大型客車車身的阻尼減振降噪技術(shù)研究

焦映厚，陳照波，賀 濱，王世超，徐 磊，尚元江

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，哈爾濱 150001;2.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 后勤集團(tuán)，哈爾濱 150001)

大型客車車身的阻尼減振降噪技術(shù)研究

焦映厚1，陳照波1，賀 濱2，王世超1，徐 磊1，尚元江1

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，哈爾濱 150001;2.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 后勤集團(tuán)，哈爾濱 150001)

基于邊界元法對(duì)車室進(jìn)行聲場(chǎng)分析和車身板塊貢獻(xiàn)度分析，進(jìn)而找出車內(nèi)噪聲聲壓峰值處所對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率及該峰值下的“噪聲源”板塊，圍繞車身減振降噪這一目標(biāo)和車身設(shè)計(jì)輕量化的要求，基于響應(yīng)面法建立阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的聲輻射特性、模態(tài)頻率和損耗因子與結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系的數(shù)值模型，并對(duì)相應(yīng)約束條件下的最佳阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)參數(shù)匹配進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，綜合研究?jī)?nèi)容對(duì)車身結(jié)構(gòu)阻尼處理后取得了較好減振降噪效果。

聲場(chǎng)分析;板塊貢獻(xiàn)量;阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu);優(yōu)化設(shè)計(jì)

客車運(yùn)行時(shí)，車身的薄壁板結(jié)構(gòu)受到來(lái)自輪胎、動(dòng)力系統(tǒng)及發(fā)動(dòng)機(jī)等的激勵(lì)作用后，很容易產(chǎn)生振動(dòng)，并向車內(nèi)輻射噪聲。而在車身敷設(shè)粘彈性阻尼材料的方法能起到顯著的減振降噪效果，因此其深受汽車設(shè)計(jì)者們的青睞［1］。西方發(fā)達(dá)國(guó)家很早就對(duì)汽車噪聲問(wèn)題給予了重視，早在上世紀(jì)60年代國(guó)外就制定了限制汽車噪聲的法規(guī)，美國(guó)、日本及歐洲各國(guó)從上世紀(jì)70年代起基本上每5年就對(duì)相關(guān)法規(guī)進(jìn)行一次修訂［2］。目前一些發(fā)達(dá)國(guó)家對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、消聲器、冷卻系等主要聲源的減振降噪控制技術(shù)已普遍達(dá)到實(shí)用階段。德國(guó)的奔馳公司聲稱，己具備根據(jù)顧客要求定制各種低噪聲汽車的能力［3］。我國(guó)對(duì)客車噪聲控制的研究起步較晚，但已經(jīng)取得了長(zhǎng)足的進(jìn)步，“九五”期間“客車降噪產(chǎn)生機(jī)理及降噪技術(shù)研究”是交通部重點(diǎn)科技攻關(guān)項(xiàng)目之一［4］。本文研究了基于板塊貢獻(xiàn)度的車身阻尼敷設(shè)方案，并基于響應(yīng)面法利用MATLAB工具箱對(duì)阻尼復(fù)合進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 分析模型的建立

該分析模型是基于處理后的原車身CAD模型采用殼單元建立車身的有限元模型，并在其基礎(chǔ)上建立的車身的聲學(xué)網(wǎng)格。

在客車運(yùn)行過(guò)程中，車內(nèi)噪聲通常是由車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)和空氣波動(dòng)兩種方式進(jìn)入車內(nèi)的，因此可按傳播路徑將車內(nèi)噪聲分為固體傳播噪聲和空氣傳播噪聲兩類，下圖1所示為車內(nèi)的噪聲來(lái)源及傳遞路徑［5］。

