某礦車駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲分析與控制

張學(xué)丘，陳劍

（合肥工業(yè)大學(xué)噪聲振動工程研究所，合肥230009）

車內(nèi)噪聲水平作為一種評價車輛性能的重要指標(biāo)之一，對其分析和控制已經(jīng)滲透到整車的開發(fā)流程中。通常在駕駛室附加吸聲材料[1]，改變零件的厚度[2]等方法降低車內(nèi)噪聲；其中添加吸聲材料對低頻結(jié)構(gòu)噪聲的控制不明顯[3]，而改變零件厚度具有一定的局限性。針對這些方法的不足，本文提出一種基于面板貢獻(xiàn)量分析的結(jié)果，結(jié)合形貌優(yōu)化和動力吸振器的優(yōu)點，降低單頻峰值噪聲的方法。

本文對頂棚進(jìn)行形貌優(yōu)化，根據(jù)結(jié)果云圖巧妙的重新布置加強(qiáng)筋位置，強(qiáng)化其剛度，使得峰值聲壓降低，為結(jié)構(gòu)的重新設(shè)計降低成本。根據(jù)面板貢獻(xiàn)量分析結(jié)果，在對車內(nèi)噪聲正貢獻(xiàn)較大的左右門振動腹部加吸振器，減小了門的振動，進(jìn)一步降低了峰值聲壓。

1 結(jié)構(gòu)與聲學(xué)模型的建立

1.1 結(jié)構(gòu)有限元模型的建立與模態(tài)分析

本文所分析的礦車駕駛室主要由板殼件經(jīng)過點焊連接而成，用四節(jié)點和三節(jié)點殼單元來模擬駕駛室板件，用ACm2模擬點焊，用RBE2模擬螺栓等連接。在MSC.nastran中用Lanczos方法計算白車身的自由模態(tài)，其模態(tài)頻率及振型描述如表1所示。

表1 白車身模態(tài)頻率及振型描述Tab.1 Describer of model frequency and shape

其中白車身前2階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型特性如圖1所示：

圖1 結(jié)構(gòu)模態(tài)振型Fig.1 Structure model shape

1.2 聲學(xué)模型的建立

根據(jù)每個聲波波長至少含有6個聲學(xué)單元的原則，結(jié)合本文的計算頻率（20～200 Hz），取聲學(xué)網(wǎng)格單元長度為50～100 mm?？紤]座椅所占空間對聲場的影響，建立考慮座椅所占空間的聲學(xué)網(wǎng)格模型，圖2為聲學(xué)邊界元模型。

圖2 聲學(xué)邊界元模型Fig.2 Acoustic boundary element model

2 聲場分析

2.1 駕駛室激勵提取

駕駛室板件在外在載荷的激勵下產(chǎn)生振動并向室內(nèi)輻射噪聲。同時考慮發(fā)動機(jī)和路面激勵，它們通過懸置點傳遞到車身，本文提取4個懸置點車身側(cè)的力。在給定系統(tǒng)工作狀態(tài)下，激勵力可以直接測量，也可以間接測量得到。直接測量是指在所需分析系統(tǒng)耦合處附加力傳感器，實際上常常用事先標(biāo)定過的彈簧減振器來代替力傳感器。直接測量方法在實際操作中會遇到很多問題，如：力傳感器尺寸和安裝條件會受到限制，另外要考慮如何保證彈簧力傳感器不改變耦合點的預(yù)應(yīng)力等。而間接測量方法不需要嵌入彈簧力傳感器，在一定程度上避免了直接測量方法的不足[3]。間接測量方法是測量局部耦合系統(tǒng)的響應(yīng)，通過傳遞函數(shù)矩陣逆變換來反推激勵力[4]。即為

式中F為實際激勵力，為力/加速度傳遞函數(shù)；為實際激勵下的加速度。

與激勵力對應(yīng)的傳遞函數(shù)可以通過實驗測量得到，也可以通過數(shù)值或解析計算得到[4]。本文測試了該礦車某車速路試工況下四個懸置點車身側(cè)的加速度，如圖3所示。傳感器為Kistler加速度傳感器，基于LMS.Test.Lab測試系統(tǒng)采集懸置系統(tǒng)輸入輸出端信號，將后處理后的結(jié)果導(dǎo)入到LMS.Virtual.Lab中，利用LMS.Virtual.Lab軟件計算對應(yīng)的傳遞函數(shù)并計算激勵力，如圖4所示。

