本发明涉及车身的地板板件(floor panel)结构，尤其是涉及一种车身的地板板件结构，其中地板(floor)包括有和车身的车架元件相连的地板板件。

众所周知，振动会从和发动机或者悬挂相连的车架传递到地板板件上，引起地板板件振动，结果客厢内的空气剧烈振动，从而在厢内产生难以令人愉悦的振动和噪声。
这时，造成上述问题的振动源可能是发动机自身的振动或者是从悬挂传递而来的路面噪声，而这种路面噪声通常包括由胎里共振产生的分量和由悬挂共振产生的分量。
抑制这种振动和噪声所采取的常用手段包括利用减振材料和防振材料作为各种减振和防振手段。虽然用这种方式可能减少振动和噪声，却需要用大量的减振材料和防振材料，从而增加了车辆重量，并产生有害作用，从而变为耗费成本的主要问题。
而且，汽车中从发动机和悬挂传来的讨厌振动主要为400Hz或在此以下，尤其是在靠近250Hz的频率处具有峰值，它们为由胎里(tire cavity)共振产生的路面噪声。因此，公知一种技术，由这种技术，在地板板件上设置多个压条(bead)，从而增加了地板板件的厚度并提高了其刚性，因而将地板板件的固有频率转换为高于400Hz的高频带。尤其是，要努力防止地板板件在悬挂和胎里共振频带的共振频率处发生共振，从而减小讨厌的振动和噪声。
这种情况下，虽然这种方法能够在低频区域有效地抑制共振峰值时，而在高频区域(high-pitched regions)的振动却反而增加，所以就必须利用大量减振材料和防振材料，以抑制高频区域的振动和噪声。通过这种方式如上所述，即使在上述情形下，车重也会增加，所以产生各种有害作用，导致成本问题，因此就有必要加以解决。
所以，本发明人将目光集中在振动频率和传递到地板板件的振动的振动模式之间的关系上，并提出一种具有振动模式可调结构的地板板件结构，其中特定共振频率(共振区域)处的声发射能级变为如日本专利未审定公开No.9-202269(JP-A-9-202269)所示的更小振动模式。这种地板板件结构是一种这样的结构，其中，特定频率为接近250Hz的路面噪声，源自传递到地板板件的胎里共振，而被作为最难以令人愉悦的振动，因此地板板件的刚度可部分得以调节，以使地板板件的振动模式变为诸如2×2模式或者2×1模式，在这种振动模式下，产生偶数个振动波腹，并从而具有使从每一振动波腹产生的声波彼此抵消的设置，因此就有可能减小上述声发射能级，从而减小在客厢内的噪声。
但是如上所述，在地板板件整个表面上都固定有减振材料和防振材料的传统情况中，存在有材料成本增加和车重增加的问题。另外，如果地板板件的厚度增加，还同样存在有车重增加的问题。
此外，利用上述日本专利未审定公开中记载的地板板件结构，举例来说为了产生2×1模式的振动，地板板件的振动区域就必须具有大概2×1矩形形状，但因为零件要放置在包括传动轴、差动器以及其他传动链组件，悬挂和其他悬挂系统组件，排气管，消音器和其他排气系统组件以及油箱等的车底以下，而且也因为客厢内座位间的相互设置关系，车架元件的布置就受到限制，所以连接到车架元件上的地板板件就不可能为大致2×1矩形形状，因此存在一个问题就是在这种情况下不可能产生以2×1模式的振动。
另一方面，当地板板件的振动区域不是大致2×1矩形形状，可以想到的是利用高刚性压条等方式形成一矩形振动区域，以形成2×1振动区域，但如果地板板件的板件刚度很高或者振动区域较窄，那么地板板件自身的原始共振频率就很高，如果这种压条设置在这样的地板板件上，地板板件的刚度就会大大提高，共振频率也就进一步变大，从而导致2×1模式的振动在高于250Hz的频带内产生，因而存在一个问题就是不可能在接近胎里共振产生的路面噪声的250Hz频率内产生2×1模式。
另外，即使在不是2×1矩形形状的振动区域内产生2×1模式振动，但由于2×1模式内两个振动波腹的振幅和分布各不相同，这两个振动波腹的各自振动量(vibration volume)之间存在差别并且会产生这样的问题，即：每一振动波腹的声波相互抵消效果变得很弱。
这里，本发明人注意到地板板件刚性和振动模式之间的关系，从而尝试解决现有技术中的上述问题。

因此，本发明的目的就是解决现有技术中的上述问题。
换句话说，本发明的目的就是提供一种车身的地板板件结构，能够大大减小地板板件因受从车架元件传递到地板板件区域的振动而产生的声音，并能够减小客厢内的噪声，而不需要使地板板件的刚度过高。
根据本发明，本发明的该目的以及其他目的可通过所提供这样的车身地板板件结构而获得，其中汽车地板包括连接到车身车架元件且具有振动模式调节结构的地板板件，该振动模式调节结构可通过在预定频带产生2×1模式振动，以抑制声发射的产生，其中，地板板件具有非矩形振动区域，上述地板板件的振动模式调节结构具有可以限定2×1模式振动波腹的振动分布和振幅的振动调节件，该振动调节件被设置在上述非矩形振动区域内，以便上述2×1模式内两个振动波腹的振动量大致相同。
根据本发明，在预定频带内产生2×1模式振动的振动模式调节结构具有可以限定2×1模式振动波腹的振动分布和振幅的振动调节件，因此即使上述振动区域并非矩形，通过上述预定频带内两个振动波腹的振动量被设定大致相同，也可以很容易地可靠产生2×1模式振动，因此由从车身车架元件传递到地板板件的振动而从地板板件产生的声发射就大大被降低，从而就有可能减小车厢内的噪声。