圖1 車內(nèi)噪聲來(lái)源及傳遞路徑Fig.1 The source of interior noise and its flow path［2］

空氣傳播噪聲，是指產(chǎn)生的噪聲以空氣為媒介由車身縫隙傳播至車內(nèi)形成車內(nèi)噪聲;固體傳播噪聲是指激勵(lì)源產(chǎn)生的振動(dòng)通過(guò)車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳播，最后由車室壁板振動(dòng)輻射入車內(nèi)的噪聲。通常在中低頻段時(shí)(20～400 Hz)車內(nèi)噪聲主要是以固體傳播為主，在高頻時(shí)(500 Hz以上)車內(nèi)噪聲則主要以空氣傳播為主。由于車身板塊振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲主要集中在20～200 Hz范圍內(nèi)，所以在用有限元法和邊界元法預(yù)測(cè)車內(nèi)NVH特性時(shí)，主要考慮固體傳播噪聲。

車內(nèi)的聲場(chǎng)分布和聲壓值是判斷車內(nèi)噪聲特性的直接指標(biāo)，本節(jié)以前面建立的車身模型和頻響分析的結(jié)果為基礎(chǔ)對(duì)車室聲場(chǎng)特性進(jìn)行分析。分析前參照國(guó)家車內(nèi)噪聲測(cè)定標(biāo)準(zhǔn)在車內(nèi)預(yù)先建立好4個(gè)測(cè)點(diǎn)，位置如圖2所示。

圖2 車內(nèi)測(cè)點(diǎn)分布圖Fig.2 In－car point distribution graph

將車身頻響分析時(shí)計(jì)算的車身振動(dòng)速度文件導(dǎo)入virtual.Lab中計(jì)算車內(nèi)測(cè)點(diǎn)處的聲壓曲線如圖3所示。由圖3可看出來(lái)車身在116 Hz時(shí)產(chǎn)生最大聲壓值，明顯超出了國(guó)標(biāo)中規(guī)定的86 dB(乘客區(qū))和78 dB(駕駛區(qū))。發(fā)動(dòng)機(jī)額定頻率工作下的激勵(lì)頻率(105 Hz)知當(dāng)客車正常行駛時(shí)是可以避開(kāi)圖中最高的聲壓峰值，但是當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)高于這個(gè)轉(zhuǎn)速時(shí)就很可能會(huì)引起車內(nèi)噪聲的急劇上升，故需要通過(guò)改變車身結(jié)構(gòu)或敷設(shè)阻尼材料等辦法對(duì)車身進(jìn)行處理，以削弱峰值處的聲壓。

圖3 車內(nèi)四個(gè)測(cè)點(diǎn)的聲壓響應(yīng)曲線Fig.3 Sound pressure response curves of four points inside the car

2 客車車身薄壁結(jié)構(gòu)聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析

客車車身的薄壁件在受到外部激勵(lì)后，振動(dòng)輻射的噪聲穿過(guò)車腔空氣后又會(huì)在下一個(gè)壁板上被反射，而車內(nèi)封閉空間中的空氣又制約著車身壁板的振動(dòng)，所以車內(nèi)噪聲的形成需要一個(gè)耦合過(guò)程，其影響因素主要有外界激勵(lì)、結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子、聲腔模態(tài)參與因子和板塊的聲學(xué)貢獻(xiàn)量。對(duì)于實(shí)際的車體外界激勵(lì)是很難改變的，所以要想提高車身的聲學(xué)特性就要從以上三個(gè)參與因子著手。結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子是指車身的結(jié)構(gòu)模態(tài)對(duì)腔體聲壓的貢獻(xiàn)特性;而聲腔的模態(tài)參與因子則是指聲腔的模態(tài)車身腔體聲壓的貢獻(xiàn)特性，對(duì)于形狀尺寸確定的車身，聲腔的模態(tài)特性通常是很難更改的;板塊貢獻(xiàn)量是指一定頻率下，組成車身腔體的不同部位的薄壁板對(duì)車腔聲壓的貢獻(xiàn)量大小，即板塊貢限量計(jì)算可知一定頻率下組成車身腔體的不同部位的薄壁板對(duì)車腔聲壓的貢獻(xiàn)情況。

