胡雪芳，劉 浩，呂 婧，劉 超

(青島黃海學(xué)院 交通與船舶工程學(xué)院，山東 青島 266427)

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SUV車(chē)身NVH特性頻率響應(yīng)分析

胡雪芳，劉 浩，呂 婧，劉 超

(青島黃海學(xué)院 交通與船舶工程學(xué)院，山東 青島 266427)

車(chē)身NVH特性是影響乘坐舒適性的關(guān)鍵. 基于振動(dòng)聲學(xué)理論，利用頻率響應(yīng)法，分析車(chē)身的振動(dòng)靈敏度和聲學(xué)靈敏度，對(duì)比車(chē)內(nèi)空間增加20 mm前后聲學(xué)模態(tài)和噪聲傳遞函數(shù). 通過(guò)分析研究，獲取了振動(dòng)和噪聲響應(yīng)峰值較高的連接點(diǎn)，得到優(yōu)化前后的模態(tài)頻率、 振型基本一致，優(yōu)化后部分連接點(diǎn)聲壓值更優(yōu). 分析結(jié)果表明：后懸架彈簧左支座振動(dòng)靈敏度，排氣懸掛-2聲學(xué)靈敏度較高； 車(chē)內(nèi)增加20 mm的方案可行. 為SUV車(chē)身NVH特性研究及車(chē)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化提供了重要依據(jù).

SUV； 頻率響應(yīng)； 振動(dòng)靈敏度； 聲學(xué)靈敏度

0 引 言

隨著汽車(chē)技術(shù)不斷發(fā)展，人們對(duì)汽車(chē)舒適性的要求越來(lái)越高. 在影響汽車(chē)舒適性的因素中，振動(dòng)和噪聲是非常重要的兩方面，噪聲源于振動(dòng)，二者緊密聯(lián)系，即所謂的NVH. 研究汽車(chē)的NVH特性，首先需要了解振動(dòng)和噪聲的產(chǎn)生及傳遞，車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲是振動(dòng)源與傳遞路徑綜合的結(jié)果，即激勵(lì)與傳遞函數(shù)的乘積[1]. 激勵(lì)一定時(shí)，調(diào)整傳遞函數(shù)可以降低車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲，優(yōu)化NVH特性.

許多學(xué)者在汽車(chē)噪聲與振動(dòng)方面做了大量的研究工作，龐劍等人闡述了汽車(chē)噪聲與振動(dòng)的基本原理和分析方法，涉及發(fā)動(dòng)機(jī)、 動(dòng)力傳動(dòng)、 車(chē)體、 整車(chē)等多個(gè)系統(tǒng)方面的噪聲與振動(dòng)問(wèn)題，概括了汽車(chē)噪聲與振動(dòng)的特點(diǎn)，提出了實(shí)際應(yīng)用中的分析方法[2]； 林逸等人闡明了聲振粗糙度(Harshness)的含義和汽車(chē) NVH 現(xiàn)象，概括了研究汽車(chē) NVH 特性的 CAE 仿真手段和評(píng)價(jià)方法，介紹了 NVH 特性研究在改善汽車(chē)乘坐舒適性的工作中所起的重要作用[3]. 隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展以及計(jì)算方法的完善，更多學(xué)者將有限元法和邊界元法相結(jié)合，對(duì)汽車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)低頻噪聲進(jìn)行研究. 許多研究成果在轎車(chē)NVH特性研究中已得到應(yīng)用，隨著SUV的發(fā)展，對(duì)于SUV車(chē)身NVH特性的研究也會(huì)不斷增多. 本文通過(guò)CAE分析，基于頻率響應(yīng)法，對(duì)某SUV車(chē)身NVH特性進(jìn)行研究，通過(guò)研究其振動(dòng)靈敏度和聲學(xué)靈敏度，對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲來(lái)源、 傳遞路徑及目標(biāo)優(yōu)化控制等有全面的了解，同時(shí)為SUV的車(chē)身設(shè)計(jì)提供重要依據(jù).

