本文阐述了在轿车开发过程中，如何应用CAE分析技术提高整车的NVH性能，并运用CAE技术对某轿车进行了结构分析与优化设计。基于数模建立有限元模型后，用CDH/AMLS软件结合NASTRAN软件计算了车体及车室内流体固有模态，运用流固耦合技术获得激励下的车体振动及车室内声学特性结果，用CDH/VAO软件对车身结构不合理之处进行了优化，实现了满足目标要求的NVH性能。

相对于CAE在车身强度、刚度领域内的应用，NVH的CAE技术在中国起步比较晚，NVH的建模方法以及计算方法还处于摸索阶段。但随着计算机的能力及容量的越来越强大，软件技术的成熟，计算结果的精度越来越高，计算方法越来越科学，CAE在汽车的NVH开发设计当中所发挥的作用也越来越大。在汽车开发设计的初期，就已经开始了NVH的各项规划，甚至在样车完成之前或设计图纸完成之前，通过对现有车型的对比，就可以预先得到新开发车型的NVH性能指标，并在此基础上，对设计的各个环节加以优化及完善。无论是从设计成本上，还是从开发周期上考虑，都为车厂更快、更好地开发出新一代车型来提供了强有力的保障。可以预测，NVH的CAE技术，在汽车设计开发及改进领域内的应用会越来越广泛，而其本身也会越来越成熟，成为人们进行汽车设计开发所不可或缺的工具[1,3]。

对白车身进行模态分析，求得结构的固有频率和振型，从而了解结构的动态特性。获得车身的模态有试验和有限元计算两种方法。而在样车制造出来这前，有限元法是最常用的一种方法，根据目前成熟的软件以及对材料物理特性知识的掌握，利用有限元法计算得到的车身模态值，与试验测试结果相比，可以控制5%的误差范围内[1]。我们采用NASTRAN软件配合CDH/AMLS软件，后者可以在保证精度的前提下加速模态计算[2]。模态计算后结果评价的过程中，评价的目标值来源于参考车的试验数据及CAE分析结果，开发车级别以及竞争车型的相关数据，并与厂商协商后最终确定值。白车身有限元模型如图1所示，固有频率和对应振型如表1所示，车身一阶扭转如图2所示，车身一阶弯曲如图3所示。

车身的设计对结构传递噪声十分重要。车身所受各种激励引起的结构振动和结构噪声的特性直接表明车身设计的优劣。好的车身支撑点的激励敏感度低，即激励力引起的振动和噪声的响应值低[1]。研究整车的结构振动和噪声最关心的一个问题是在悬置处的减振效果，或激励力传递的衰减量。

振动分析所使用的模型是在白车身的基础上，增加了车门、发动机罩盖、尾门、油箱、方向盘、内饰件及集中质量等模型。其中集中质量用来模拟一些在建模过程中忽略的元件，如配线、电机、小的支架等，如下图4所示。

引起整车振动和噪声的激励力很多，分布在整车各处。其中尤其以发动机和轮胎作为激振动力源传来的激振力为主。而激振力的大小又非常复杂，难以测定。为建立一个统一的标准，在CAE计算时，通常采用在相关位置输入某特定大小的激振力作为载荷输入，计算出各个评价点的响应，以此来评价一部车的NVH特性。

响应点共分三组，如表2所示：

表2三组评价点位置说明

车身钢板在激振力作用下产生强迫振动响应，其振动加速度A与激振力F的比值定义为结构板的导纳响应传递函数Y。此函数Y是频率的函数，而且是复数，振动响应曲线如图5所示，其中纵轴单位：导纳（（m/s2）/N）；横轴单位：频率（Hz）。

    车身的结构模态频率一定要与之相连的系统的模态频率分开，如排气系统、传动轴、悬架系统、发动机等,否则两个系统之间会发生共振，比如排气系统的模态频率就不能与车身模态频率一样。在车身设计时，结构振动的灵敏度非常重要。与车身相连接的系统要尽可能地安装在车身灵敏度低的地方。车外各种激励引起的结构振动和结构噪声的特性直接表明车身设计的优劣。

对于各个评价点的振动特性的评价，一般是着眼于两点。一点是整体的振动加速度导纳值不超过最大目标设定值，此目标根据参考车的试验数据及CAE分析结果，开发车级别以及竞争车型的相关数据进行设定，另一点是导纳函数曲线光滑，无明显的峰值。

声固耦合模型，如图6所示。

    车室内的空气处于一个相对密闭的空间，对车身结构在低频时具有很强的耦合性。密闭空腔内的空气，如果受到压缩，就会产生体积变化，展现出很高的阻抗，与车身结构振动产生强烈的耦合作用。此时，不但声场响应的计算需要考虑车身结构振动，车身结构振动的计算也必须考虑声腔模态。

