基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究
基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车身阻尼处理
基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车身阻尼处理车身阻尼处理是一种有效的方法来减少车辆运动时产生的振动和噪音。
在车身设计中，模态应变能分析和板件单元贡献分析是两个常用的工具，可以用来评估车身的结构刚度和振动特性。
模态应变能分析是通过计算车身在不同的振动模式中存储的弹性势能和动能，来确定车身的振动频率和振动模式。
而板件单元贡献分析则是通过将车身分解为由许多小板件组成的模型，来评估每个板件在振动中所负责的能量和振动模式。
这两种分析方法都可以用来确定车身中的振动能量集中区域和刚度不足的区域。
这些区域可能会导致车身在行驶过程中产生不必要的振动和噪音，从而影响车辆的乘坐舒适度和安全性。
对于具体的车身阻尼处理方案，可以根据分析结果选择不同的处理方法。
一种常见的处理方法是在车身的振动集中区域添加加强件，以提高车身的刚度和减少振动。
此外，还可以在车身的支撑结构上添加阻尼材料，以吸收振动能量和减少噪音。
对于不同类型的车型和使用环境，需要针对不同的振动特性和目标设定来制定不同的阻尼处理方案。
在设计过程中，可以通过不断优化车身结构和测试验证，来不断提高车身的乘坐舒适度和安全性。
总的来说，模态应变能分析和板件单元贡献分析是很有用的工具，可以帮助车身设计师找到车身的振动集中区域和性能不足区域，并选择合适的阻尼处理方案。
通过不断优化车身设计和测试验证，可以实现更高水平的乘坐舒适度和安全性。
另一种常见的车身阻尼处理方案是主动控制阻尼系统。
这种系统采用车身传感器和控制单元，根据车身振动信息实时调整阻尼，以达到最佳的乘坐舒适度和安全性。
这种系统可以根据不同的行驶条件和驾驶模式，自适应地调整阻尼，实现更高水平的车身悬挂控制和稳定性。
然而，主动控制阻尼系统的成本和复杂性较高，需要更大的空间和能耗，因此主要用于高端车型和赛车等特殊场合。
除了传统的阻尼处理方案，还有一些新型的材料和结构设计方案，也可以用来提高车身的阻尼性能。
例如，汽车轮胎中的新型阻尼材料，可以有效减少路面震动和噪音，提高车辆乘坐舒适度。
基于车内噪声性能的车身阻尼材料分布研究
qiyekejiyufazhan1引言随着科学技术的发展和消费水平的提高，人们对汽车舒适性的要求越来越苛刻，汽车车内噪声已经成为评判汽车质量的重要标准。
车内噪声主要由发动机、传动系统、轮胎、液压系统及车身结构本身的振动引起，各部件产生的振动、噪声经过悬架系统和车身结构的放大作用以结构噪声或空气噪声的形式进入车内空腔，形成车内噪声。
车身结构振动引起的车内噪声频率集中在200Hz 以下，而在如此低的频率范围内，常规的吸声降噪措施作用不大[1]。
对车身钣金件进行阻尼处理，是降低车内低频噪声最有效的方法之一[2]。
实际车身结构中的附加阻尼材料通常涂敷在地板、前隔板、顶盖等车身板件的局部位置，为了提高阻尼材料的设计水平和利用效率，对阻尼材料在车身上的分布进行研究，具有一定的工程实际意义。
国内外学者在车身板件的阻尼处理方面进行了大量的研究和应用探索[3-4]。
清华大学的吕毅宁等[5]人对模态损耗因子关于附加阻尼的灵敏度进行了分析，并推导了以模态损耗因子最大为设计目标的附加阻尼层材料厚度分布的优化设计准则；中国工程物理研究院的郭忠泽等[6]人通过渐进结构拓扑优化方法研究了约束阻尼板结构的优化布局问题；重庆大学的张志飞等[7]人基于优化准则算法对阻尼材料在车身单个板件上的分布位置进行了优化。
但对于车身阻尼材料的实际布置，还没有具体的流程和方法，大多需要工程人员根据经验进行布置。
本文以某公司新开发的MPV 车型为例，建立该车的声-固耦合有限元模型，通过模态频率响应法分析、预测车内噪声。
根据声学参与因子和模态应变能分析结果，找出阻尼材料的最佳分布位置，并利用模态损耗因子对阻尼分布进行评价。
从仿真分析和试验测试结果中可以看出，对车身板件进行阻尼处理后，车内主要参考点的声学响应峰值明显下降。
2汽车声-固耦合模型的建立及声学响应分析2.1声-固耦合理论汽车车内空间构成一个封闭的腔体，将空间离散化可以得到车内声腔有限元模型，根据空气单元形函数和声学波动方程，可以导出声腔模型振动微分方程[8]：m 'e p e ＋c 'ep e ＋k 'e p e ＋ρR T e u e ＝0（1）公式（1）中，m 'e 表示空气质量矩阵；c 'e表示空气阻尼矩阵；k 'e 表示空气刚度矩阵；ρR T e 表示结构-声学耦合质量矩阵；p e 为空气单元节点声压矢量；u e 为节点位移矢量。
基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究
基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置
研究
车身阻尼材料是指装在汽车身体表面的材料，用于减少车身振动及噪声。
车身阻尼材料布置是影响汽车舒适性的关键环节，对汽车性能产生重要影响。
因此，采用基于板件贡献量的车身阻尼材料布置研究已成为当今车身振动控制研究的热点。
基于板件贡献量的车身阻尼材料布置研究主要包括：(1)板件贡献量的测量与评价:通过频率变化的车身测力原位试验或局部梁模型耦合试验，确定板件贡献量与频率内梁模型之间的实验关系；(2)板件各参数优化布置:使用计算机辅助板件布置优化，优化板件属性参数；(3)板件参数布置校核及补充：对经过板件参数优化后的布置方案进行校核及补充。
根据基于板件贡献量的车身阻尼材料布置研究结果，可以有效地改善车身振动噪声，从而达到汽车舒适性的要求。
例如，根据频率变
化的车身测力原位试验，改变板件位置、形状等相关参数，能够有效
地改善板件贡献量，进而降低外部敲击激振车身振动和噪声。
此外，基于板件贡献量的车身阻尼材料布置研究还能有效的降低
汽车能耗，提高汽车性能。
特别是，重新设计车身阻尼材料布置方案，可以显著降低汽车行驶过程中所产生的应力，减少汽车辐射的噪声，
从而达到减少汽车能耗的目的。
综上所述，基于板件贡献量的车身阻尼材料布置研究不仅能有效
改善车身振动噪声，提高汽车舒适性，而且还能有效降低汽车能耗，
提高汽车性能，是当前汽车舒适性控制研究的热点前沿领域。
基团贡献分析法在阻尼材料分子设计中的应用
Ａ ０ Ｖ５ ０型 核磁共 振波 谱 仪 ， 国布 鲁 克 光谱 德 仪 器公 司 产 品 ， 用 频 率 为 ５ ０ １ 使 ０ ． ３ ＭＨｚ 谱 宽 ，
６５ ０ ４ ， １ ． ２Ｈｚ 重复 测 量 ｌ ６次 ， 样 数 据 点 数 为 采