1 振動(dòng)聲學(xué)理論基礎(chǔ)

1.1 車(chē)身振動(dòng)靈敏度

車(chē)身振動(dòng)靈敏度是在激勵(lì)點(diǎn)加載時(shí)，響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)與激勵(lì)點(diǎn)輸入載荷的比值(也稱(chēng)為振動(dòng)傳遞函數(shù)，VTF)，它表征的是車(chē)身結(jié)構(gòu)對(duì)輸入能量通過(guò)結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)的縮放效果，反應(yīng)了系統(tǒng)對(duì)信號(hào)的傳遞特性，只取決于系統(tǒng)本身特性，與輸入無(wú)關(guān)[4].

車(chē)身作為一個(gè)多自由度系統(tǒng)，定義其初始條件為零，運(yùn)動(dòng)微分方程為

(1)

對(duì)式(1)進(jìn)行拉氏變換，并表示為有理真分式，得到

[H(m)]=

(2)

式中：[H(m)]為車(chē)身結(jié)構(gòu)的位移(速度、 加速度)傳遞函數(shù)矩陣； N為模態(tài)階數(shù)，ak, bk(k=0,1,2,…,2N) 為待定系數(shù).

可以通過(guò)時(shí)域法和頻域法確定系數(shù)，隨后可以得到車(chē)身的振動(dòng)傳遞函數(shù).

1.2 車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲

車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲是各振動(dòng)部件的振動(dòng)通過(guò)振動(dòng)傳遞函數(shù)傳遞給車(chē)身，車(chē)身振動(dòng)的輻射噪聲. 車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲分析涉及了結(jié)構(gòu)和流體的耦合，其耦合方程如下

(3)

式中：Ms為車(chē)身結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣； ρ為空氣密度； S為結(jié)構(gòu)聲學(xué)耦合矩陣； Mf為車(chē)輛內(nèi)部聲腔聲學(xué)質(zhì)量矩陣； u為各節(jié)點(diǎn)位移向量； p為邊界節(jié)點(diǎn)上的聲壓向量； Ks為車(chē)身結(jié)構(gòu)剛度矩陣； Kf為車(chē)輛內(nèi)部聲腔聲學(xué)剛度矩陣； Fs為施加在結(jié)構(gòu)上的廣義外力向量. 經(jīng)變換，簡(jiǎn)諧激勵(lì)下聲固耦合的振動(dòng)和聲壓響應(yīng)值如下

u=[(Ks-msω2)-S(Kf-Mfω2)-1ω2(ρST)]-1Fs,

(4)

p=(Kf-Mfω2)-1ω2(ρST)·u,

(5)

式中：ω為圓頻率.

當(dāng)在不同的激勵(lì)點(diǎn)施加一定頻率步長(zhǎng)和范圍的單位簡(jiǎn)諧激振力時(shí)，通過(guò)式(4)和式(5)就能得到車(chē)內(nèi)噪聲的響應(yīng)值，即車(chē)身噪聲傳遞函數(shù)[5].

1.3 SUV車(chē)身有限元模型

本文的研究對(duì)象是某SUV，首先建立其有限元模型，并驗(yàn)證其可靠性. 使用CATIA建立車(chē)身三維模型，然后導(dǎo)入Hypermesh中進(jìn)行幾何清理和網(wǎng)格劃分，建立各零件的屬性信息，主要采用了CQUAD4/CTRIA3/CTETRA/CHEXA單元，有限元模型有1 238 169個(gè)節(jié)點(diǎn)，1 187 694個(gè)單元，模型的重量為1 186kg(實(shí)際車(chē)身重1 224kg)，使用MSC.Nastran進(jìn)行求解，HyperView進(jìn)行后處理. 車(chē)身有限元模型如圖 1 所示.

圖1 車(chē)身有限元模型

建立車(chē)身有限元模型后，利用模態(tài)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果進(jìn)行比較[6]，驗(yàn)證有限元模型的可靠性，經(jīng)過(guò)分析，二者低階模態(tài)頻率和振型基本一致，說(shuō)明該有限元模型具有較高準(zhǔn)確性.

