汽车车身钣金加强肋隔声性能实测与计算分析_袁忠湘.pdf

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2． Ningbo Tuopu Group Co． ，Ltd． ，Ningbo 315800，China; 3． Ninibo Runzhou Auto Parts Co． ，Ltd． ，Ningbo 315800，China Abstract Measurement and calculation for sound insulation perance of automobile body sheet metal reinforcing rib were studied here． The calculation model for sound transmission loss STLof a thin plate was established with SEA and FE- SEA hybrid modeling s． Its calculation results were compared with test ones for verification． Automobile body sheet metal reinforcing rib’ s height，width，hole and arrangement density were taken as variables to design and fabricate different schemes of automobile body sheet metal reinforcing rib． These schemes’STLs were measured in a reverberation- complete elimination room． The test results showed that with increase in width of sheet metal reinforcing rib， its STL increases within full frequency range;if a hole is opened on a rib，its STL drops;with increase in arrangement density of ribs，peaks and valleys of sound insulation curve increase． Based on contrastive results of tests and calculation， factors affecting STL calculation of automobile body sheet metal reinforcing rib were analyzed． Key wordsautomobile body sheet metal reinforcing rib;sound transmission loss;FE- SEA hybrid modeling;sound insulation measurement;sound insulation calculation 汽车低噪声设计一直是业内积极活跃的研究领 域 ［1 ］。汽车钣金件隔声性能直接影响到车内声场的声 学性能， 计算其隔声量可以为声学优化设计提供重要 的参考信息 ［2 ］。钣金加强肋广泛应用于汽车上， 作为 结构- 声振耦合系统传播的一种途径， 它具有与匀质板 不同的振动传递特性。同时受车内混响场的空气噪声 激励， 也使其具有与匀质板不同的声传特性。 在结构- 声振耦合系统隔声量计算方法研究方面， 典型的工作有 Cotoni 等 ［3 ］提出的统计能量分析法 Statistical Energy Analysis- SEA和 有 限 元 分 析 法 Finite Element Analysis- FEA 是目前比较重要的两种 计算方法。Langley 等 ［4 ］基于模态叠加原理， 结合传统 的结构理论及 SEA 方法， 提出新的求解复杂结构振动 响应的 FE- SEA 混合方法。Shorter 等 ［5 ］提出由整体模 态控制的强耦合系统和局部模态控制的弱耦合系统相 互叠加， 不能单独使用 FEM 或 SEA 法预测结构声振特 性。Musser 等 ［6 ］运用混合 FE- SEA 法对内饰汽车中频 噪声预测方法进行了改进， 可以提高中频噪声的计算 精度。Manning 等 ［7 ］对轿车中频问题进行分析， 将计算 与试验传函进行对比， 验证 FE- SEA 方法的有效性。 