６ ４。
聚合 物的 Ａ 进 行 了分 析 。对 于 无 定 形 均 聚 物 ，
流变 科 学 公 司 的 ＤＭＴＡ Ｉ ～Ｖ型 动 态 热 力 学 分 析
仪 ， 照 ＧＢ Ｔ １ ８ ９ １ ９ 按 ／ ７ ０ ９ ９和 Ｇ Ｂ ９ ｌ ｌ ９ Ｊ ８ — ９０
标 准测试 。
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５６ ３
橡０ ７年 第 ５ ４卷
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第 ９期
王 兵 等 ． 团 贡 献 分 析 法 在 阻 尼 材 料 分 子 设 计 中 的 应 用 基
基 团贡 献 分 析 法 在 阻尼 材 料 分 子设 计 中的应 用
王 兵 ， 社 营 马 玉 璞 ， 孙 ， 程 伟
（ ． 国船 舶 重工 集 团公 司 第 七 二 五 研 究 所 ， 南 洛 阳 ４ １３ ；． 南 省 减 振 降 噪 材 料 工 程 技 术 中 心 ， 南 洛 阳 ４ １３ ） １中 河 ７０９２河 河 ７ ０ ９
Ａ 按 下式 计算 ：
作 者 简 介 ： 兵 （ ９ ９） 男 ， 东 Ｆ照 人 ， 国 船 舶 重 工 集 团 王 １７一， 山 ｔ 中 公 司助 理 工 程 师 ， 士 ， 要 从 事 水 声 材 料 和 阻 尼 材 料 性 能 研 究 硕 主
工作 。
材 料储 能模 量 （ ） 和 ｔｎ Ｅ，、 ａ ８测 试使 用美 国
参 照 Ｇ ／ ０ ８ １９ Ｂ Ｔ ６ ３ ９ ３进 行 生 胶 塑 炼 、 混
车身结构阻尼材料减振降噪优化设计
车身结构阻尼材料减振降噪优化设计郑玲;唐重才;韩志明;房占鹏【摘要】针对某一乘用车车身结构振动引起的声辐射，建立了车身结构、声学空腔以及声固耦合有限元模型，分析了该乘用车车身的声固耦合特性。
通过对车身各板件的贡献度分析，确定了对车内噪声贡献度最大的壁板。
针对该壁板的阻尼减振降噪优化设计，建立了拓扑优化模型，采用渐进优化算法（ESO），计算了阻尼材料的优化布局。
研究结果表明：阻尼材料的优化布局使阻尼材料的使用率大大提高，50％的阻尼材料用量能基本达到全覆盖阻尼材料壁板的降噪效果，阻尼结构优化设计对车内噪声控制具有一定的理论指导意义。
%The vehicle interior noise reduction was focused.The acoustic-structure property was analyzed based on white body,acoustic and acoustic-structure FEM models.Those body panels contributing most to interior noise were determined according to acoustic contribution analysis.To reduce the vibration and noise radiation,an optimization topology model was developed and Evolutionary Structural Optimization (ESO)method was introduced to obtain the optimal topology configuration of damping material.The results show that the optimal topology configuration can highly improve the efficiency of damping material.The noise reduction measure which requires 100% damping material coverage in the original design can be achieved by the use of 50% damping material coverage.The optimization design for damping structure supplies theoretical support to the vehicle interior noise reduction.【期刊名称】《振动与冲击》【年(卷),期】2015(000)009【总页数】6页(P42-47)【关键词】阻尼;渐进优化;贡献度;车内噪声;拓扑优化【作者】郑玲;唐重才;韩志明;房占鹏【作者单位】重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆 400044;重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆 400044;重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆400044;重庆大学机械传动国家重点实验室，重庆 400044【正文语种】中文【中图分类】TH212;TH213.3随着我国汽车工业的发展，车内噪声问题已成为衡量汽车品质好坏的重要标志之一。
基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究
2009年LMS中国用户大会论文集基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究王志亮，门永新，彭鸿，袁连太（吉利汽车研究院有限公司，浙江临海 317000）中文摘要：分析和探讨了板件贡献量对在汽车开发过程中的重要性，提出了应用板件贡献量解决附加声学处理，特别是车身阻尼材料的方法。
建立了板件贡献量的数学模型。
以国内某款车为例，建立了有限元与边界元的耦合模型，用板件声学贡献量的方法进行了分析，针对不同的贡献区域，提出了相应修改的建议。
