分別為m2、kg/m2、m、m/s;2)確定聲腔內(nèi)損耗因子由于車外聲場是半自由場，車外聲腔內(nèi)損耗因子可以通過查閱《聲學(xué)手冊》來確定；3.確定子系統(tǒng)間耦合損耗因子包括以下步驟1)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)間耦合損耗因子在車身結(jié)構(gòu)中，結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算式中Q為子系統(tǒng)"的彎曲波速，單位為m/s;Z為耦合連接的連接線長度，單位為m;^為從子系統(tǒng)a到子系統(tǒng)6之間連接的波傳播系數(shù)；《為1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s;S。為結(jié)構(gòu)"的表面積，單位為m2;2)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間耦合損耗因子車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔耦合時，車身結(jié)構(gòu)板件的結(jié)構(gòu)聲輻射損耗因子即為車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間的耦合損耗因子，9由互易原理可得吼"c式中L為結(jié)構(gòu)-聲腔間的耦合損耗因子；L為聲腔-結(jié)構(gòu)間的耦合損耗因子；p。為空氣的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;p,為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;c為聲速，單位為m/s;cj為聲輻射系數(shù)；",為結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度，單位為Hz—1;^為聲腔的模態(tài)密度，單位為Hz—\技術(shù)方案中所述的車外噪聲分析預(yù)測包括以下步驟1.將計算得到的各子系統(tǒng)模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子等SEA模型參數(shù)，以及車身受到的外部輸入激勵，如發(fā)動機(jī)懸置激勵、路面激勵、發(fā)動機(jī)搶聲激勵、車身外表面的風(fēng)壓激勵加入到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型中，得到轎車SEA分析模型；2.利用轎車SEA分析模型對轎車兩側(cè)距其縱向垂直對稱面7.5m處的車外噪聲進(jìn)行預(yù)測，得到其車外噪聲。技術(shù)方案中所述的建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型包括以下步驟根據(jù)統(tǒng)計能量分析模型的基本假設(shè)及子系統(tǒng)簡化原則，采用統(tǒng)計能量分析方法把轎車車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，再把各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)按照它們相互關(guān)系連接起來，得到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型。所述的若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)包括左前門(1)、左后門(2)、左前門玻璃(3)、左后門玻璃(4)、左前翼子板(5)、左后翼子板(6)、左前鐘形座(7)、左前擋泥板(8)、左后擋泥板(9)、左后鐘形座(10)、發(fā)動機(jī)蓋(11)、前風(fēng)擋玻璃(12)、車前地板(13)、前保險杠(14)、左A柱(15)、左B柱(16)、副車架(17)、防火墻(18)、衣帽架板(19)、右前門(20)、右后門(21)、右前門玻璃(22)、右后門玻璃(23)、右前翼子板(24)、右后翼子板(25)、右前鐘形座(26)、右前擋泥板(27)、右后擋泥板(28)、右后鐘形座(29)、行李箱蓋(30)、后風(fēng)擋玻璃(31)、車后地板(32)、后保險杠(33)、右A柱(34)、右B柱(35)、行李箱地板(36)、后座隔板(37)和頂板(38)。與現(xiàn)有技術(shù)相比本發(fā)明的有益效果是1.本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法提出了一種用統(tǒng)計能量分析技術(shù)，在轎車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段、樣機(jī)研制之前對其車外噪聲進(jìn)行分析預(yù)測的方法，利用該方法可以在產(chǎn)品設(shè)計階段對不同車外噪聲控制方案產(chǎn)生的效果進(jìn)行分析比較和低噪聲設(shè)計，從而對車外噪聲實施有效控制，使所開發(fā)車型達(dá)到規(guī)定的設(shè)計和標(biāo)準(zhǔn)要求。克服了傳統(tǒng)方法需要樣機(jī)研制后通過試驗測試車外噪聲，識別出車外主要噪聲源，采取降噪措施后再進(jìn)行試驗測試所導(dǎo)致人力、物力和時間上的浪費，縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，降低了開發(fā)成本。2.參閱圖20，本發(fā)明所述的^^車車外噪聲分析預(yù)測方法可以對車外噪聲主要噪聲源及其傳遞路徑進(jìn)行分析、識別，從圖中可以看出，動力總成對車外噪聲貢獻(xiàn)度最大，尤其是在中頻段，而頂板對車外噪聲貢獻(xiàn)度較小，從而為車外噪聲的有效控制提供依據(jù)。3.