圖3 懸置上駕駛室側(cè)的加速度Fig.3 Accelerate on the mounting closed to the cab

圖4 懸置上駕駛室側(cè)的力Fig.4 Force on the mounting closed to the cab

2.2 場點耦合聲壓分析

該礦車駕駛室主要為薄板結(jié)構(gòu)，室內(nèi)是一個封閉的聲腔，當(dāng)駕駛室受到來自路面以及發(fā)動機(jī)的激勵時，駕駛室與聲腔就形成了一個復(fù)雜的聲學(xué)系統(tǒng)。駕駛室結(jié)構(gòu)可視作彈性體，聲腔的聲壓變化激勵壁板振動，而壁板的振動又會通過對鄰近空氣的壓迫改變駕駛室內(nèi)的聲壓，形成結(jié)構(gòu)與空氣相互作用的聲固耦合系統(tǒng)。

在Virtual.Lab中，將2.1節(jié)求出的力加載在駕駛室的懸置上，用耦合間接邊界元法計算駕駛員右耳耦合聲壓，其結(jié)果如圖9中優(yōu)化前的曲線所示。從圖中可以看出，在20 Hz，80 Hz處有較大的聲壓峰值。該礦車配備6缸發(fā)動機(jī)，常用的工作轉(zhuǎn)速為8 00r/min～2 000 r/min，而80 Hz對應(yīng)的發(fā)動機(jī)3階轉(zhuǎn)速為1 600 r/min，在主要的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，容易引起“booming”聲，因此本文主要針對80 Hz處峰值控制車內(nèi)噪聲。

2.3 面板貢獻(xiàn)量分析

駕駛室內(nèi)的噪聲是由組成駕駛室所有板件的振動引起的，不同板件對駕駛室內(nèi)場點聲壓的貢獻(xiàn)是不同的。面板貢獻(xiàn)量分析能夠計算振動面板對場點聲壓的貢獻(xiàn)量，采用歸一化處理，若歸一化系數(shù)為正數(shù)則說明面板對場點聲壓的貢獻(xiàn)量與總聲壓的相位角小于90°，減小板件的振動會使總聲壓降低。反之，若歸一化系數(shù)為負(fù)數(shù)，增加板件的振動會使總聲壓減弱[5]。

面板對場點的聲壓貢獻(xiàn)Pc可由面板所包含的n個有限單元對場點聲壓貢獻(xiàn)之和求得[6]

對面板貢獻(xiàn)量進(jìn)行歸一化處理可得面板聲學(xué)貢獻(xiàn)度系數(shù)Dc：

式中pc為面板對場點貢獻(xiàn)聲壓；P為場點聲壓，P?為其共軛復(fù)數(shù)；Re為取其實部。

在LMS.virtual.Lab中計算主要板件對駕駛員右耳聲壓在80 Hz時的面板貢獻(xiàn)量，根據(jù)（3）式計算面板貢獻(xiàn)度系數(shù)，如圖5所示。

從圖5可以看出80 Hz處板塊1、5、7即頂棚、后圍板、左側(cè)門為主要正貢獻(xiàn)面板，板塊2、3即前圍板、前地板為主要負(fù)貢獻(xiàn)面板。

圖5 80 Hz面板對場點聲壓貢獻(xiàn)度系數(shù)Fig.5 Panel contribution coefficients at 80 Hz

3 噪聲控制

3.1 頂棚的形貌優(yōu)化

根據(jù)模態(tài)和面板貢獻(xiàn)量分析結(jié)果可以看出，頂棚的剛度較差，且對場點聲壓貢獻(xiàn)較大。若零件的固有頻率最大，則零件的剛度也近似最大。本文將頂棚的第1階固有頻率最大作為優(yōu)化目標(biāo)，在Optistruct中對頂棚進(jìn)行形貌優(yōu)化。圖6為優(yōu)化結(jié)果云圖，其中黑色區(qū)域為凸起的地方。根據(jù)結(jié)果云圖，在不改動原有零件的結(jié)構(gòu)，并且不影響與之連接的零件的基礎(chǔ)上，將原始加強(qiáng)筋位置根據(jù)結(jié)果云圖巧妙的重新布置，則優(yōu)化前后頂棚的幾何模型如圖7所示。

