CAE培訓(xùn)2(共63張)

1、客車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能及客車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場CAE三、我研究生階段的工作綱要綱要一、課題研究背景、來源及內(nèi)容二、客車動態(tài)性能分析建模三、整車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析計算及結(jié)果分析四、車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算與分析五、總結(jié)與展望一、課題研究背景、來源及內(nèi)容一、課題研究背景、來源及內(nèi)容 1.1 客車振動和噪聲研究、治理的意義 1.2 客車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析的國內(nèi)外發(fā)展與現(xiàn)狀 1.3 客車車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算的國內(nèi)外發(fā)展與現(xiàn)狀 1.4 課題來源與研究內(nèi)容1.1 客車振動和噪聲研究、治理的意義客車振動和噪聲研究、治理的意義消費者的需求：舒適客車制造廠商的需求：產(chǎn)品競爭力國家法規(guī)的強(qiáng)制要求： GB1495-2002 1.2

2、客車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析的國內(nèi)外發(fā)展與現(xiàn)狀客車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析的國內(nèi)外發(fā)展與現(xiàn)狀國外：CAE已經(jīng)普遍應(yīng)用于汽車制造業(yè)，具備了較全面的客車動態(tài) 性能分析技術(shù)和豐富的分析經(jīng)驗 。國內(nèi)：引進(jìn)國外硬件和軟件，在科研單位和院校開展了 一些研究。兩個特點 :1、零件級模態(tài)分析研究較深入，系統(tǒng)級模態(tài)分析還未有人開展。2、研究路面激勵對整車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能影響的較多，而研究發(fā)動機(jī)激勵對整車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能影響的較少。1.3 客車車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算的國內(nèi)外發(fā)展與客車車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算的國內(nèi)外發(fā)展與 現(xiàn)狀現(xiàn)狀1.4 課題來源與研究內(nèi)容課題來源與研究內(nèi)容來源：來源：1、蘇州金龍、蘇州金龍6795型客車怠速時整車共振現(xiàn)象嚴(yán)重

3、；型客車怠速時整車共振現(xiàn)象嚴(yán)重；2、國家法規(guī)的實施和客車產(chǎn)品品質(zhì)競爭的加劇，使得蘇州金、國家法規(guī)的實施和客車產(chǎn)品品質(zhì)競爭的加劇，使得蘇州金 龍對車外內(nèi)噪聲指標(biāo)很重視。龍對車外內(nèi)噪聲指標(biāo)很重視。內(nèi)容：內(nèi)容：1、建立、建立6795型客車整車動態(tài)性能分析模型和聲學(xué)分析模型；型客車整車動態(tài)性能分析模型和聲學(xué)分析模型；2、對客車整車結(jié)構(gòu)進(jìn)行動態(tài)性能分析（針對發(fā)動機(jī)激勵）；、對客車整車結(jié)構(gòu)進(jìn)行動態(tài)性能分析（針對發(fā)動機(jī)激勵）；3、對車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場進(jìn)行計算和分析（邊界元法和有限元法）。、對車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場進(jìn)行計算和分析（邊界元法和有限元法）。二、客車動態(tài)性能分析建模二、客車動態(tài)性能分析建模 2.1 整車動力

4、學(xué)模型的建立 2.2 整車結(jié)構(gòu)幾何模型的建立 2.3 整車結(jié)構(gòu)有限元模型的建立2.1 整車動力學(xué)模型的建立整車動力學(xué)模型的建立輪胎前橋系統(tǒng) 注：1、前橋等效成2個集中質(zhì)量元件（m1）和一個分布質(zhì)量 元件（m2）的組合。 2、兩前輪等效成兩對豎直方向上的彈簧（k1）和阻尼 （c1）元件。輪胎后橋系統(tǒng) 注：1、后橋用4個集中質(zhì)量元件（m3、m5）和一個分布質(zhì)量 元件（m4）的組合模擬。 2、兩前輪等效成兩對豎直方向上的彈簧（k1）和阻尼 （c1）元件。車架懸架系統(tǒng)注：1、每個板簧組件用一個彈簧元件表示（k2表示前板簧，k3 表示后板簧） 2、車架M1為彈性體，按照實際結(jié)構(gòu)建出模型車身系統(tǒng) 車身系統(tǒng)