在本发明的优选实施例中，上述振动调节件包括通过使地板板件向上或向下突出而形成的圆形突出部。
根据上述优选实施例，振动调节件包括使地板板件向上或向下突出而形成的圆形突出部，因此就有可能容易而又有效地形成地板板件的振动调节件，而并不使地板板件的刚性过高，且易于限定2×1模式振动波腹的振动分布和振幅。
在本发明的另一优选实施例中，优选的是振动调节件包括应用于地板板件的圆形振动阻尼材料。
根据上述优选实施例，振动调节件包括应用于地板板件的圆形振动阻尼材料，因此就有可能容易而又有效地形成地板板件的振动调节件，而并不使地板板件的刚性过高，此外易于限定2×1模式振动波腹的振动分布和振幅。除了减小因2×1模式振动产生的声发射以外，还有可能获得因减振材料抑制地板板件振动而减小声发射的效果。
在本发明的另一优选实施例中，地板板件的非矩形振动区域包括两个不同长度的相对短边，上述振动调节件设置在最靠近两个短边中较长的一侧上。
根据上述优选实施例，上述振动调节件设置在最靠近两个短边中较长的一侧上，因此产生振动波腹的区域就较广，并通过调节较大声发射表面面积一侧上的振动分布和振幅，就有可能易于进行调节，从而使上述两个振动波腹的振动量彼此大致相同。
在本发明的另一优选实施例中，地板板件的非矩形振动区域包括两个相对长边，两个振动调节件设置成在基本平行于长边的方向上对齐(align)。
根据上述优选实施例，两个振动调节件设置成在基本平行于两个长边的方向上对齐，因此2×1模式内的两个振动波腹就可以可靠地产生，以使它们在非矩形振动区域的纵向方向上对齐，且还可设置两个振动调节件，所以就有可能进行调节，从而使上述两个振动波腹的振动量彼此大致相同。
在本发明的另一优选实施例中，上述振动调节件被设置在穿过上述两长边之间大致中间的直线上。
根据上述优选实施例，上述振动调节件被设置在穿过上述两长边之间大致中间的直线上，因此就有可能易于进行调节，从而使上述两个振动波腹的振动量彼此大致相同。
在本发明的另一优选实施例中，上述地板板件的非矩形振动区域包括两个不同长度的相对短边，两个所设置的振动调节件是这样的，即：在两个短边中较长一个短边那侧上的振动调节件具有比另一侧上的振动调节件大的构型(configuration)。
根据上述优选实施例，上述地板板件的非矩形振动区域包括两个不同长度的相对短边，两个所设置的振动调节件是这样的，即：两个短边中较长一个短边那侧上的振动调节件具有比另一侧上的振动调节件大的构型，因此就有可能易于进行调节，从而使上述产生振动波腹的较宽区域一侧的振动波腹的振幅要小于另一区域所产生振动波腹的振幅，而上述较宽区域具有较大的声发射表面面积，结果就有可能易于进行调节，从而使上述2×1模式内两个振动波腹的振动量彼此大致相同。
在本发明的另一优选实施例中，上述预定频带为大致和胎里共振频率相匹配的频带。
根据上述优选实施例，在大致和胎里共振频率相匹配的频带内，有可能大大降低地板板件受从车身车架元件传递到地板板件的振动而产生的声发射。
在本发明的另一优选实施例中，上述预定频带为大致250Hz的频带。
根据上述优选实施例，在大致250Hz的频带内，就可能大大降低地板板件受从车身车架元件传递到地板板件的振动而产生的声发射。
参考附图，并结合优选实施例，本发明的上述和其他目的以及特点将从下列叙述中更加清楚。

在下列附图中：图1是根据本发明实施例设置有车身的地板板件结构的汽车车身下部的平面图；图2A和2B是说明地板板件产生的声音利用振动模式调节结构相互抵消的简图；图3是本发明第一实施例中地板板件区域S5的放大视图；图4是沿图3中IV-IV的剖面图；图5A和5B是根据本发明实施例、利用实验模型用于解释振动模式调节结构的振动模式特性的实验结果图；图6是根据本发明第二实施例、地板板件区域S7和S8的振动区域S7a和S8a的放大平面图；图7是沿图6中VII-VII的剖面图；图8是根据本发明第三实施例的地板板件区域S12的放大视图；图9A、9B和9C是根据本发明第一、第二和第三实施例的车身地板板件结构的变型的平面图；
图10是根据本发明第四实施例、设置有车身地板板件结构的前地板板件的平面图；图11是沿图10中XI-XI的剖面图；以及图12是沿图10中XII-XII的剖面图。

下面将参考附图，来叙述本发明的实施例。
图1是本发明实施例中设置有车身地板板件结构的汽车车身底座的平面图。
如图1所示，车身下部1包括多个车架元件，构成和上述车架元件相连的车厢地板部分的前地板板件2，处于比前地板板件高并在前地板板件2之后(在车身方向)的位置处的中心地板板件4，以及构成行李箱地板部分的后地板板件6，该后地板板件6位于比中心地板板件4高并在中心地板板件4之后(在车身方向)的位置上。
上述车架元件为前侧架10，侧槛12，底侧架14，后侧架16，一号横梁18，二号横梁20，次横梁22，三号横梁24和四号横梁26。
这里来描述上述车架元件。如图1所示，侧槛12在车身下部1在车辆横向方向的两侧上沿车纵向方向延伸，该侧槛12具有封闭的截面结构，在车纵向方向上作为加强件，侧槛12的后端被连接到在车横向方向上作为加强件的一号横梁18上。而且在侧槛12之间设置有一对底侧架14，每一都具有封闭的截面结构，以使它沿车身纵向方向延伸。
