客车车身的降噪结构设计eahg.docx

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1、客车车身身的降噪噪结构设设计摘 要：结合某某型客车车车内降降噪的研研究和实实践，本本文论述述了在客客车车身身的结构构设计中中综合运运用吸声声、隔声声和阻尼尼减振技技术控制制车内噪噪声的基基本思路路和具体体方法。 关键词词：客车车 车身身 结构构设计 噪声控控制 汽汽车噪声声分为车车外噪声声和车内内噪声，车车外噪声声主要造造成环境境公害，车车内噪声声影响乘乘坐舒适适性，为为此，GGB14495机机动车辆辆允许噪噪声规规定客车车车内最最大噪声声级不大大于822dB(A)。某某型双层层公路客客车(以以下简称称双层客客车)车车内噪声声实测结结果如表表1所示示，超过过了国家家规定。 某型客车车车内噪噪声

2、 表表1 车速kmm/h测量位置置中 心 频 率率声级dBB(A)31.55631252505001000020000400008000050驾驶员耳耳旁62.2268.6669.5567.4470.0070.6663.4458.6653.1179.22中 部61.0068.2275.0074.2277.0077.6668.8860.2252.0082.99后 部66.2270.8875.0078.2282.6683.0078.4469.2258.2285.77双层客车车车内噪噪声的来来源主要要是发动动机噪声声、底盘盘噪声和和车身蒙蒙皮振动动噪声，这这些噪声声源的噪噪声能经经空气和和固体传传入

3、车内内，并可可能产生生空腔共共鸣现象象。目前前国内大大多数双双层客车车制造厂厂所用发发动机和和三类底底盘属外外购件，选选用振动动小、噪噪声低的的发动机机和底盘盘是解决决车内噪噪声问题题最简单单的方法法，但由由于目前前我国大大功率柴柴油机和和大型客客车专用用底盘性性能相对对落后，进进口产品品价格又又太昂贵贵，所以以对发动动机和底底盘提出出过高的的要求是是不现实实的。而而在客车车车身的的结构中中设计合合理的降降噪结构构，实现现车内噪噪声控制制既是必必须的，也也是现实实可行的的。为此此，本文文针对某某型双层层客车，论论述车身身的降噪噪结构设设计的基基本思路路和方法法。 11 原车车结构特特点 某型双

4、双层客车车结构简简图如图图1所示示。它属属柴油发发动机后后置式，发发动机舱舱尺寸为为2 3350mmm11 8550mmm1 2500mm，空空间较大大。发动动机和乘乘客区之之间有一一隔墙，其其面积为为2 3350mmm11 2550mmm，隔墙墙为方钢钢管骨架架覆薄板板结构，薄薄板厚度度为1mmm，结结构如图图3b所所示。在在发动机机舱周围围车身骨骨架间填填有500mm厚厚的硬质质泡沫塑塑料。车车厢后部部座位底底板为22 6000mmm8000mmm的厚11mm薄薄板，仅仅由一根根居中横横梁支撑撑，处于于后桥车车轮上方方；后部部过道地地板为一一2 0000mmm7740mmm厚11.5mmm

5、薄板板，仅由由四周支支承。整整个车厢厢部分车车身骨架架间填有有硬泡沫沫塑料，内内部用华华夫板装装饰，座座位底板板及过道道地板铺铺设了塑塑胶地板板革。 图1 某某型双层层客车简简图 11.发动动机仓 2.座座位底板板 3.隔墙 4.发发动机2 原车车噪声测测试与分分析 根据GGBKKG*221449679机机动车辆辆噪声测测量方法法的规规定，对对样车车车内噪声声进行了了测试，其其结果见见表1。由由表1可可知，车车厢内前前、中、后后部噪声声以后部部为最高高，超过过现行规规定(82ddB(AA)；车厢内内噪声在在12552 0000Hz频频段内较较大，在在50001 0000Hz处处有一峰峰值。 (