本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法較用點聲源理論計算車外噪聲的優(yōu)點是點聲源法計算車外噪聲是先通過試驗測試發(fā)動機(jī)lm聲功率值、發(fā)動機(jī)排氣出口處噪聲、發(fā)動機(jī)風(fēng)扇噪聲等車外主要噪聲源，然后按點聲源理論計算上述主要噪聲源向車兩側(cè)7.5m處傳播的空氣傳聲。該方法只能計及聲源的空氣傳播聲，不能計及由路面激勵和發(fā)動機(jī)振動引起車身板件振動以及發(fā)動機(jī)聲激勵引起發(fā)動機(jī)搶板件振動向車兩側(cè)輻射的噪聲，也無法計及汽車行駛時車身外表面空氣壓力波動引起車身板件振動向車兩側(cè)輻射的噪聲。因此，本發(fā)明提出的方法車外噪聲預(yù)測精度高。4.本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法與消聲室內(nèi)和場地車外噪聲試驗法，以及近場聲全息和空間聲場變換法測量車外噪聲比較，這些方法只有樣車研制出來后才可進(jìn)行上述試驗測量。本發(fā)明提出的是一種車外噪聲分析預(yù)測方法，用于轎車產(chǎn)品開發(fā)階段尤其是樣機(jī)研制出來之前。下面結(jié)合轎車建立車身結(jié)構(gòu)SEA模型、建立車外聲腔的SEA模型、確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)、確定車身所受外部的激勵能量以及車外噪聲預(yù)測，并結(jié)合該轎車的相關(guān)附圖對本發(fā)明作進(jìn)一步的說明圖l-a為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法把車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng),把各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)按照其相互關(guān)系連接起來得到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型圖，圖中表示了序號為1-7、11-12、14-16、26、30-31、33和38的名稱為前門、左后門、左前門玻璃、左后門玻璃、左前翼子板、左后翼子板、左前鐘形座、發(fā)動機(jī)蓋、前風(fēng)擋玻璃、前保險杠、左A柱、左B柱、右前鐘形座、行李箱蓋、后風(fēng)擋玻璃、后保險杠和頂板的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)；圖1-b為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法把車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，圖l-b是在圖1-a地基礎(chǔ)上去掉了序號為1-7、11-12、14-16、26、30-31、33和38的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)后所建立的轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型圖，圖中表示了序號為9-10、13、17-18、20-25、28-29、32和34-36的名稱為左后擋泥板、左后鐘形座、車前地板、副車架、防火墻、右前門、右后門、右前門玻璃、右后門玻璃、右前翼子板、右后翼子板、右后擋泥板、右后鐘形座、車后地氺反、右A柱、右B柱和4亍李箱地才反的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)；ii圖l-c為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法^t巴車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，圖1-c是在圖1-a地基礎(chǔ)上去掉了序號為3-4、7、12、26、31和38的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)后所建立的轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型圖，圖中表示了序號為8、19、27和37的名稱為左前擋泥板、衣帽架板、右前擋泥板和后座隔板的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)；圖2為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法在上述轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型基礎(chǔ)上把車外聲腔劃分成若干個聲腔子系統(tǒng)從而建立了車身外聲腔的SEA模型；圖3為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法把轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型和車外聲腔SEA模型連接起來所得到的轎車車身SEA結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與車外聲腔耦合圖4為釆用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的轎車車外聲腔尺寸圖5為釆用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的A、B柱等梁類子系統(tǒng)的模態(tài)密度隨頻率的變化曲線；圖6為釆用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的板類結(jié)構(gòu)和復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的模態(tài)密度隨頻率的變化曲線；圖7為