2 車(chē)身振動(dòng)靈敏度分析

振動(dòng)傳遞函數(shù)描述的是單位載荷對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)振動(dòng)速度的影響，傳遞函數(shù)越高，意味著引起的振動(dòng)越大. 通過(guò)振動(dòng)傳遞函數(shù)分析能夠了解車(chē)身的振動(dòng)特性及存在的問(wèn)題，進(jìn)而進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使車(chē)身結(jié)構(gòu)達(dá)到較好的NVH特性[7]. 動(dòng)力總成和路面是汽車(chē)的主要噪聲和振動(dòng)源，其振動(dòng)通過(guò)底盤(pán)與車(chē)身的連接點(diǎn)傳入車(chē)身，并在車(chē)內(nèi)產(chǎn)生振動(dòng)和輻射噪聲. 為減小車(chē)內(nèi)噪聲振動(dòng)，常希望連接點(diǎn)有較低的振動(dòng)靈敏度，即激勵(lì)力引起的振動(dòng)的響應(yīng)值(轉(zhuǎn)向盤(pán)振動(dòng)速度)低. 車(chē)身在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，一般要求響應(yīng)值小于0.4mm/s·N，且曲線走勢(shì)平緩，沒(méi)有明顯的峰值.

用于振動(dòng)靈敏度分析的車(chē)身模型無(wú)約束，為自由狀態(tài). 將每個(gè)連接點(diǎn)的X/Y/Z方向激勵(lì)載荷分別定義為一個(gè)載荷工況，載荷為1N，頻率范圍為10～100Hz. 激勵(lì)點(diǎn)布置如圖 2 所示，激勵(lì)響應(yīng)點(diǎn)為轉(zhuǎn)向盤(pán)9 O′clock和12 O′clock位置點(diǎn)(見(jiàn)圖 3).

圖2 激勵(lì)點(diǎn)布置示意圖

圖3 響應(yīng)點(diǎn)位置示意圖

在每個(gè)激勵(lì)點(diǎn)分別施加X(jué)，Y，Z三個(gè)方向的單位激振力，計(jì)算不同頻率下響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)速度，獲取響應(yīng)點(diǎn)的響應(yīng)特性. 分析過(guò)程中取臨界阻尼為3%. 取響應(yīng)值大于0.3mm/s·N的激勵(lì)點(diǎn)及其響應(yīng)特性，見(jiàn)表 1.

經(jīng)過(guò)計(jì)算后，各連接點(diǎn)的Y向激勵(lì)，響應(yīng)點(diǎn)幾乎無(wú)響應(yīng)，振動(dòng)傳遞函數(shù)很小，可以不作為參考. 選取的20個(gè)激勵(lì)點(diǎn)中，對(duì)于轉(zhuǎn)向盤(pán)9 O′clock響應(yīng)點(diǎn)，響應(yīng)峰值都在0.40mm/s·N以下，說(shuō)明該連接點(diǎn)的振動(dòng)傳遞函數(shù)較小，滿足車(chē)身設(shè)計(jì)的一般要求； 對(duì)于轉(zhuǎn)向盤(pán)12 O′clock響應(yīng)點(diǎn)，響應(yīng)峰值最大值出現(xiàn)在后懸架彈簧左支座的Z向，如圖 4 所示，其最大響應(yīng)值為0.45mm/s·N，大于參考值0.4mm/s·N，是結(jié)構(gòu)優(yōu)化的重要部位. 減速器支座Z向激勵(lì)，振動(dòng)傳遞函數(shù)曲線波動(dòng)明顯，同樣是結(jié)構(gòu)優(yōu)化需考慮的部位，如圖 5 所示.