ChaoXing Charpentier 等 ［8 ］采用 FE- SEA 方法对汽车结构传播噪 声进行计算和分析。Jayachandran 等 ［9 ］将统计能量分 析结构振动与声腔模态分析方法结合在一起对飞机舱 内噪声进行计算与分析。丁政印等 ［10 ］利用 FE- SEA 方 法建立镁合金前围板隔声预测模型。贺岩松等 ［11 ］使用 FE- SEA 混合法分析了平板在加肋和加阻尼材料时的 振动及声辐射性能。温华兵等 ［12 ］分别采用 FEM， SEA 和 FE- SEA 混合法对带阻振质量薄板结构的振动速度 进行预测。吴飞等 ［13 ］针对中频结构声学问题， 引入基 于单元边的梯度光滑技术， 构造基于光滑有限元和统 计能量法的混合方法 ES- FE- SEA 的理论框架。 在加强肋隔声性能试验与计算方面， 典型的工作 有 滕晓艳等 ［14 ］分析叶脉脉序形态的形成机理及构型 规律， 提取叶脉脉序生长的结构力学准则。以最小弹 性应变能与抑制最大剪应力为主及次脉生长准则、 以 矢量平衡方程为脉序分歧准则建立具有叶脉分枝结构 特征的板壳加强结构仿生设计模型。张永杰等 ［15 ］针对 梁板组合结构的中频振动问题， 对试验获取的梁和板 的加速度响应进行了分析， 基于 Hybrid 混合模型法建 立了有限元- 统计能量 FE- SEA 混合模型， 通过模态试 验对模型进行了验证。任惠娟等 ［16 ］采取工程等效的方 法研究了四边简支矩形加肋薄板的振动与声辐射， 推 导了点力激励下的平均声辐射效率计算公式， 并进行 了数值仿真和试验验证。唐广鑫等 ［17 ］分析声场通过矩 形板入射到闭空间的隔声特性， 得出隔声曲线， 计算讨 论了加肋对障板隔声性能的影响， 但缺少相关试验的 验证。 在加强肋隔声性能与计算方法研究方面的不足之 处为 加强肋结构主要集中在截面形状为矩形的实加 强肋结构， 对于汽车上广泛应用的冲压钣金加强肋结 构少有研究; 结构隔声问题的研究多集中于低频段或 高频段， 对于 “中频问题” 研究较少; 目前加强肋结构隔 声性能的研究集中于从结构振动特性、 声辐射特性角 度分析隔声性能， 计算方法主要以 SEA 法为主。 本文以图 1 所示汽车车身钣金加强肋为研究对 象， 研究了车身钣金加强肋的数量和分布对隔声量的 影响。首先利用 SEA 法和 FE- SEA 法建立薄板隔声量 计算模型， 并与测试值进行对比验证。然后以车身钣 金加强肋高度、 宽度、 肋上开孔及钣金加强肋布置密度 等因素为变量， 设计出不同方案的车身钣金加强肋并 进行加工; 在混响室- 全消室中测试了不同方案车身钣 金加强肋隔声量。利用 VA one 软件计算车身钣金加 强肋隔声量， 计算得到了不同方案车身钣金加强肋隔 声特性， 并与测试结果进行了对比分析。 本论文的创新为 考虑车身钣金加强肋高度、 宽 度、 肋上开孔及钣金加强肋布置密度等因素对汽车地 a车身钣金加强肋结构示意图 b车身钣金加强肋 结构截面图 1 － 基板; 2 － 加强肋 图 1汽车车身钣金加强肋 Fig． 1Automobile body sheet metal rib reinforcement 毯及前围子系统中广泛应用的钣金加强肋隔声特性的 影响; 采用 FE- SEA 混合建模的方法计算钣金加强肋隔 声量， 该混合建模方法有利于改善从低频到高频过渡 区间的 “中频问题” ; 本文研究区间不局限于单一的低 频或高频段， 而是从低频到高频 400 ～ 4 000 Hz 。本 文的研究方法和建模方法， 也可用于其它结构- 声振耦 合系统隔声特性的计算与分析。 1薄板隔声性能的测试与计算分析 1． 1薄板隔声性能测试 利用混响室- 消声室方法测试样件隔声量， 即利用 套组的混响室和消声室来测量声传递损失， 测试样件 安装在混响室和消声室之间的窗口上。混响室作为发 声室， 声源放置其中， 消声室作为受声室。 在混响室内， 声源随机的入射到样件上。通过测 量出混响声场的平均声压来计算传递到样件上的入射 声功率， 其表达式 ［18 ］ W入 p2 4ρcS 1 式中 p2为混响室内多点声压均方值; S 为被测样件面 积; ρ 为空气密度; c 为声速。 在消声室内， 通过测量声强来计算透射声功率。 声强测量采用扫描法， 均匀的扫描样件， 得到样件的声 强， 声强乘以样件的面积， 得到透射声功率， 其表达式 W透 IS 2 式中， I 为被测样件的声强。 