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的預(yù)測聲腔模態(tài)密度隨頻率的變化曲線；圖8為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子隨頻率的變化曲線；圖9為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的聲腔吸聲系數(shù)隨頻率的變化曲線；圖10為釆用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的隔熱墻與車前地板間的耦合損耗因子隨頻率的變化曲線；圖11為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的乘坐室前聲腔與車前地板間的耦合損耗因子隨頻率的變化曲線；圖12為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的發(fā)動機(jī)艙右側(cè)面聲激勵隨頻率的變化曲線；圖13為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的發(fā)動機(jī)右懸置被動側(cè)振動加速度激勵隨頻率的變化曲線；圖14為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所建立的轎車的虛擬樣機(jī)模型；圖15為釆用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所建立的B級路面模型；12圖16為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法虛擬樣機(jī)模型以50km/h的速度在B級路面上勻速行駛時，左前懸架滑柱與車身連接點的垂直方向振動加速度隨頻率的變化曲線；圖17為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所建立的轎車模擬風(fēng)洞試驗CFD分析模型；圖18為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法當(dāng)車速為50km/h時計算汽車左前門玻璃風(fēng)壓激勵值隨頻率的變化曲線；圖19為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法輸入SEA參數(shù)和施加激勵后所得到的轎車SEA分析模型；圖20為采用本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法所得到的車外噪聲貢獻(xiàn)度分析曲線；圖21為本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法的分析流程框圖。具體實施例方式下面結(jié)合附圖對本發(fā)明作詳細(xì)的描述隨著汽車保有量的不斷增加，為了減少汽車車外噪聲對環(huán)境的污染及對人們生活和身體健康的影響，本發(fā)明所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法按國家標(biāo)準(zhǔn)GB1495-2002《汽車加速行馬史車外噪聲限值及測量方法》的規(guī)定，用統(tǒng)計能量分析(SEA)技術(shù)對轎車車外噪聲進(jìn)行分析預(yù)測。使得轎車在產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段即樣車研制出來之前，就能夠?qū)ζ滠囃庠肼曔M(jìn)行分析預(yù)測，從而為車外噪聲控制提供依據(jù)。本發(fā)明能夠縮短轎車產(chǎn)品的開發(fā)周期，降低開發(fā)成本，使所開發(fā)車型的車外噪聲滿足設(shè)計及標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的要求。轎車車外噪聲分析預(yù)測方法包括轎車車身的SEA建模、車外聲腔的SEA建模、車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)確定、車身所受外部激勵能量的確定和車外噪聲分析預(yù)測五個步驟。I.建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型參閱圖1，根據(jù)統(tǒng)計能量分析模型的基本假設(shè)及子系統(tǒng)簡化原則，采用統(tǒng)計能量分析方法可把轎車車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，把各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)按照其相互關(guān)系連接起來，得到如圖所示的轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型。轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型劃分的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)隨車身結(jié)構(gòu)不同而異，通常包含的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)如下表所示編號子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)性質(zhì)材料編號子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)性質(zhì)材料1左前門曲面斧反鋼20右前門曲面4反鋼2左后門曲面沐反鋼21右后門曲面板鋼3左前門玻璃平板玻璃22右前門玻璃平板玻璃4左后門玻璃平板玻璃23右后門玻璃平板玻璃5左前翼子板曲面4反鋼24右前翼子板曲面板鋼6左后翼子板曲面4反鋼25右后翼子板曲面板鋼13<table>tableseeoriginaldocumentpage14</column></row><table>II.