圖6 形貌優(yōu)化結(jié)果云圖Fig.6 Result of topography

計算優(yōu)化前后頂棚的前5階模態(tài)，結(jié)果如表2所示。從下表可以看出修改結(jié)構(gòu)后的模態(tài)與形貌優(yōu)化后的模態(tài)相差不大，修改結(jié)構(gòu)后的第1階模態(tài)頻率比優(yōu)化前的第1階模態(tài)頻率高19.23 Hz，剛度有所提高。

圖7 優(yōu)化前后頂棚的結(jié)構(gòu)模型Fig.7 Structural mode of the ro of before and after optimizing

表2 優(yōu)化前后頂棚的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率Tab.2 Structural mode frequency of the ro of before and after optimizing

將優(yōu)化后的頂棚重新裝配到駕駛室中，計算白車身的模態(tài)，其前8階模態(tài)頻率如表3所示。從下表可以看出白車身的第1階模態(tài)（頂棚的局部模態(tài)）被優(yōu)化掉了，后面的模態(tài)基本不變，也即模態(tài)整體上移1個階次。

將改變加強(qiáng)筋后的結(jié)構(gòu)模型應(yīng)用于結(jié)構(gòu)——聲場耦合模型中，計算優(yōu)化后駕駛員右耳處的耦合聲壓，其結(jié)果如圖9中第一次優(yōu)化后的曲線所示。從圖中可以看出，20～30 Hz處聲壓明顯降低，在80 Hz處聲壓降低7.38 dB，其他頻率處基本不變，降噪效果顯著，但是峰值聲壓仍然高達(dá)80 dB，因此需要進(jìn)行第二次優(yōu)化。

表3 優(yōu)化前后白車身的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率Tab.3 Structural mode frequency of the BIWbefore and after optimizing

3.2 添加動力吸振器控制噪聲

由于第一次優(yōu)化并沒用達(dá)到目標(biāo)值，針對單個頻率下的噪聲峰值，結(jié)合動力吸振器的特點，在這里結(jié)合面板貢獻(xiàn)量分析的結(jié)果，有針對性地添加動力吸振器，達(dá)到控制車內(nèi)噪聲的目的。

3.2.1 面板貢獻(xiàn)量分析

在LMS.virtual.lab中計算頂棚形貌優(yōu)化后的駕駛室面板對駕駛員右耳的聲壓貢獻(xiàn)量，主要板件對駕駛員右耳聲壓在80 Hz時的貢獻(xiàn)度系數(shù)如圖8所示。

圖8 80 Hz優(yōu)化后的駕駛室面板對場點聲壓貢獻(xiàn)度系數(shù)Fig.8 Panel contribution coefficients at 80 Hz after optimizing

3.2.2 添加動力吸振器降噪

從圖7可以看出后圍板，右側(cè)門，左側(cè)門為主要正貢獻(xiàn)面板，降低正貢獻(xiàn)面板的振動速度可以降低80 Hz處駕駛員右耳聲壓。由于兩個門里側(cè)和外側(cè)薄板零件之間有82 mm的距離，故安裝吸振器比較方便。分別找出左右門振動的腹部區(qū)域，各加一個2 kg的吸振器，目標(biāo)頻率為80 Hz。計算修改后的結(jié)構(gòu)模態(tài)，用修改后的結(jié)構(gòu)模態(tài)計算二次優(yōu)化后場點的耦合聲壓，其結(jié)果如圖9中第二次優(yōu)化后曲線所示。

圖9 優(yōu)化前后場點的耦合聲壓Fig.9 Coupled sound at the field before and after optimizing

從上圖可以看出，二次優(yōu)化后80 Hz處場點的聲壓在第一次優(yōu)化的基礎(chǔ)上又降低了5.44 dB，總共降低了12.82 dB，降噪效果明顯。

4 結(jié)語

針對單個頻率下的噪聲峰值，提出了結(jié)合面板貢獻(xiàn)量分析的結(jié)果，有目的性地優(yōu)化面板加強(qiáng)筋位置和添加動力吸振器控制車內(nèi)噪聲的方法。

(1)對剛度較低的頂棚進(jìn)行形貌優(yōu)化，提高其一階固有頻率，使得駕駛員右耳聲壓在20～30 Hz處明顯降低，在80 Hz處降低7.38 dB；

(2)對形貌優(yōu)化后的駕駛室在80 Hz處進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，在主要正貢獻(xiàn)面板即左右門振動腹部區(qū)域加吸振器進(jìn)一步優(yōu)化了車內(nèi)聲壓，最終峰值聲壓降低了12.82 dB。

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