将样件两侧的声功率代入声传递损失公式 ［19 ］ ， 得 到被测样件的隔声量 STL 10lg E入 E透 10lg p2S/ 4ρc IS 3 将空气密度和声速代入， 就得到混响室- 消声室中 被测样件的隔声量， 其表达式 ［20 ］ STL LP－ LI－ 6 4 式中 STL为被测样件的隔声量， LP 为混响室的平均声 822振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 压级， LI为消声室的平均声强级。 被测样件与隔声窗口之间的安装模拟自由边界， 如图 2 所示， 压板与窗口之间采用螺栓连接， 压板将被 测样件压靠在隔声窗口上， 同时被测样件与隔声窗口、 压板之间均填充有橡胶材料。 a被测样件现场安装图 b被测样件安装截面图 1 － 被测样件; 2 － 橡胶材料; 3 － 窗口压板; 4 － 隔声窗口 图 2测试样件安装图 Fig． 2Diagram of test sample installation 混响室中安放对角的两个音响用以产生声源， 并 用 5 个 B＆K2669 麦克风测量混响场的平均声压， 麦克 风布置位置如图 3 所示。 图 3麦克风布置位置 Fig． 3Microphone placement 在全消室中， 使用声强探头扫描被测样件表面， 获 得被测样件声强。测试时， 声强探头与被测样件之间 的距离为 30 mm， 扫描路径包括横向路径和纵向路径。 其中横向路径包括多个相互平行的水平路径和位于相 邻的水平路径一端之间的半圆形路径， 横向路径中半 圆形路径的开口朝水平方向; 纵向路径包括多个相互 平行的垂直路径和位于相邻的垂直路径一端之间的半 圆形路径， 纵向路径中半圆形路径开口朝垂直方向， 如 图 4 所示。 a横向路径 b纵向路径 图 4声强扫描路径 Fig． 4Scanning path of sound intensity 1． 2薄板隔声性能计算 1． 2． 1SEA 法计算薄板隔声量 同时利用基于 SEA 法和 FE- SEA 法的商业软件计 算薄板的隔声量， 并将两种方法隔声量计算结果与测 试结果对比。薄板参数如表 1 所示。 表 1薄板隔声量计算输入参数 Tab． 1 parameters for calculating transmission loss of the plate 参数值获取方式 薄板尺寸 长宽厚 / mm mm mm 505 505 1测试 薄板密度/ kgm －3 7 850－ 薄板弹性模量/MPa2． 1 105－ 薄板泊松比0． 30－ 薄板阻尼损耗因子－测试 计算步骤为 1首先在 VA one 软件中输入表1 中获得的薄板 参数， 建立规则薄板的 SEA 模型 它包含两个声腔 声 源声腔和接收声腔 ， 分别位于薄板两侧。 2软件根据输入的参数， 计算出各子系统的模 态密度及子系统间的耦合损耗因子， 最终计算出薄板 隔声量。 1． 2． 2FE- SEA 法计算薄板隔声量 基于 FE- SEA 法计算样件隔声量， 其表达式 STL 10lg E入 E透 5 式中 E入为入射声能;E透为透射声能。 样件整体入射声能 E入由式 1 求出; 样件总的透 射声能 E透为多个 SIF［21 ］入射声能总和。 1求解薄板的自由模态 单元格大小定义为 5 mm， 整个薄板共有 10 201 个单元和 10 402 个节点。 2建立混合 FE- SEA 模型 在 VA one 软件中建 立薄板 FE 子系统及 FE face， 施加混响场激励 DAF［21 ］ Diffuse Acoustic Field ， 定义半无限流体场 SIF［21 ］ Semi Infinite Fluid 用以接收透射声能。通过以上分 析， 求得薄板隔声 SEA 法、 FE- SEA 法计算值在 1/3 倍 频程下的隔声曲线， 如图 5 所示。 由图 5 a 和 b 可知， 1在低频段内， 利用 SEA 法计算得到的薄板隔 声量小于测试值、 且利用 SEA 法计算值与测试值误差 大于 FE- SEA 法计算值与测试值误差。因此， FE- SEA 法有利于提高低频范围内样件隔声量的预测精度。 2在中高频段内， 利用 FE- SEA 法计算的值与利 用 SEA 法计算的值相近， 两种方法获得计算值与测试 值误差较小。 3低频段， 两种方法隔声量计算值与测试值误 差大于高频段。 其原因是 低频时， 薄板隔声量受边界 922第 5 期袁忠湘等汽车车身钣金加强肋隔声性能实测与计算分析 ChaoXing a低频段 b中高频段 c全频段 图 5薄板隔声量测试值与计算值曲线 Fig． 