聲腔模態的案例
NVH仿真教程-車室聲腔模態分析
（詳細操作與設置請參考"流固耦合系統模態分析"）完整的聲腔模型如下圖所示：
聲腔模型建立完成后，聲腔網格模型出來后，還需要對其進行進一步設置。點擊圖示圖標，把聲腔模型單獨顯示出來全選上所有的節點，然后點擊edit，進去設置界面把CD-1勾選，界面將出現-1的字樣，點擊return完成設置。這一步設置把聲腔模型的節點設置為流體節點；
最后定義材料屬性，車室聲腔模型的材料選擇流體材料類型MAT10，設置材料密度1.2e-12 ton/mm^3，聲速340000mm/s. 同樣，由于座椅除了骨架外其余大多由海綿等多孔材料組成，其中填充著大量的空氣，所以座椅的材料選擇也流體材料類型MAT10，設置材料密度1.2e-11 ton/mm^3，比空氣的密度略大，聲速340000mm/s.
最好，檢查一下聲腔模型的網格質量，如無問題，聲腔網格模型就建立完成，下一步可用于模態分析。
聲腔模態分析
求解模態的方法與詳細的參數設置請參考”流固耦合系統模態分析“ ，下面給出本次聲腔的前4階模態計算結果：
上圖的左上為第一階縱向模態，右上為第二階縱向模態，左下為橫向模態，右下為縱向橫向交織模態。圖中的顏色表示壓力的大小，車身不同位置的壓力是不一樣的，有的地方壓力位 0。壓力為 0 的地方的連線稱為聲腔模態的節線，類似于結構模態的節點，當聲腔受到外界激勵的時候，聲壓變化大的地方響應大，即靈敏度大，而聲壓沒有變化的地方，外界的激勵不引起任何變化。
車身的每一階聲腔模態有特定的形狀，表示特定的聲壓分布。隨著模態階次的增加，聲腔模態形狀將會越來越復雜。
展開 聲學仿真專題 | 汽車內的聲腔模態分析
本文演示汽車聲腔，介紹聲腔模態的有限元仿真方法。
1 建模
汽車內的空氣模型如下圖所示：
2 材料參數
空氣的密度和聲速如下圖所示：
3 網格劃分
有限元模型如下圖所示：
4 分析設置
聲腔模態分析的設置如下：
5 分析結果
前六階非零模態頻率如下：
6 考慮座椅的吸聲效應
在以上設置的基礎上，考慮座椅的吸聲效應，如下圖所示：
7 分析結果
前六階非零模態頻率如下：
聲學仿真專題 | 直管的聲腔模態分析
本文從最簡單的直管出發，介紹聲腔模態的有限元仿真方法。
1 建模
兩端封閉直管內的空氣模型如下圖所示：
2 材料參數
空氣的密度和聲速如下圖所示：
3 網格劃分
有限元模型如下圖所示：
4 分析設置
聲腔模態分析的設置如下：
5 分析結果
前六階非零模態頻率如下：
6 對比理論解
理論解如下，驗證了仿真結果的正確：
7 兩端封閉直管改為一端封閉、一端打開
只需要在分析設置上稍作修改，兩端封閉的直管就可以變為一端封閉一端打開的直管，如下圖所示：
8 分析結果
前六階非零模態頻率如下：
9 對比理論解
理論解如下，驗證了仿真結果的正確：
10 兩端封閉直管改為兩端打開
只需要在分析設置上稍作修改，兩端封閉的直管就可以變為兩端打開的直管，如下圖所示：
11 分析結果
前六階非零模態頻率如下：
12 對比理論解
理論解如下，驗證了仿真結果的正確：
展開 基于Hyperworks汽車聲腔模態分析 ￥12
在車身NVH設計階段，對車室聲腔進行模態分析不僅可以掌握車內空腔的聲學模態頻率和模態振型，從而更好地在設計過程中避免車身結構振動導致的車內共鳴噪聲，合理布置及優化車內聲學特性，以此同時還可以掌握空腔聲場的聲壓分布情況，為預測并分析動態聲學響應做好前期準備。
前處理：Hypermesh 14.0（optistruct/radioss）
求解器：optistruct/radioss
后處理：Hyperview 14.0
聲腔模態陣型圖
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汽車轟鳴聲產生機理研究