表1 振動(dòng)傳遞函數(shù)大于0.3 mm/s·N激勵(lì)點(diǎn)響應(yīng)特性

圖4 后懸架彈簧左支座Z向振動(dòng)傳遞函數(shù)

圖5 減速器支座Z向振動(dòng)傳遞函數(shù)

3 聲學(xué)靈敏度分析

聲學(xué)靈敏度指的是在激勵(lì)點(diǎn)加載時(shí)，響應(yīng)點(diǎn)的聲壓響應(yīng)與激勵(lì)點(diǎn)輸入載荷的比值，相當(dāng)于從激勵(lì)點(diǎn)到響應(yīng)點(diǎn)的聲壓頻率響應(yīng)函數(shù)(也稱(chēng)為噪聲傳遞函數(shù)，NTF)，它表征的是車(chē)身結(jié)構(gòu)對(duì)輸入能量通過(guò)空氣流體傳遞到乘客耳朵的縮放效果[8]. 通過(guò)聲學(xué)靈敏度分析能夠了解車(chē)身的聲學(xué)特性及存在的問(wèn)題，進(jìn)而進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使車(chē)身結(jié)構(gòu)達(dá)到較好的聲學(xué)性能.

3.1 聲腔模態(tài)分析

汽車(chē)乘員艙內(nèi)部聲場(chǎng)是在外界激勵(lì)作用下車(chē)身壁板振動(dòng)產(chǎn)生的輻射聲，及輻射聲在壁板間多次反射而產(chǎn)生的混合場(chǎng). 強(qiáng)迫振動(dòng)下乘員艙內(nèi)部各點(diǎn)的響應(yīng)取決于內(nèi)部聲腔模態(tài)被激勵(lì)的方式，因此在進(jìn)行聲學(xué)靈敏度分析前進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)分析十分必要[9]. 對(duì)乘員艙進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)分析，獲取聲學(xué)模態(tài)頻率和振型，能夠了解車(chē)內(nèi)聲學(xué)特性并評(píng)價(jià)其優(yōu)劣，可根據(jù)聲腔振型合理布置座椅位置以?xún)?yōu)化車(chē)內(nèi)聲學(xué)特性，指導(dǎo)乘員艙的初始聲學(xué)設(shè)計(jì)，獲得良好的聲學(xué)舒適性.

提取駕駛室內(nèi)部與空氣接觸的表面，構(gòu)成一個(gè)密閉的空腔，使用Hypermesh對(duì)模型進(jìn)行前處理，在不影響精度的前提下對(duì)其進(jìn)行必要簡(jiǎn)化. 由于座椅的存在使整個(gè)乘員艙內(nèi)的空腔不再是一個(gè)連續(xù)、 完整的聲學(xué)場(chǎng)，會(huì)對(duì)聲腔模態(tài)產(chǎn)生影響[10]，故聲學(xué)模型包括座椅，如圖 6 所示. 該聲學(xué)模型包括53 939個(gè)節(jié)點(diǎn)，49 716個(gè)單元，單元類(lèi)型主要是CHEXA/CPENTA，使用Nastran作為求解器，HyperView進(jìn)行后處理.

圖6 三維聲學(xué)模型

分析聲學(xué)模態(tài)時(shí)，對(duì)空氣如下假設(shè)[11]：

1) 流體無(wú)黏性，可壓縮，密度隨壓力變化而變化；

2) 流體進(jìn)行有規(guī)則流動(dòng)；

3) 流體均質(zhì)，各點(diǎn)平均密度和聲壓相同；

4) 空氣中傳播的是小振幅聲波.

聲腔模型中空氣密度為1.225 kg/m3，座椅材料密度為12.25 kg/m3，聲速為340 m/s. 為提高車(chē)內(nèi)空間舒適性及驗(yàn)證車(chē)內(nèi)空間變化對(duì)聲學(xué)模態(tài)的影響，將車(chē)內(nèi)空間增加20 mm，對(duì)比優(yōu)化前后的聲學(xué)模態(tài). 圖 7～圖 9 為優(yōu)化后縱向一階，橫向一階，垂向一階模態(tài). 表 2 是優(yōu)化前后前10階的模態(tài)頻率及振型對(duì)比.