5Measurement and calculation value curve of sound transmission loss of the plate 条件影响较大， 包括材料刚度、 面密度、 阻尼等。测试 时薄板边界有橡胶减振， 会稍增大连接刚度; 高频段， 根据隔声质量定律可知， 在该频段薄板隔声量主要受 面密度的影响， 而边界条件对隔声结果的影响较小。 如图5 c ， 对图中的三条曲线进行线性拟合， 求得 FE- SEA 法、 SEA 法和测试隔声量曲线斜率分别是 1． 56、 1． 62、 1． 77， 可以看出薄板隔声量计算值与测试 值曲线趋势一致， 吻合较好。从全频段来看， 两种方法 的隔声量计算值与测试值误差在 1． 5 dB 以内， 满足工 程要求。 但对于复杂结构来说， 基于 VA one 软件平台， 利 用 SEA 法计算其隔声量十分的困难， 上文将两种方法 的薄板隔声量计算值与测试值进行对比分析， 表明采 用 FE- SEA 法能有效预测样件的隔声性能， 也因此为下 文冲压钣金加强肋隔声量计算提供了思路。 2车身钣金加强肋对隔声性能的影响 汽车上广泛应用钣金加强肋， 通过在不同区域布 置钣金加强肋来改善结构的隔声性能。本文在对汽车 前围和地毯的钣金加强肋进行调研的基础上， 以钣金 加强肋高度、 宽度、 加强肋上开孔以及钣金加强肋的布 置密度等因素为设计变量， 设计如下方案 1 ～6 研究车 身钣金加强肋对隔声量的影响。 冲压钣金加强肋与基板之间通过焊接方式连接在 一起， 方案 1 ～ 6 采用同一规格基板， 基板参数见附 表 1。 方案 1 ～4 车身钣金加强肋结构如图 6， 各个方案 的结构尺寸见附表 2。方案 5 车身钣金加强肋结构见 图 7， 结构尺寸见附表 3。方案 6 车身钣金加强肋结构 示意图见图 8， 结构尺寸见附表 4。 车身钣金加强肋对隔声量的影响分析的方案见 表 2。 2． 1钣金加强肋隔声量测试 本节以车身钣金加强肋高度、 宽度、 钣金加强肋上 开 孔以及钣金加强肋的数量和分布等因素为设计变 a方案 1 ～4 车身钣金加强肋结构示意图 b方案 1 ～4 车身钣金加强肋 结构截面图 c方案 1 ～4 车身钣金加强肋 结构参数 1 － 基板; 2 － 加强肋 图 6方案 1 ～4 车身钣金加强肋 Fig． 6Scheme 1 －4 automobile body sheet metal rib reinforcement 1 － 基板; 2 － 加强肋 图 7方案 5 车身钣金加强肋结构 Fig． 7Scheme 5 automobile body sheet metal rib reinforcement 量， 设计并加工出成品， 最后从试验角度考虑钣金加强 肋不同因素对隔声的影响。采用 2． 1 节中介绍的隔声 量测试方法， 车身钣金加强肋不同方案隔声量测试结 果如图 9 所示。 1钣金加强肋高度对隔声量的影响 从图 9 a 中可以看出， 钣金加强肋高度对隔声量 的影响较小。 钣金加强肋高度从 20 mm 增加到 80 mm， 032振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing a方案 6 车身钣金加强肋 结构示意图 b方案 6 车身钣金加强肋 结构截面图 1 － 基板; 2 － 加强肋 图 8方案 6 车身钣金加强肋 Fig． 8Scheme 6 automobile body sheet metal rib reinforcement 表 2车身钣金加强肋对隔声量的影响因素分析 Tab． 2Analysis of factors affecting the STL with different sheet metal rib reinforcement 加强肋对隔声量的影响因素 方案组 设置方案对比方案 钣金加强肋高度方案 1方案 2 钣金加强肋宽度方案 3方案 4 钣金加强肋开孔方案 4方案 5 钣金加强肋布置密度方案 4方案 6 高度变化 4 倍， 但从隔声量测试结果看 隔声量变化不 大且呈波动变化趋势。当声波从声源一侧透过基板进 入空腔时， 由于声波在空腔中主要以纵波形式向外辐 a加强肋高度对隔声量的影响 b加强肋宽度对隔声量的影响 c加强肋开孔对隔声量的影响 d加强肋布置密度对隔声量的影响 图 9车身钣金加强肋对隔声量的影响 Fig． 9Influence of sheet metal rib reinforcement on sound transmission loss 射， 随着钣金加强肋高度增加， 入射声能在空腔内不断 衰减， 隔声量增大; 同时， 由于钣金加强肋高度增加后， 声波在空腔内易产生共振频段， 导致隔声量降低。