建立乘員艙流體網格模型并進行模態計算，如圖10所示，發現48Hz處是車的一階縱向聲腔模態，正好與尾門的整體模態頻率相一致。由前面對轟鳴聲的分析可知，這兩處聲壓峰值產生的機理明顯不同，其解決措施也不同。此款車的發動機為4缸汽油機，在怠速時其轉速為720轉/分鐘，2階點火頻率為24Hz，4階點火頻率為48Hz，這正好激勵起頂棚薄鋼板的局部模態和背門的整體模態。為了改變激勵源對車身的激勵頻率，將怠速轉速從720轉/分鐘調為780轉/分鐘，其2階和4階點火頻率變為26和52Hz，從圖8的紅線可以看出，49Hz峰值消失，很顯然怠速轉速的調整避免了尾門的共振，從而無法激勵其一階縱向聲腔模態。但是，25Hz的峰值移動到27Hz，其聲壓大小并沒有明顯減小，引起的轟鳴聲沒有消除，這是由于在23-27Hz的頻段上車頂處有多處局部模態，怠速轉速的調整并沒有使激勵頻率跳出車頂的共振頻率范圍。因此，需要采取其他措施降低頂棚的共振，如增加集中質量降低局部模態頻率，增加支撐提高局部模態頻率，或者增加瀝青阻尼墊降低頂棚的振動輻射效率。
5 結論
通過RADIOSS進行模態分析和流固耦合分析，使我們對汽車轟鳴聲產生的機理有了深入了解。車內轟鳴聲并非完全由被激勵起的聲腔模態所導致，低于一階縱向聲腔模態頻率時，車身鋼板上如果有局部模態被激起，其輻射噪聲足以產生低頻的轟鳴聲。當振動載荷垂直施加載車身鋼板上時，極易激起與聲腔內聲壓的分布方向一致的各階聲腔模態并產生轟鳴聲，并且對于一階縱向聲腔模態，只要振動載荷垂直施加載車身鋼板上，不論是哪塊區域的鋼板，都可激起聲腔模態并在前排和后排產生轟鳴聲。對于頂棚、地板區域，極易產生共振并激起縱向、橫向和豎向的各階聲腔模態，從而產生車內的轟鳴聲，這一點尤其需要注意。（轉）
展開 某純電動車開空調車內振動噪聲分析與優化
2.2 模態分析
由于在掃頻過程中壓縮機一階50Hz對應的3000r/min附近壓縮機本體振動突變不明顯，可以排除是由壓縮機本體共振引起的車內振動噪聲問題。因此將分析重點放在壓縮機到車內振動噪聲的傳遞路徑上。由于壓縮機安裝在驅動電機上，接下來對由驅動電機及差減速器組成的動力總成進行剛體模態測試，結果顯示該樣車原狀態動力總成存在約48Hz的Pitch剛體模態，振形為繞整車Y軸旋轉，如圖9所示。
圖9 整車動力總成剛體模態測試圖
而經過原點頻響測試發現該樣車方向盤上也分別存在46Hz、50Hz的模態，如圖10所示。
圖10 方向盤頻響測試圖
通過車身仿真分析顯示整車聲腔一階模態也在50Hz附近，如圖11所示。
圖11 整車聲腔模態圖
綜合以上各子系統的測試結果，可以分析出該樣車開空調車內振動噪聲大原因如下。
1） 壓縮機工作在3000r/min附近時，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態共振，通過車內一階50Hz聲腔模態耦合放大，導致車內駕駛員右耳噪聲在3000 r/min附近出現明顯轟鳴。
2） 壓縮機工作在3000r/min附近，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態共振，通過方向盤一階模態耦合放大，導致方向盤3000r/min附近振動出現峰值。
3 優化方案提出及效果驗證
3.1 優化方案分析
由于該問題主要原因是壓縮機一階振動激勵與動力總成剛體模態共振，分別通過方向盤模態及聲腔模態耦合放大導致，基于項目實際情況，優化方向考慮兩方面，一是在壓縮機振動傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵源壓縮機振動，二是將動力總成剛體模態與方向盤及聲腔模態解耦。
展開 聲腔的建模與傳涵對標 ￥1
最后一步，通過分析評判對標的結果，修改聲腔建模方法和屬性賦值，得到更精確的仿真結果。
02 通過實驗得到聲腔的模態頻率和振型
聲腔的模態實驗測試方法，當然需要耗費大量的實驗資源，但有如此之多，我還是沒有想到的。
首先，采用了12個西門子的體積聲源，作為聲壓的激勵。具體一起的規格和布點位置如下圖：
有激勵，當然也要有響應。實驗中使用了將近500個麥克，來接受聲壓響應，這些麥克呈陣列排布，500個，真壯觀。