关键词：附加声学处理，阻尼材料，边界元，板件声学贡献量Research of Arrangement for Automobile Damping Material Based onPanel Acoustic Noise ContributionWang Zhiliang, Men Yongxin, Peng Hong, Yuan Liantai(Zhejiang Geely Automobile Institute Co. Ltd, Linhai 317000, China)Abstract：The importance of PCA (Panel Acoustic Contribution Analysis) during the car development was introduced. The solution was presented to the acoustic treatment with PACA. The mathematical model for PACA was established. A three-dimensional sound-structural coupling model was presented in this paper by using the finite element method (FEM) and the boundary element method (BEM). This paper solves the problems by PACA. At the end, the improved solutions to design problems were put forward.Key words: acoustic treatment, damping material, BEM, panel acoustic noise contribution（PACA）随着全球生态环境的恶化与能源的日益紧缺，人们对燃油经济性的要求越来越高，汽车轻量化设计已经成为各汽车制造商的设计主流。
基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法
２０１９年８月第３７卷第４期西北工业大学学报ＪｏｕｒｎａｌｏｆＮｏｒｔｈｗｅｓｔｅｒｎＰｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃａｌＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙＡｕｇ．Ｖｏｌ．３７２０１９Ｎｏ．４：／／ｄｏｉ．ｏｒｇ／１０．１０５１／ｊｎｗｐｕ／２０１９３７４０７５７收稿日期：２０１８⁃０８⁃０８㊀㊀㊀㊀基金项目：国家重点研发计划（２０１８ＹＦＢ２００１５０１）㊁国家自然科学基金重点项目（５１５３５００９）与高等学校学科创新引智计划（Ｂ１３０４４）资助作者简介：刘雨侬（１９９５ ），西北工业大学硕士研究生，主要从事结构设计和减振降噪技术研究㊂基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法刘雨侬１，２，刘岚１，刘更１，吴立言１，刘超１，岳彦炯３１．西北工业大学陕西省机电传动与控制工程实验室，陕西西安㊀７１００７２；２．中国运载火箭技术研究院，北京㊀１０００７６；３．中国船舶重工集团公司第七ʻ三研究所，黑龙江哈尔滨㊀１５００７８æèçöø÷摘㊀要：为了实现船用减速箱的低噪声设计，提出了一种基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法，该方法能够准确有效地确定阻尼材料的附加区域并达到了良好的降噪效果㊂首先以某船用单级人字齿轮减速箱为研究对象，建立了减速箱结构的有限元／边界元模型，在施加齿轮系统的振动激励后求解出各场点的辐射噪声㊂其次通过声学传递向量（ＡＴＶ）分析和模态声学贡献量（ＭＡＣ）分析对减速箱表面进行板面划分，并对已划分的板面进行板面声学贡献量（ＰＡＣ）分析㊂最后将阻尼材料添加到对辐射噪声贡献最大的板面区域内，对不同方案的降噪效果进行了对比㊂结果表明依据该方法进行的阻尼材料布局设计可以在０ ４０００Ｈｚ范围内准确有效地降低观测点的辐射噪声㊂关㊀键㊀词：声学贡献量；减速箱；阻尼材料布局；辐射噪声中图分类号：ＴＨ１３２．１㊀㊀㊀文献标志码：Ａ㊀㊀㊀文章编号：１０００⁃２７５８（２０１９）０４⁃０７５７⁃１０㊀㊀船用齿轮传动系统中齿轮副的振动会通过轴承座将激励传递至减速箱，使减速箱对外界产生辐射噪声，而辐射噪声对船舶内各舱室的舒适性有着严重的影响，因此在辐射噪声准确分析的基础上选择合适的方法降噪是减少船舶减速箱噪声污染的关键㊂目前国内外船舶针对减速箱采用的降噪方法主要包括［１］：减速箱的结构改进设计㊁阻尼材料敷设㊁基座导纳安装形式优化以及主动控制等㊂由于在减速箱表面附加阻尼材料不会改变原始结构，也不会大幅增加结构重量，因此在船用齿轮传动系统中阻尼材料的应用十分广泛，阻尼材料的耗能特性可以有效实现减速箱的低噪声设计［２］㊂目前结构表面阻尼材料的布局设计主要基于结构拓扑优化方法和模态分析方法［３］㊂Ｍａｒｃｅｌｉｎ［４］等基于遗传算法对梁结构的附加阻尼材料布局进行优化设计，但仅限于对阻尼敷设位置的探讨，并未明确给出最终的阻尼布局㊂Ｓａｉｎｓｂｕｒｙ等［５］采用有限单元法探讨了圆柱壳结构局部覆盖约束阻尼材料的最小面积布局问题㊂Ｋｕｍａｒ等［６］依据薄板指定模态下模态应变能的分布进行了阻尼位置优化并进行了试验验证㊂吕毅宁等［７］以结构的模态损耗因子最大化为优化目标，推导出黏弹性阻尼层厚度分布的优化设计准则，分别建立了针对强迫振动响应和自由振动模态的附加阻尼结构优化设计方法㊂杨德庆等［８］以两边固支的矩形板为模型，以黏弹性阻尼材料的布局为设计变量，以辐射噪声值为优化目标，采用均匀化的拓扑优化设计方法，建立了一种基于阻尼拓扑敏度综合评价的阻尼材料拓扑优化准则，取得了理想的降噪效果㊂李以农等［９］以约束阻尼梁结构为研究对象，以结构某阶模态阻尼比最大化为目标，基于渐进的拓扑优化方法对阻尼材料的布局进行了优化设计㊂陈学前等［１０］对应变能分布与各阶模态损耗因子的关系进行了研究，并以前四阶损耗因子最大化为目标对附加阻尼结构中各层厚度进行优化设计，取得了更优的减振降噪效果㊂在研究车身结构减振降噪过程中，郑玲等［１１］引入了板面贡献量并结合渐进优化算法计算了车身阻尼材料的优化布局㊂郭中泽等［１２］引入静力学拓扑优化中的优化准则法完成了结构动力学优化及轻量化设计㊂贺西㊀北㊀工㊀业㊀大㊀学㊀学㊀报第３７卷红林等［１３］提出了实现结构拓扑减振动力学优化的改进准则法，依据该方法取得了更合理的阻尼层构型并达到了更优的减振效果㊂韦勇等［１４］提出了以模态阻尼比为目标的快速拓扑优化法㊂郑伟光［１５］也提出了基于阻尼耗能的薄板结构低噪声拓扑优化方法，并通过实验验证了该方法的有效性㊂李攀等［１６］基于ＳＩＭＰ插值研究了约束阻尼结构拓扑优化㊂房占鹏等［１７］以附加约束阻尼薄板为研究对象，对附加约束阻尼薄板的有限元建模方法进行了研究，并引入动力学拓扑优化方法对薄板结构的阻尼材料布局进行优化设计，建立了针对多种减振降噪目标的拓扑优化设计方法，并通过试验进行了验证㊂上述文献基于拓扑优化和模态分析方法对阻尼材料的布局进行了深入研究㊂基于模态分析的阻尼布局方法主要以模态振型为依据确定阻尼布局位置，虽然能快速得到相对合理的阻尼布局，但是该方法并没有考虑