方 案 2 与方案 1 对比看出 空腔高度增加后， 400 ～580 Hz 及 1 200 ～ 2 500 Hz 区间， 隔声量平均增大 1 dB。在 580 ～1 200 Hz，2 500 ～4 000 Hz 区间， 此时隔声量则 平均减少 1 dB。 2钣金加强肋宽度对隔声量的影响 从图 9 b 中可以看出， 钣金加强肋宽度对隔声量 的影响较大。钣金加强肋宽度从 50 mm 增加到 90 mm， 宽度增加 1． 8 倍。从方案4 与方案3 对比看出 在 全频段上， 随着钣金加强肋宽度增加， 隔声量平均增大 1． 2 dB。因此， 钣金加强肋宽度增加后， 全频段上隔声 量会增大， 隔声量变化幅值与钣金加强肋宽度变化 有关。 3钣金加强肋开孔对隔声量的影响 从图 9 c 中可以看出， 钣金加强肋开孔， 其隔声 量降低， 见图中方案 5。方案 5 是在钣金加强肋上均匀 布置 4 个孔， 孔半径为 10 mm， 开孔总面积占钣金加强 肋总面积的 1． 31。方案 5 与方案 4 对比看出 全频 段上， 加强肋上开孔面积为 1． 31时， 其隔声量平均下 降 0． 7 dB， 低频段由于受到边界条件、 刚度、 阻尼的影 响， 偏差更大。因此， 在钣金加强肋上开孔， 其隔声量 下降。 4钣金加强肋布置密度对隔声量的影响 从图 9 d 中可以看出， 钣金加强肋布置密度对隔 132第 5 期袁忠湘等汽车车身钣金加强肋隔声性能实测与计算分析 ChaoXing 声量的影响较大。方案 4 中只有一个钣金加强肋， 方 案 6 中单向均匀布置 3 个钣金加强肋。从方案 6 与方 案 4 对比可以看出 钣金加强肋布置密度增加， 隔声量 曲线峰值与谷值增多。如图所示， 方案 6 隔声量曲线 分别在 630 Hz、 800 Hz、 1 000 Hz、 1 250 Hz 处出现峰值 或谷值， 根据方案 6 模态求解结果， 其共振频率分别为 629．5 Hz、 803． 9 Hz、 1 003 Hz、 1 247 Hz。因此， 钣金加 强肋隔出的小块板振动导致出现许多局部共振模态， 使得隔声量曲线峰值、 隔声谷值会增多。在 400 ～ 480 Hz 和 1 200 ～2 150 Hz 区间， 与方案 4 相比， 隔声量会 降低; 在 480 ～1 200 Hz 及 2 150 ～4 000 Hz 区间， 则隔 声量增大且在630 Hz 出现隔声量峰值。分析原因可能 是随着钣金加强肋数量的增多， 进入空腔内的反射声 波在空腔中会发生共振且方向与源声场声波传播方向 相反， 起到反向加强作用， 即此时会出现隔声量峰值。 从测试结果可以看出 1全频段上， 钣金加强肋高度对隔声量的影响 较小， 隔声量随着钣金加强肋高度增加呈波动变化且 变化幅值不大; 2随着钣金加强肋宽度增加， 全频段上， 其隔声 量增加， 因此钣金加强肋宽度对隔声量的影响较大; 3随着钣金加强肋布置密度增加， 由于钣金加 强肋隔出的小块板振动导致出现许多局部共振模态， 使得隔声量曲线峰值、 谷值增多。 汽车车身钣金开孔不可避免［22 ］， 如线束过孔、 转向 过孔、 空调水管过孔等功能性孔， 工艺性孔及无用的孔 和缝隙的存在会使得结构隔声性能降低。从试验测试 结果可知， 全频段上， 加强肋开孔， 其隔声量降低。 工程上进行隔声设计时， 可以通过增大加强肋的 宽度以及增大加强肋的布置密度来提高零部件隔声性 能。汽车上， 基于工程需求， 部分加强肋要考虑开孔， 因此， 在设计阶段要考虑加强肋开孔后其隔声性能降 低， 应辅助以其它方案来达到高的隔声效果。 2． 2钣金加强肋隔声量计算 利用商业软件对本文研究的车身钣金加强肋方案 1 ～6 进行隔声性能仿真计算。其计算步骤为 1求解钣金加强肋自由模态 网格大小取波长， 钣金加强肋与基板之间采用节点焊接， 焊接类型选择 weld， 模态求解频率区间为 0 ～5 000 Hz。 2VA one 软件中设置求解项及求解频率区间 VA one 中导入有限元模型及自由模态求解结果文件， 选择1/3 倍频程， 隔声求解频率区间为400 ～4 000 Hz。 3定义材料属性、 样件几何参数及阻尼损耗 因子。 4建 FE 子系统及声腔 建立 FE 子系统， 同时在 冲压钣金加强肋的空腔区域建立能量路径传递声腔。 5建声源声腔和接收声腔 施加混响场激励 DAF， 定义半无限流体场 SIF。 6结果读取 读取各个 SIF 入射声能， 由公式 5 求得结构隔声量。 本文以图 8 中的方案 6 为例， 给出其钣金加强肋 混合 FE- SEA 模型， 如图 10 所示。 