客车车身的降噪结构设计

1、客车车身的降噪结构设计摘 要：结合某型客车车内降噪的研究和实践，本文论述了在客车车身的结构设计中综合运用吸声、隔声和阻尼减振技术控制车内噪声的基本思路和具体方法。 关键词：客车 车身 结构设计 噪声控制 汽车噪声分为车外噪声和车内噪声，车外噪声主要造成环境公害，车内噪声影响乘坐舒适性，为此，GB1495机动车辆允许噪声规定客车车内最大噪声级不大于82dB(A)。某型双层公路客车(以下简称双层客车)车内噪声实测结果如表1所示，超过了国家规定。 双层客车车内噪声的来源主要是发动机噪声、底盘噪声和车身蒙皮振动噪声，这些噪声源的噪声能经空气和固体传入车内，并可能产生空腔共鸣现象。目前国内大多数双层客车

2、制造厂所用发动机和三类底盘属外购件，选用振动小、噪声低的发动机和底盘是解决车内噪声问题最简单的方法，但由于目前我国大功率柴油机和大型客车专用底盘性能相对落后，进口产品价格又太昂贵，所以对发动机和底盘提出过高的要求是不现实的。而在客车车身的结构中设计合理的降噪结构，实现车内噪声控制既是必须的，也是现实可行的。为此，本文针对某型双层客车，论述车身的降噪结构设计的基本思路和方法。 1 原车结构特点 某型双层客车结构简图如图1所示。它属柴油发动机后置式，发动机舱尺寸为2 350mm×1 850mm×1 250mm，空间较大。发动机和乘客区之间有一隔墙，其面积为2 350mm

3、5;1 250mm，隔墙为方钢管骨架覆薄板结构，薄板厚度为1mm，结构如图3b所示。在发动机舱周围车身骨架间填有50mm厚的硬质泡沫塑料。车厢后部座位底板为2 600mm×800mm的厚1mm薄板，仅由一根居中横梁支撑，处于后桥车轮上方；后部过道地板为一2 000mm×740mm厚1.5mm薄板，仅由四周支承。整个车厢部分车身骨架间填有硬泡沫塑料，内部用华夫板装饰，座位底板及过道地板铺设了塑胶地板革。 图1 某型双层客车简图 1.发动机仓 2.座位底板 3.隔墙 4.发动机2 原车噪声测试与分析 根据GBKG*2149679机动车辆噪声测量方法的规定，对样车车内噪声进行了测

4、试，其结果见表1。由表1可知，车厢内前、中、后部噪声以后部为最高，超过现行规定(82dB(A)；车厢内噪声在1252 000Hz频段内较大，在5001 000Hz处有一峰值。 (1)发动机舱 汽车停驶状态，在发动机转速为2 200r/min时，隔墙发动机舱侧所测得的最大噪声为112dB(A)，用B&K2 230进行频谱分析，其结果如图2所示。比较图2和表1可知，隔墙具有一定降噪效果，但不够理想。 图2 发动机隔舱噪声频谱图(B&K2230)(2)内饰材料 原车在车厢及发动机舱部分车身骨架间填有硬泡沫塑料，原意图是吸声和隔热，在车厢内侧用华夫板装饰和吸声，其吸声系数实测结果见表2

5、。 由表2可知，硬质泡沫塑料和华夫板吸声系数都很小，吸声效果甚微。  降噪原理和结构设计 在不改变发动机、底盘及车身基本骨架和蒙皮材料的前提下，降低车内噪声的主要途径是控制噪声的传播和抑制车身蒙皮的振动。根据原车结构特点、车厢内噪声频率结构和空间分布特点及发动机舱噪声频率结构，可在车身的结构设计中应用吸声、隔声和阻尼减振技术，实现车厢内降噪目标。 3.1 发动机舱吸声结构设计 发动机舱内混响声场中，有发动机发出的声波、发动机舱壁向内反射的声波和发动机舱壁振动辐射的声波。对车厢内部而言，发动机舱内混响声场是一外部噪声源，若能降低其噪声级必将有助于降低车内噪声。原车发动机舱空间较大，又有

6、放置吸声材料的空间，这为设计一个较理想的吸音室创造了有利条件。原发动机舱壁结构如图3a所示，其车身骨架间填充的是50mm厚的硬泡沫塑料，由表2可知，它几乎不起吸音作用。从表2可知50mm厚、容量为40kg/m 3的多孔玻璃棉吸声系数高，且与发动机舱内噪声频率有良好的对应性。因此，在发动机舱骨架间填充该玻璃棉可显著提高吸声效果。发动机舱吸声结构设计如图3a'所示。结构改变后，发动机舱内噪声降低量为 式中：L噪声降低量； Q 声场因子； R 该点距声源的距离； R1原发动机舱房间常数； R2新发动机舱房间常数。 根据式(1)及该车发动机舱结构参数估算，采用新设计吸声结构后，可使发动机舱内在

7、隔墙处的噪声级降低4dB(A)以上。图3 客车后部车身结构 1.骨架 2.硬泡沫塑料 3.1mm薄板 4.玻璃棉 mm阻尼沥青片 6.钢丝网(7.2mm薄板)3.2 双层隔声墙设计 从该车结构可知，发动机舱与车厢之间的隔墙是阻止发动机舱噪声通过空气传播到车厢内的主要屏障，因此，应从提高隔声性能出发进行隔墙结构设计。 根据隔声“质量定律”单层隔声墙的隔声量估算的经验公式为： R=18lgm+12lgf-25 (2) 式中：R隔声量； m隔声板面密度； f入射声波的频率。 在实际工程中，单层隔声墙的隔声效果往往低于式(2)的计算值，这主要是由于薄板产生共振所致。 隔声墙单层钢板可视作单层均质弹性薄

8、板，其自由振动的微分方程为： 式中：D板抗弯刚度； m板面密度； W板振动时的挠度。 原车身上薄板与骨架之间均为点焊相连，大多数结构可简化为四边铰支矩形板力学模型进行运动分析，如图4所示。其自由振动的理论计算挠度为： 其固有频率为： 式中：k=1，2，3，； L=1，2，3，。 这说明薄板振动有若干个固有频率，当入射声波的频率与薄板振动某一固有频率一致时，薄板发生共振，振幅很大，隔声性能大为下降，而且又作为新的噪声源辐射噪声。 另外当声波以某一角度入射到薄板上时，若入射波的波长等于薄板受入射声波激发而产生的自由弯曲振动波的波长在入射方向上的投影时，也会引起薄板共振，隔声性能出现低谷，此即所谓吻

9、合效应。对于薄板，其一阶吻合效应频率与板面密度的乘积为97 700Hzkg/m2。 图4 矩形板四边铰支的力学模型由式(2)可知，单层隔声板面密度增加一倍，隔声量增加约5.4dB(A)，因此，对面积为2 350mm×1 250mm的隔声墙，当薄板厚度超过2mm后，单纯用增加薄板厚度的方法来提高隔声量是不可行的。 双层隔声墙结构如图3b'所示，在隔声墙骨架两侧分别覆盖厚为2mm和1mm的薄板，中间形成50mm厚空气夹心层。由于空气夹心层的作用，这一结构的隔声效果突破了隔声“质量定律”的限制，其隔声量估算经验公式为： R=18lg(mA+mB)+12lgf-25+R (5) 式中

10、：mA、mB各层板的面密度； R附加隔声量。 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

11、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，