附加阻尼材料后复合结构动态特性的变化㊂基于拓扑优化方法进行阻尼布局则是目前较先进的一种设计方法，可以同时对结构形状和材料分布进行优化，但其算法复杂不容易收敛，常用于简单结构的优化中，较难用于解决大型减速箱等复杂结构的阻尼布局优化问题㊂此外，以模态阻尼比最大化为目标的优化设计是针对结构固有属性的优化，并未考虑激励和边界条件对结构有效模态的影响，其优化结果存在一定的特殊性，在某些载荷条件下并不一定是最优解㊂因此，如何以大型复杂减速箱为目标，在考虑外部激励和边界条件的情况下对附加阻尼材料布局进行准确㊁有效的设计，是需要进一步研究的问题㊂本文以某单级人字齿轮减速箱为研究对象，建立减速箱有限元／边界元模型，在受某一工况激励的情况下对其辐射噪声进行了分析，该分析方法的准确性已经得到了有效的验证［１８］㊂在辐射噪声准确分析的基础上通过声学传递向量和模态声学贡献量分析共同完成减速箱表面的板面划分，对划分的板面进行板面声学贡献量分析以筛选出对观测点辐射噪声贡献较大的板面区域㊂最后对筛选出的板面附加阻尼材料进行降噪布局设计，并对比了优化前后以及其他阻尼布局方案下观测点的辐射噪声㊂研究结果表明：本文的阻尼材料布局方法能够有效实现减速箱的低噪声设计，同时具有高效和准确的优点㊂１㊀理论基础１．１㊀声学传递向量减速箱的辐射噪声属于外场声辐射问题，结构振动会产生声压，同时声压的变化也会引起结构振动㊂但船舶减速箱结构刚度较大，声压变化对结构振动影响很小可忽略不计㊂声学方程在小压力扰动的情况下可认为是线性的，由此可建立声场中某场点和结构表面振动速度之间的输入输出关系，声场中任意位置ｒ处在ω频率下的声压ｐ（ｒ，ω）如（１）式所示［１９］㊂ｐ（ｒ，ω）＝ＭＡＴＶ（ｒ，ω）Ｔ㊃ｖｎ（ω）（１）式中，ＭＡＴＶ（ｒ，ω）为声学传递向量，ω为角频率，ｖｎ（ω）为结构法向振动速度㊂图１㊀声学传递向量概念如图１所示，声学传递向量在某场点声压与结构法向振动速度之间建立起联系㊂声学传递向量的物理意义可理解为在特定频率下，单元或节点的单位速度在某场点引起的声压值㊂将声学传递向量进一步推导可以得到模态声学传递向量，即场点声压和结构模态参与因子之间的对应关系㊂对于拓扑形式确定的某一结构，即使其表面发生微小变化，该结构对于某场点的声学传递向量大小和分布基本不变，因此在结构表面声学传递向量分布较大的区域，只要有较大的法向振动速度，就有可能产生较大的辐射噪声㊂１．２㊀模态声学贡献量结构在频域中的位移响应可由各阶模态振型进行线性叠加获得，将位移响应投影到法线方向并求导，即可得到结构在法线方向上的振动速度，如（２）式所示ｖｎ（ω）＝ｉωðＮｊ＝１Ｑｊ（ω）ϕｎｊ（２）㊃８５７㊃第４期刘雨侬，等：基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法式中，ϕｎｊ为第ｊ阶模态振型在结构表面上的法向分量；Ｑｊ（ω）为第ｊ阶模态的模态参与因子；ｉ为虚部单位，即ｉ２＝－１；Ｎ为参与计算的模态总阶数㊂将（２）式代入（１）式中可以得到声场中任意场点在频域内的声压ｐ（ｒ，ω），如（３）式所示㊂ｐ（ｒ，ω）＝ＭＡＴＶ（ｒ，ω）ＴｉωðＮｊ＝１Ｑｊ（ω）ϕｎｊ＝㊀ðＮｊ＝１ｉωＱｊ（ω）ＭＡＴＶ（ｒ，ω）Ｔϕｎｊ＝㊀ðＮｊ＝１ｐｓｊ（ｒ，ω）（３）式中，ｐｓｊ（ｒ，ω）为第ｊ阶结构模态产生的声压㊂由（３）式可以看出声场中任意场点处的总声压可由各阶模态产生的声压叠加获得，则第ｊ阶模态声学贡献量Ｄｓｊ（ｒ，ω）如（４）式所示㊂Ｄｓｊ（ｒ，ω）＝｜ｐｓｊ（ｒ，ω）｜ｃｏｓ（θｐ－θｐｊ）｜ｐ（ｒ，ω）｜（４）式中，θｐ和θｐｊ分别为ｐ（ｒ，ω）和ｐｓｊ（ｒ，ω）的相位㊂模态声学贡献量的物理意义为结构在某一激励下第ｊ阶模态产生的声压在总声压中所占的比例，结构某阶模态的模态声学贡献量越大，说明该阶模态对总声压的影响越明显㊂而当某阶模态具有较大的声学贡献量时，该模态一定具有较大的模态参与因子Ｑｊ（ω），由（２）式可知，该阶模态对应的主振型中法向振动较为明显的区域一定具有较大的法向振动速度㊂１．３㊀板面声学贡献量将ＭＡＴＶ（ｒ，ω）和ϕｎｊ展开，则（３）式可以转换为（５）式所示的形式㊂ｐ（ｒ，ω）＝ðＮｊ＝１ｉωＱｊ（ω）ðｍｋ＝１ＭＡＴＶｋ（ｒ，ω）ϕｎｊｋ＝㊀ðｍｋ＝１ðＮｊ＝１ｉωＱｊ（ω）ＭＡＴＶｋ（ｒ，ω）ϕｎｊｋ＝㊀ðｍｋ＝１ＭＡＴＶｋ（ｒ，ω）ｖｎｋ（ω）＝㊀ðｍｋ＝１ｐｋ（ｒ，ω）（５）式中，ｋ为节点编号；ｍ为节点总数；ＭＡＴＶ（ｋ）（ｒ，ω）为第ｋ个节点上的声学传递向量；ϕｎｊｋ为第ｋ个节点在第ｊ阶模态振型中的法向模态位移；ｐｋ（ｒ，ω）为第ｋ个节点振动产生的声压㊂假设某个板面ｃ由Ｌ个节点组成，则该板面振动产生的声压ｐｃ（ｒ，ω）如（６）式所示㊂ｐｃ（ｒ，ω）＝ðＬｋ＝１ｐｋ（ｒ，ω）（６）㊀㊀该板面的板面声学贡献量Ｄｃ（ｒ，ω）如（７）式所示㊂Ｄｃ（ｒ，ω）＝｜ｐｃ（ｒ，ω）｜ｃｏｓ（θｐ－θｃ）｜ｐ（ｒ，ω）｜（７）式中，θｃ为ｐｃ（ｒ，ω）的相位㊂板面声学贡献量的物理意义为结构在某一激励下该板面振动产生的声压在总声压中所占的比例㊂某个板面的声学贡献量越大，说明该板面的振动对总声压的影响越明显㊂２㊀基于声学贡献量的阻尼布局方法对于确定的结构，可求解某场点所对应的声学传递向量分布；对于给定的激励，可求解结构的模态声学贡献量的大小㊂声学传递向量和法向振动速度均为矢量，受相位的影响，只有某个区域上的声学传递向量和法向振动速度均较大时，该区域才可能具有最大的声学贡献量㊂由于结构对声学传递向量分布影响较小，根据（１）式可知，在求解出对应的声学传递向量后，声压就是关于结构表面振动的函数㊂因此辐射噪声的降低可以通过减小声学贡献量最大区域上的法向速度来实现，即降低该区域的振动能量㊂图２㊀基于声学贡献量的阻尼材料布局方法针对声学贡献量最大板面区域难以确定的问题，本文结合声学传递向量㊁模态声学贡献量㊁板面声学贡献量这三者的理论基础，提出了基于声学贡献量的阻尼材料布局方法㊂第一步通过声学传递向量分析确定出声学传递向量较大的区域（如声学传递向量均在最大声学传递向量０．８倍以上的区域）；第二步通过模态声学贡献量分析确定出对某场点声学贡献量较大的模态，㊃９５７㊃西㊀北㊀工㊀业㊀大㊀学㊀学㊀报第３７卷通过分析对应的主振型确定出法向振动速度较大的区域（如模态位移均在最大模态位移的０．８倍以上的区域）；第三步在声学传递向量和法向振动速度均较大的区域划分板面，通过板面声学贡献量分析确定出声学贡献量最大的板面，这些板面即为声学贡献量最大的区域，将这些板面区域作为附加阻尼材料的有效区域，从而得到最终的阻尼布局结果㊂３㊀减速箱辐射噪声分析３．