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座椅模型对轿车车内低频噪声预测精度的
影响#
彭登志，陈书明，王登峰**
基金项目：高等学校博士学科点专项科研基金（20120061120036）
作者简介：彭登志（1988-），男，硕士研究生，研究方向：汽车 NVH 分析与控制
通信联系人：陈书明（1980-），男，博士，副教授，主要研究方向：汽车 NVH 分析与控制. E-mail:
Shumingchen@
（吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室，长春 130022） 5
摘要：声固耦合有限元模型已经广泛用于对车内低频噪声的分析中。模型的仿真精度对车内
噪声的分析与控制具有重要的意义。为了研究不同座椅模型对车内噪声预测精度的影响，建
立了四种含不同座椅模型的声腔模型，分别与封闭车身模型耦合，对车内低频噪声进行了预
测，并分别与试验结果进行了对比。预测结果与试验结果的对比表明：带海绵座椅模型的声10
固耦合模型对车内噪声的预测较为准确。
关键词：车辆工程；声固耦合；座椅；噪声预测
中图分类号：U
Impact of Seat Model on Prediction Precision of Automotive 15
Interior Low Frequency Noise
PENG Dengzhi, CHEN Shuming, WANG Dengfeng
(State Key Laboratory of Automotive Dynamic Simulation, Jilin University, Changchun 130022)
Abstract: Structural-acoustic coupling finite element model has been widely used in the analysis
of vehicle interior low frequency noise. The accuracy of the model has a significant effect on the 20
noise simulation and control. To analysis the effect of the seat model on predicted vehicle interior
noise, four acoustic models with seat model are established and coupled with trimmed body model
to predict the noise. The comparison of the noise predicted by the four structure-acoustic coupling
models and experiment result indicate that the model with a sponge seat model is more accurate in
noise prediction. 25
Key words: Vehicle Engineering;Structural-acoutic coupling;Seat;Noise Prediction
0 引言
车内噪声是整车 NVH（noise，vibration，harshness）特性的重要评价指标。根据传播
路径不同，车内噪声可分为结构传播声和空气传播声。结构传播声是指车身壁板受到振动激30
励而辐射到车内的噪声，其频率为 20~200Hz，空气传播声则是各噪声源所辐射的噪声经由
车身的缝隙及透射并通过空气传播至车内而形成的噪声。由于结构传播声的频率范围较低，
可通过基于波动声学的有限元法或边界元法进行分析研究[1]。
采用声固耦合有限元模型进行车内低频噪声的预测与分析已经广泛用于车内噪声的研
究[2,3,4]。声固耦合模型由车身结构模型与车内声腔模型组成。二者的精度决定了车内噪声的35
预测精度。现有的研究中，车身结构模型的精度大多通过试验模态分析结果进行验证。而对
车内声腔模型中座椅的模拟尚无统一的建模方法。有部分研究人员将车内座椅的声传递特性
视为与空气一致，即在建立的车内声腔模型中将座椅与空气合并[5]。高书娜等人在对某轿车
的声压灵敏度进行分析时，采用多体动力学仿真模型提取了各激励点对车身的激励，用于分
析的声固耦合模型中的车内声腔考虑了座椅空间，声腔模型中的座椅空间没有材料存在[6]。40