底侧架14的前端均被连接到一对前侧架10上，前侧架设置得可环绕发动机室的左右两侧。发动机28和悬置前横梁30均被连接到前侧架10上，而前悬挂32同这个前悬置横梁30相连。
另外，后侧架16具有在车身纵向方向延伸的封闭的截面结构，并在车横向方向上延伸，该后侧梁16在车横向方向的内侧上被连接到每一侧槛12的后端。后悬挂横梁34固定在上述后侧架16上，后悬挂36固定在该后悬挂横梁34上。
作为车横向方向的加强件，除了上述一号横梁18以外，还可以设置有在车横向方向上延伸的二号横梁20，次横梁22，三号横梁24和四号横梁26。
二号横梁20的左右端都被连接到各自的侧槛12上，上述次横梁22在车横向方向的内端和底侧架14相连，而在车横向方向的外端和后侧架16相连。另外，三号横梁24的左右端都和各自的后侧架16相连，上述底侧架14的后端被连接到三号横梁24上。而四号横梁26的左右端均被固定在上述后侧架16上。
通过这种方式，地板板件2，4和6设置有在车身纵向方向上的加强结构以及在车横向方向上的加强结构，该纵向方向上的加强结构包括在左右边的侧槛12，一对底侧架14和一对后侧架16，而横向方向上的加强结构包括一号横梁18，二号横梁20，次横梁22，三号横梁24和四号横梁26。因而，车身具有足够的弯曲刚度和扭转刚度，而且尤其是，车辆迎面碰撞造成的车厢变形得以最小化，从而使乘客能被可靠地保护。
下面描述地板板件。如图1所示，前地板板件2由钢板压力成形为一整体，并具有在车横向方向的大致车中心位置向上突起、且在车身纵向方向延伸的车底通道40。该车底通道40延伸到中心地板板件4的车身后缘。
上述前地板板件2由八块地板板件S1-S8组成，其中每一地板板件均由每一在车横向方向两侧处沿车身纵向方向延伸的侧槛12、底侧架14、后侧架16和车底通道40，以及每一均沿车横向方向延伸的横梁18、20、22、24所环绕。
地板板件部分S1和S2构成形成整体的部分前地板板件2各部分，它们设置在车底通道40左、右侧，且处于由侧槛12、底侧架14、一号横梁18和二号横梁20组成的相应车架元件所环绕的空间内，同时它们的周缘均和车架12、14、18、20相连接。
地板板件部分S3和S4构成形成整体的前地板板件2的各部分，它们设置在车底通道40左、右侧，且处于由侧槛12、底侧架14、二号横梁20和次横梁22组成的车架元件所环绕的空间内，同时它们的周缘均和车架12、14、20、22相连接。
地板板件部分S5和S6构成形成整体的前地板板件2的各部分，它们设置在车底通道40左、右侧，且处于由后侧架16、底侧架14、次横梁22和三号横梁24组成的车架元件所环绕的空间内，同时它们的周缘均和车架14、16、22、24相连接。
地板板件部分S7和S8构成形成整体的前地板板件2的各部分，该前地板板件设置在车底通道40左、右侧，且处于由车底通道40以及底侧架14、三号横梁24等组成的车架元件所环绕的空间内，同时它们的周缘均在两侧和车架14、24相连接。
中心地板板件4由钢板压力制成为一整体，并具有在车横向方向的大致车中心位置向上突起、且在车身纵向方向延伸的车底通道40。该中心地板板件4由地板板件部分S9和S10构成，它们设置在车底通道40左、右侧，且处于由车底通道40以及作为后侧架16、三号横梁24和四号横梁26的车架元件所环绕的空间内，同时它们的周缘在三边和车架16、24、26相连接。
上述后地板板件6由钢板压力成形为一整体，由地板板件部分S11、以及在车横向方向两侧的地板板件部分S12和S13组成。上述S11由作为后侧架16、四号横梁26的车架元件和作为车身结构件的后车身42所环绕，而S12和S13则由后侧架16和作为车身结构件的后车身42所环绕。上述地板板件部分S11的周边连接到上述车架16、26以及后车身42上，而地板板件部分S12和S13的周边都和车架16、后车身42以及轮罩44相连。
由于这种车身底座1，来自发动机28、前悬挂32和后悬挂36的振动和路面噪声分别经由前侧架10、前悬置横梁30和后悬置横梁34，被传递到每一与之相连的车架元件12、14、16、18、20、22、24和26上，因此振动和路面噪声就被传递到地板板件部分S1-S13上。
如上所述，从发动机和悬挂被传递到车架元件上的振动主要在接近胎里共振频率的250Hz的频带内。在该实施例中，通过给地板板件部分S5、S6、S7、S12和S13提供振动模式调节结构，可以抑制地板板件部分S5、S6、S7、S12和S13因车架元件12、14、16、18、20、22、24和26所传递的振动而产生的约在250Hz频带内的声发射。需要注意的是地板板件部分S1和S2具有下面描述的传统振动模式调节结构，而地板板件部分S3、S4、S9、S10和S11均由传统平板构成。
下面叙述本发明第一实施例中车身地板板件结构的详细情况。图2是说明地板板件产生的声音利用振动模式调节结构相互抵消的简图；图3是本发明第一实施例中地板板件区域S5的放大视图；而图4是沿图3中IV-IV的剖面图。
下面，描述振动模式调节结构。本实施例中车身地板板件结构内的振动模式调节结构是一种使地板板件以具有较低声发射效率的预定振动模式在预定频率下振动的结构。