同時，為了進行ATF的對標，實驗中還獲取了從主駕人耳和副駕人耳處到耦合板件位置處的ATF傳遞函數。
最后，通過一些處理手段和方法，得到的聲腔模態結果和振型如下：
03 聲腔模態、振型和ATF與實驗對標
仿真中，采用常規建模方法，利用MSC.Nastran求得聲腔的仿真結果，得到的模態頻率和振型對標結果如下：
整體上來講，仿真與實驗的對標情況均大體類似，但也有一些不好的地方。從頻率上來看，行李艙模態、縱向一階、縱向二階和垂向一階模態頻率值均與實驗由差距，需要進行修正。
在振型對比上，采用MAC（modal assurance criteria）模態置信因子來評價振型的相似性。MAC結果上來看，小于100Hz的MAC均接近于1，說明100Hz下的仿真模態振型與實驗幾乎一模一樣，但大于100Hz模態的MAC均小于0.7，尤其是在整車噪聲分析中的垂向模態，也小于0.7，著就意味著這階模態的整體精度不高。
下面分析一下ATF的對標結果。傳統的FRAC——頻響置信因子，對兩條傳涵的相似度已經不能提供合適的評價了，所以案例中引入了一個名為HIF（Hynudai Index of FRF）來評價仿真和實驗的相似度。
展開 【iSolver案例分享18】一端開放圓管空氣聲腔聲模態分析
模態分析是各種動力學分析類型中基礎的內容，結構和系統的振動特性決定了結構和系統對其他各種動力載荷的響應情況。所以，一般情況下，在進行其他動力學分析之前首先要進行模態分析。
使用模態分析有如下功能。
（1）可以使結構設計避免共振或按照特定的頻率進行振動。
（2）可以認識到對于不同類型的動力載荷結構是如何響應的。
（3）有助于在其他動力學分析中估算求解控制參數（如時間步長）。
iSolver可支持結構的模態，也能支持聲介質模態分析，本文以一端開放圓管空氣聲腔聲模態分析的整個流程為例，將iSolver、Abaqus、理論計算結果進行對比，可發現iSolver頻率計算結果以及振型和abaqus完全一致，沒有誤差。
1.2 建模和網格劃分
在Hypermesh中建立三維圓管模型如下圖所示:
圓管長度為4.25,直徑長度為0.2，劃分網格，由于是三維結構，劃分為六面體單元，由于需要在iSolver中分析，iSolver支持Abaqus、Nastran等商業軟件模型的導入，在HyperMesh中導出為Nastran的bdf文件。
展開 OTPA 技術和CAE 分析相結合在解決路噪問題中的應用
從圖
2
中可以看出，路噪問題點主要有三處：
60-90Hz
右后乘客左耳噪聲、
100-120Hz
駕駛員右耳噪聲和
225Hz
輪胎聲腔模態。
其它頻率段對路噪的影響較小，可不予關注。
對60-90Hz右后乘客左耳噪聲和100-120Hz駕駛員右耳噪聲進行工況傳遞路徑貢獻量分析，分析結果分別見圖3和圖4。
通過OTPA，識別出了右后乘客60-90Hz的路噪問題主要路徑是來自后車輪，駕駛員100-120Hz的路噪問題主要路徑是來自排氣吊鉤3。225Hz處的路噪問題是輪胎聲腔模態共振問題，不需要進行路徑貢獻率分析。
3 CAE分析
后輪的振動激勵是通過后懸架和后副車架接附點傳遞到車身；排氣吊鉤3是焊接在后副車架上的，后副車架是柔接在車身上，排氣吊鉤3的振動激勵是通過后副車架接附點傳遞到車身；225Hz左右輪胎聲腔模態的振動也是通過后懸傳遞到車身上的，路噪問題都集中在后懸各傳遞路徑上。利用CAE分析，對問題路徑的車身結構做進一步排查，確認車身是否存在導致路噪大的結構問題。
檢查后懸相關各路徑接附點CAE分析的NTF結果（見表2和表3），各問題路徑上NTF均在目標值附近，車身結構滿足NVH性能要求。同時，CAE分析排氣吊鉤3的局部模態為236Hz，后副車架模態為61Hz,這些均與排氣吊鉤3產生的路噪問題頻率100-120Hz無對應性，這說明了OTPA在判斷這一條傳遞路徑上有誤，因為在排氣吊鉤3處存在激勵耦合的問題。
4 路噪問題解決措施及驗證結果