１㊀分析流程减速箱辐射噪声分析的基本流程如图３所示㊂为提升计算效率，将齿轮系统和减速箱解耦，使用齿轮系统动力学方程求解得到的轴承动载荷作为减速箱的激励源来求解其辐射噪声㊂首先通过三维软件完成复杂减速箱的建模，将其导入有限元分析软件进行网格划分和模态分析，得到减速箱系统的固有频率和主振型㊂然后在模态分析的基础上，读入轴承动载荷文件对减速箱进行振动响应分析，得到减速箱的动响应和内声场结果㊂最后在动响应分析的基础上，将其结果导入基于边界元法计算的声学传递向量模型中，求解得到各场点的辐射噪声㊂图３㊀减速箱辐射噪声分析流程３．２㊀分析模型本文采用船舶齿轮减速箱简化模型，其基本尺寸为：长１２５０ｍｍ，宽６００ｍｍ，高９００ｍｍ，如图４所示㊂图４㊀减速箱三维模型图在结构建模时进行适当简化，去除结构中一些细小特征㊂减速箱对应的齿轮传动系统为单级人字齿轮传动，通过４个滑动轴承座对减速箱施加激励㊂本文研究工况为转速２０００ｒ／ｍｉｎ，负载扭矩９０００Ｎ㊃ｍ，不同工况下的建模和计算方法均相同㊂３．３㊀模态分析依据简化后的减速箱模型建立结构有限元模型，如图５ａ）所示㊂减速箱材料为铸钢，弹性模量为２１０ＧＰａ，泊松比为０．３，密度为７８００ｋｇ／ｍ３㊂使用带中间节点的四面体单元Ｓｏｌｉｄ１８７对结构进行网格划分，网格尺寸为１５ｍｍ，共生成节点５２２２６０个，单元３１２４３０个㊂图５㊀减速箱有限元模型图建立耦合和约束关系后的减速箱有限元模型如图５ｂ）所示㊂在有限元模型中建立４个位于减速箱轴承孔中心位置的集中质量单元节点，并使其与轴承内孔表面各节点建立６个自由度的刚性耦合关系㊂在辐射噪声计算时，只需对中心节点加载即可把轴承动载荷施加到减速箱轴承孔处㊂此外，减速箱的底部使用１４个地脚螺栓压紧在基础上，在模态分析时只需考虑螺栓的轴向拉伸变形，因此建模时采用ＣＯＭＢＩＮ１４弹簧单元模拟减速箱与基础间的连接关系㊂弹簧单元的下节点连接基础并约束所有方向的自由度；弹簧单元的上节点与减速箱螺栓内㊃０６７㊃第４期刘雨侬，等：基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法孔表面节点建立刚性耦合，只放开竖直方向自由度并约束其他方向自由度㊂表１㊀减速箱前１５阶固有频率阶数频率／Ｈｚ１２０８．９９２３８６．７４３４７６．４０４４８３．０６５５０８．１７阶数频率／Ｈｚ６５９６．７８７６２４．９８８６３０．９１９６３９．５７１０７７９．１８阶数频率／Ｈｚ１１７８６．１９１２８０６．２３１３８２５．４０１４８３４．７９１５８７８．７６使用Ｌａｎｃｚｏｓ法对减速箱有限元模型进行模态分析，得到减速箱前１５阶固有频率如表１所示㊂可以看到减速箱的第一阶固有频率为２０８．９９Ｈｚ，随着阶数的增加，其固有频率逐渐增大㊂３．４㊀辐射噪声分析在模态分析基础上使用模态叠加法求解结构表面法向振动速度，使用边界元法分析得到减速箱表面的声学传递向量大小和分布㊂根据公式（２）建立起二者之间的数据映射关系，求解得到观测点的辐射噪声㊂在划分边界元模型求解声学传递向量之前需要对前述有限元模型进行修补，即采用壳单元覆盖输入输出轴承孔端面，将减速箱构建为全封闭模型，从而方便求解外场声辐射问题㊂提取减速箱表层单元并对其表面网格重新划分，网格划分的大小决定了辐射噪声计算的上限频率，网格尺寸越小则可计算的上限频率越高［１９］㊂由于减速箱尺寸大㊁结构复杂，网格划分过细会导致计算量的剧增，并且考虑到有限元节点与边界元节点数据的映射关系，此处选择边界元网格大小与有限元一致，均为１５ｍｍ，建立的边界元模型如图６ａ）所示㊂图６㊀减速箱边界元及声场模型图在减速箱底面建立半自由声场反射面，模拟现实中地面；距离减速箱１ｍ处建立Ｂｏｘ型声场模型，声场中流体材料为空气，其属性为声速３４１ｍ／ｓ，密度１．２１ｋｇ／ｍ３㊂建立的声场模型如图６ｂ）所示，在距离减速箱输入侧和输出侧１ｍ位置分别取场点１和场点２作为观测点㊂图７㊀减速箱在场点１㊁２的辐射噪声频谱图由于有限元／边界元法在中低频段的辐射噪声更为准确［１９］，结合单元尺寸和声场参数，最终确定４０００Ｈｚ为计算频率上限㊂最终使用有限元／边界元方法对各场点的辐射噪声进行了计算，求解得到的场点１和场点２的辐射噪声频谱如图７所示㊂可以看到在０ ４０００Ｈｚ范围内辐射噪声的峰值频率均为７６６．６７Ｈｚ的倍数，原因是减速箱对应齿轮副的齿数为２３，在２０００ｒ／ｍｉｎ工况下的啮合频率为７６６．６７Ｈｚ㊂场点１㊁２在啮合频率及倍频处的声压级峰值如表２所示㊂表２㊀场点在啮合频率及倍频处的声压级峰值㊀㊀ｄＢ场点序号啮合频率二倍频率三倍频率四倍频率五倍频率１７７．０１７４．０８５６．２９６５．７５４９．９５２７５．０２７２．３４５２．８７６２．１１３６．３１其中场点１的声压级峰值为７７．０１ｄＢ，场点２的声压级峰值为７５．０２ｄＢ㊂本文分析工况的齿轮副啮合频率为７６６．６７Ｈｚ，从图中可以看出两场点辐射噪声声压级在啮合频率及其倍频处出现峰值，啮合频率处各场点的声压级峰值均大于倍频处，且功率输入侧场点１的声压级峰值要大于输出侧场点２的声压级峰值㊂因此取场点１为辐射噪声优化目标场点进行后续的研究㊂㊃１６７㊃西㊀北㊀工㊀业㊀大㊀学㊀学㊀报第３７卷４㊀声学贡献量分析与板面划分筛选４．１㊀声学传递向量分析在辐射噪声计算后可得到啮合频率７６６．６７Ｈｚ下场点１所对应的声学传递向量云图如图８所示，其中图８ａ）为输入侧，图８ｂ）为输出侧㊂可以看出在该负载工况下，对于场点１而言，输入侧的声学传递向量数值明显大于输出侧，因此输入侧对场点１有较大的声学贡献量㊂依据本文方法第一步，初步选择输入侧为对场点１降噪的目标区域㊂图８㊀啮合频率下场点１对应的声学传递向量分布云图４．２㊀模态声学贡献量分析确定声学传递向量较大区域为输入侧后，对模型进行模态声学贡献量分析，由此确定有效模态及其振型，从而确定在该负载工况下，对于场点１的法向速度较大区域㊂图９㊀啮合频率处各阶模态声学贡献量在啮合频率７６６．６７Ｈｚ下，针对场点１进行模态声学贡献量分析，可以得到对场点１声压贡献较大的模态，由大到小依次是第３８，３９，２９，１８，３７，４２，３６，４６及第３３阶模态，其声学贡献量占比如图９所示㊂由于模态声学贡献量是矢量，因此有的模态贡献量为正值，有的模态贡献量为负值㊂其中第３８阶模态的贡献量最大，达到７５．５８％；第３９阶模态次之，占２４．２２％㊂因此根据本文方法第二步，将第３８，３９阶模态振型作为法向振动速度分布的参考，根据模态分析提取得到的第３８，３９阶在输入侧的模态振型如图１０所示㊂图１０㊀第３８，３９阶在输入侧的模态振型图依据图１０所示的输入侧模态振型图和图９所示的输入侧声学传递向量分布云图，对输入侧进行板面划分，得到如图１１所示的板面划分结果㊂图中的６个板面区域为声学传递向量和法向振动速度均较大的区域，因此可认为这些板面对于场点１的声压有较大的贡献㊂图１１㊀减速箱输入侧板面划分示意图４．３㊀板面声学贡献量分析在啮合频率７６６．