建立車外聲腔SEA模型參閱圖2至4，在上述轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型基礎(chǔ)上，在轎車車身SEA模型車身外表面與轎車車身左右兩側(cè)建立車外聲腔SEA模型，車外聲腔包括車身表面外部聲腔、中部聲腔和預(yù)測聲腔，從而建立了車身外聲腔SEA模型(如圖2所示)。車身表面外部聲腔應(yīng)根據(jù)轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)劃分情況相應(yīng)地可以離散為各個小聲腔，每個小聲腔應(yīng)和對應(yīng)的各車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)表面相互耦合，并且相鄰小聲腔之間也相互耦合，以保證它們之間的能量傳遞，務(wù)必使車身表面外部聲腔覆蓋整個車身(的上、下、左、右、前和后六個面)。車身表面外部聲腔厚度，也就是聲腔外表面距車身表面的距離可以根據(jù)車型而定，建議厚度在0.2~0.6m之間。車身表面外部聲腔的左右兩外側(cè)面與中部聲腔耦合。中部聲腔是一個矩形聲腔，中部聲腔內(nèi)側(cè)面與車身表面外部聲腔的外側(cè)面相耦合，且耦合面的尺寸相同，從而使來自車身結(jié)構(gòu)的激勵能量能通過車身表面外部聲腔傳遞到中部聲腔，中部聲腔外側(cè)平面位于距車身縱向中心垂直對稱面的距離為7.2~7.4m處，中部聲腔的外側(cè)面與預(yù)測聲腔相耦合。預(yù)測聲腔是一個矩形聲腔，預(yù)測聲腔內(nèi)側(cè)面與中部聲腔的外側(cè)面相耦合，且耦合面的尺寸相同，從使來自車身結(jié)構(gòu)的激勵能量能通過車身表面外部聲腔和中部聲腔傳遞到預(yù)測聲腔，預(yù)測聲腔厚度耳又0.2~0.6m。預(yù)測聲腔的縱向中心垂直平面應(yīng)位于距車身縱向中心垂直對稱面7.5m處，以使其與GB1495-2002規(guī)定的汽車加速行駛車外噪聲測量方法規(guī)定的測點位置一致。把轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型和車外聲腔SEA模型連接起來，就得到轎車車外噪聲SEA耦合模型(如圖3所示)，車外聲腔尺寸如圖4所示。III.確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參凄史1.確定子系統(tǒng)模態(tài)密度1)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)模態(tài)密度參閱圖5與圖6，對于車身結(jié)構(gòu)中的梁類子系統(tǒng)(如A、B柱)可以簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態(tài)密度為<formula>formulaseeoriginaldocumentpage15</formula>式中/為梁的長度，單位為m;q為彎曲波速，單位為m/s,JLCB=V^,/為頻率，單位為Hz,C,為縱波速，單位為m/s，i為梁截面的回轉(zhuǎn)半徑，i=V77^，單位為m,/為截面慣性矩，單位為m4,S為梁截面面積，單位為m2。對于車身結(jié)構(gòu)中的較規(guī)則的平板和近似平板的曲面板均近似作為規(guī)則板件來處理，以便計算其模態(tài)密度。二維平板的模態(tài)密度為<formula>formulaseeoriginaldocumentpage15</formula>式中^為平板面積，單位為m2;i為截面回轉(zhuǎn)半徑，單位為m;C,為縱波速，單位為m/s。對于車身結(jié)構(gòu)中的復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)(如鐘型座)的模態(tài)密度可通過有限元方法進(jìn)行計算。根據(jù)模態(tài)密度的定義，模態(tài)密度為單位頻帶內(nèi)的模態(tài)數(shù)，建立復(fù)雜子系統(tǒng)的有限元模態(tài)分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內(nèi)的模態(tài)數(shù)，即可得到各復(fù)雜子系統(tǒng)的模態(tài)密度。車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)中A柱和B柱梁類結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度如圖5所示；板類結(jié)構(gòu)和復(fù)雜結(jié)構(gòu)(如左前門、頂板)的模態(tài)密度如圖6所示。2)確定車外聲腔模態(tài)密度參閱圖7，聲腔的模態(tài)密度可以表示為2兀c考慮到表面積和棱邊影響的修正項，上式變?yōu)?lt;formula>formulaseeoriginaldocumentpage15</formula>式中o)為圓頻率，單位為rad/s;r為聲腔總體積，單位為m3;/為總棱邊長度，單位為m;^為總表面積，單位為m2;c為聲速，單位為m/s。車外聲腔的模態(tài)密度如圖中所示。2.確定子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子1)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子參閱圖8，結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)/的內(nèi)損耗因子",主要是由三種彼此獨立的阻尼機(jī)理構(gòu)成的式中為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)本身材料摩擦構(gòu)成的結(jié)構(gòu)損耗因子；仏r為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)振動聲輻射阻尼形成的損耗因子；"'6為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子。