6、1)发动机机舱 汽汽车停驶驶状态，在在发动机机转速为为2 2200rr/miin时，隔隔墙发动动机舱侧侧所测得得的最大大噪声为为1122dB(A)，用用B&KK2 2230进进行频谱谱分析，其其结果如如图2所所示。比比较图22和表11可知，隔隔墙具有有一定降降噪效果果，但不不够理想想。 图2 发发动机隔隔舱噪声声频谱图图(B&K22230)(2)内内饰材料料 原车车在车厢厢及发动动机舱部部分车身身骨架间间填有硬硬泡沫塑塑料，原原意图是是吸声和和隔热，在在车厢内内侧用华华夫板装装饰和吸吸声，其其吸声系系数实测测结果见见表2。 由表22可知，硬硬质泡沫沫塑料和和华夫板板吸声系系数都很很小，吸吸声效

7、果果甚微。 吸声系数数ao实实测结果果 3 降噪噪原理和和结构设设计 在不改改变发动动机、底底盘及车车身基本本骨架和和蒙皮材材料的前前提下，降降低车内内噪声的的主要途途径是控控制噪声声的传播播和抑制制车身蒙蒙皮的振振动。根根据原车车结构特特点、车车厢内噪噪声频率率结构和和空间分分布特点点及发动动机舱噪噪声频率率结构，可可在车身身的结构构设计中中应用吸吸声、隔隔声和阻阻尼减振振技术，实实现车厢厢内降噪噪目标。 3.11 发动动机舱吸吸声结构构设计 发动机机舱内混混响声场场中，有有发动机机发出的的声波、发发动机舱舱壁向内内反射的的声波和和发动机机舱壁振振动辐射射的声波波。对车车厢内部部而言，发发动

8、机舱舱内混响响声场是是一外部部噪声源源，若能能降低其其噪声级级必将有有助于降降低车内内噪声。原原车发动动机舱空空间较大大，又有有放置吸吸声材料料的空间间，这为为设计一一个较理理想的吸吸音室创创造了有有利条件件。原发发动机舱舱壁结构构如图33a所示示，其车车身骨架架间填充充的是550mmm厚的硬硬泡沫塑塑料，由由表2可可知，它它几乎不不起吸音音作用。从从表2可可知500mm厚厚、容量量为400kg/m33的多孔孔玻璃棉棉吸声系系数高，且且与发动动机舱内内噪声频频率有良良好的对对应性。因因此，在在发动机机舱骨架架间填充充该玻璃璃棉可显显著提高高吸声效效果。发发动机舱舱吸声结结构设计计如图33a所所

9、示。结结构改变变后，发发动机舱舱内噪声声降低量量为 (1)式中：L噪声降降低量； Q 声声场因子子； RR 该点距距声源的的距离； R11原原发动机机舱房间间常数； R22新新发动机机舱房间间常数。 根据式式(1)及该车车发动机机舱结构构参数估估算，采采用新设设计吸声声结构后后，可使使发动机机舱内在在隔墙处处的噪声声级降低低4dBB(A)以上。 图3 客客车后部部车身结结构 11.骨架架 2.硬泡沫沫塑料 3.11mm薄薄板 44.玻璃璃棉 55.8.3mmm阻尼沥沥青片 6.钢钢丝网(7.22mm薄薄板)3.2 双层隔隔声墙设设计 从从该车结结构可知知，发动动机舱与与车厢之之间的隔隔墙是阻阻

10、止发动动机舱噪噪声通过过空气传传播到车车厢内的的主要屏屏障，因因此，应应从提高高隔声性性能出发发进行隔隔墙结构构设计。 根据隔隔声“质质量定律律”单层层隔声墙墙的隔声声量估算算的经验验公式为为： RR=188lgmm+122lgff-255 (22) 式式中：RR隔隔声量； m隔声声板面密密度； f入射声声波的频频率。 在实际际工程中中，单层层隔声墙墙的隔声声效果往往往低于于式(22)的计计算值，这这主要是是由于薄薄板产生生共振所所致。 隔声墙墙单层钢钢板可视视作单层层均质弹弹性薄板板，其自自由振动动的微分分方程为为： (2)式中：DD板板抗弯刚刚度； m板面密密度； W板振动动时的挠挠度。