６７Ｈｚ下，对图１１所示的６个板面区域进行板面声学贡献量分析，得到６个板面对场点１声压的板面声学贡献量如图１２所示㊂图１２㊀各板面对场点１的板面声学贡献量㊃２６７㊃第４期刘雨侬，等：基于声学贡献量的减速箱阻尼材料布局方法可以看出，在啮合频率下板面１对于场点１声压的贡献量最大，达到３３．３１％；板面３的贡献量为９．１６％；而板面２，４，５对于场点１的板面声学贡献量为负值㊂因此根据本文方法第三步，确定附加阻尼的区域为减速箱输入侧的板面１和板面３所在区域，即确定了针对场点１降噪的附加阻尼布局㊂５㊀减速箱阻尼材料布局方案与对比５．１㊀阻尼材料布局方案通过本文方法进行板面划分和筛选后，在减速箱输入侧板面１㊁板面３处附加阻尼材料，选用的阻尼材料为ＳＡ⁃３Ｃ型船用阻尼材料，该材料的弹性模量为１２０ＭＰａ；密度为１７６０ｋｇ／ｍ３；泊松比为０．４９５；损耗因子β为０．６，最后得到如图１３ａ）所示的新模型，称之为方案１㊂为对本文方法进行验证，本文提出了另外３种附加阻尼模型进行对比分析，图１３ｂ）为方案２模型，图１３ｃ）为方案３模型，图１３ｄ）为方案４模型㊂图１３㊀４种减速箱阻尼材料布局方案其中，方案１在输入侧板面１和板面３附加了阻尼材料；方案２为方案１的对称设计，将面积占比同为１０％的阻尼附加在减速箱输出侧相同位置；方案３的阻尼材料和方案１同样附加在输入侧，区别在于方案３附加阻尼的位置为贡献量较小的其他板面，且附加面积占比更大，达到１５％；方案４为减速箱表面阻尼材料１００％覆盖㊂５．２㊀辐射噪声计算与对比对上述４种方案，重新建立相应的有限元／边界元模型进行辐射噪声分析，对比了各方案中场点１的辐射噪声频谱，并与原结构频谱进行对比，结果如图１４所示㊂图１４㊀原结构及各方案模型在场点１的辐射噪声频谱可以看出在附加阻尼材料后，各方案中场点１的辐射噪声均得到了降低，但降低值各不相同㊂在啮合频率７６６．６７Ｈｚ下，各方案中场点１的声压级峰值及降低值如表３所示㊂相比原始减速箱模型，方案１中场点１的辐射噪声降低了６．５１ｄＢ；方案２中场点１的辐射噪声降低了２．１１ｄＢ；方案３中场点１的辐射噪声降低了２．７０ｄＢ；方案４中场点１的辐射噪声降低了８．３０ｄＢ㊂表３㊀各方案声压级峰值及降低值ｄＢ方案场点１声压级峰值声压级降低值原始模型７７．０１１７０．５０６．５１２７４．９０２．１１３７４．３１２．７０４６８．７１８．３０４种方案在减速箱任意位置附加阻尼材料均使场点１的辐射噪声得到了降低，原因是阻尼材料的耗能特性会降低结构振动能量，进而减少结构对外的声辐射㊂方案２阻尼材料附加面积与方案１相同，但降噪效果相差较大，原因是减速箱输入侧对于场点１的声学贡献量远大于输出侧㊂方案３阻尼材料附加面积大于方案１，并且均将阻尼材料附加在减速箱输入侧，但其对场点１的降噪效果仍然不如方案１，原因是方案３附加阻尼材料的板面不是对㊃３６７㊃西㊀北㊀工㊀业㊀大㊀学㊀学㊀报第３７卷场点１声学贡献量最大的板面，导致附加阻尼后降噪效果不明显㊂方案４取得了８．３ｄＢ的最优降噪效果，是通过减速箱表面阻尼１００％覆盖实现的，而方案一仅通过在表面１０％的位置覆盖阻尼材料便实现了６．５４ｄＢ的降噪效果，因此方案一效率更高，经济性更好㊂上述结果对本文方法进行了深入的验证㊂结果表明，对于减速箱而言只有声学传递向量和模态声学贡献量同时较大的位置才有可能对观测点的辐射噪声产生大的贡献；在基于前两者分析进行板面划分后，最终的板面声学贡献量分析才能确定对于观测点辐射噪声贡献最大的板面；在贡献量最大的板面上附加阻尼材料，可以通过增加耗能的方式有效降低该区域的法向振动速度，从而降低观测点的辐射噪声㊂６㊀结㊀论本文以船用减速箱为研究对象，在有限元／边界元法为基础的辐射噪声计算模型上，基于声学贡献量分析提出了一种针对船用减速箱的阻尼材料布局方法，主要结论如下：１）本文提出的针对船用减速箱的阻尼布局降噪设计方法，通过声学传递向量㊁模态声学贡献量㊁板面声学贡献量分析确定对于某场点辐射噪声贡献较大的板面，并在原理上确定了该板面即为附加阻尼材料耗能降噪的有效区域㊂２）根据分析对比可知，使用本文方法得到的基于声学贡献量的减速箱阻尼布局设计，与其他的阻尼布局方案相比，在相同的阻尼附加面积上可以得到更好的降噪效果，在相同降噪效果的情况下需要更少的附加阻尼面积㊂因此本文方法在减速箱阻尼布局设计中具有较高的效率和准确性㊂３）激励条件和关注场点对声学贡献量的分析结果影响较大，因此在分析中需要根据不同的关注场点㊁不同的激励频率确定最有效的阻尼材料布局板面㊂本文方法可以很好地满足降噪要求，但缺点是在更换工况和关注场点后需要重新进行声学贡献量分析，以期达到良好的降噪效果㊂４）减速箱附加的阻尼材料可以提高整体结构的耗能能力，故在附加阻尼材料后各场点的辐射噪声均会降低，因此阻尼材料可以广泛应用于船用减速箱的降噪设计中㊂５）本文方法在边界元法的基础上进行了声学传递向量㊁模态声学贡献量㊁板面声学贡献量的计算，由于有限元／边界元法在中低频段的辐射噪声更为准确，因此本文所述的减速箱阻尼材料布局方法可以保证在０ ４０００Ｈｚ频段内降噪的有效性和准确性㊂更高频段的辐射噪声计算和附加阻尼降噪效果需要进一步深入研究㊂参考文献：［１］㊀林立，俞孟萨，伏同先．国外水面舰艇声隐身设计及控制技术概况［Ｊ］．舰船科学技术，２００５，２７（２）：９２⁃９６ＬＩＮＬｉ，ＹＵＭｅｎｇｓａ，ＦＵＴｏｎｇｘｉａｎ．ＡＲｅｖｉｅｗｏｆＣｏｎｔｒｏｌａｎｄＤｅｓｉｇｎＴｅｃｈｎｉｑｕｅｓｆｏｒＡｃｏｕｓｔｉｃＳｔｅａｌｔｈｏｆＳｕｒｆａｃｅＳｈｉｐｓ［Ｊ］．ＳｈｉｐＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００５，２７（２）：９２⁃９６（ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ）［２］㊀王明旭，陈国平．基于变密度方法约束阻尼层动力学性能优化［Ｊ］．南京航空航天大学学报，２０１０，４２（３）：２８３⁃２８７ＷＡＮＧＭｉｎｇｘｕ，ＣＨＥＮＧｕｏｐｉｎｇ．ＤｙｎａｍｉｃｓＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆＣｏｎｓｔｒａｉｎｅｄＤａｍｐｉｎｇＬａｙｅｒＵｓｉｎｇＶａｒｉａｂｌｅＤｅｎｓｉｔｙＭｅｔｈｏｄ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＮａｎｊｉｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＡｅｒｏｎａｕｔｉｃｓ＆Ａｓｔｒｏｎａｕｔｉｃｓ，２０１０，４２（３）：２８３⁃２８７（ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ）［３］㊀蒋亚礼，吕林华，杨德庆．