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采用该方法建立车内声腔模型的研究较多[7,8]。Sangyun Lee 等人则通过一些不同声腔模型的
对比，得出了采用 50 倍空气密度的材料来模拟座椅的模型能提高车内噪声的仿真的结论[9]。
本文对车内声腔模型中座椅的模拟方式进行了对比分析，建立了文献中提及的三种声
腔模型：不考虑座椅空间的模型、不在座椅空间分布材料的模型、采用 50 倍密度空气模拟
座椅的模型，并建立了带海绵材质座椅的声腔。利用四种声腔模型建立了四个声固耦合有限45
元模型。将实车道路试验的所测得的各激励点传递到车身加速度激励加载到四个模型中，分
析对比了四种模型的车内噪声预测与道路试验的车内噪声响应。得到了一种仿真精度更高的
座椅的建模方法。
1 封闭车身有限元模型的建立
声固耦合有限元模型由封闭车身有限元模型与车内声腔模型组成。声腔模型一般通过50
车身模型确定。
封闭车身结构复杂，建立有限元模型过程中必须对车身结构进行适当地简化。首先建
立白车身模型，并对白车身模型进行试验验证，在验证了白车身模型的基础上进一步完成封
闭车身模型的建立。
白车身主要由厚度在 ~ 之间的钣金件组成，长度与宽度的尺寸均远远大于其55
厚度尺寸。因此，主要采用定义厚度的壳单元（PSHELL）来对车身进行网格划分。根据现
有计算机水平与仿真精度要求，采用 10mm 的单元对车身结构进行网格划分。在有限元模型
中，正确模拟各零部件的连接关系才能保证模型的仿真精度。根据车身各处的连接方式及连
接位置，在模型中分别采用以下方式对各连接关系进行模拟：点焊采用焊接单元（CWELD）
进行模拟；螺栓连接采用 RBE2 单元模拟；涂胶采用实体单元模拟，通过 CWELD 单元模拟60
胶与车身结构件的连接[10]。建立的白车身有限元模型如图 1 所示，模型中共包含壳单元
379705 个，其中三角单元（CTRIA）占单元总数的 %，满足三角单元不超过模型单元
总数 5%的要求。
图 1 轿车白车身模型 65
Fig. 1 BIW model of the automobile
系统的模态特性是由其结构本身的刚度和质量分布决定的，它表征了系统的固有特性。
对所建立的白车身模型进行模态分析，并通过试验模态分析结果能对建立的白车身模型进行
验证，判断模型是否能用于进一步的分析。模型的模态分析结果与试验模态分析结果的对比
如表 1 所示。 70
表 1 白车身计算模态与试验模态的对比
Table 1 Comparison results between the analysis and experiment modal of BIW
模态阶次 计算频率/Hz 试验频率/Hz 振型描述 误差/%
1 车顶局部模态
2 防撞梁局部模态
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3 -- 后风玻璃局部模态 --
4 衣帽架局部模态
5 车顶局部模态
6 一阶扭转模态
7 车身后部局部模态
8 一阶弯曲模态
9 行李厢隔板局部模态
10 后风挡玻璃局部模态
注：“--” 表示无此阶模态
一般地，有限元模型计算的结果与试验结果很难达到一一对应。工程上通常比较结果
的前几阶弯曲模态和扭转模态。因为这些模态不仅是车身结构整体刚度的体现，也对结构的75
振动-声学特性的影响较大。从表 1 中可以看到，采用白车身有限元模型计算的各阶模态与
试验模态分析所得的各阶模态振型基本相同，各阶频率的误差除第一阶外，都在±4%以内。
说明该模型可用于进一步的分析。
在所建立的白车身模型基础上，添加前后车门模型，建立封闭车身的有限元模型（如
图 2 所示）。模型中门铰处采用铰接单元模拟，门锁处采用 RBE2 单元对车身与车门进行连80
接。
图 2 轿车车身模型
Fig. 2 FE model of Vehicle
2 不同声腔模型的建立 85
根据已建立的封闭车身有限元模型，以及简化的座椅有限元模型，确定建立四种不同
的车内声腔有限元模型：模型一：将座椅的空间忽略，建立的“无座椅”车内声腔模型（图
3）；模型二：在车内声腔中去除座椅空间（图 4）；，模型三：采用文献中的 50 倍空气密
度模拟座椅；模型四：采用座椅海绵材料建立座椅；模型三、四结构相同（图 5）。图 5 中，
为方便查看座椅模型，与模型二进行区分，仅给出声腔模型的一半。模型三、四中座椅与声90
腔通过共节点的方式连接。
根据建立声腔模型的原则，在分析的噪声频段内每个波长上至少分布六个单元。通常