對(duì)整個(gè)車身結(jié)構(gòu)的NVH特性優(yōu)化是一個(gè)非常困難的工作，車身的結(jié)構(gòu)修改雖能降低某一特定頻率段的聲壓幅值，但這樣不僅工藝復(fù)雜還可能會(huì)在其它頻率段產(chǎn)生新的聲壓峰值，相比之下對(duì)關(guān)鍵位置薄壁板的設(shè)計(jì)優(yōu)化則能獲得更加理想的效果。

在不考慮阻尼影響的情況下，可得到如下所示的車內(nèi)耦合系統(tǒng)方程：

式中，Ms、Ks分別為車身結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;Mf、Kf分別為車腔聲學(xué)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;Mfs、Kfs分別為車身耦合系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;Fg為施加在車身的外部激勵(lì)。

rφr{γr}可推導(dǎo)出結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)，如下所示：

當(dāng)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)受到外力作用時(shí)，即可推倒出結(jié)構(gòu)的振動(dòng)和聲壓傳遞函數(shù)，同時(shí)引入結(jié)構(gòu)阻尼c，則有：

式中，Ui為結(jié)構(gòu)點(diǎn)處的振動(dòng)位移;Pq為車內(nèi)選定點(diǎn)聲壓;m為結(jié)構(gòu)偶和質(zhì)量;k為結(jié)構(gòu)耦合剛度。

如將車身薄壁結(jié)構(gòu)劃分成k個(gè)單元，則板件j振動(dòng)引起的車內(nèi)q點(diǎn)的聲壓可表示為：

則上式(4)中(Pq)j就表示第j塊板件對(duì)于q點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)。車內(nèi)q點(diǎn)的聲壓可以看成是車身各板塊對(duì)于該點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)之和，即：

聲壓值是由相位和幅值組成的，而相位的存在就使得板塊的聲學(xué)貢獻(xiàn)量有了正負(fù)之分。在一定頻率下，某一板塊的正的聲學(xué)貢獻(xiàn)會(huì)增加車內(nèi)噪聲同時(shí)也意味該板塊的振動(dòng)幅值可以降低，而負(fù)的聲學(xué)貢獻(xiàn)則會(huì)降低車內(nèi)噪聲。若只是簡(jiǎn)單的對(duì)車身薄壁結(jié)構(gòu)進(jìn)行阻尼處理，那么對(duì)于某一頻率下車內(nèi)的特定聲壓峰值不但不會(huì)減低還可能會(huì)有所增大。

本節(jié)在Virtual.lab中進(jìn)行壁板的聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，可以尋找到特定一頻率下敏感的車身板塊，進(jìn)而為車身的減振降噪設(shè)計(jì)提供參考。在研究過(guò)程中將車身腔體板塊劃分為：玻璃前、中、后及車頭部玻璃;車頂前、中、后;地板前、中、后;側(cè)壁前、中、后及車前擋風(fēng)玻璃車后玻璃等幾個(gè)部分。

由計(jì)算得到的駕駛員和乘客耳旁的聲壓響應(yīng)曲線可知在116 Hz時(shí)車內(nèi)聲壓會(huì)產(chǎn)生較為顯著的峰值，故在進(jìn)行板塊貢獻(xiàn)量分析時(shí)著重關(guān)注這個(gè)頻率位置。

由于不同頻率下不同的板塊貢獻(xiàn)量有很大的差別，其對(duì)車內(nèi)聲場(chǎng)的貢獻(xiàn)有正有負(fù)。所以在對(duì)車身進(jìn)行敷設(shè)阻尼處理時(shí)，可根據(jù)不同頻率下的板塊貢獻(xiàn)量對(duì)車內(nèi)聲壓的影響做選擇性的車身阻尼敷設(shè)。對(duì)車身板塊貢獻(xiàn)度的幅值相位進(jìn)行分析可都得到如下表1。