    基于以上的原理，在进行有限元计算时，在车身结构模型的基础上，加入了车室内空气的模型。利用流固耦合方法对车室内噪声传递灵敏度进行预测计算。流-固耦合分析法广泛用于声学和噪音控制领域中，如发动机噪声控制、汽车车内噪声控制和飞机客舱内的声场分布控制和研究等。分析过程中，利用直接法和模态法进行动力响应分析。根据车内空间声学模型和车身结构模型求得车内声学模态频率及其振型，以及车身结构的模态频率及其振型。利用这样的模型，可以研究车身板件振动对车内声场特性的影响、车身振动模态对车内声场的模态灵敏度等。

图6      车内噪声分析所用有限元模型  

因为振动和噪音主要是给驾驶者和乘客带来不良感觉的物理现象，所以评价点选择在人体容易感知的部位，如图7所示。

    与车体怠速振动响应计算相同，在某一特定位置输入特定大小的激振力。

各个响应点的声学灵敏度曲线如图8所示。

对车室内声场响应的评价如上图中所示的Target线，该目标曲线的设定原则同上。好的车身结构其车内声场的计算结果应居于该线之下，且曲线走势平缓，没有明显的突出峰值。从上图中可以看出，如红色椭圆线围起来处所示，在某特定的频率下，车室内音响评价点处的声音级别超出基准线。这说明车身的设计有不合理之处，造成了车室内音响感度超标，必须要对车身结构进行改进，以满足设计目标。

基于对车室内音响特性的分析，找出对车室内音响贡献量最大的结构位置。在此，我们使用了德国CDH公司开发的一款噪声分析及优化软件：CDH/VAO。

CDH/VAO是一款用于解决大型结构动学分析的交互式工程软件。用户可以借助此软件快速地评估目标设计值变化引起的结构声学响应的变化，也可以自动地预测出设计参数的范围，以便进行结构声学优化[4]。此软件利用模态修正矩阵进行结构优化，而一个CAE软件的计算效率和计算结果的精度，主要决定于解法库[5]，相比传统的模态方法更为有效和省时。该软件可以提供以下的分析，如图9所示。

a 使用模态修正方法进行快速的频率响应分析。

b 能量分析：复杂的应变能和动能分析，等效辐射能量分析。

c 声学分析，板件贡献量分析。

d 瞬态分析，直接的FFT分析，对非线性单元的支持。

4.6.1 车室内钣金件对室内音响的贡献量分析

通过对计算结果的分析，发现室内音响灵敏度超过基准线的位置有156Hz和180Hz两处。针对这两个频率点，对车室内钣金件的贡献量进行分析，如图10、图11所示。

图11  位置2的音响感度分析结果

从以上的分析结果来看，在156Hz和180Hz附近，有两处室内声压的峰值。这和之前的计算结果很一致。上图的分析结果结合总能量分析图和各子结构能量分析图，可以得出结论，防火墙对车室内的声压贡献量最大。下图12所示为模型总能量分析图。

从车室内音响贡献量的分析结果中得知，防火墙对车室内的声压贡献量最大，也就是说，由于防火墙附近的共振造成了车室内音响的最大峰值。当目标缩小到防火墙这个件上时，还需要进一步分析，以找出在特定共振频率下防火墙的振型，才能据此对防火墙的结构进行改进。在此，使用VAO进行了车身在156Hz和180Hz时的振型分析，分别如图13、图14所示。

在上述的车身结构振型图中，红色区域是振动能量较大的地方，也就是说，是该处的局部共振，造成了车室内的音响峰值。需要对该区域进行补强，以提高该处的刚度及固有频率。采用CDH/VAO软件的子结构修改功能，即通过模态修正矩阵方法快速预测修改部位对车内噪声的影响，可以大大的节省计算时间成本。改进措施如图15所示。

    结构改进的方法就是在板件的共振区域处，合理增加加强筋，提高局部刚度，错开共振频率。

从图16、图17和图18中可以看出，经过车身的结构更改后，评价点的音响感度值均已经达到了基准线以下，实现了设计目标。说明对车身结构的更改是有效的。改进前后的部分响应结果对比，如表3所示。

    本文着重从三方面阐述了CAE在轿车NVH设计开发及优化中的应用，即模态分析、振动分析和车内噪声分析。CDH/AMLS软件参与NASTRAN模态计算和响应计算，在保证精度的前提下很大幅度地提高了计算的速度，CDH/VAO软件在振动分析和车内噪声优化分析中起到了关键性的作用，便于快速地找出贡献量最大、能量较集中的子结构，独特的解法库，使得工程师免于等待再次计算的漫长过程。

对于车内噪声优化，需要反复的推敲对比每个修改的效果，从而得出最合理的修改方。