大型客车车身的阻尼减振降噪技术研究

    客车运行时，车身的薄壁板结构受到来自轮胎、动力系统及发动机等的激励作用后，很容易产生振动，并向车内辐射噪声。而在车身敷设粘弹性阻尼材料的方法能起到显著的减振降噪效果，因此其深受汽车设计者们的青睐［1］。西方发达国家很早就对汽车噪声问题给予了重视，早在上世纪 60 年代国外就制定了限制汽车噪声的法规，美国、日本及欧洲各国从上世纪 70 年代起基本上每 5 年就对相关法规进行一次修订［2］。目前一些发达国家对汽车发动机、变速箱、消声器、冷却系等主要声源的减振降噪控制技术已普遍达到实用阶段。德国的奔驰公司声称，己具备根据顾客要求定制各种低噪声汽车的能力［3］。我国对客车噪声控制的研究起步较晚，但已经取得了长足的进步，“九五”期间“客车降噪产生机理及降噪技术研究”是交通部重点科技攻关项目之一［4］身阻尼敷设方案，并基于响应面法利用 MATLAB 工具箱对阻尼复合进行了优化设计。

    1 分析模型的建立

    该分析模型是基于处理后的原车身 CAD 模型采用壳单元建立车身的有限元模型，并在其基础上建立的车身的声学网格。

    在客车运行过程中，车内噪声通常是由车身结构振动和空气波动两种方式进入车内的，因此可按传播路径将车内噪声分为固体传播噪声和空气传播噪声两类，下图 1 所示为车内的噪声来源及传递路径［5］。

    空气传播噪声，是指产生的噪声以空气为媒介由车身缝隙传播至车内形成车内噪声; 固体传播噪声是指激励源产生的振动通过车身结构振动传播，最后由车室壁板振动辐射入车内的噪声。通常在中低频段时( 2 ～400 Hz) 车内噪声主要是以固体传播为主，在高频时( 500 Hz 以上) 车内噪声则主要以空气传播为主。由于车身板块振动产生的噪声主要集中在 20 ～200 Hz范围内，所以在用有限元法和边界元法预测车内 NVH特性时，主要考虑固体传播噪声。

    车内的声场分布和声压值是判断车内噪声特性的直接指标，本节以前面建立的车身模型和频响分析的结果为基础对车室声场特性进行分析。分析前参照国家车内噪声测定标准在车内预先建立好 4 个测点，位置如图 2 所示。

    将车身频响分析时计算的车身振动速度文件导入virtual． Lab 中计算车内测点处的声压曲线如图 3 所示。由图 3 可看出来车身在 116 Hz 时产生最大声压值，明显超出了国标中规定的 86 dB( 乘客区) 和 78 dB( 驾驶区) 。发动机额定频率工作下的激励频率( 105 Hz) 知当客车正常行驶时是可以避开图中最高的声压峰值，但是当发动机激励高于这个转速时就很可能会引起车内噪声的急剧上升，故需要通过改变车身结构或敷设阻尼材料等办法对车身进行处理，以削弱峰值处的声压。