表1 116 Hz時(shí)貢獻(xiàn)為負(fù)的板塊Tab.1 The plates whose contribution is negative by 116Hz

從上表1中歸結(jié)在處理車身壁板時(shí)主要考慮以下板塊：① 車頂前、后部;② 地板頭、前、后部;③ 側(cè)圍前、后部;④ 玻璃前、中部。即真對(duì)上述計(jì)算分析結(jié)果的車身處理方式有：① 適當(dāng)加厚擋風(fēng)玻璃和車尾玻璃以及中部和前部的厚度或是在玻璃表面粘貼阻尼薄膜，適當(dāng)提高玻璃安裝框架的剛度;② 在地板上鋪設(shè)阻尼材料，或選用結(jié)構(gòu)剛度更好的復(fù)合地板;③ 對(duì)車頭部、前部及后部的的薄壁板敷設(shè)阻尼材料;④ 對(duì)棚頂頭部、前部及后部的薄壁板敷設(shè)阻尼材料。

3 基于響應(yīng)面的阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

結(jié)構(gòu)的聲輻射特性與其上面敷設(shè)的阻尼層厚度有極大關(guān)系。當(dāng)薄壁件厚度和阻尼材料一定時(shí)，在一定尺寸的阻尼厚度范圍內(nèi)薄壁件的聲輻射功率伴隨著阻尼層厚度的增加而減低。而現(xiàn)實(shí)的車身減振降噪設(shè)計(jì)過(guò)程中不但要考慮減振降噪的要求還要考慮車身輕量化等的具體需要，這就需要在減振降噪的過(guò)程中綜合考慮阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的幾何尺寸等設(shè)計(jì)因素和結(jié)構(gòu)聲輻射特性之間定性與定量關(guān)系。

目前已有很多學(xué)者對(duì)結(jié)構(gòu)的振動(dòng)－聲學(xué)特性優(yōu)化問(wèn)題進(jìn)行了研究，但其多集中在結(jié)構(gòu)振動(dòng)靈敏度分析和聲輻射靈敏度分析上。實(shí)際上綜合結(jié)構(gòu)振動(dòng)和聲輻射分析的數(shù)學(xué)模型是非常復(fù)雜的非線性模型，而對(duì)于多目標(biāo)的阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的優(yōu)化分析就更為復(fù)雜。響應(yīng)面法(Response Surface Methodology)作為一種近似的優(yōu)化算法，其將仿真過(guò)程看成一個(gè)黑匣子，能夠很好的解決目標(biāo)函數(shù)和約束函數(shù)對(duì)于設(shè)計(jì)變量間的非線性優(yōu)化問(wèn)題［6－7］。，所以得到了非常廣泛的應(yīng)用，例如用響應(yīng)面法優(yōu)化轎車車體參數(shù)、用響應(yīng)面法確定飛機(jī)總體方案設(shè)計(jì)用響應(yīng)面發(fā)優(yōu)化車身阻尼厚度。本章以車身常用的瀝青阻尼材料為例，采用響應(yīng)面法和多目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化的數(shù)學(xué)方法相結(jié)合對(duì)阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的聲振輻射特性進(jìn)行分析優(yōu)化。

3.1 阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的響應(yīng)面建模

3.1.1 分析目標(biāo)的確定

為了考察阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的振動(dòng)－聲輻射特性，這里共選擇了是三個(gè)目標(biāo)變量，他們分別是：① 結(jié)構(gòu)損耗因子，它是阻尼材料特性的標(biāo)示之一，也是考察系統(tǒng)減振效果的重要參數(shù)之一。② 一階模態(tài)頻率，由于阻尼的彈性模量較小而密度卻相對(duì)較大，當(dāng)在薄壁板上添加阻尼層后就很容易引起結(jié)構(gòu)剛度的降低，增加了產(chǎn)生低頻共振的可能性。③ 聲輻射功率，壁板的聲輻射值直接關(guān)系到車內(nèi)的聲學(xué)特性，所以其也是我們最關(guān)心的目標(biāo)變量。