其中結(jié)構(gòu)損^^因子可通過查材料手冊的方式獲得玻璃的內(nèi)損耗因子11玻璃=1.0x10—3;鋼的內(nèi)損耗因子ri鋼-2.5x10—塑料的內(nèi)損耗因子11塑料=0.3;聲輻射損耗因子可由下式計算〃,>=(6)觀式中p。為空氣密度，單位為kg/m3;^為結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度，單位為kg/m2;為結(jié)構(gòu)的輻射比。結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)間邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子為&,(7)式中/2為邊界連接間隙厚度，單位為m;^、r為邊界連接間隙內(nèi)氣體壓力、比熱比，單位分別為Pa、J/kg.K;&為梁板重疊面積，單位為m2;^、Ps、&、C,分別為結(jié)構(gòu)的面積、面積質(zhì)量密度、回轉(zhuǎn)半徑和縱波速，單位分別為m2、kg/m2、m、m/s。由于邊界連接損耗因子非常小，一般可以忽略不計。將上述三部分損耗因子進(jìn)行合成，就可以得到子結(jié)構(gòu)內(nèi)損耗因子(如圖中所示)。2)確定聲腔內(nèi)損耗因子參閱圖9，由于車外聲場是半自由場，車外聲腔內(nèi)損耗因子可以通過查閱《聲學(xué)手冊》來確定，聲腔吸聲系數(shù)如圖中所示。3.確定子系統(tǒng)間耦合損耗因子1)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)間耦合損耗因子參閱圖10，在車身結(jié)構(gòu)中，結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算2d式中Q為子系統(tǒng)"的彎曲波速，單位為m/s;丄為耦合連接的連接線長度，單位為m;^為從子系統(tǒng)a到子系統(tǒng)b之間連接的波傳播系數(shù)；《為1/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s;S。為子系統(tǒng)a的表面積，單位為m2。可以算出隔熱墻與車前地板間的耦合損耗因子(圖中所示)。162)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間的耦合損耗因子參閱圖ll,車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔耦合時，車身結(jié)構(gòu)板件的結(jié)構(gòu)聲輻射損耗因子即為車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間的耦合損耗因子仏,(io)由互易原理可得1=^^(11)"PA式中L為結(jié)構(gòu)-聲腔耦合間的損耗因子；^為聲腔-結(jié)構(gòu)耦合間的損耗因子；p。為空氣的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;p,為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;c為聲速，單位為m/s;cr為聲輻射系數(shù)；",為結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度，單位為Hz—、為聲腔的模態(tài)密度，單位為Hz—\可以算出車身表面外部聲腔(局部)與左前門玻璃間的耦合損耗因子(圖中所示)。IV.確定車身所受的外部激勵能量1.確定發(fā)動機(jī)搶的聲激勵能量參閱圖12，在汽車產(chǎn)品開發(fā)階段樣機(jī)試制前，還無法在實車上進(jìn)行發(fā)動機(jī)對車身輻射聲激勵的試驗測試。但在整車總布置完成后，發(fā)動機(jī)選型已定，可以根據(jù)廠商提供的按GB/T1859-2000《往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)輻射的空氣噪聲測量一工程法及簡易法》測得的發(fā)動機(jī)lm聲功率試驗數(shù)據(jù)，以及發(fā)動機(jī)搶內(nèi)發(fā)動機(jī)表面到車身各相應(yīng)板壁間的距離，按點聲源計算公式，計算發(fā)動機(jī)對車身板件結(jié)構(gòu)的聲激勵H201ogi(12)式中L為發(fā)動機(jī)對其四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位為dB;i^為發(fā)動機(jī)lm聲功率試驗測點聲壓級，單位為dB;r,lm;〃2為預(yù)測聲激勵點距發(fā)動機(jī)表面的距離，單位為m。按公式(12)算得的發(fā)動機(jī)搶右側(cè)面聲激勵(如圖中所示)。2.確定發(fā)動機(jī)懸置的激勵能量參閱圖13，在產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段，當(dāng)發(fā)動機(jī)已定型、且發(fā)動機(jī)懸置參數(shù)確定之后，可以對發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架試驗，測得發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)振動加速度，再根據(jù)對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振率要求，計算出發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)的振動加速度式中^為發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)加速度，單位為ra/s2;^為發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)加速度，單位為m/s^4為發(fā)動機(jī)懸置隔振率，單位為dB。