商用车驾驶室阻尼布置位置优化

韦永尤，邓聚才，陈志宁

（东风柳州汽车有限公司，广西 柳州545005）

软件应用

商用车驾驶室阻尼布置位置优化

韦永尤，邓聚才，陈志宁

（东风柳州汽车有限公司，广西 柳州545005）

以某重型商用车驾驶室为分析对象，通过建立驾驶室结构有限元模型和声学有限元模型，进行了驾驶室模态分析、频率响应分析、驾驶室板块贡献量分析，计算出驾驶员右耳旁的声压级，找出影响驾驶员右耳旁噪声的板块位置，并对噪声贡献量大的板块进行优化。结果表明，通过系统的室内噪声研究和改进，有效降低了某型号驾驶室室内噪声。

商用车；驾驶室；阻尼；降噪

随着社会的发展，人们对车辆的乘坐舒适性提出了更高的要求。驾驶室内部噪声是车辆乘坐舒适性的一个重要指标，它将直接影响到产品的竞争力。

汽车在行驶过程中，驾驶室钣金受到外界激励引起的结构振动，从而向驾驶室内部辐射噪声。试验研究表明，对于驾驶室来说驾驶室钣金振动辐射出来的结构低频噪声在驾驶室内噪声中占主要地位[1]。因此，减小驾驶室钣金振动是降低室内噪声最直接的方法。通过阻尼处理来降低钣金振动，是国内外目前普遍采用的减振降噪方法。如何有效而准确地确定阻尼材料布置位置和面积，是驾驶室内部降噪的关键。

本文以某重型商用车驾驶室为分析对象，介绍了阻尼材料的主要特性指标及获得方法，建立了驾驶室结构有限元模型和声学有限元模型，进行了驾驶室结构模态分析、声学模态分析、频率响应分析、驾驶室钣金贡献量分析，计算出驾驶员右耳旁的声压级，找出影响驾驶员右耳旁噪声的板块位置，并对噪声贡献量大的板块进行优化，采取相应措施进行降噪处理。结果表明，通过优化商用车驾驶室阻尼布置位置，可以有效降低驾驶员右耳旁噪声，提高整车乘坐舒适性。

1 阻尼材料

阻尼材料是利用高分子材料的粘弹性将振动机械能转化为热能消耗掉，从而达到减振降噪目的一种材料[2]。在汽车驾驶室钣金上，大量采用阻尼材料来抑制钣金共振，降低驾驶室钣金结构的局部振动响应，从而降低室内噪声。

阻尼材料具有储能和耗能两种特性，其弹性模量可用复模量模型表示[3]，即：

式中：E*为复弹性模量；E′为复弹性模量实部；E″为复弹性模量虚部；η损耗因子。

试样材料在振动一周中单位内所损耗的能量为：

式中，ε0为最大拉伸应变。

由上式可以得出，要使振动能量耗散达到最大值，必须使ηE′的乘积为最大，阻尼材料的实模量E′和损耗因子η是评价阻尼材料的主要特性指标，这两项指标的数值可以通过测量获得。

2 驾驶室有限元模型建立

在HyperMesh软件中建立驾驶室有限元模型，主要包括如下零部件：白车身、两车门、前挡风玻璃、侧窗玻璃、后窗玻璃以及相应的密封胶、阻尼板。有限元模型主要采用壳单元来模拟各个钣金结构零件与玻璃，用实体单元来模拟密封胶和阻尼板，焊点连接采用CWELD单元，螺栓连接采用RBE2单元，缝焊连接采用RBE2单元。

在Hypermesh软件中将驾驶室结构有限元分析模型所有孔洞封闭，导出结构有限元模型，在LMS Virtual.Lab软件Cavity Meshing模块进行声腔网格划分。为保证计算精度，对于线性有限元模型来说，要求在最小波长内有6个单元，也就是最大单元的边长要小于最高计算频率点处的波长的1/6[4].