3.1.2 設(shè)計(jì)變量的選取

阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的基層厚度和阻尼層厚度以及基層和阻尼層的材料特性對(duì)結(jié)構(gòu)的振動(dòng)—聲輻射特性影響較顯著，但是當(dāng)阻尼材料確定之后復(fù)合結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)實(shí)質(zhì)就是結(jié)構(gòu)的各層之間的厚度匹配問(wèn)題，所以此處將結(jié)構(gòu)阻尼層的厚度和基層厚度作為設(shè)計(jì)變量，該車身薄壁基層材料為低碳鋼，選用常用的瀝青材料敷設(shè)，用于車身低碳鋼金屬板的標(biāo)準(zhǔn)厚度在1 mm。

采用常用的中心組合實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)進(jìn)行響應(yīng)面建模，根據(jù)中心組合實(shí)驗(yàn)采用五水平的特點(diǎn)，參照低碳鋼金屬板的標(biāo)準(zhǔn)厚度，選取初始因數(shù)的值如表2所示，響應(yīng)面法中為了數(shù)據(jù)處理的方便，首先要做的就是進(jìn)行數(shù)據(jù)編碼方法如下：

可知，當(dāng)h1=0.9;h2=3的時(shí)候兼顧了中心組合實(shí)驗(yàn)中心點(diǎn)的位置。

表2 設(shè)計(jì)變量的初值表Tab.2 Design variables of the initial value table

根據(jù)前面的車身板塊貢獻(xiàn)度分析知，車尾頂棚部的板塊對(duì)車內(nèi)的聲壓貢獻(xiàn)最為突出，所以該節(jié)以車尾的板塊為例對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化分析，對(duì)其四邊加載XYZ三個(gè)方向的約束，在中心部位添加20～200 Hz的單位激勵(lì)?；趯?shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)方案，同時(shí)選則5個(gè)中心試驗(yàn)點(diǎn)用于失擬檢驗(yàn)。下表3所示為選定的實(shí)驗(yàn)參數(shù)及其條件下的數(shù)值計(jì)算結(jié)果。

表3 中心組和實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)表Tab.3 Experimental design table

如下表4為實(shí)驗(yàn)聲功率(W)在 Design－Experiment中的聲功率計(jì)算結(jié)果顯示［9］，可以看到回歸模型是顯著的。這表明關(guān)于聲功率的響應(yīng)面模型是有意義的。其中A、A2、B2為影響顯著的回歸系數(shù)。

表4 聲功率計(jì)算結(jié)果顯示Tab.4 The calculated results of acoustical power

擬合后的輻射聲功率編碼形式的二階多項(xiàng)式表示為：

將編碼轉(zhuǎn)變?yōu)閷?shí)際參數(shù)后的二階多項(xiàng)式表示為：

如下表5為一階模態(tài)頻率(ω)Design－Experiment中的計(jì)算結(jié)果是顯著，這表明關(guān)于聲功率的響應(yīng)面模型是有意義的。其中A、B、AB、A2、B2為影響顯著的回歸系數(shù)。

表5 一階模態(tài)頻率的計(jì)算結(jié)果顯示Tab.5 The calculated results of the first step frequency

擬合后的一階模態(tài)頻率編碼形式的二階多項(xiàng)式為：

如下表6為結(jié)構(gòu)的阻尼損耗因子(η)在Design－Experiment中的計(jì)算結(jié)果是顯著，這表明關(guān)于阻尼損耗因子的響應(yīng)面模型是有意義的，其中A、B、AB、A2為影響顯著的回歸系數(shù)。擬合后的損耗因子編碼形式的二階多項(xiàng)式表示為：

表6 阻尼損耗因子的計(jì)算結(jié)果顯示Tab.6 The calculated results of the loss factor in the damper