这种振动模式调节结构的基本原理如上述日本专利未审定公开(JP-A-9-202269)内详细所述。简而言之，如图2所述，以n和m分别作为在矩形区域纵向和横向产生的驻波波腹个数，如果“n×m＝偶数”为真，则地板板件内相位相反的相邻部分所产生的声发射就会彼此抵消，因此声发射能量就会大大减少。另外，在传统振动模式调节结构中，如果产生该n×m驻波的振动区域为2×1模式，则需要2×1尺寸的矩形。而如果为2×2模式，则必须为大致正方形。
来自地板板件的声发射由如上所述的路面噪声和车架元件12、14、16、18、20、22、24和26传来的发动机或悬挂振动所引起。在实施例中，主要因约为250Hz的频带内胎里共振频率而产生的声发射可由上述振动模式调节结构所减小。
如图1和图3所示，地板板件部分S5四侧的边缘由底侧架14，后侧架16，次横梁22和三号横梁24所环绕。另外，在地板板件部分S5上设置有保持地板板件强度的加强压条46。在该地板板件部分S5内，由底侧架14、后侧架16、次横梁22、三号横梁24和加强压条46所环绕的振动区域S5a并非为矩形，其表面面积相对较小，所以即使借助于上述压条等形成2×1尺寸的振动区域，地板板件的刚度也会大大增加，从而使共振频率超过250Hz，因而就不可能在接近250Hz的频带内产生2×1振动模式，所以就不可能减小声发射。
因此如图3所示，在该实施例中，在车横向方向线性延伸的压条50被形成在地板板件部分S5的非矩形振动区域S5a内，作为上述振动模式调节结构的振动调节件。如图3和图4所示，该压条50成形为两端向尖端逐渐变窄，形成三角形，而地板板件部分S5自身向下突出。
对于本实施例，在振动区域S5a中，压条50的尺寸以及布局布置成使在和胎里共振频率相匹配的约250Hz的频带内诱发上述2×1模式振动，且上述2×1模式内两个振动波腹的振动量也变为相同。
尤其是，压条50的刚度增加，从而更不易于振动，所以压条变为上述2×1模式中的振动节点，因而调节该压条50的位置可以限定上述2×1模式内的振动节点位置，也可以使在压条50任一侧的两个区域内产生的上述2×1模式内的振动波腹的振动量彼此相同。
另外，压条50设置得可以不和车架元件14、16、22、24或加强压条46中任一个相接触，从而不会分割振动区域S5a。此外，压条50可设置得在基本平行于短边a和a’的方向上延伸，因此可设定上述2×1模式振动在车身纵向方向振动区域内的波腹。
另外，还可以调节压条50的尺寸，以使在振动区域S5a内以和上述胎里共振频率相匹配的约250Hz的频带产生上述2×1模式振动。
通过这种方式，如上所述，上述作为振动调节件的压条50设置在非矩形振动区域内，从而形成两个区域，而其中2×1模式振动的两个波腹的振动量大致相同，通过调节它的尺寸，上述2×1模式振动就在和上述胎里共振频率相匹配的约250Hz的频带内产生上述2×1模式振动。
而且在地板板件部分S6中，以和地板板件部分S5a相同的方式，也在由底侧架14、后侧架16、次横梁22、三号横梁24和加强压条46环绕的振动区域S6a内设置有压条50。
这里，压条50可以形成为向上突出成形。另外，虽然压条50的两端最好是三角形形状，它们也可以为朝向尖端逐渐变窄的其他形状，例如半圆、椭圆或其他弯曲形状。
另外，在地板板件的上表面或者下表面还可以施加和压条50形状相同的减振材料，用以取代上述压条50。当通过这种方式，利用减振材料取代上述压条50时，除了可以减小因2×1模式振动而产生声发射效果以外，还可以减小因地板板件自身阻尼振动而产生的声发射。
下面，我们叙述第一实施例中地板板件部分S5和S6上设置的振动模式调节结构的功能和有益效果。
就地板板件部分S5和S6而言，即使振动区域为非矩形，通过在每一振动区域S5a和S6a设置作为振动调节件的压条50，在约250Hz的频带内也会产生2×1模式振动，上述频带大致和上述胎里共振频率相匹配，而且上述2×1模式振动的两个波腹的振动量也大致相同，因而就可以从该振动区域减小声发射。
另外，通过随着压条50的刚性增加来调节压条50的位置，使其变为振动节点，限定作为2×1模式内振动的节点位置，同时也使在压条50任一侧两个区域内产生的2×1模式振动波腹的振动量彼此相同。
另外，与为了产生2×1尺寸振动区域而设置矩形压条的情况相比，压条50并不会大大增加地板板件振动区域的刚度，因此通过调节压条50的尺寸，就有可能调节振动区域S5a自身的刚度，从而使在约250Hz的频带内产生2×1模式内的振动。
另外，通过使压条50在基本平行于短边a和a’的方向上延伸，即通过设置振动区域S5a，使其在车身纵向方向分为两半，两个波腹车身长度方向整体上更长(is overall longer)的振动区域S5a的纵向方向上对齐，因此就能够可靠地产生2×1模式振动，也易于调节上述压条50的位置，从而使两个振动波腹的振动量彼此相同。
此外，通过设置压条50，使其不会接触到车架元件14、16、22、24和加强压条46，振动区域S6a和S7a并不分开，所以就有可能在振动区域内避免对产生2×1模式振动的妨碍。
另外，压条50的两端均为三角形形状，朝向尖端逐渐变窄，从而可有效地在上述尖端和车架元件14、16、22、24、加强压条46之间的地板板件部分内产生振动节点。
我们下面利用图5来描述本发明实施例中车身地板板件的振动模式调节结构的振动模式特性。