3 驾驶室模态分析

模态是机械结构的固有振动特性，每一阶模态都有其特定的固有频率、阻尼比和模态振型，模态可以通过计算或试验得到。进行驾驶室结构模态分析可以确定驾驶室固有频率是否与振源的激励频率接近，从而可以避免共振现象发生，减少驾驶室振动及噪声。模态计算频率高于求解的频率上限即可。本文采用RADIOSS求解器对驾驶室结构有限元模型进行自由模态分析，计算出220 Hz以内频率的模态频率和振型。

声腔模态分析可以预测声腔模态与结构模态是否耦合，为保证精度，参与计算的声腔模态固有频率上限至少为分析频率上限的2倍。本文采用LMS Virtual.Lab软件分析驾驶室声腔模态，计算出0～400 Hz频率范围内的模态频率和振型。

4 驾驶室频率响应分析

频率响应是指计算结构在周期振荡载荷作用下对每一个计算频率的动响应。为了得到振动边界条件，需要对驾驶室进行频率响应分析。在驾驶室4个悬置点+Z向施加10～200 Hz的单位力激励，频率步长设置为1 Hz，采用RADIOSS求解器对驾驶室进行频率响应分析，即可计算出在该频率范围内的结构振动响应。

5 驾驶室声学灵敏度分析

驾驶室声学灵敏度也称为噪声传递函数（Noise Transfer Function，简称NTF），是指施加于驾驶室的单位力在驾驶室内产生的声压，它表示驾驶室结构与内部空腔的声学相关特性，也表示驾驶室内部空腔对施加于驾驶室结构的激励所产生的噪声响应，是驾驶室结构与内部空腔所固有的结构—声学特性。

通过对驾驶室的声学灵敏度的研究分析，可以在设计阶段就能准确了解驾驶室的结构——声学特性，从而有助于尽早发现和修正潜在的设计问题，进行结构优化和低噪声设计，也可以在已知激励的情况下，对驾驶室噪声进行预估和模拟控制，为实际控制提供依据。

驾驶室声学灵敏度分析以驾驶室频率响应分析结果为输入条件，在LMS Virtual.Lab软件中采用声学有限元法计算驾驶室内部驾驶员右耳旁声压响应，计算了无阻尼、原车阻尼和阻尼优化三种工况下的驾驶员右耳旁声压响应。

6 驾驶室板块贡献量分析

驾驶室内部结构噪声是由驾驶室内所有板块振动引起的，对于特定的振动激励，驾驶室内各板块对于特定位置的噪声贡献量是不同的。驾驶室内各板块的振动大小和振动相位直接影响到室内噪声，这种影响不仅有大小之分，而且还有正负之分[5]。

对于有限数量单元或板块，空腔内某场点的声压级P和频率ω关系式为：

式中：{vns}为表面速度列向量；ATV为声场贡献矢量。

当所有板块都振动时，空腔内某场点的声压级可以用n个有限元发生振动引起声压的矢量叠加，即该场点总声压P用下式表示：

式中：Pe为第e个有限元声压；{ve}为第e个有限元表面速度；ATVe为第e个有限元声场贡献矢量。

将组成板块的各单元声压叠加，即可获得该板块振动引起的声压Pc

式中，pe为组成该板块的单元数

为了量化各板块对驾驶室内噪声的贡献程度，引入了振动的声学贡献系数概念。板块Pc对某场点的声学贡献系数Dc是该板块振动生成的声压Pc在该场点总声压P矢量上的投影，表示为

式中，P*为P的共轭复数，Re为该复数的实部。

声学贡献系数Dc的物理意义可以理解为，当一个具体的板块产生的声压与总声压相位相同时，贡献系数为正，否则为负。进行驾驶室结构噪声改进时，就是要减少噪声贡献量为正的板块的振动。

为得到各板块的声学贡献量，需要将声学网格划分为不同的板块，如图1所示。

图1 声学板块划分

在LMS Virtual.Lab软件中进行板块贡献分析，可以得到计算场点每个分析频率下各个板块的噪声贡献量。图2、图3分别为63 Hz驾驶员右耳旁板块声学贡献量—直方图和声学贡献幅值—相位图。

图2 63Hz板块声学贡献量—直方图

图3 63Hz板块声学贡献幅值—相位图

从上图可以清晰地看出，右侧车门下方板块是驾驶员右耳旁63 Hz处的噪声峰值贡献量最大的板块，其相位与总声压相位一致。要降低该频率下的噪声，必须对该位置进行改进。为得到有问题板块的精确位置，可以进一步显出该频率下的频率响应分析结果云图，如图4所示。

图4 63 Hz加速度频率响应结果

本文关注的是声学灵敏度分析得到的声压峰值所对应的频率，尤其是动力总成、传动系、轮胎和路面等振动激励而产生的室内最大噪声峰值频率，要降低室内噪声峰值频率的噪声值，通过板块贡献量分析就可以精确找到需要改进的板块位置。

7 驾驶室钣金阻尼布置优化

通过整车振动和噪声测试，可以得出驾驶室内结构噪声的频谱数据，从而找到了需要进行改进的噪声频率，结合结构模态分析、声腔模态分析、声学灵敏度分析、块贡献量分析和频率响应分析结果，就可以找到需要改进的板块准确位置。