3.2 響應(yīng)面模型的最優(yōu)解分析

響應(yīng)曲面法的最終目的就是確定系統(tǒng)的最優(yōu)運(yùn)行條件或確定因子空間中滿足運(yùn)行規(guī)范的區(qū)域，引導(dǎo)實(shí)驗(yàn)者沿著改善系統(tǒng)的路徑快速有效的向最優(yōu)點(diǎn)的附近區(qū)域前進(jìn)。從上一節(jié)中的分析可以看出擬合出來(lái)的響應(yīng)面模型可以在設(shè)計(jì)因素范圍內(nèi)很好的反應(yīng)復(fù)合結(jié)構(gòu)的振動(dòng)－聲學(xué)特性，而接下來(lái)的內(nèi)容的就是尋求一個(gè)合理的優(yōu)化途徑，找出目標(biāo)變量在因數(shù)設(shè)計(jì)范圍內(nèi)的最優(yōu)點(diǎn)。

為了尋求整體最佳的阻尼敷設(shè)效果，需要對(duì)求得的聲輻射功率響應(yīng)面模型進(jìn)行優(yōu)化分析，將已經(jīng)計(jì)算出來(lái)的阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的輻射聲功率數(shù)學(xué)模型作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)，將金屬基層厚度、阻尼層厚度和結(jié)構(gòu)的一階模態(tài)頻率作為約束條件，同時(shí)基于車身輕量化的要求，必須考慮改變阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)幾何尺寸時(shí)對(duì)車身質(zhì)量的負(fù)面效應(yīng)，故這里也將其作為約束條件之一，令優(yōu)化后的總質(zhì)量小于只有單層基板時(shí)總質(zhì)量的3/2。對(duì)于結(jié)構(gòu)的阻尼損耗因子雖然標(biāo)志著阻尼材料損耗振動(dòng)能量的能力，但是其減振能力可以直接從復(fù)合結(jié)構(gòu)的聲輻射功率上反映出來(lái)所以將其忽略。實(shí)驗(yàn)中所使用的車身結(jié)構(gòu)是低碳鋼金屬板，當(dāng)金屬板的厚度為1 mm時(shí)，其質(zhì)量為29.62 kg，其一階模態(tài)頻率為37.788 5 Hz。

優(yōu)化分析中采用編碼形式的數(shù)學(xué)模型具體如下所示：

從式(12)至(15)可以看出來(lái)上面建立的數(shù)學(xué)優(yōu)化模型屬于有約束的非線性規(guī)劃問(wèn)題，MATLAB優(yōu)化工具箱中解決此類函數(shù)的最小化問(wèn)題通常采用的都是fmincon 函數(shù)［8］。

當(dāng)取h1=0.85;h2=2.4時(shí)，經(jīng)PATRAN進(jìn)行數(shù)值計(jì)算的一階模態(tài)頻率為32.906 Hz，一階損耗因子0.031 62，通過(guò)virtual.lab進(jìn)行計(jì)算得到的聲功率為72.01 db。如下圖4和圖5所示分別1 mm單層鋼板聲輻射功率圖和優(yōu)化后的阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的聲輻射功率圖，從圖中可以看出在上述的約束范圍下，在關(guān)心的頻率范圍內(nèi)優(yōu)化后的阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)輻射聲功率(72.01 db)相比優(yōu)化前得單層金屬板的輻射聲功率(79.54 db)有了明顯的下降。

圖4 單層金屬板的聲輻射功率圖Fig.4 Sound radiation power figure of single metal plate

圖5 優(yōu)化后的聲輻射功率圖Fig.5 The optimal acoustical radiation power figure

3.3 阻尼處理后的車內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)聲壓響應(yīng)