在車身結構滿足目標要求的前提下，該車60-120Hz的路噪問題將不是NTF函數過大的問題，應主要源于路面激勵向車身傳遞較大造成的，可以通過降低后懸橡膠襯套硬度或者降低輪胎剛度來衰減路面激勵。
展開 白噪聲與粉紅噪聲
4 應用場合
由于白噪聲在單位頻帶上的能量分布是等強度的，那么，通常對結構進行激振器模態分析時，需要激起整個感興趣頻率范圍內的模態，那么應該用白噪聲激勵，激勵信號如猝發隨機、偽隨機、周期隨機等。在利用體積聲源進行NTF測量時，由于也要求在整個頻帶上相干系數接近1，那么，也經常用白噪聲。
在《什么是聲場？》一文中我們講到，在自由場的遠場中，距離每增加一倍，聲壓級降低6dB，如圖6所示。這個6dB是從線性幅值關系來考慮的，如果從能量角度來考慮，則是距離每增加一倍，聲能降低3dB，這符號粉紅噪聲的特點。因此，背景噪聲、擴音系統房間平衡等采用噪聲源的音頻應用很有可能會用到粉紅噪聲。室內混響時間測量也可以用粉紅噪聲。
圖6 距離增加一倍，聲壓級降低6dB
在對PP型聲強探頭進行相位校準、測量聲壓殘余聲強指數PRII時都是使用粉紅噪聲。
在進行聲腔模態測試時，由于主要關心的是低頻的聲腔模態，根據經驗公式，通常乘員艙的第一階聲腔模態頻率為聲速除以2倍的聲腔空間長度，因此，大多數車輛第一階聲腔模態頻率在50-100Hz之間，所以，此時可以用粉紅噪聲進行激勵。
總之，如果關心低頻，那么可以用粉紅噪聲；如果同時也關心中高頻，應該用白噪聲。
來源：模態空間
作者：譚祥軍
展開 基于optistruct聲固耦合模態分析 ￥80
看到技術鄰上很多人都在問聲固耦合模態怎么分析、控制卡片如何設置等。本案例主要給大家演示如何使用optistruct對流固耦合的結構進行模態分析，以及了解聲腔對結構模態的影響。流固耦合法被廣泛地應用于聲學和噪音控制領域，對空腔結構（比如汽車車室）進行流固耦合模態分析，可以了解到聲腔對結構模態的影響，為研究耦合系統的聲學特性提供可靠的理論參考。在我們汽車結構振動領域應用相對較多的如油箱流固耦合、聲腔耦合分析等，通過進行聲腔與鈑金耦合分析可以了解車身結構件的振動特性及靈敏度。模擬流體對結構動力學特性影響的分析方法有很多種，如流固耦合法、虛擬質量法等。
聲固耦合模態分析結果動畫
技術鄰網友求助
聲腔、結構、聲固耦合模態分析頻率結果
聲腔模態頻率
結構模態頻率
聲固耦合模態頻率
本案例模型見收費內容部分，凡購買本案例的朋友，結合附件中的模型及相關操作說明在仿真操作上還有什么疑問可互相交流。
展開 
整車模態規劃在輕卡NVH設計中的應用
表1 某輕卡動力系統頻率分布及解耦匯總表
輕卡的駕駛室與乘用車不同，通過懸置連接在車架上，駕駛室剛體模態主要考慮頻率及解耦問題。其模態頻率設定原則如下：
(1) 垂向模態Z頻率規避人體敏感頻段；
(2) 垂向模態Z頻率與俯仰模態頻率RY需滿足避頻要求；
(3) 各模態（尤其是垂向模態）達到解耦率要求。
表2 某輕卡駕駛室頻率分布及解耦匯總表
5.3 聲腔模態
駕駛室聲腔是頻率規劃表的重要組成成分，獲得其頻率后，需確保駕駛室地板頂棚等大鈑金一階模態頻率與其避頻。輕卡由于其尺寸問題，其一階模態頻率通常較高，一般高于局部大鈑金的一階模態。
表3 某輕卡駕駛室聲腔模態頻率匯總表
5.4 駕駛室模態
駕駛室是NVH的最終響應端，轉向盤、儀表板、座椅及后視鏡都是人直接感受的部件，其響應模態主要包含如下：
(1) 一階彎曲/扭轉模態
(2) 局部（鈑金）模態
(3) 轉向系統模態
(4) 座椅模態
(5) 后視鏡模態
(6) 儀表板模態
這些系統其頻率規劃的原則如下：
(1) 與激勵頻率避頻；
(2) 相關系統解耦。
座椅模態頻率通常為16-20Hz，其頻率需高于懸架激勵及發動機一階怠速激勵。轉向系統模態頻率需要高于怠速二階激勵，同時自身垂向和橫向模態分離。儀表板模態通常高于怠速二階激勵，同時需要與轉向系統、車身模態頻率分離。車身及后視鏡通常高于發動機二階怠速頻率，其自身需要保持頻率分離。
展開 整車路噪傳遞路徑分析（2.2.3 Transfer Path - Road Noise）