5、是振動分析的直接對象，為彈性結(jié)構(gòu)體。將通過從幾何建模和有限元建模的步驟建立 。整個車身結(jié)構(gòu)按照實際焊接情況和車架剛性連接。 其他部件 發(fā)動機(jī)、變速箱、水箱、風(fēng)扇、座椅、空調(diào)、行李架、艙門等部件都用集中質(zhì)量元件模擬，并將其與他系統(tǒng)剛性連接。 2.2 整車結(jié)構(gòu)幾何模型的建立整車結(jié)構(gòu)幾何模型的建立車架幾何模型的建立（1）抽取面位置的選擇（2）中面偏移（3）簡化細(xì)節(jié)特征 依其中一面把另外一個面進(jìn)行偏移,雖引入誤差,但經(jīng)濟(jì)。忽略倒角、圓孔等細(xì)節(jié)特征車架的面模型車身骨架幾何模型的建立（1）中心線偏移和剛性連接模擬焊接（2）平行焊接梁的處理（3）曲梁處理采用多點構(gòu)建折線模擬曲梁。車身壁板幾何模型的建立車身骨

6、架幾何模型生成有限元網(wǎng)格后，以骨架的幾何元素，即線和關(guān)鍵點為基礎(chǔ)，根據(jù)實際車身壁板結(jié)構(gòu)連接情況，生成替代車身壁板的面 ?？紤]到后續(xù)有限元網(wǎng)格的劃分，在構(gòu)建面時應(yīng)盡量生成易進(jìn)行四邊形單元劃分的四邊形面和三角形面。 2.3 整車結(jié)構(gòu)有限元模型的建立整車結(jié)構(gòu)有限元模型的建立車輪車橋懸架有限元模型模擬的部件和參數(shù)量采用的單元車胎combination14車輪、輪轂部、后橋差速器部質(zhì)量mass21車橋橫梁部beam188板簧beam44板簧鉸鏈連接件1beam44（I節(jié)點釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）板簧鉸鏈連接件2beam44（I,J節(jié)點釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）車架有限元模型全部車架結(jié)構(gòu)采用shell63面單元模擬

7、。連接板單元邊長控制在5mm，其他部件單元邊長控制在20mm。相交處單元共節(jié)點的方法 和剛性連接的方法模擬焊接，用剛性連接的方法模擬螺栓連接。車身骨架有限元模型車身骨架采用beam188單元模擬。考慮到壁板與骨架間焊點連接間距、有限元分析精度以及計算時間，對所有線段設(shè)置單元大小為200mm。車身壁板有限元模型壁板包括蒙皮、地板、窗戶、擋風(fēng)玻璃、駕駛臺等，用shell63單元模擬，單元大小控制在200mm以內(nèi)連接各子模型連接各子模型質(zhì)量補(bǔ)償（1）發(fā)動機(jī)-變速箱系統(tǒng)、風(fēng)扇水箱、消聲器、儲氣罐、空氣濾新器、備胎、空調(diào)系統(tǒng)、行李架、車內(nèi)座椅、車門、倉門等以質(zhì)量、位置特征對整車動力學(xué)性能產(chǎn)生影響，它的剛

8、度、形狀、尺寸特征的影響很小。 以集中質(zhì)量單元形式添加到模型中。（2）螺栓、螺釘、電子設(shè)備、導(dǎo)線、車燈等，無法建模或者建模將耗費大量精力，以修改整車材料密度形式，平均分配到整車結(jié)構(gòu)上 。取模型材料密度修正系數(shù)為1.16，整車模型質(zhì)量為7.449T 阻尼補(bǔ)償emNkkNjjjmjcCCKKM112)(C由于內(nèi)飾或其它涂料材料的存在、振動過程中的摩擦、材料本身具有不理想的特性等原因，是存在阻尼特性的，因此需要在模型中對其阻尼特性進(jìn)行模擬和補(bǔ)償。質(zhì)量矩陣因子剛度矩陣因子mj材料常剛度矩陣系數(shù)j材料剛度矩陣因子阻尼特性的單元阻尼矩陣CkC 阻尼比引入的阻尼矩陣三、結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析計算及結(jié)果分析三、結(jié)構(gòu)

9、動態(tài)性能分析計算及結(jié)果分析 3.1 客車結(jié)構(gòu)模態(tài)分析 3.2 客車結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析 3.3 客車結(jié)構(gòu)譜分析 3.1 客車結(jié)構(gòu)模態(tài)分析客車結(jié)構(gòu)模態(tài)分析 從物理意義上講，當(dāng)外界激勵與某階固有頻率相等時，該階振型被激發(fā)出來，結(jié)構(gòu)發(fā)生共振，振動形態(tài)由該階振型決定。添加模態(tài)分析邊界條件 把輪胎和地面作為一個整體來考慮，這樣輪胎和地面整體為客車其它結(jié)構(gòu)部分提供約束，而客車其它結(jié)構(gòu)部分成為模態(tài)分析的考查對象。因此對輪胎單元combination14接地一端的節(jié)點進(jìn)行6個自由度方向的全約束（位移全為0） 。模態(tài)計算方法選用分塊Lanczos法。模態(tài)計算結(jié)果階次固有頻率（Hz）模態(tài)描述11.05整車?yán)@縱向（X）轉(zhuǎn)