依據(jù)板塊貢獻(xiàn)量計(jì)算［10］，利用優(yōu)化后的阻尼結(jié)構(gòu)對(duì)車身的后部棚頂位置進(jìn)行處理，同時(shí)在側(cè)壁前后位置和頂棚前敷設(shè)2 mm厚的阻尼層，為模擬地板的優(yōu)化效果在車尾部位增加了5 mm的地板厚度。而針對(duì)車身玻璃和整個(gè)地板的的優(yōu)化方法可參照第三章根據(jù)具體要求進(jìn)行確定。如圖6所示圖中藍(lán)色區(qū)域?yàn)樽枘岵牧系姆笤O(shè)位置。優(yōu)化后的車內(nèi)參考點(diǎn)聲壓曲線如圖7所示。

從中可以看出優(yōu)化后的車內(nèi)4個(gè)測(cè)點(diǎn)的較突出的聲壓曲線峰值有兩處，即原峰值所在116 Hz(76 db)處及72 Hz(74.59 db)處。對(duì)比優(yōu)化前的聲壓曲線圖(圖3)可以看出，基于板塊貢獻(xiàn)量分析的車身局部板塊阻尼結(jié)構(gòu)處理對(duì)車內(nèi)的降噪效果非常明顯。

圖6 阻尼材料的敷設(shè)位置Fig.6 The layout position of damping materials

圖7 優(yōu)化后車內(nèi)四個(gè)關(guān)注點(diǎn)的聲壓曲線Fig.7 Sound pressure curves of the four points after optimization

4 結(jié)論

(1)預(yù)測(cè)了20～200 Hz頻率范圍內(nèi)的車室聲場(chǎng)分布特性，并同過(guò)各場(chǎng)點(diǎn)的聲壓頻率響應(yīng)尋求了車內(nèi)噪聲聲壓處對(duì)應(yīng)的頻率點(diǎn)。

(2)通過(guò)車身各板塊對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)度分析，得到了車內(nèi)噪聲峰值處所對(duì)應(yīng)的“聲源”板塊，并在此基礎(chǔ)上通過(guò)對(duì)不同峰值的綜合分析，提出了針對(duì)車身的局部阻尼處理和結(jié)構(gòu)修改建議。

(3)圍繞車身減振降噪的目標(biāo)和車身輕量化的要求，本文基于響應(yīng)面法建立了阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)各層厚度參數(shù)與其聲輻射功率、一階模態(tài)頻率和結(jié)構(gòu)損耗因子的關(guān)系模型，并通過(guò)MATLAB優(yōu)化工具箱求取了相應(yīng)約束條件下的最佳結(jié)構(gòu)厚度參數(shù)匹配，結(jié)合車身的板塊貢獻(xiàn)度分析和基于響應(yīng)面法的優(yōu)化結(jié)果對(duì)車身局部結(jié)構(gòu)敷設(shè)阻尼處理后，取得了較好的降噪效果，即說(shuō)明了基于數(shù)值仿真分析的車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)提高車身的NVH特性至關(guān)重要。

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Vibration and noise damping technique for large bus body

JIAO Ying－h(huán)ou1，CHEN Zhao－bo1，He Bin2，WANG Shi－chao1，XU Lei1，SHANG Yuan－jiang1
(1.Dept.of Mechatronical Engineering，Harbin Institute of Technology，150001 Harbin，China;2.Logistics Group，Harbin Institute of Technology，150001 Harbin，China)

Boundary element method was used to study the sound field of car room and the sound contribution of body segments.The frequency which the peak of sound pressure in the car corresponds and the body segment to which the noise sources of the peak component correspond were analysed.To reduce the vibration and noise of the bus body and in view of the lightweight body design，optimal parameters of the composite damping structure under corresponding constraints were investigated，considering the sound radiation，modal frequencies and loss factor characteristics of the composite damping structure model.Good results on the bus body were achieved by using the damping technique proposed.

sound field analysis;sound contribution;damping structure;optimization

U46

A

廣東省教育部產(chǎn)學(xué)研結(jié)合項(xiàng)目資助(2009B090200033;2010A090200043)

2011－11－03 修改稿收到日期：2012－04－16

焦映厚 男，博士，教授，1962年12月生