NVH用的NASTRAN模態輪胎建模和耐久與操控用的ADAMS輪胎建模詳見輪胎建模（ 1.5 Tire）。注意NASTRAN模態輪胎只能用于NVH分析，不要試圖轉換成MNF柔性體在ADAMS下用于耐久與操控分析，因為輪胎的狀態不一樣。
整車路噪之所以屬于隨機分析，原因就是行駛時輸入路面不平度數據的隨機性，其數據處理方式是基于隨機振動中載荷譜功率譜密度（Power Spetral Density）理論，將路面掃描的時域數據轉換為分析用的頻域PSD數據如下所示：
模態輪胎之所以加上模態，原因是輪胎NVH模型的生成是基于純滾動并加載狀態下輪胎的模態分析結果，滾動輪胎（輪荷4000N、輪胎型號205/55R16）在不同車速（0/60/100 kph）下模態測試結果示例如下圖：
整車路噪傳遞路徑分析模型示意圖如下：
傳遞路徑計算公式如下：
由此可知，可以從激勵源—路徑—響應這三個方面入手進行優化，具體到整車路噪分析就是：
1、激勵源—路面/輪胎/底盤：
對于路面，選擇專用于路噪測試的光滑和粗糙兩種路面，即路面標準等級為A~B級。
粗糙路面如下圖所示：
對于輪胎，要控制路面到輪心（軸頭）的峰值頻率（車輪模態與輪胎聲腔模態）和不同頻率段傳遞率。注意此時輪胎是純滾動并加載狀態（即整車行駛時輪胎的實際狀態），不是靜止或自由狀態。
2、路徑—接附點：
對于底盤，要控制輪心（軸頭）到接附點的峰值頻率（副車架模態與懸架模態）和傳遞率。
對于底盤與車身之間的接附點，要控制關鍵路徑（即正負貢獻量在前的）的襯套剛度與接附點動剛度。
展開 汽車行業仿真咨詢與專業定制開發
制定整車的模態分布表、確定各系統總成和零部件的NVH性能指標。
分析內容主要包括：整車模態分析、聲腔模態分析、白車身模態分析、車身噪聲傳遞函數（NTF）分析、以及其他相關總成及零部件的NVH性能分析等等。
整車NVH傳遞路徑 聲腔模態分析 方向盤模態分析
5、 整車CFD仿真分析
汽車行駛時，周圍的空氣與其產生相對運動，形成對流。汽車行駛的速度越快，該氣流對汽車影響的作用越大。所以，現代汽車設計中必須考慮空氣動力對汽車的作用，要研究其對汽車主要作用性能的影響，以此指導汽車新產品的造型和結構設計工作。
應用CFD數值模擬可為車身氣動外形的初選提供依據，方便、直觀地了解汽車各部分的分離情況和尾部渦系結構及分布情況，初步計算出整車的風阻系數，為進一步細化設計提供依據。
分析內容主要包括：整車外流場風阻系數分析、空調通風管道流量分配分析、除霜除霧分析、機艙散熱分析、進排氣阻力分析等等。
整車外流場風阻系數分析
空調管道風量分配分析 除霜除霧分析
6、新能源汽車輕量化與工業再設計
整車輕量化技術是汽車技術發展的一個大方向，尤其對新能源汽車來說，從整車到零部件，輕量化設計貫穿于整車開發的整個周期中。
整車輕量化不是簡單的減重，而是要在滿足車輛模態、剛度、強度、疲勞、碰撞安全性和NVH（噪音、振動、平順性）等性能的基礎上，將結構輕量化優化設計技術（拓撲優化、形貌優化和尺寸優化等）與多種輕量化材料（鋁合金、復合材料等）、輕量化制造技術（精密鑄造、3D打印、激光拼焊等）集成應用從而實現產品的減重。
分析內容主要包括：白車身輕量化結構設計、開閉件輕量化分析、底盤結構件輕量化設計分析等等。
展開 某型純電動大客車NVH性能分析及優化
重點關注結構和聲腔模態的第一階彎曲模態和扭轉模態。
圖1.3 結構模態 圖1.4 車室聲腔模態
2噪聲傳遞函數分析
本文研究的客車前懸是虛擬主銷式雙橫臂獨立空氣懸架，后懸是四連桿獨立空氣懸架，按照企業規范，主要的激勵點位置信息如下表所示，由于整車受到的激勵主要為Z方向的，因此綜合考慮，每個位置只研究Z方向的激勵，即輸入力的大小為1N，頻率范圍為0-100Hz，響應點根據國家標準選擇駕駛員座椅，第一排座椅，中間排座椅以及最后一排座椅。
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