10、動(輪胎剛度引入)21.11整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動(輪胎剛度引入)31.61整車豎向(Y)平動412.87整車?yán)@豎向(Y)轉(zhuǎn)動514.06整車?yán)@縱向(X)轉(zhuǎn)動（懸架剛度引入）616.87整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動（懸架剛度引入）719.68整車擴(kuò)張振動（車架1階豎向彎曲）823.55車身豎向一階彎曲，車架豎向一階彎曲932.89車身豎向一階彎曲，車架豎向二階彎曲1040.60車身豎向二階彎曲，車架豎向二階彎曲1147.45車身豎向彎扭組合，車架縱向扭轉(zhuǎn)振動第7階第8階第9階第10階第11階模態(tài)計算結(jié)果分析及整車結(jié)構(gòu)評價 對照模態(tài)分析結(jié)果可發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機(jī)怠速時的主要激振頻率23.4Hz（二階）和46.8H

11、z（四階）分別與整車模態(tài)第8階（23.55Hz）和第11階（47.45Hz）固有頻率接近。 查看這兩階模態(tài)的車架振型： 第8階第11階第8階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動機(jī)后懸置安裝點的位移很大；第11階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動機(jī)右后懸置安裝點的位移較大 。因而可斷定：發(fā)動機(jī)的二階、四階激勵分別將第8、11階整車模態(tài)激發(fā)出來是造成怠速時整車共振的主要原因。在發(fā)動機(jī)以額定轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時的主要激振頻率76.7Hz、153.4Hz附近，未出現(xiàn)整車模態(tài)。但是固有頻率分別為73.16Hz、 152.15Hz 、155.03Hz、158.57Hz的幾階局部模態(tài)應(yīng)引起注意，這些模態(tài)振型中，車架上發(fā)動機(jī)安裝位置的振

12、動幅度也較大，在發(fā)動機(jī)工作在額定轉(zhuǎn)速時，這些局部模態(tài)也會激發(fā)出來，導(dǎo)致車身結(jié)構(gòu)局部振動。 73.16Hz152.15Hz155.03Hz158.57Hz3.2 客車結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析客車結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析 諧響應(yīng)分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時間按正弦規(guī)律變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種分析技術(shù)，分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在一系列頻率下的響應(yīng)并可得到單元或節(jié)點響應(yīng)值相對于頻率的曲線。 考慮發(fā)動機(jī)豎向和橫向?qū)φ嚱Y(jié)構(gòu)的作用，分成豎向和橫向兩種工況分別對模型加載單位位移諧波激勵。同時添加重力加速度。對輪胎彈簧單元自由節(jié)點進(jìn)行全約束。 諧響應(yīng)分析邊界條件和載荷的添加 諧響應(yīng)計算方法與方程求解器 采用完全法（Full

13、）和稀疏矩陣直接法求解器（Sparse）。 頻率范圍與步長 20100Hz，步長為2Hz。諧響應(yīng)計算結(jié)果 22Hz時地板振動位移云圖 實部 虛部 （1）發(fā)動機(jī)豎向激振諧響應(yīng)計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)豎向激勵下各考察節(jié)點位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點46228 47716 中部座椅處節(jié)點 46098 尾部座椅處節(jié)點 22Hz時地板振動位移云圖 實部 虛部 （2）發(fā)動機(jī)橫向激振諧響應(yīng)計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)橫向激勵下各考察節(jié)點位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點46228 47716 中部座椅處節(jié)點 46098 尾部座椅處節(jié)點 諧響應(yīng)計算結(jié)果分析及整車結(jié)構(gòu)評價 在發(fā)動機(jī)豎向激勵下，整車結(jié)構(gòu)豎向（y軸方向）響應(yīng)比其它方向響應(yīng)要