图 10方案 6 钣金加强筋混合 FE- SEA 模型 Fig． 10Model for Hybrid FE- SEA model of a sheet metal rib reinforcement 方案 4 ～ 6 冲压钣金加强肋隔声量计算结果如图 11 所示。 a方案 4 隔声量计算值与测试值对比 b方案 5 隔声量计算值与测试值对比 c方案 6 隔声量计算值与测试值对比 图 11钣金加强肋隔声量计算值与测试值对比 Fig． 11Comparison between the calculation and measurement value of the sheet metal rib reinforcement 232振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 从图 11 a～ c 可以看出， 钣金加强肋隔声量计 算值与测试值曲线趋势一致， 吻合度较好。表明了采 用 FE- SEA 混合建模方法能有效预测钣金加强肋隔声 量。同时， 由图 11 得， 钣金加强肋隔声量计算值稍大 于测试值。此外， 由于受到样件刚度、 阻尼、 边界条件 等的影响， 低频段钣金加强肋隔声量计算值与测试值 存在一定偏差， 且低频段计算值与测试值误差大于中 高频段。 2． 3钣金加强肋隔声量计算影响因素分析 1边界条件对隔声量计算的影响 测试样件与隔声窗口之间的安装模拟自由边界， 压板与窗口之间采用螺栓连接， 压板将被测样件压靠 在隔声窗口上， 同时被测样件与隔声窗口、 压板之间均 填充有橡胶材料。但实际中， 这种处理方法与自由状 态存在差异。图12 以附表2 中的方案4 为例分析了不 同边界对隔声计算结果的影响。 图 12边界条件对隔声量计算结果的影响 Fig． 12Influence of boundary conditions on the calculation results of sound transmission 由图 12 可以看出， 不同边界条件下计算隔声量其 结果会有差别。因实际样件的安装情况与自由状态有 区别， 因此需要在隔声量计算时调节边界条件使其与 测试结果更接近， 提高计算的精度。 2车身钣金加强肋隔声量计算中模型参数的测 试误差 由于复杂结构难以获取阻尼损耗因子理论值， 目 前该参数的获取方式主要以试验测试为主。隔声量计 算中， 由于输入参数阻尼损耗因子存在测试误差， 也将 导致隔声量计算值与测试值存在偏差。以附表 2 中的 方案 4 为例， 不同阻尼损耗因子对隔声量的影响如图 13。从图中可以看出， 低频段， 阻尼损耗因子对隔声量 的计算影响较大。 3模型的简化误差 钣金加强肋在进行隔声量计算时， 是模拟自由边 界条件， 但实际样件需要考虑安装问题， 加工出来的样 件附加有安装边界。因此， 实际加工样件与数模在几 何尺寸上有一些差别; 此外， 在进行隔声量计算时， 简 化了数模中对隔声量影响较小的细节 如较小倒角 ， 这在一定程度上影响了隔声量的计算值， 导致隔声量 计算值与测试值不一致。 图 13阻尼损耗因子测试误差对隔声量计算结果的影响 Fig． 13Influence of a measurement deviation of damping loss factor on the calculation result of sound transmission 3结论 1以冲压钣金加强肋高度、 宽度、 肋上开孔以及 钣金加强肋布置密度为考虑因素， 研究其对隔声性能 的影响。测试结果表明钣金加强肋宽度增加， 隔声量 在全频段上增大; 在钣金加强肋上开孔， 隔声量下降; 钣金加强肋布置密度增多， 隔声曲线峰值、 谷值增多; 改变钣金加强肋高度对隔声量的影响较小。 2基于 VA one 软件对6 种不同方案钣金加强肋 隔声特性进行计算与分析。结果表明隔声量计算值与 测试值曲线趋势一致， 预测度较好。 3 研究结果将能较好的指导冲压钣金加强肋结 构隔声特性的优化设计， 更好的促进冲压钣金加强肋 结构在汽车地毯和前围子系统结构上的应用。 参 考 文 献 ［1］ WANG Y S，LEE C M，KIM D G，et al．