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圖5所示為60km/h行駛工況的司機耳旁聲壓級仿真值與試驗值對比圖。從圖中可以看出，試驗和仿真結果在400Hz～5000Hz頻域上的趨勢基本一致。噪聲能量主要集中在400Hz～1600Hz頻率范圍內；仿真結果在2000Hz～5000Hz高頻區域較試驗結果高2dB～3dB。駕駛室SEA模型的仿真與試驗結果匹配較好，模型可信度較高。

通常情況下，車內空間被分為多個車內聲腔，例如每個座位分為頭部聲腔和腰部聲腔。駕駛室外部會增加一層或多層聲腔，用以仿真聲音在車輛周圍的傳播。外部聲腔的自由面與SEA半無限流體（SIF，Semi-Infinite Fluids）相連。SIF是代表聲能量的匯聚，可表示為噪聲在自由場中的傳播。

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。

基于PERA SIM進行聲學研究，首先，PERA SIM Mechanical結構仿真、PERA SIM Fluid流體仿真、以及PERA SIM LEmag電磁仿真，提供了面向工業用戶各類產品聲音產生的仿真評估能力，例如：模態剛度分析、湍流模擬、電磁力計算等。

在汽車NVH仿真方面，ANSA是一款具有標準和強健算法的前處理軟件，針對工業界的需求，它不斷增強前處理程序的效率和后處理結果的可信賴程度。

本案例利用ProNas聲學仿真軟件，分別對船舶的結構噪聲與空氣噪聲進行了仿真計算。首先將Nastran格式的數據模型導入ProNas軟件中，通過ProNas軟件聲腔自動識別功能自動劃分聲腔子系統，如圖5所示。軟件自動耦合聲腔子系統和其臨近貼合的結構單元，這樣能量即可在結構單元與聲腔子系統之間進行交換。

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3D的振動聲學建模仿真可以從輸入端給定電壓開始，研究在整個系統中的振動和聲學響應，無論是聲腔共振亦或振動的直接輻射，各種路徑都可以進行分解。在出現共振或者聲學響應不滿足預期時，可以從主要路徑上進行控制。風噪聲也是電子行業的一大痛點，在設計階段驗證風噪并解決風噪而不過分的依賴風洞試驗，只能通過仿真的手段。

??汽車座艙內飾降噪優化設計 建立汽車內飾件彈性多孔材料模型，通過Actran開展車身結構與車內聲腔模態的耦合分析，研究形成車內噪聲的結構聲和空氣聲傳遞路徑，優化內飾聲學包從而降低車內噪聲。

在Simwe仿真論壇/技術鄰上也有很多非常優秀的仿真專家、前輩，有時一個燒腦的概念想不明白了，搜一下就有一針見血的回答，運氣好的話還有大佬提供的模型可以下載學習。

小于1000Hz噪聲的主要貢獻來自管路系統和聲腔模態，1000Hz以上的峰值來自葉輪的BPF，其貢獻量被寬頻噪聲所掩蓋?？照{噪聲的實驗曲線采用動網格Rotating Blower模型和虛擬風扇Virtual Fan模型均捕捉到了空調管路系統的寬頻噪聲。雖然，虛擬風扇模型的仿真SPL曲線丟失了葉輪的BPF峰值，但是計算代價只有動網格的1/10。

“例如，可以選擇火車中的聲腔，以便設計人員可以輕松地在該位置確定最重要的噪聲貢獻并采取補救措施?！? NVH軟件使用源、路徑和接受端模擬聲音傳播。這個概念是由源引起的振動將能量注入系統，該能量通過結構、子結構和空氣傳遞到接收端，這被定義為傳輸路徑。

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由圖8可以看出，方案2短消聲器的消聲量為22 dB(A)，噪聲主觀圖4單擴張腔長消聲器傳遞損失曲線評價不佳，仍存在明顯異音，改變消聲腔的長度不能避免傳遞損失的通過頻率，但隨著傳遞損失曲線跨度的增大，通過頻率的個數在減少。從頻域圖中可以看出在3000 Hz附近出現明顯峰值，這與圖5給出的仿真結果一致。