对驾驶室钣金进行减振降噪有多种技术，主要包括材料变更、材料加厚、形状改进、结构加强和阻尼处理等，对于已经定型的驾驶室，对钣金结构进行较大的改动代价过高，国内外目前普遍采用的是阻尼处理技术。

根据实车测试及仿真分析结果，对某型号驾驶室钣金相应位置进行阻尼处理，表1为部分位置阻尼处理对比。

表1 部分位置阻尼处理对比

根据阻尼优化结果，进行了无阻尼、原车阻尼和阻尼优化三种工况下的驾驶员右耳旁声压灵敏度分析。图5为灵敏度对比曲线。

图5 灵敏度对比曲线

其中，需要改进的 33 Hz、125 Hz、173 Hz和 196 Hz声压级都得到了明显降低。

8 室内噪声测试结果分析

根据阻尼布置位置优化方案，重新试制了某型号降噪驾驶室总成并装车验证，测试了原地工况和汽车匀速行驶工况驾驶员右耳旁噪声值。图6、图7分别列出了阻尼优化前、后以及国际标杆车型原地工况和匀速行驶工况驾驶员右耳旁噪声对比。

图6 原地工况驾驶员右耳旁噪声对比

图7 匀速行驶工况驾驶员右耳旁噪声对比

从试验结果可以看出，阻尼优化后，某型号驾驶室，原地怠速工况驾驶员右耳旁噪声降低2.2 dB（A），整个测试转速范围内比原车噪声降低明显，最大降幅达2.6 dB（A），原地工况噪声优于国际标杆，怠速工况噪声比国际标杆低2.1 dB（A），发动机2 000 rpm时噪声比国际标杆低3.3 dB（A）；匀速行驶工况驾驶员右耳旁噪声在整个测试车速范围内比原车噪声降低明显，最大降幅达4 dB（A），匀速行驶工况噪声在60 km/h以下车速优于国际标杆，在60 km/h以上车速与国际标杆相当，其中最常用车速80 km/h噪声降低3.2 dB（A），达到国际标杆水平。

9 结束语

本文以某重型商用车驾驶室为分析对象，通过建立驾驶室结构有限元模型和声学有限元模型，进行了驾驶室模态分析、频率响应分析、驾驶室板块贡献量分析，找出影响驾驶员右耳旁噪声的板块位置，并对噪声贡献量大的板块进行优化，采取相应措施进行降噪处理。改进后的某驾驶室进行实车噪声测试。结果表明，原地工况和匀速行驶工况驾驶员右耳旁噪声降低明显，使原地工况最大降幅2.6 dB（A），匀速行驶工况最大降幅达4 dB（A），达到预定的降噪目标，使该车型室内噪声达到国际标杆水平。按该优化方案进行小批量装车及试验验证，室内噪声测试结果与优化车型相当，室内噪声一致性良好，说明通过优化商用车驾驶室阻尼布置位置来降低室内噪声结果是有效的。

[1]Nefske D J，Sung S H.Vehicle interior acoustic desigh using finite element methods[J].Journal of Vehicle Design，1995，6：24-40.

[2]曹 飞.微型客车车内噪声试验研究[J].客车技术与研究，2002，24（5）：12-15.

[3]SONG Z L，MA L Q，WU Z J，et al.Effects of viscosity on cellular structure of foamed aluminum in foaming process[J].Journal of Materials Science，2000，35（1）：15-20.

[4]黄其柏.工程噪声控制学[M].武汉：华中理工大学出版社，1999.

[5]惠 巍，刘 更，吴立言.车内噪声预测与面板声学贡献度分析[J].噪声与振动控制，2006，10（5）：62-66.

The Damping Location Optimization of Cab for Commercial Vehicle

WEI Yong-you，DENG Ju-cai，CHEN Zhi-ning
（Dong Feng Liuzhou Motor Co.，Ltd.，Liuzhou Guangxi 545005，China）

In this paper，structure finite element and acoustic finite element model for a heavy commercial vehicle are established to conduct cab modal analysis，frequency response analysis and panel contribution analysis.The sound pressure level of driver’s right ear is also calculated.According to the calculation results，the panels which have large contribution are located and optimized.The results show that after systematic research and improvement，the noise of internal cab can be reduced effectively.

commercial vehicle；cab；damping；noise reduction

U463.81

A

1672-545X（2017）08-0214-04

2017-05-28

韦永尤（1982－），男，广西东兰人，本科，工程师，研究方向：商用车NVH研究。