按公式(13)計算出發(fā)動機(jī)右懸置被動側(cè)的振動加速度激勵(如圖中所示)。3.確定路面不平度對車身的激勵能量參閱圖14至圖16，在產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段，建立轎車的虛擬樣機(jī)模型和B級路面模型分別如圖14和圖15所示，然后讓虛擬樣機(jī)模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即可得到路面不平度對車身的輸入激勵。圖16為虛擬樣機(jī)模型以50km/h的速度在B級路面上行駛時，左前懸架滑柱與車身連接點的垂直方向振動加速度。4.確定車身外表面風(fēng)壓的激勵能量參閱圖17與圖18,采用計算流體動力學(xué)(ComputationalFluidDynamics—CFD)方法，建立轎車的模擬風(fēng)洞試驗CFD分析模型(如圖17所示)，將CFD模型中的車體表面與統(tǒng)計能量分析模型中的子系統(tǒng)——對應(yīng)，采用大渦仿真(LES)對車身外表面風(fēng)壓激勵進(jìn)行CFD仿真計算，即可以得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)所受到的風(fēng)壓激勵值。當(dāng)車速為50km/h時，計算汽車左前門玻璃的風(fēng)壓激勵值(如圖18所示)。V.車外噪聲分析預(yù)測參閱圖19與圖20，將計算得到的各子系統(tǒng)模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子等SEA模型參數(shù)，以及車身受到的外部輸入激勵，如發(fā)動機(jī)懸置激勵、路面激勵、發(fā)動機(jī)艙聲激勵、車身外表面的風(fēng)壓激勵加入到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型中，得到轎車SEA分析模型(如圖19所示)，利用該模型對轎車兩側(cè)距其縱向垂直對稱面7.5m處的車外噪聲進(jìn)行分析預(yù)測，得到其車外噪聲為74.59dB(A)。為了驗證車外噪聲預(yù)測結(jié)果的有效性，根據(jù)GB1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》，當(dāng)樣車研制出來后對其進(jìn)行加速行駛車外噪聲測試，測試結(jié)果為72.6dB(A)。預(yù)測值比試—瞼值大1.99dB(A)。誤差為2.7%，絕對誤差小于2dB(A),預(yù)測結(jié)杲充分顯示了統(tǒng)計能量分析模型對車外噪聲預(yù)測的有效性。因此，可以利用本發(fā)明提出的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法對開發(fā)設(shè)計階段轎車產(chǎn)品的不同車外噪聲控制方案進(jìn)行比較和優(yōu)化，從而縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，大幅降低開發(fā)成本。18權(quán)利要求1.一種轎車車外噪聲分析預(yù)測方法，由建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型、建立車外聲腔SEA模型、確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)、確定車身所受外部的激勵能量和車外噪聲分析預(yù)測五步驟組成，其特征在于，所述的建立車外聲腔SEA模型是在轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型車身外表面與轎車車身左右兩側(cè)建立車外聲腔SEA模型，車外聲腔包括車身表面外部聲腔、中部聲腔和預(yù)測聲腔；所述的車身表面外部聲腔根據(jù)轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)劃分情況離散為各個小聲腔，每個小聲腔和對應(yīng)的各車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)表面相互耦合，并且各個小聲腔之間也相互耦合，使車身表面外部聲腔覆蓋整個車身，車身表面外部聲腔厚度為0.2～0.6m；所述的中部聲腔外側(cè)平面位于距車身縱向中心垂直對稱面的距離為7.2～7.4m處，中部聲腔內(nèi)側(cè)面和車身表面外部聲腔的外側(cè)面相耦合，且耦合面的尺寸相同；所述的預(yù)測聲腔的縱向中心垂直平面應(yīng)位于距車身縱向中心垂直對稱面7.5m處，預(yù)測聲腔的內(nèi)表面與中部聲腔的外表面相耦合，且耦合面的尺寸相同，預(yù)測聲腔的厚度取0.2～0.6m。2.按照權(quán)利要求1所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法，其特征在于，所述的確定車身所受外部的激勵能量包括以下步驟1)確定發(fā)動機(jī)艙的聲激勵能量包括以下步驟(1)選定發(fā)動機(jī)型號并完成轎車整車總布置；(2)根據(jù)測得發(fā)動機(jī)lm的聲功率試驗數(shù)據(jù)及發(fā)動機(jī)搶內(nèi)發(fā)動機(jī)外表面到發(fā)動機(jī)搶壁板間的距離，按點聲源計算公式計算發(fā)動機(jī)對發(fā)動機(jī)搶的聲激勵式中；為發(fā)動機(jī)對其四周第i個板壁的激勵聲壓級，單位為dB;i^為發(fā)動機(jī)lm聲功率試驗測點聲壓級，單位為dB;ri=lm;r2為預(yù)測聲激勵點距發(fā)動機(jī)外表面的距離，單位為m;2)確定發(fā)動機(jī)懸置的激勵能量包括以下步驟(1)選定發(fā)動機(jī)型號并確定發(fā)動機(jī)懸置參數(shù)；(2)對發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架試驗，測得發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)振動加速度，再根據(jù)對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振率要求，計算出發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)的振動加速度式中a。