采用 80~120mm 的声腔单元建立声腔模型。但在建立模型二、三、四时，要反映座椅的空
间特征，需要采用更小的单元，为排除单元尺寸和单元类型对预测结果的影响，四个声腔模
型均采用 60mm 的六面体单元建立。 95
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图 3 “无座椅”声腔模型 图 4 考虑座椅空间声腔模型
Fig. 3 Acoustic cavity model without seat Fig. 4 Acoustic cavity model without considering seat
图 5 50 倍空气密度座椅与海绵座椅声腔模型 100
Fig. 5 Acoustic cavity model with 50 times air density seat and sponge seat
3 车内噪声响应分析与对比
采用 MSC/Nastran 中的 ACMOL 卡片分别耦合封闭车身有限元模型与四个车内声腔模
型，并分别建立四个带有不同声腔的声固耦合模型。将匀速 60km/h 时实车道路试验所测得
的三个发动机悬置点、排气系统悬置点和前后悬架与车身连接处传递到车身的加速度激励分105
别施加到四个模型中，并对车内噪声进行预测。
由于人耳听觉的下限频率为 20Hz，以及采用有限元方法计算车内低频噪声响应的上限
频率为 200Hz，因此计算的频率区间定义为 20~200Hz。采用模态法计算声压的频率响应时，
为确保计算精度，模态计算的终止频率应大于频率响应分析频率的 倍，通常为频率响应
分析频率的 ~2 倍[11]。本次计算中考虑了 0~300Hz 内车身结构的模态。 110
分别计算了四种模型中驾驶员与后排乘员耳旁声压级响应。将预测的结果与在该工况
下试验测得的车内噪声响应频谱进行对比，分别如图 6，7 所示。
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图 6 驾驶员耳旁声压级预测值与试验值对比
Fig. 6 Comparison of predicted and test SPL on the driver’s ear 115
图 7 后排乘员耳旁声压级预测值与试验值对比
Fig. 7 Comparison of predicted and test SPL on the rear passenger’s ear
从四个模型所预测的车内噪声响应与试验结果的频谱图的对比中可看到，采用模型一、
二所预测的车内噪声与试验结果有较大的误差；模型三、四所预测的车内噪声与试验结果频120
谱接近；四个模型所预测的车内噪声频谱中的第一个峰值所对应的频率较为接近，这是因为
此处有与声腔一阶频率接近的车身结构模态，二者共振产生的峰值。但车内噪声的频谱的对
比并不能直观体现出模型预测结果的准确度。
采用公式(1)分别计算 20~200Hz 内的车内噪声预测值与试验值的总声压级 PL 。
1
10lg 10 Pi
n
L
P
i
L dB
(1) 125
式中， PiL 为各频率点的声压级。将计算所得的各模型所预测车内噪声总声压级与试验
所测得的车总声压级进行比较。
表 2 总声压级预测值与试验值对比
Table 2 Comparison of predicted and test overall SPL
模型一 模型二 模型三 模型四 试验值
驾驶员耳旁总声压级/dB
误差/% --
后排乘员耳旁总声压级/dB
误差/% --
通过表 2 中总声压级的对比，可以看到采用海绵座椅所预测的车内噪声响应总声压级与130
试验值最接近。而“无座椅”声腔模型的预测结果较去除座椅空间的声腔模型于试验值的误
差小。
4 结论
采用声固耦合模型对车内低频噪声进行仿真分析是一种有效的方法，声固耦合模型中
声腔模型的准确度对车内噪声的预测准确度有较大的影响。现在研究中使用较多的去除座椅135
空间的声腔模型对车内噪声的预测精度低于不考虑座椅空间的声腔模型。采用 50 倍空气密
度座椅与采用海绵座椅模型的声固耦合模型所预测的车内噪声在频谱上更为接近试验结果，
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车内低频噪声总声压级误差更小。通过流体单元建立座椅模型并赋予座椅海绵的属性所所建
立的声腔模型能够更好地反映车内声腔的声振特性。
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