提高船用阻尼材料应用效果的优化设计方法［Ｊ］．中国舰船研究，２０１２，７（４）：４８⁃５３ＪＩＡＮＧＹａｌｉ，ＬＹＵＬｉｎｈｕａ，ＹＡＮＧＤｅｑｉｎｇ．ＤｅｓｉｇｎＭｅｔｈｏｄｓｆｏｒＤａｍｐｉｎｇＭａｔｅｒｉａｌｓＡｐｐｌｉｅｄｔｏＳｈｉｐｓ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｈｉｐＲｅｓｅａｒｃｈ，２０１２，７（４）：４８⁃５３（ｉｎＣｈｉｎｅｓｅ）［４］㊀ＭＡＲＣＥＬＩＮＪＬ，ＴＲＯＭＰＥＴＴＥＰ，ＤＯＲＮＢＥＲＧＥＲＲ．ＯｐｔｉｍａｌＳｔｒｕｃｔｕｒａｌＤａｍｐｉｎｇｏｆＳｋｉｓＵｓｉｎｇａＧｅｎｅｔｉｃＡｌｇｏｒｉｔｈｍ［Ｊ］．ＳｔｒｕｃｔｕｒａｌＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ，１９９５，１０（１）：６７⁃７０［５］㊀ＳＡＩＮＳＢＵＲＹＭＧ，ＭＡＳＴＩＲＳ．ＶｉｂｒａｔｉｏｎＤａｍｐｉｎｇｏｆＣｙｌｉｎｄｒｉｃａｌＳｈｅｌｌｓＵｓｉｎｇＳｔｒａｉｎ⁃Ｅｎｅｒｇｙ⁃ＢａｓｅｄＤｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆａｎＡｄｄ⁃ＯｎＶｉｓｃｏｅｌａｓｔｉｃＴｒｅａｔｍｅｎｔ［Ｊ］．ＦｉｎｉｔｅＥｌｅｍｅｎｔｓｉｎＡｎａｌｙｓｉｓ＆Ｄｅｓｉｇｎ，２００７，４３（３）：１７５⁃１９２［６］㊀ＫＵＭＡＲＮ，ＳＩＮＧＨＳＰ．ＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＳｔｕｄｙｏｎＶｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄＤａｍｐｉｎｇｏｆＣｕｒｖｅｄＰａｎｅｌＴｒｅａｔｅｄｗｉｔｈＣｏｎｓｔｒａｉｎｅｄＶｉｓｃｏｅｌａｓｔｉｃＬａｙｅｒ［Ｊ］．ＣｏｍｐｏｓｉｔｅＳｔｒｕｃｔｕｒｅｓ，２０１０，９２（２）：２３３⁃２４３［７］㊀吕毅宁，吕振华，赵波，等．附加自由阻尼结构系统的有限元分析和拓扑优化设计方法研究［Ｊ］．计算力学学报，２０１２，㊃４６７㊃。
基于车身模态和板块贡献分析的阻尼优化降噪方法研究
基于车身模态和板块贡献分析的阻尼优化降噪方法研究张一麟;廖毅;莫品西;周江奇;严莉;蒋伟康【期刊名称】《振动与冲击》【年(卷),期】2015(000)004【摘要】车身结构上的阻尼材料优化布置对车内振动和噪声控制有重要的意义。
以某实车的白车身为研究对象，基于有限元法和边界元法对车内声腔进行声场分析和车身板块进行声学贡献量分析，找出车内场点噪声声压峰值频率及对应的贡献量较大的板块。
进而基于白车身模态振型分析，对车身部件上的局部约束阻尼的敷设位置进行优化配置。
分析了阻尼优化布置前后分别在悬置、前悬架和后悬架等不同位置处激励下的车内噪声，确认了降噪优化方案的有效性，并在实车上进行了验证。
结果表明，对车身相关板块进行局部阻尼处理后，降低车内噪声2 dB（A），证明了该方法的有效性。
【总页数】6页(P153-157,174)【作者】张一麟;廖毅;莫品西;周江奇;严莉;蒋伟康【作者单位】上海交通大学振动冲击噪声研究所，上海 200240;上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州 545007;上海交通大学振动冲击噪声研究所，上海200240;上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州 545007;上海交通大学振动冲击噪声研究所，上海 200240;上海交通大学振动冲击噪声研究所，上海200240【正文语种】中文【中图分类】TH122【相关文献】1.车身结构阻尼材料减振降噪优化设计 [J], 郑玲;唐重才;韩志明;房占鹏2.基于车内综合声场贡献分析的车身板件声振优化 [J], 靳畅;周鋐3.基于声模态和板件贡献分析的车身降噪研究 [J], 侯献军;郭金;杜松泽;郭彩祎4.基于模态应变能分析和板件单元贡献分析的车身阻尼处理 [J], 朱林森;周鋐n;赵静5.基于车身板件声学贡献分析的声振优化 [J], 王二兵;周鋐;徐刚;封珺;石文因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
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2009年LMS中国用户大会论文集基于板件贡献量分析的车身阻尼材料布置研究
王志亮，门永新，彭鸿，袁连太
（吉利汽车研究院有限公司，浙江临海 317000）
中文摘要：分析和探讨了板件贡献量对在汽车开发过程中的重要性，提出了应用板件贡献量解决附加声学处理，特别是车身阻尼材料的方法。
建立了板件贡献量的数学模型。
以国内某款车为例，建立了有限元与边界元的耦合模型，用板件声学贡献量的方法进行了分析，针对不同的贡献区域，提出了相应修改的建议。
关键词：附加声学处理，阻尼材料，边界元，板件声学贡献量
Research of Arrangement for Automobile Damping Material Based on
Panel Acoustic Noise Contribution
Wang Zhiliang, Men Yongxin, Peng Hong, Yuan Liantai
(Zhejiang Geely Automobile Institute Co. Ltd, Linhai 317000, China)
Abstract：The importance of PCA (Panel Acoustic Contribution Analysis) during the car development was introduced. The solution was presented to the acoustic treatment with PACA. The mathematical model for PACA was established. A three-dimensional sound-structural coupling model was presented in this paper by using the finite element method (FEM) and the boundary element method (BEM). This paper solves the problems by PACA. At the end, the improved solutions to design problems were put forward.