为了确定实施例中的振动模式特性，我们利用本发明第一实施例中作为振动模式调节结构的压条50，制备地板板件部分S5(下文称作为“板件A”)，并利用没有设置上述压条的地板板件部分S5(下文称作为“板件B”)，将上述板件A、板件B放置在图1所示的车身下部的地板部分S5的区域内，如图1所示。使上述每一板件的一部分都在10Hz-400Hz的频率之间振动，并测量板件A和板件B的振动模式。
图5是解释板件A和板件B振动模式的视图，其中图5a示出了板件A的振动模式，而图5B示出了板件B的振动模式。
从图5A中清楚地看到，对于设置有压条50的板件A(本实施例)，可以发现产生2×1模式的振动，而另一方面，对于板件B(现有技术)，在10Hz-400Hz范围内没有明显地产生2×1模式的振动。例如，板件B的共振点接近315Hz，因此就会产生图5B所示的振动模式。结果，就可以确定本实施例中振动模式调节结构的有益效果。
下面，利用图1、6和7叙述本发明第二实施例中的车身地板板件结构。图6是本发明第二实施例中地板板件区域S7和S8的振动区域S7a和S8a的放大平面图；图7是沿图6中VII-VII的剖面图。第二实施例中的车身地板板件结构被应用到地板板件部分S7和S8，其中突出部设置作为振动模式调节结构的振动调节件。
如图1所示，地板板件部分S7周缘由底侧架14、三号横梁24和车底通道40所环绕。另外，在车身下部，用于支承经过车底通道40的传动轴(未示出)的托架52固定在地板板件部分S7上。而在车横向方向托架52的外端和底侧架14相连，而在车横向方向的内端被定位在车底通道40的边缘上。在该地板板件部分S7内，作为由底侧架14、三号横梁24、车底通道边缘40a和托架52所环绕的区域的振动区域S7a并非为矩形，而且其表面面积相对较小，因此不可能通过借助上述压条产生2×1尺寸振动区域，来减小约250Hz频带内的声发射。
所以如图6所示，该实施例中在车身纵向方向上对齐的两个大致圆形的突出部56就形成为振动模式调节结构的振动调节件。如图7所示，上述突出部56通过使地板板件部分S7的一部分向下突出而形成。
该实施例中，在振动区域S7a内，可以调节突出部的尺寸和布局，以使在和胎里共振频率相匹配的约250Hz频带内诱发上述2×1模式的振动，且使上述2×1模式的两个振动波腹的振动量也彼此相同。
尤其是，通过调节每一突出部56的位置和尺寸，2×1模式的相应两个振动波腹的振动分布和振幅可得以调节，以使两个波腹的振动量彼此相同，为了在车身纵向方向使2×1模式的振动波腹在振动区域S7a内对齐，可设置两个突出部使之在车身纵向方向上对齐。上述突出部设置得主要用于限定2×1模式振动波腹的振动分布和振幅，因此它们和上述振动区域比较，相对较小。
另外，两个突出部56设置成在平行于长边b和b’的方向上对齐，以使在车身纵向方向，上述2×1模式振动的波腹在振动区域内对齐。
另外，通过调节上述突出部56的尺寸，使振动区域S7a在接近250Hz频带经历2×1模式振动。
通过这种方式，作为振动调节件的上述突出部56就可以限定相应2×1模式振动中每一波腹的振动分布和振幅，这些突出部设置在非矩形的振动区域内，以使2×1模式的两个振动波腹的振动量相同。另外，通过调节它们的尺寸，可使在接近250Hz的频带内产生2×1模式振动，而上述频带和上述胎里共振频率相匹配。
需要注意的是，突出部56也可以形成为向上突出。此外，和上述突出部56形成相同形状的减振材料也可用于取代上述突出部56，即在该实施例中，可为大致圆形，上述减振材料可用于地板板件的上表面或者下表面。当通过这种方式利用减振材料来取代上述突出部56时，除了可以减小因2×1模式振动而产生的声发射效果以外，还可以减小因地板板件自身阻尼振动而产生的声发射。
同样，在地板板件部分S8中，和上述地板板件部分S7方式相同，突出部56设置在由底侧架14、三号横梁24、车底通道边缘40a和托架52所环绕的振动区域S8a内。
下面，我们叙述地板板件部分S7和S8上设置的根据第二实施例的振动模式调节结构的功能和有益效果。
就地板板件部分S7和S8而言，即使振动区域为非矩形，通过在相应振动区域S7a和S8a设置作为振动调节件的突出部56，可以在约250Hz的频带内产生2×1模式振动，上述频带大致和上述胎里共振频率相匹配，而且上述2×1模式振动的两个波腹的振动量也大致相同，因而就可以从该振动区域减小声发射。
此外，与上述振动区域的刚度和尺寸相比，突出部56形成得它们刚度增加，尺寸较小，因此就有可能使上述振动波腹更易于在突出部56的周缘产生。此外，通过调节上述突出部56的位置，还可以主要调节2×1模式振动波腹的振动分布，且通过调节上述突出部56的尺寸，可主要调节上述2×1模式振动波腹的振幅。
而且，通过设置两个突出部56使之在基本平行于长边b和b’的方向上对齐，两个振动波腹在车身长度方向整体上更长的振动区域S7a的车身纵向方向上对齐，因此，就能够可靠地产生上述2×1模式振动，而且对于两个突出部56，可以很容易地调节上述突出部56的位置和尺寸，从而使两个振动波腹的振动量相同。
另外，设置突出部56，以便调节振动分布和振幅，因此与必要将刚度增加到一定程度以产生振动节点的压条50的情况相比，它们的刚度相对较小。尤其是地板板件部分S7和S8的振动区域S7a和S8a都小于地板板件部分S5和S6的振动区域S5a和S6a，因此，例如，如果作为本发明第一实施例中振动模式调节结构的压条50设置在振动区域S7a和S8a上，则振动区域S7a和S8a的刚度就会增加，甚至上述2×1模式共振频率会超过250Hz，而对于突出部56，振动区域的刚度不必要过分增大，就可以产生在约250Hz频带内的2×1模式振动。