圖7 縱向一階

圖8 橫向一階

圖9 垂向一階

表2 優(yōu)化前后模態(tài)頻率及振型

由振型圖可以看出，由于乘員艙內(nèi)空腔的橫向?qū)ΨQ(chēng)性，空腔聲場(chǎng)的各階振型左右對(duì)稱(chēng). 由表 2 可知，優(yōu)化前后振型相同，模態(tài)頻率基本一致，說(shuō)明優(yōu)化前后，具有相似模態(tài). 以下對(duì)優(yōu)化后聲學(xué)模態(tài)進(jìn)行說(shuō)明：0 Hz時(shí)出現(xiàn)一致聲壓模態(tài)，這是由于沒(méi)有約束聲壓自由度的結(jié)果. 51.7 Hz時(shí)出現(xiàn)首階縱向聲壓模態(tài)，零聲壓節(jié)面大致處在乘員艙中間位置，向兩端逐漸增大. 對(duì)于前排乘員，人耳處于節(jié)線位置附近，對(duì)于后排乘員，人耳處于聲壓幅值的腹部區(qū)域，對(duì)人耳影響很小. 104.5 Hz 時(shí)出現(xiàn)首階橫向聲壓模態(tài)，相對(duì)聲壓從左右兩邊向中間逐漸減小，即在中心對(duì)稱(chēng)平面出現(xiàn)零聲壓節(jié)面，駕駛員的右耳和副駕駛的左耳處于節(jié)線位置附近，后排乘員基本處于零聲壓區(qū)域. 137.4 Hz 時(shí)出現(xiàn)首階垂向聲壓模態(tài)，相對(duì)聲壓從上下兩邊向中間逐漸減小. 前排乘員處于聲壓幅值的腹部區(qū)域，對(duì)人耳影響很小，后排乘員基本處于零聲壓區(qū)域. 在其它頻率處，出現(xiàn)的聲壓模態(tài)為縱向、 垂向和橫向三方向的組合. 隨著頻率的增加，乘員艙空腔聲壓分布變得越來(lái)越復(fù)雜，零聲壓節(jié)面也變得不規(guī)則.

要避免乘員艙空腔的低頻共鳴，應(yīng)主要避免第一階的空腔共鳴頻率. 資料表明，在有駕駛員和乘員的情況下，第一階縱向頻率可能會(huì)下降10 Hz左右[12]. 該SUV匹配的是四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，其二階激勵(lì)頻率約為25～200 Hz. 在載人行駛時(shí)，可能會(huì)由發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)出第一階縱向的空腔共鳴模態(tài). 不過(guò)結(jié)合縱向一階模態(tài)的振型圖可知，即使存在第一階縱向共鳴，也不會(huì)對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲產(chǎn)生太大貢獻(xiàn). 當(dāng)汽車(chē)在普通路面上以低于150 km/h的速度行駛時(shí)，路面對(duì)車(chē)輛的激勵(lì)頻率低于21 Hz，車(chē)輪不平衡引起的激勵(lì)主要在11 Hz以下[13]. 乘員艙聲腔的最低階頻率為51.7 Hz，因此路面及車(chē)輪不平衡的激勵(lì)不會(huì)引起空腔共鳴.

3.2 噪聲傳遞函數(shù)分析

噪聲傳遞函數(shù)(NTF)描述的是單位載荷對(duì)駕駛員或乘員耳邊聲壓的影響，傳遞函數(shù)越高，意味著引起的聲壓越高[14]. 使用以上有限元模型和聲固耦合模型進(jìn)行分析，模型不考慮內(nèi)飾的吸聲效應(yīng)，只考慮車(chē)身振動(dòng)引起的內(nèi)噪聲，激勵(lì)點(diǎn)的選取與載荷工況參考第2節(jié)，頻率范圍為0～200 Hz，響應(yīng)為駕駛員及乘員的耳邊聲壓，分析過(guò)程中取結(jié)構(gòu)的臨界阻尼為3%，聲腔的臨界阻尼為8%.

NTF通常用dB表示，dB定義為

1 dB=20 lg(A/Ao),

(6)

式中：A為聲學(xué)靈敏度；Ao為參考聲學(xué)靈敏度(20e-6 Pa/N).