Key words: acoustic treatment, damping material, BEM, panel acoustic noise contribution（PACA）
随着全球生态环境的恶化与能源的日益紧缺，人们对燃油经济性的要求越来越高，汽车轻量化设计已经成为各汽车制造商的设计主流。
轻量化设计的对象不但包括白车身、底盘等部件，车身结构的附加声学处理也是轻量化的重要内容。
轻量化设计已经是声学处理设计发展的重要趋势之一。
汽车的乘坐室内噪声是由包围乘坐室的所有板件振动引起的，车身壁板的不同区域对于乘坐室内部空间的任意位置声压的贡献量是不同的，而车身声学处理多数情况是附加在车身壁板上，一定程度上可以降低板件的振动速度。
因此，车身声学处理位置选择是非常重要的。
由于车身壁板对乘坐室正负贡献的原因，分析板件贡献量是非常必要的，盲目地减少车身板件的振动可能会得到适得其反的效果。
因此，在汽车的开发工程中，对板进行贡献量分析，可在开发初期就可以针对车
身板件提出附加声学设计，并协调与车身的设计关系。
对板件贡献量进行分析有三个重要的作用：第一，可根据正负贡献区域，对不同壁板进行相应的声学处理；第二，可根据各板件的贡献大小优化声学处理，减少附加声学处理的重量，满足轻量化的要求；第三，可以协调车身与附加声学的设计，降低了解决汽车开发后期噪声问题的难度，原因在于单纯从结构上降低板件的振动速度很难起到降噪的效果[1]。
本文针对某一款车为例，建立了有限元与边界元的耦合模型，利用软件b
进行了分析计算，找出了声学处理的关键部位，为车身声学处理，尤其是阻尼材料的合理应用提供了有益的建议。
1 数学模型的建立
车身受到外界激励后引起车身壁板振动，同时车身壁板的振动受到乘坐室封闭空
间内空气的制约，壁板振动产生的噪声再经过乘坐室空腔放大和衰减才形成车内噪声，反过来，产生的噪声同样作用在车身壁板上放大或抑制壁板的振动，外界的激励须经过这样耦合后才形成最终的车内噪声。
乘坐室耦合系统的动力学方程可写为[2]：
[][][0][0][][][][][][][0][0]sf ss ss ss ff ff g fs
ff K M F C K u u u M C F M p p K p ⎤⎡⎤⎤⎧⎫⎡⎡⎧⎫⎧⎫⎧⎫++=⎥⎨⎬⎨⎬⎨⎬⎨⎬⎢⎥⎥⎢⎢⎥⎩⎭⎩⎭⎩⎭⎣⎣⎦⎦⎩⎭⎣⎦&&&& （1）式中：下标s 表示为结构相关量，下标f 表示为空腔相关量，M, C, K 分别表示质
量、阻尼和刚度，u 表示位移向量，p 表示声压向量，F 表示施于结构的力向量，F g 表示广义力向量。
若以系统耦合方程（1）为基础，将包围空腔的乘坐室板件m 划分成n 个单元，
令车身单元j 在乘坐室i 点产生的声压P i,j 贡献为：
,21n
kr jr i j j r r r r P F k j C m φφωω==+−∑ （2） 式中r 表示模态阶数，这样板件m 对乘坐室i 点产生的声压P i 贡献为：
,1n
i i j j P P ==∑ （3）
2 实例分析
2.1 问题概述
本次分析是基于国内某一款车，该车处在优化减重的阶段，考虑到车身的阻尼
材料对车身重量，提出了利用板件贡献量进行分析评估，目的是保证阻尼材料的合理性和针对性，同时降低制造成本，优化乘坐室的NVH 性能。
对车身阻尼材料有重要影响的激励源主要有：发动机激励和路面激励，通常需要综合考虑两种激励源对车身的影响，进而来优化阻尼材料的布置。
本次仅以发动机激励源，为阻尼优化提供建议。
2.2 分析模型及边界条件的建立
汽车的声腔模型可以通过b的Structure下的Cavity mesh模块来完成，边界元模型可以利用声腔模型在Hypermesh中获得，见图1。
激励源的位置选取发动机的四个悬置处。
分析模型的采用Neumann边界条件，边界的速度通过Nastran频响分析求得的，为了更好地模拟车的实际情况，在利用Nastran计算边界条件时，模型采用Trimmed body形式进行计算。
图1 声腔的边界元模型
2.3 计算分析
根据车身的结构和分析需要，本次主要分析了底板及防火墙的情况，并将底板和防火墙区域进行了区域划分，具体化分为：防火墙、前底板、中底板和后底板分为左右两个部分，总计八个区域，响应点取司机左耳侧。
考虑的阻尼材料作用的频率范围，分析了2～200Hz的情况，通过CAE软件b分析计算，可得到如下图1和图2：
（a）发动机前悬置
（b）发动机后悬置
（c）发动机左悬置
（d）发动机右悬置
图2 乘坐室板件贡献量云图
（a）发动机前悬置
（b）发动机后悬置
（c）发动机左悬置
（d）发动机右悬置
图3 不同激励下司机耳朵侧面声压级曲线
综合图2和图3的四个图可以看出：在前、后、右悬置激励下，在频率2～100Hz 范围内没有明显的贡献大的区域，只有在126Hz和160Hz附近贡献区域比较明显，这些贡献大的区域主要集中在中后底板位置，从白车身的模态分析也看出，中后底板是模态振型集中的地方。
对于发动机左悬置的激励，贡献大的区域比较多，而且产生的噪声值也比较大，主要出现在78Hz、126Hz和160Hz附近，贡献大的区域也主要集中在后底板和防火墙。
因此，在发动机激励的情况下，后底板和防火墙是布置阻尼材料的重点区域，并可以考虑减少前底板阻尼材料的布置。
由于板件的贡献可分正负贡献，盲目地增加阻尼材料会产生相反的效果，因此，可以通过板件相对的贡献系数来获得板件的贡献情况，现在以发动机左悬置激励为例，分析在78Hz、126Hz和160Hz下的贡献量情况。
（a）频率为78Hz
（b）频率为126Hz
（c）频率为160Hz
图4 左悬置激励下三个频率下的各区域的相对贡献系数
从图4中可看出：在频率78Hz下，后底板和防火墙是贡献的主要区域，右中底板起着负贡献作用；在频率126Hz下，防火墙是贡献的主要区域，相比之下，其它区域贡献非常小；在频率160Hz下，左后底板是贡献的主要区域，右中底板是负的贡献区域。
从以上的分析看出：阻尼的布置区域应该重点关注防火墙和后底板，其它区域可以考虑减少阻尼的布置。
3 结语
本文主要针对车身板件声学处理的问题，提出了应用板件贡献量的解决方法，并针对国内开发的某款车，利用板件贡献量对车身阻尼材料的优化和减重提供了建议，减少了开发过程中对阻尼材料布置的盲目性。
参考文献
[1] 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，
No.5
[2] 王志亮，刘波，王磊. 轿车轰鸣声产生机理与分析方法研究，噪声与振动控制[J]，2008.02，
79～81。