下面，将利用图1和图8来详细描述本发明第三实施例中的车身地板板件结构。图8是本发明第三实施例中地板板件区域S12的放大视图。第三实施例中的车身地板板件结构被应用到地板板件部分S12和S13上，其中设置了振动模式调节结构，该调节结构是作为振动模式调节结构的振动调节件而设置的本发明第一实施例中的压条和本发明第二实施例中的突出部的组合。
如图1和图8所示，地板板件部分S12周缘由后侧架16、后车身42和轮罩44所环绕。另外，在地板板件部分S12上设置有用以保持地板板件强度的加强压条58。在该地板板件部分S12内，由后侧架16、后车身42、轮罩44和加强压条58所环绕的振动区域S12a并非为矩形，其表面面积也很小，因此如上所述，不可能通过由上述压条等产生的2×1尺寸振动区域来减小约250Hz频带内的声发射。
所以如图8所示，在该实施例中，在车横向方向延伸的压条50以及在该压条任一侧上的车身纵向方向上对齐的两个大致圆形突出部56形成为振动模式调节结构的振动调节件。该压条50和突出部56的形状与上述地板板件部分S5-S8的振动区域S5a、S6a、S7a、S8a内的压条50和突出部56的形状都相同。
该实施例中，在振动区域S12a内，可以调节压条50和突出部56的尺寸和布局，以使上述2×1模式的振动可在和胎里共振频率相匹配的约250Hz的频带内得以诱发，且使上述2×1模式的两个振动波腹的振动量也彼此相同。
尤其是，通过调节压条50的位置和每一突出部56的位置、尺寸，来限定2×1模式振动节点的位置，进而限定2×1模式内振动波腹的振动分布和振幅，以使两个波腹的振动量彼此相同。而且通过调节压条50和突出部56的尺寸，可使振动区域S12a在约250Hz的频带内经历2×1模式振动。
此外，通过设置压条50而使之在基本平行于短边c和c’的方向上延伸，并在每一由该压条50形成的区域设置突出部56，就会产生上述2×1模式振动的波腹，从而使它们在振动区域的车身纵向方向上对齐。而且上述压条50设置得不会接触到上述后侧架16、后车身42、轮罩44和加强压条58，所以不会分割振动区域S12a。
在地板板件部分S13内，以和地板板件部分S12相同的方式，在振动区域S13a上设置有压条50和突出部56，而该振动区域由后侧架16、后车身42、轮罩44和加强压条58所环绕。
下面，我们叙述设置在地板板件部分S12和S13上的根据第三实施例的振动模式调节结构的功能和有益效果。
就地板板件部分S12和S13而言，即使振动区域为非矩形，通过在振动区域S12a和S13a内设置作为振动调节件的压条50和突出部56，也会在约250Hz的频带内产生2×1模式振动，上述频带大致和上述胎里共振频率相匹配，而且使上述2×1模式振动的两个波腹的振动量也大致相同，因而就可以从该振动区域减小声发射。
此外，与为了产生2×1尺寸振动区域而设置纵向压条等结构的情况相比，作为振动模式调节结构的压条50和突出部56均不会大大增加地板板件振动区域的刚度，因此通过调节压条50和突出部56的尺寸，就有可能调节振动区域S12a和S13a自身的刚度，因而可在约250Hz的频带内产生2×1模式内的振动。
此外，通过调节压条50的位置，上述2×1振动模式的节点位置得以限定，通过调节压条50的位置和借助于压条而形成的两区域内每一突出部56的位置、尺寸，就有可能限定2×1模式内两个振动波腹的振动分布和振幅。
另外，通过设置压条50使之在基本平行于短边c和c’的方向上延伸，并通过在每一由该压条50形成的区域上设置突出部56，两个振动波腹在车身长度方向整体上更长的振动区域S12a和S13a的纵向方向对齐，从而可靠地产生2×1模式振动，并易于调节压条50和突出部56的位置、尺寸，以便使上述两个振动波腹的振动量相同。
另外，压条50设置得不会接触到车架16、车身结构件42、44和加强压条58，因此就有可能防止在振动区域内对产生2×1模式振动的阻碍。
另外，压条50的两端形成为三角形，从而可在它们的尖端和车架16、车身结构件42、44、加强压条58之间的地板板件部分内有效产生振动节点。
下面，利用图9来叙述第一、第二和第三实施例中的振动模式调节结构的变型。图9A是本发明第一实施例中车身地板板件结构的变型的平面图；图9B是本发明第二实施例中车身地板板件结构的类似变型的平面图；图9C是本发明第三实施例中车身地板板件结构的类似变型的平面图；其中每一都是应用到地板板件部分S5区域的实例。
在各变型中，没有提供曾在地板板件部分S5内设置的加强压条46。在变形中的地板板件部分S5’内，振动模式调节结构的振动调节件设置在非矩形振动区域S5a’内，上述振动区域由底侧架14、后侧架16、次横梁22和三号横梁24所环绕。
图9A所示的地板板件部分S5’包括两个相对长边d和d’以及两个相对短边e和e’，其中压条50被设置得可在基本平行于上述短边e和e’的方向上延伸，并还设置成在大致垂直于穿过上述两长边d和d’大致中心的直线f延伸。