為發(fā)動機(jī)懸置主動側(cè)加速度，單位為m/s2;^為發(fā)動機(jī)懸置被動側(cè)加速度，單位為m/s^4為發(fā)動機(jī)懸置隔振率，單位為dB;H201og丄3)確定路面不平度對車身的激勵能量包括以下步驟(1)建立轎車的虛擬樣機(jī)模型和B級路面模型；(2)讓虛擬樣機(jī)模型以給定的速度在B級路面上行駛，在車身與懸架各連接點處測量振動加速度信號，即得到路面不平度對車身的輸入激勵；4)確定車身外表面風(fēng)壓的激勵能量包括以下步驟(1)采用計算流體動力學(xué)即CFD方法，建立轎車的模擬風(fēng)洞試驗CFD模型；(2)將CFD模型中的車體表面與統(tǒng)計能量分析模型中的子系統(tǒng)一一對應(yīng)，采用大渦仿真對車身外表面風(fēng)壓激勵進(jìn)行CFD仿真計算，即可以得到轎車以一定車速行駛時車身外表面各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)所受到的風(fēng)壓激勵值。3.按照權(quán)利要求1所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法，其特征在于，所述的確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)包括以下步驟1)確定子系統(tǒng)模態(tài)密度包括以下步驟(1)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)模態(tài)密度a.將車身結(jié)構(gòu)中梁類子系統(tǒng)簡化成一維梁，一維梁橫向振動的模態(tài)密度為<formula>formulaseeoriginaldocumentpage3</formula>式中/為梁的長度，單位為m;Q為彎曲波速，單位為m/s,且(^=7^,/為頻率，單位為Hz,C,為縱波速，單位為m/s，i為梁截面的回轉(zhuǎn)半徑，i=V77^，單位為m,/為截面慣性矩，單位為m4,S為梁截面面積，單位為1112;b.將車身結(jié)構(gòu)中較規(guī)則的平板和近似平板的曲面板均簡化成二維平板，二維平板的模態(tài)密度為<formula>formulaseeoriginaldocumentpage3</formula>式中^為平板面積，單位為m2;i為截面回轉(zhuǎn)半徑，單位為m;C,為縱波速，單4立為m/s;c.對于車身結(jié)構(gòu)中復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的模態(tài)密度可通過有限元方法進(jìn)行計算。根據(jù)模態(tài)密度的定義，模態(tài)密度為單位頻帶內(nèi)的模態(tài)數(shù)，建立復(fù)雜子系統(tǒng)的有限元模態(tài)分析模型，計算1/3倍頻程帶寬內(nèi)的模態(tài)數(shù)，即可得到各復(fù)雜子系統(tǒng)的模態(tài)密度；(2)確定車外聲腔模態(tài)密度考慮到表面積和棱邊的影響聲腔的模態(tài)密度表示為<formula>formulaseeoriginaldocumentpage3</formula>式中w為圓頻率，單位為rad/s;r為聲腔總體積單位為m3;/為總棱邊長度，單位為m;爿為總表面積，單位為m2;c為聲速，單位為m/s;2)確定子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子包括以下步驟(1)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)!'的內(nèi)損耗因子J7,主要是由三種彼此獨立的阻尼機(jī)理構(gòu)成式中77,,為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)本身材料摩擦構(gòu)成的結(jié)構(gòu)損耗因子；^為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)振動聲輻射阻尼形成的損耗因子；^為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子；其中結(jié)構(gòu)損耗因子可通過查材料手冊的方式獲得；聲輻射損耗因子可由下式計算〃=/V'r叫，式中p。為空氣密度，單位為kg/m3;p,為結(jié)構(gòu)的面積質(zhì)量密度，單位為kg/m2;^為結(jié)構(gòu)的輻射比；結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)間邊界連接阻尼構(gòu)成的損耗因子為式中A為邊界連接間隙厚度，單位為m;P、r為邊界連接間隙內(nèi)氣體壓力、比熱比，單位分別為Pa、J/kg.K;&為梁斧反重疊面積，單位為m2;^、Ps、ip、C,分別為結(jié)構(gòu)的面積、面積質(zhì)量密度、回轉(zhuǎn)半徑和縱波速，單位分別為m2、kg/m2、m、m/s;(2)確定聲腔內(nèi)損耗因子由于車外聲場是半自由場，車外聲腔內(nèi)損耗因子可以通過查閱《聲學(xué)手冊》來確定；3)確定子系統(tǒng)間耦合損耗因子包括以下步驟(1)確定車身結(jié)構(gòu)各子系統(tǒng)間耦合損耗因子在車身結(jié)構(gòu)中，結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)間耦合方式最多的是直線連接，這種耦合方式的耦合損耗因子可由下式計算式中Q為子系統(tǒng)。