14、大，且隨著頻率的升高響應(yīng)幅值逐漸減小，特別是在2028Hz段，減小趨勢明顯；整車橫向（z軸方向）振動出現(xiàn)了22Hz和46Hz附近的兩個峰值點，其中22Hz峰值點幅值較大 ，客車尾部達(dá)到0.17mm；整車縱向（x軸方向）振動在64Hz附近出現(xiàn)較大的峰值，幅值達(dá)到0.17mm，此時對應(yīng)的發(fā)動機(jī)關(guān)鍵轉(zhuǎn)速為1920轉(zhuǎn)/分。 發(fā)動機(jī)橫向激勵主要引起整車豎向振動。豎向振動隨頻率變化特性與發(fā)動機(jī)豎向激勵工況下類似，2040Hz段響應(yīng)幅值減小趨勢明顯；橫向響應(yīng)在2040Hz間較小，在68Hz出現(xiàn)較大的峰值（幅值最大為0.08mm），76.7Hz附近響應(yīng)也較??；縱向響應(yīng)在46Hz、62Hz、86Hz附近出現(xiàn)峰值

15、，其中62Hz峰值最大，達(dá)0.17mm。 由諧響應(yīng)結(jié)果可知：怠速工況下發(fā)動機(jī)將會引起整車較強(qiáng)烈的振動，將發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速提高到840轉(zhuǎn)/分（二階四階激振頻率分別為28Hz、56Hz），整車振動將會大大減小。額定工況下整車結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)特性不顯著，不會引起結(jié)構(gòu)共振。3.3 客車結(jié)構(gòu)譜分析客車結(jié)構(gòu)譜分析 譜分析是一種將模態(tài)分析的結(jié)果與一個已知的激勵譜聯(lián)系起來計算模型的位移、速度、加速度響應(yīng)的分析過程。其物理模型和數(shù)學(xué)計算方法同諧響應(yīng)分析是相同的，只不過諧響應(yīng)輸入的是掃頻諧波激勵，而譜分析輸入的是實際激勵譜。因此用譜分析可以檢驗建立的有限元分析模型的合理性和正確性。 本課題通過試驗采集發(fā)動機(jī)的激勵譜，試

16、驗原理圖如下：試驗測點布置后懸置支撐測點 前懸置支撐測點 駕駛員座椅處豎向測點駕駛員座椅處橫向測點響應(yīng)譜的計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為730轉(zhuǎn)/分時左前懸置支撐橫向加速度激勵譜駕駛員座椅處節(jié)點的加速度響應(yīng)譜 駕駛座椅處節(jié)點計算與實測加速度響應(yīng)譜響應(yīng)譜計算結(jié)果與實測對比 可見計算譜和實測譜比較穩(wěn)合，說明建立的客車整車動態(tài)性能分析有限元模型是合理的，能夠反映實際結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性。 四、車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算與分析四、車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算與分析 4.1 車內(nèi)聲場建模原則與說明 4.2 車內(nèi)聲場有限元模型的建立 4.3 車內(nèi)聲場邊界元模型的建立 4.4 有限元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲聲場 4.5 邊界元法計算車內(nèi)

17、結(jié)構(gòu)輻射噪聲聲場 4.6 車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場分析4.1 車內(nèi)聲場建模原則與說明車內(nèi)聲場建模原則與說明建模原則：1、每個聲波波長內(nèi)至少包含6個單元建模說明： 1、不考慮聲振耦合2、不考慮司乘人員、座椅表面特性等對車內(nèi)聲場的影響3、忽略內(nèi)飾隔板振動產(chǎn)生的聲輻射 4、車窗、車門、前后圍玻璃近似為剛性壁，不考慮其吸聲特性本課題分析頻率范圍為200Hz，單元大小L283mm2、網(wǎng)格應(yīng)適當(dāng)規(guī)則、均勻4.2 車內(nèi)聲場有限元模型的建立車內(nèi)聲場有限元模型的建立 有限元法進(jìn)行聲學(xué)分析，要求把聲音傳遞的空間（聲腔）做有限元網(wǎng)格劃分，建立聲場流體的體單元（對于三維分析）有限元模型。本課題在客車動力學(xué)分析有限元模型的基礎(chǔ)

18、上，提取車內(nèi)空間包絡(luò)面單元，生成車內(nèi)聲腔四面體單元有限元模型，單元網(wǎng)格大小控制在200mm左右。4.3 車內(nèi)聲場邊界元模型的建立車內(nèi)聲場邊界元模型的建立 邊界元聲學(xué)模型的建立過程比有限元聲學(xué)模型的建立過程簡單，因為邊界元模型只需提取壁板組成的封閉區(qū)域的有限元殼單元即可，不用對區(qū)域進(jìn)行體單元的劃分。但邊界元模型要求邊界單元法向必須一致，且指向封閉區(qū)域內(nèi)部。4.4有限元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲聲場有限元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲聲場聲學(xué)模態(tài)的意義： 聲學(xué)固有頻率是聲學(xué)共鳴頻率，在該頻率處車內(nèi)聲腔產(chǎn)生聲學(xué)共鳴，使得聲壓放大，放大后的聲壓分布狀態(tài)由聲學(xué)模態(tài)反映?？蛙噧?nèi)部聲腔聲學(xué)模態(tài)計算在SYSNOISE聲學(xué)