图9B所示的地板板件部分S5’包括两个突出部56和56’，它们设置在穿过上述两长边d和d’大致中心的直线f上。另外，在靠近上述两相对短边e、e’中较长的短边e一侧的突出部56’在构型上比靠近另一较短的短边e’一侧的突出部56大。需要注意的是，图9B所示的变形中，突出部还可以只设置在靠近较长短边e的一侧。
图9c所示的地板板件部分S5’具有压条50，该压条50设置成在基本平行于短边e和e’的方向上延伸，并还设置成在大致垂直于穿过上述两长边d和d’大致中心的直线f方向上延伸，且由该压条50而形成的两个区域之一，朝向车身纵向方向前侧的区域，即短边e一侧的区域在表面面积上较大。另外，上述两个突出部56和56’都设置在直线f上，使得它们在大致垂直于压条50的方向上对齐。而且，突出部56形成为，在由压条50形成的两个区域中具有较大表面面积的区域中的突出部56’、即在短边e一侧的区域上的突出部56’具有大于另一突出部56的构型。
在上述变型中，作为设置在振动区域S5a’中的振动模式调节结构的压条50和/或突出部56在约250Hz的频带内产生2×1模式振动，上述频带大致和上述胎里共振频率相匹配，而且上述压条和/或突出部还可以使上述两个振动波腹的振动量相同。
尤其是，就图9A所示的振动模式调节结构而言，压条50设置成使得可在基本平行于短边e和e’的方向上延伸，且使得可以在垂直于穿过上述两长边d和d’大致中心的直线f方向上延伸，因此就有可能可靠地在振动区域S5a’内产生2×1模式的两个振动波腹，并使上述两个振动波腹的振动量相同。
另外，图9B所示的振动模式调节结构内，两个突出部56都设置在穿过上述两长边d和d’之间大致中间位置的直线f上，因此就能够可靠地在振动区域S5a’内产生2×1模式振动。而且就图9B所示的振动模式调节结构而言，在由压条50形成的两个区域中具有较大表面面积的区域中的突出部56’、即在短边e一侧的区域上的突出部56’具有大于另一突出部56的构型。这里，较长短边e一侧形成的波腹相比另一波腹，轻易达到较大的振动表面面积，因此其发射声能的表面面积轻易变得更大。所以通过使较长短边e一侧的突出部56’的构型变大，短边e一侧区域内的波腹振幅就小于另一侧区域内波腹的振幅，因此就易于调节2×1模式内两个振动波腹的振动量，并使其相同。
另外，就图9C所示的振动模式调节结构而言，压条50以和图9A所示振动模式调节结构相同的方式设置，因此就能够可靠地在振动区域S5a’内产生两个2×1模式振动的波腹，从而易于使两个振动波腹的振动量相同。而且，就图9C所示的振动模式调节结构而言，压条50形成为使得因压条50而形成的两个区域其中之一的表面面积大于另一表面面积，而对于形成在这两个区域中任一个内的突出部56、56’，在较大表面面积内设置的突出部56’结构要大于设置在另一区域内的突出部56结构，因此上述较大面积且具有较大声发射表面的区域内的振动波腹的振幅就要小于另一区域内振动波腹的振幅，所以2×1模式内两个振动波腹的振动量就易于调节为相同。
下面，利用图10-12来详细描述本发明第四实施例中车身地板板件结构。图10是设置有根据本发明第四实施例的车身地板板件结构的前地板板件2的平面图；图11是沿图10中XI-XI的剖面图；图12是沿图10中XII-XII的剖面图。本发明第四实施例中的车身地板板件结构应用于地板板件部分S5-S8，其中设置有压条和一个突出部的组合，作为振动模式调节结构的振动调节件。
就图10所示的前地板板件2而言，在地板板件部分S5-S8上设置有本发明第四实施例中的车身振动模式调节结构，而下述的传统振动模式调节结构设置在地板板件部分S1和S2上。地板板件部分S3和S4由传统平板构成。地板板件部分S5-S8的基本结构和本发明第二、第三实施例中相同，因此仅仅参考图10-12描述不同的部分。
作为振动模式调节结构的振动调节件，沿车横向方向延伸的压条50和突出部56分别形成在地板板件部分S5、S6、S7和S8的每一非矩形振动区域S5a、S6a、S7a和SSa内。在该实施例中，压条50沿基本平行于两相对短边a和a’或短边g和g’的方向延伸，而且压条50设置成使得由压条50形成的两区域之一，在该实施例中即朝向车身纵向方向后侧的区域，比另一区域具有更大的表面面积。在因压条50而产生的两个区域内具有较大表面面积的那个区域中设置有一个突出部56。
在振动区域S5a、S6a、S7a和S8a内设置的压条50的形状和本发明第一实施例中的压条50形状相同，如图11和图12所示，为地板板件自身一部分突出。
如图10所示，在振动区域S5a和S6a内设置的突出部56为大致圆形，而如图10和11所示，在底部设置有下面将要叙述的孔66a。如上所述，突出部56用以调节2×1模式振动的振动分布和振幅，但还可以与后述的压力成形压痕一起进行这种调节。孔66a形成得使其尺寸对振动区域S5a和S6a的2×1模式振动不会产生有害作用。
如图10所示，在振动区域S7a和S8a内设置的突出部为大致圆形，并如图12所示，形成为使地板板件的一部分向上突出。
下面，如图10所示，除了后述的地板板件部分S1和S2(图1)结构以外，在地板板件部分S1和S2的后述刚度可调区域62之一内，地板板件部分S1和S2分别设置有压力成形的压痕66，在每一压力成形压痕66的底部都设置有孔66a。