的彎曲波速，單位為m/s;￡為耦合連接的連接線長度，單位為m;^為從子系統(tǒng)"到子系統(tǒng)6之間連接的波傳播系數(shù)；co為l/3倍頻帶中心圓頻率，單位為rad/s;S。為子系統(tǒng)。的表面積，單位為m2;(2)確定車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間的耦合損耗因子車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔耦合時，車身結(jié)構(gòu)板件的結(jié)構(gòu)聲輻射損耗因子即為車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)與聲腔間的耦合損耗因子，由互易原理可得式中L為結(jié)構(gòu)-聲腔間的耦合損耗因子；^為聲腔-結(jié)構(gòu)間的耦合損耗因子；p。為空氣的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;^為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量密度，單位為kg/m3;c為聲速，單位為m/s;cj為聲輻射系數(shù)；為結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度，單位為Hz—1;為聲腔的模態(tài)密度，單位為Hz—\4.按照權(quán)利要求1所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法，其特征在于，所述的車外噪聲分析預(yù)測包括以下步驟1)將計算得到的各子系統(tǒng)模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子等SEA模型參數(shù)，以及車身受到的外部輸入激勵，如發(fā)動機(jī)懸置激勵、路面激勵、發(fā)動機(jī)艙聲激勵、車身外表面的風(fēng)壓激勵加入到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型中，得到轎車SEA分析模型；2)利用轎車SEA分析模型對轎車兩側(cè)距其縱向垂直對稱面7.5m處的車外噪聲進(jìn)行預(yù)測，得到其車外噪聲。5.按照權(quán)利要求1所述的轎車車外噪聲分析預(yù)測方法，其特征在于，所述的建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型包括以下步驟根據(jù)統(tǒng)計能量分析模型的基本假設(shè)及子系統(tǒng)簡化原則，采用統(tǒng)計能量分析方法把轎車車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，再把各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)按照它們相互關(guān)系連接起來，得到轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型；所述的若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)包括左前門(l)、左后門(2)、左前門玻璃(3)、左后門玻璃(4)、左前翼子板(5)、左后翼子板(6)、左前鐘形座(7)、左前擋泥板(8)、左后擋泥板(9)、左后鐘形座(10)、發(fā)動機(jī)蓋(11)、前風(fēng)擋玻璃(12)、車前地板(13)、前保險杠(14)、左A柱(15)、左B柱(16)、副車架(17)、防火墻(18)、衣帽架板(19)、右前門(20)、右后門(21)、右前門玻璃(22)、右后門玻璃(23)、右前翼子板(24)、右后翼子板(25)、右前鐘形座(26)、右前擋泥板(27)、右后擋泥板(28)、右后鐘形座(29)、行李箱蓋(30)、后風(fēng)擋玻璃(31)、車后地板(32)、后保險杠(33)、右A柱(34)、右B柱(35)、行李箱地板(36)、后座隔板(37)和頂板(38)。全文摘要本發(fā)明公開一種轎車車外噪聲分析預(yù)測方法。旨在克服在轎車產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計階段難對車外噪聲進(jìn)行預(yù)測的問題。該方法包括1)建立轎車車身結(jié)構(gòu)SEA模型把轎車車身劃分成若干個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，再把各結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)按照它們相互關(guān)系連接起來；2)建立車外聲腔SEA模型在車身結(jié)構(gòu)SEA模型車身外表面及左右兩側(cè)建立車外聲腔SEA模型；3)確定車身結(jié)構(gòu)和車外聲腔子系統(tǒng)SEA參數(shù)確定各子系統(tǒng)模態(tài)密度；確定各子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子；確定各子系統(tǒng)間耦合損耗因子；4)確定車身所受外部的激勵能量確定發(fā)動機(jī)艙的聲激勵能量；確定發(fā)動機(jī)懸置的激勵能量；確定路面不平度對車身的激勵能量；確定車身外表面風(fēng)壓的激勵能量；5)車外噪聲分析預(yù)測。文檔編號G06F17/50GK101661522SQ20091006758公開日2010年3月3日申請日期2009年9月27日優(yōu)先權(quán)日2009年9月27日發(fā)明者宋繼強(qiáng),王登峰,陳書明申請人:吉林大學(xué)