Sound- quality prediction for nonstationary vehicle interior noise based on wavelet pre- processing neural network model［J］ ． Journal of Sound and Vibration， 2007， 299 933- 947． ［2］ SHIN S H，CHEONG C L． Experimental characterization of instrument panel buzz，squeak and rattle BSRin a vehicle ［ J］ ． Applied Acoustics， 2010， 71 1162- 1168． ［3］ COTONI V，GARDNER B，CORDIOLI J A，et al． Advanced modeling of aircraft interior noise using the hybrid FE- SEA ［ C］ ． SAE Technical Paper， 2008- 36- 0575． ［4］ LANGLEY R S， CORDIOLIJA．Hybriddeterministic- statistical analysis of vibro- acoustic systems with domain couplings on statistical components［ J］ ． Journal of Sound and Vibration， 2009， 321 893- 912． ［5］ SHORTER P J，GARDNER B K，BREMNER P G． A hybrid for full spectrum noise and vibration prediction［J］ ． Journal of Computational Acoustics， 2003， 11 2 323- 338． ［6］ MUSSER C T，RODRIGUES A B． Mid- frequency prediction accuracy improvement for fully- trimmed vehicle using hybrid SEA- FEA technique ［C］ ．SAE Technical Paper，2008- 36- 0564． ［7］ MANNING J E． Hybrid SEA for mid- frequencies［C］ ． SAE 332第 5 期袁忠湘等汽车车身钣金加强肋隔声性能实测与计算分析 ChaoXing Technical Paper， 2007- 01- 2305． ［8］ CHARPENTIER A，SREEDHAR P，FUKUI K．Using the hybridFE- SEAtopredictstructure- bornenoise transmission in a trimmed automotive vehicle［C］ ．SAE Technical Paper， 2007- 01- 2181． ［9］ JAYACHANDRAN V，BONILHA M W．A hybrid SEA / modal technique for modeling structural- acoustic interior noise in rotorcraft［J］ ． Journal of Acoustical Society of America， 2003， 113 3 1448． ［ 10］ 丁政印， 郝志勇， 张智博． FE- SEA 法对镁合金前围板声传 递路径识别与声学包装设计［J］ ． 振动与冲击， 2014， 33 10 87- 91． DING Zhengyin， HAOZhiyong， ZHANGZhibo．Sound transmission path identification of a magnesium- alloy dash board with FE- SEA and its sound package design［ J］ ． Journal of Vibration and Shock， 2014， 33 10 87- 91． ［ 11］ 贺岩松， 张辉， 夏小均， 等． 基于 FE- SEA 混合法的车身板 件降噪分析［ J］ ． 振动与冲击， 2016， 35 23 234- 240． HE Yansong，ZHANG Hui，XIA Xiaojun，et al．Noise reduction analysis for car body panels based on hybrid FE- SEA ［ J］ ． Journal of Vibration and Shock，2016，35 23 234- 240． ［ 12］ 温华兵， 彭子龙， 刘林波． 基于 FE- SEA 混合法的空心阻振 质量阻振性能研究［J］ ．振动与冲击， 2015， 3