下面叙述压力成形压痕66和孔66a。上述压力成形压痕66被设置在地板板件部分S1、S2、S5和S6上，这些地板板件部分作为前地板板件2的四个角，且在成形前地板板件2时，起到提高成形精度的作用。尤其是，上述压力成形压痕66和孔66a在压力成形前地板板件2时，配装在压力成形夹具中，因此可以起到将前地板板件2的位置和高度固定到所需固定位置上的作用。
该实施例中，在振动区域S5a、S6a、S7a和S8a内，可以调节压条50和突出部56各自的尺寸和设置，使上述2×1模式振动在和胎里共振频率相匹配的约250Hz频带内得以诱发，且使上述2×1模式内的两个振动波腹的振动量也变为相同。
尤其是，通过调节压条50的位置，并通过调节突出部56的位置和高度，来限定上述2×1模式振动的节点位置，2×1模式的振动波腹的振动分布和振幅得以限定，从而使上述2×1模式的两个波腹的振动量相同。另外，通过调节压条50和突出部56的尺寸，可使在每一振动区域S5a、S6a、S7a和S8a内诱发接近250Hz的频带的2×1模式振动。
另外，通过将压条50设置成沿基本平行于两相对短边a和a’或短边g和g’的方向延伸，产生来2×1模式振动的波腹，使得它们在振动区域的车身纵向方向上对齐。而且压条50设置得可以不和车架元件14、16、22、24、车底通道边缘40a、加强压条46和托架52相接触，从而不会将振动区域S5a、S6a、S7a和S8a分割。
下面，我们叙述地板板件部分S5-S8上设置的根据第四实施例的振动模式调节结构的功能和有益效果。
就地板板件部分S5-S8而言，即使振动区域为非矩形，通过在振动区域S5a、S6a、S7a和SSa内设置作为振动调节结构的压条50和突出部56，可在约250Hz的频带内产生2×1模式振动，上述频带大致和上述胎里共振频率相匹配，而且上述2×1模式振动的两个波腹的振动量也大致相同，因而就可以从该振动区域减小声发射。
此外，与为了产生2×1尺寸振动区域而设置纵向压条等结构的情况相比，作为振动模式调节结构的压条50和突出部56不会大大增加地板板件振动区域的刚度，因此可在约250Hz的频带内产生2×1模式振动。
另外，通过将压条50设置成沿基本平行于两相对短边a和a’或短边g和g’的方向延伸，即在车身纵向方向，其将上述振动区域S5a、S6a、S7a和S8a分为两半，两个振动波腹在车身长度方向整体上更长的振动区域S5a、S6a、S7a和S8a在纵向方向上对齐，因此能够可靠地产生2×1模式振动，并易于调节压条50和突出部56的位置、尺寸，以便使上述两个振动波腹的振动量相同。
另外，该压条50形成得使由压条50而产生的两个区域之一的表面面积大于另一区域的表面面积，而突出部56设置在具有较大表面面积的区域内，因此通过将上述具有较大面积且具有较大声发射表面的区域内振动的波腹振幅设定为小于另一区域内振动波腹的振幅，所以可轻易将2×1模式内两个振动波腹的振动量调节为相同。
另外，压条50设置得可以不和车架元件14、16、22、24、车底通道边缘40a、加强压条46和托架52相接触，因此就有可能避免对振动区域内产生2×1模式振动的阻碍。而且，压条50的两端均形成为三角形，因此在它们的尖端与车架元件14、16、22、24、车底通道边缘40a、加强压条46、托架52之间的地板板件各部分内，也可以有效地产生振动节点。
下面，利用图1叙述地板板件部分S1和S2的车身地板板件结构。设置在地板板件部分S1和S2内的振动模式调节结构和上述日本专利未审定公开(JP-A-9-202269)中记载的地板板件结构相同。需要注意的是，图10所示地板板件部分S1和S2的振动模式调节结构具有和图1所示相同的基本结构。
如图1所示，地板板件部分S1和S2的四边由侧槛12、底侧架14、一号横梁18和二号横梁20所环绕。由地板板件部分S1环绕的振动区域S1a大致为正方形，且使其可产生2×2模式的振动模式。另外，地板板件部分S2设置有用于保持地板板件强度的加强压条60，且使得设置有加强压条60的振动区域S2a，即图1中由虚线和车架14、18、20围绕的区域，不容易产生特定振动模式，但其余区域S2b，即图1中由虚线和车架12、18、20围绕的区域，具有大致2×1尺寸的矩形形状，因此可产生2×1模式的振动模式。
而且，用于调节地板板件部分S1和S2刚度的大致圆形刚度调节件62形成为在车身纵向方向和车横向方向对齐，以便于在接近250Hz的频带内产生2×2模式或2×1模式振动。每一上述刚度调节件62都具有大致相同的形状，通过使地板板件部分S1向下凹陷为大致圆形压痕而形成。
需要注意的是，地板板件部分S1和S2具有相对较大的表面面积，且在没有设置刚度调节件62的情况下，2×2模式共振频率处于远低于250Hz的频带，因此刚度调节件62可使刚度大大增加，从而使上述2×2模式内产生的频率变为250Hz。
通过这种方式，就地板板件部分S1和S2而言，它们的振动区域为大致2×2尺寸的正方形和2×1尺寸的矩形，因此四个2×2模式波腹或者两个2×1模式波腹中每一个的振动表面面积，振动分布和振幅都大致相同，结果每一振动波腹的振动量也大致相同。另外，由于上述刚性调节件62，2×2模式和2×1模式振动都产生在大约250Hz附近，所以从地板板件部分S1和S2的声发射就减小了。
尽管借助于上述优选实施例描述了本发明，但本领域的普通技术人员会认识到在不偏离本发明的精神和范围内，任何修改和改进都是可作出的。本发明的范围只由随后的权利要求所确定。