聲學(xué)靈敏度的范圍通常為30～70 dB，其中相對(duì)柔弱一些的連接點(diǎn)，如排氣懸掛，靈敏度會(huì)較高[15]. 一般要求連接點(diǎn)的噪聲傳遞函數(shù)小于55 dB/N，且曲線走勢(shì)平緩，沒(méi)有明顯的峰值.

分析時(shí)激勵(lì)為X/Y/Z三方向，但一般情況下垂向和縱向相對(duì)重要[16]. 對(duì)于主要承載方向(X/Z向)，部分連接點(diǎn)的傳遞函數(shù)在某些頻段內(nèi)出現(xiàn)超出目標(biāo)線的峰值(如表 3 所示)，但基本上都處于合理的偏差范圍內(nèi).

表3 超出目標(biāo)線峰值的連接點(diǎn)

排氣懸掛-2連接點(diǎn)的傳遞函數(shù)偏出目標(biāo)線較明顯，傳遞函數(shù)較大，分析其動(dòng)剛度特性，得到動(dòng)剛度低是導(dǎo)致其傳遞函數(shù)大的原因之一[17]，該連接點(diǎn)是需優(yōu)化的重要位置. 如圖 10～圖 12 所示.

圖10 排氣懸掛-2對(duì)駕駛員左耳NTF

圖11 排氣懸掛-2對(duì)駕駛員右耳NTF

為了獲得更寬闊的內(nèi)部空間，根據(jù)3.1節(jié)對(duì)車(chē)內(nèi)空間增加20 mm，再次分析其噪聲傳遞函數(shù)，大部分連接點(diǎn)的聲壓值與優(yōu)化前處于相同水平，部分連接點(diǎn)優(yōu)化后的聲壓值在某些頻段甚至低于優(yōu)化前，如變速箱支座X/Z向，減速器支座Z向. 圖 13 為優(yōu)化前后變速箱支座X向噪聲傳遞函數(shù)對(duì)比，可以看出，在80～140 Hz范圍內(nèi)，優(yōu)化后聲壓值降低明顯.

圖13 優(yōu)化前后變速箱支座X向NTF對(duì)比

4 結(jié) 論

本文以振動(dòng)聲學(xué)理論為基礎(chǔ)，建立SUV的有限元模型，利用頻率響應(yīng)法分析車(chē)身的振動(dòng)靈敏度和聲學(xué)靈敏度，得出了不同激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)傳遞函數(shù)和噪聲傳遞函數(shù)，找出了振動(dòng)明顯，聲壓值較大的連接點(diǎn). 并比較了車(chē)內(nèi)空間加寬20 mm前后的聲腔模態(tài)及噪聲傳遞函數(shù)，驗(yàn)證了加寬20 mm方案的可行性，為車(chē)身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù). 在研究中，如果能夠進(jìn)行實(shí)車(chē)試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，對(duì)SUV車(chē)身設(shè)計(jì)優(yōu)化具有更好的指導(dǎo)意義.

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Analysis on NVH Characteristic Frequency Response of SUV Body

HU Xue-fang, LIU Hao, Lü Jing, LIU Chao

(School of Traffic and Marine Engineering, Qingdao Huanghai University, Qingdao 266427, China)

NVH characteristics of the body is the key to influence ride comfort. Based on the vibration acoustic theory, by using of the frequency response method, the vibration sensitivity and the acoustic sensitivity of the vehicle body were studied. The acoustic mode and noise transfer function were compared before and after increasing the interior space of 20 mm. Through the analysis, the results identify the joinpoints with higher response peak value. The modal frequency and vibration mode are basically the same and the acoustic pressure of some optimized joinpoints are better. The results show that the rear susp-spring-LH vibration sensitivity and the exhaust-2 acoustic sensitivity are higher. The scheme of increasing 20 mm interior space in the car is feasible. It offers an important basis for the research of NVH characteristics and optimization of body structure design of SUV body.

SUV; frequency response; vibration sensitivity; acoustic sensitivity

1673-3193(2016)05-0487-07

2016-04-02 基金項(xiàng)目：校企合作項(xiàng)目

胡雪芳(1976-)，女，副教授，碩士，主要從事車(chē)輛工程的研究.

U463.82

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.05.010