19、分析軟件中求解聲腔聲學(xué)模態(tài)，前四階聲學(xué)模態(tài)如下：第1階（23.3Hz）第2階（46.1Hz）第3階（67.4Hz）第4階（75.8Hz）車內(nèi)聲腔聲學(xué)模態(tài)試驗 試驗時，將揚(yáng)聲器置于封閉的客車車內(nèi)，開啟B&K4205標(biāo)準(zhǔn)聲功率源將白噪聲信號送入揚(yáng)聲器作為車內(nèi)聲腔的噪聲激勵源。待噪聲穩(wěn)定后，采集已布置在揚(yáng)聲器附近及車內(nèi)各測量點處傳聲器的信號。將揚(yáng)聲器附近信號作為輸入，車內(nèi)其他測點處信號作為輸出，便可求得激勵與響應(yīng)點間的傳遞函數(shù)，由此，可利用模態(tài)分析技術(shù)求出客車車內(nèi)聲腔的聲學(xué)模態(tài)。 模態(tài)階次1234FEM法頻率（Hz）23.30246.14167.42975.797試驗法頻率（Hz）22.01

20、844.32764.75970.834誤差（）5.834.104.127.00聲學(xué)模態(tài)試驗結(jié)果與有限元計算結(jié)果對比 乘客耳旁聲腔截面的振型圖 （注：圖中虛線為聲壓節(jié)線 ）有限元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場提取車身壁板在發(fā)動機(jī)橫向和豎向激勵同時作用下的諧響應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動邊界條件。定義車身壁板的吸聲邊界條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.8330TnZ車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各考察節(jié)點處聲壓58777 駕駛員右耳 59950 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳60387 4.5 邊界元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻

21、射噪聲聲場邊界元法計算車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射噪聲聲場提取車身壁板在發(fā)動機(jī)橫向和豎向激勵同時作用下的諧響應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動邊界條件。定義車身壁板的吸聲邊界條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.8330TnZ定義車內(nèi)場點一個場點面：乘客耳朵高度的聲場截面 駕駛員右耳 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳 三個場點車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場計算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各考察節(jié)點處聲壓1駕駛員右耳 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳3 2有限元與邊界元計算結(jié)果對比 駕駛員右耳處有限元法和邊界元計算聲壓比較 4.6 車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場分析車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射

22、聲場分析 由模態(tài)分析結(jié)果可知，車內(nèi)聲場在23.3Hz、46.1Hz、67.4 Hz等頻率上發(fā)生聲腔共鳴，噪聲為峰值。從聲壓分布上看，23.3Hz時車前部和尾部聲壓幅值大，中部小，46.1Hz時，最前部、最后部、及正中部幅值大，過渡區(qū)域聲壓值小。 由發(fā)動機(jī)單位位移諧波激勵下車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場響應(yīng)計算結(jié)果，可以看出，23.3Hz、46.1Hz、67.4Hz附近仍出現(xiàn)峰值，其中在22.3Hz時，前部和尾部聲壓值最大，中部最小，46.1Hz時，三個考察點的聲壓值大小相差不大，而在67.4Hz時，尾部座位聲壓值最大，其次是中部座位。 考慮實際發(fā)動機(jī)激振對車內(nèi)聲場的影響，由于發(fā)動機(jī)怠速時的主要激振頻率和上面分析出的車內(nèi)噪聲峰值頻率23.3Hz、46.1Hz接近，因此怠速時，車內(nèi)低頻輻射噪聲將加劇，且在駕駛員和最后排座位處最為惡劣，試驗測量和主觀感受也證實了這一結(jié)論正確性。 五、總結(jié)與展望五、總結(jié)與展望 本課題以6795型客車為研究對象，利用CAE技術(shù)對其進(jìn)行了發(fā)動機(jī)激勵下整車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能分析和客車內(nèi)結(jié)構(gòu)輻射聲場分析，得出的主要結(jié)論如下： （1）建立了整車動態(tài)性能分析模型，借此探討了系統(tǒng)級客車有限元模型的建立流程、方法及其中的一些關(guān)鍵問題； （2）對整車結(jié)構(gòu)進(jìn)行了實際約束條件下的系