11、原车身身上薄板板与骨架架之间均均为点焊焊相连，大大多数结结构可简简化为四四边铰支支矩形板板力学模模型进行行运动分分析，如如图4所所示。其其自由振振动的理理论计算算挠度为为： (3)其固有频频率为： (4)式中：kk=1，22，3，； LL=1，22，3，。 这这说明薄薄板振动动有若干干个固有有频率，当当入射声声波的频频率与薄薄板振动动某一固固有频率率一致时时，薄板板发生共共振，振振幅很大大，隔声声性能大大为下降降，而且且又作为为新的噪噪声源辐辐射噪声声。 另另外当声声波以某某一角度度入射到到薄板上上时，若若入射波波的波长长等于薄薄板受入入射声波波激发而而产生的的自由弯弯曲振动动波的波波长在入入

12、射方向向上的投投影时，也也会引起起薄板共共振，隔隔声性能能出现低低谷，此此即所谓谓吻合效效应。对对于薄板板，其一一阶吻合合效应频频率与板板面密度度的乘积积为977 7000Hzzkgg/m22。 图4 矩矩形板四四边铰支支的力学学模型由式(22)可知知，单层层隔声板板面密度度增加一一倍，隔隔声量增增加约55.4ddB(AA)，因因此，对对面积为为2 3350mmm11 2550mmm的隔声声墙，当当薄板厚厚度超过过2mmm后，单单纯用增增加薄板板厚度的的方法来来提高隔隔声量是是不可行行的。 双层隔隔声墙结结构如图图3b所示，在在隔声墙墙骨架两两侧分别别覆盖厚厚为2mmm和11mm的的薄板，中中

13、间形成成50mmm厚空空气夹心心层。由由于空气气夹心层层的作用用，这一一结构的的隔声效效果突破破了隔声声“质量量定律”的的限制，其其隔声量量估算经经验公式式为：RR=188lg(mA+mB)+122lgff-255+R (5) 式中：mA、mmB各层板板的面密密度； R附加隔隔声量。两薄板间空气层厚度为50mm，经查表可知其附加隔声量超过5dB(A)，该结构隔声量相当于6mm厚单层钢板隔声量。显然它有利于提高隔声效果，且能节省材料。为拓宽其隔声频率范围，在两板间再填以50mm厚的玻璃棉，以取得更佳的效果。 3.3 薄板阻尼减振设计 由3.2中薄板运动分析可知，客车车身上各薄板的振动均存在若干个

14、固有频率，当外部干扰力的频率与其相等时，就会引起薄板共振，使薄板成为新的噪声辐射源。理论计算和模拟试验都表明，该车上大部分薄板的一、二阶固有频率在100500Hz频段，这一频段的噪声用隔声和吸声处理效果均不太理想。另外，对于隔声墙来说，共振发生时，其隔声效果会明显下降。因此必须对薄板的共振加以控制。由于外部干扰力的频率难以控制，抑制共振就只能应用阻尼减振技术。因此，在汽车发动机舱部蒙皮和隔声墙薄板及车厢后部蒙皮粘贴3mm厚自粘型阻尼沥青片，结构如图3a和3b所示；在车厢后部座位底板和走道地板这种大面积薄板上粘贴由3mm厚阻尼沥青片和10mm厚吸声棉毡构成的阻尼复合材料。上述结构使原弹性薄板构件

15、变成为自由阻尼层结构，有效地控制了共振振幅，改善了隔声墙隔声性能，抑制了薄板的声发射；同时，阻尼复合材料上的棉毡具有一定吸声效果，又抑制了车厢后部的空腔共鸣现象。 4 结论 (1)根据上述降噪结构设计试制的样车，在车速为50km/h时，车内噪声平均值为：驾驶员耳旁74.5dB(A)，车厢中部79.8dB(A)，车厢后部78.3dB(A)，降噪效果明显，使车内噪声达到了国家规定。 (2)在目前车身材料和制造工艺基本不变的条件下，若能在车身结构设计中有的放矢地综合运用吸声、隔声和阻尼减振技术，可以取得显著的降噪效果，所用吸声、阻尼材料国内有定点厂家生产，施工工艺简单，技术上是可行的。 (3)实施该降噪方案，整车装备质量增加不到1%，对整车性能几乎无影响，制造成本增加亦不足1%，经济上也是可行的。 参 考 文 献 1 王伯良.噪声控制理论.武汉：华中理工大学出版社，1990 2 徐兀.汽车振动和噪声控制.北京：人民交通出版社，1987 3 徐芝纶.弹性力学.北京：高等教育出版社，1990 4 许林云等.汽车发动机隔声舱的设计.江苏理工大学学报，1995.(4)1317