挖掘機(jī)駕駛室低頻結(jié)構(gòu)噪聲分析與優(yōu)化?

劉志恩 王亞磊 柴鵬飛 李曉龍 劉躍吉 單 昆 吳 錦

(1 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 武漢 430070)

(2 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心 武漢 430070)

(3 徐州工程機(jī)械集團(tuán)有限公司 徐州 221005)

0 引言

隨著挖掘機(jī)行業(yè)的快速發(fā)展，人們不僅僅滿足于挖掘機(jī)的工作性能，對(duì)其舒適性能提出了更高的要求，尤其是挖掘機(jī)的噪聲、振動(dòng)、舒適性(Noise,Vibration, Harshness, NVH)特性。在挖掘機(jī)NVH特性研究中，駕駛室的振動(dòng)和駕駛員耳旁的噪聲有直接的關(guān)系，減小駕駛室的振動(dòng)噪聲，可以提高駕駛員的舒適性和工作效率，故對(duì)挖掘機(jī)駕駛室的噪聲研究和分析具有重要的意義[1]。

駕駛室的噪聲分為結(jié)構(gòu)聲和空氣聲，而研究表明，當(dāng)駕駛室密封效果較好時(shí)，內(nèi)部噪聲主要以結(jié)構(gòu)聲為主[2]。結(jié)構(gòu)聲主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)通過(guò)回轉(zhuǎn)平臺(tái)傳遞到駕駛室，引起駕駛室壁板振動(dòng)并向車內(nèi)輻射噪聲，這類噪聲主要是20～200 Hz 的低頻噪聲[3]。

本文基于某小型液壓挖掘機(jī)駕駛室，通過(guò)噪聲傳遞函數(shù)(Noise transfer function, NTF)分析對(duì)駕駛室低頻噪聲進(jìn)行研究。首先建立駕駛室有限元模型，計(jì)算各工況下駕駛室噪聲傳遞函數(shù)分析，運(yùn)用統(tǒng)計(jì)學(xué)方法確定主要噪聲峰值頻率及相應(yīng)工況；通過(guò)模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度計(jì)算，確定危險(xiǎn)工況下噪聲貢獻(xiàn)量較大的模態(tài)階數(shù)，參照模態(tài)振型確定駕駛室振動(dòng)變形最大的車身板件；并對(duì)該板件進(jìn)行形貌優(yōu)化處理，提高其一階固有頻率，有效降低了駕駛室的噪聲傳遞函數(shù)在危險(xiǎn)頻率下的峰值。

1 駕駛室有限元模型的建立

有限元模型的準(zhǔn)確建立是仿真分析的基礎(chǔ)。首先建立駕駛室白車身(Body in white, BIW)的有限元模型。將駕駛室的三維數(shù)模導(dǎo)入Hypermesh 軟件，對(duì)幾何模型進(jìn)行清理。駕駛室白車身多為板件結(jié)構(gòu)，采用尺寸為8 mm 的四邊形殼單元?jiǎng)澐?，然后建立相?yīng)的連接，駕駛室圍板之間多為點(diǎn)焊和縫焊，分別采用ACM 單元和RBE2 單元模擬，得到白車身有限元模型如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型Fig.1 Finite element modal of BIW

在白車身模型的基礎(chǔ)上，添加車門、門窗玻璃和地板等結(jié)構(gòu)，車門和駕駛室之間通過(guò)RBE2 連接來(lái)模擬門鎖，玻璃和板件之間采用膠粘連接，最后，得到駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型如圖2所示，其中殼單元共282634 個(gè)，三角形單元3888 個(gè)，實(shí)體單元50796個(gè)。

圖2 駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型Fig.2 Finite element modal of cab structure

2 噪聲傳遞函數(shù)分析

2.1 噪聲傳遞函數(shù)模型建立

噪聲傳遞函數(shù)也稱為靈敏度，指在結(jié)構(gòu)上輸入的單位激勵(lì)和噪聲響應(yīng)之間的關(guān)系，可以真實(shí)地反應(yīng)系統(tǒng)的固有特性，使聲壓頻率更加清晰[4]。挖掘機(jī)駕駛室的NTF分析基于結(jié)構(gòu)與聲腔組成的聲-固耦合有限元模型，在懸置上施加單位激勵(lì)得到駕駛員耳旁的聲壓級(jí)響應(yīng)，進(jìn)而識(shí)別出噪聲的峰值頻率。

進(jìn)一步劃分駕駛室聲腔網(wǎng)格。提取駕駛室內(nèi)表面，補(bǔ)上大的孔和縫隙，使其形成封閉的空腔，然后進(jìn)行聲腔網(wǎng)格的劃分。聲學(xué)單元的理想尺寸L是每個(gè)波長(zhǎng)至少6個(gè)單元，故L應(yīng)滿足[5]：

式(1)中：v是聲速，f是求解的最大頻率。

該挖掘機(jī)所關(guān)注的是20～200 Hz 的低頻噪聲，故聲腔網(wǎng)格尺寸L283 mm，考慮到計(jì)算精度的影響，取L為50 mm，得到的聲腔網(wǎng)格模型如圖3所示。在Optistruct 有限元分析軟件中通過(guò)添加“ACMODL,DIFF”卡片將駕駛室結(jié)構(gòu)模型和聲腔模型進(jìn)行耦合[6]，得到駕駛室聲-固耦合模型，如圖4所示。

圖3 聲腔模型Fig.3 Acoustic cavity model

圖4 聲-固耦合模型Fig.4 Acoustic-solid coupling model

2.2 噪聲傳遞函數(shù)計(jì)算

本文所研究的挖掘機(jī)，其發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)力經(jīng)回轉(zhuǎn)平臺(tái)通過(guò)4 個(gè)懸置傳遞至駕駛室地板，故對(duì)駕駛室進(jìn)行NTF 分析時(shí)，在駕駛室4 個(gè)懸置安裝點(diǎn)上分別施加x、y、z三個(gè)方向的單位激勵(lì)力，共計(jì)12個(gè)工況，在駕駛室聲腔內(nèi)以駕駛員耳旁為聲壓級(jí)響應(yīng)點(diǎn)。為了提高計(jì)算速度，本文采用了模態(tài)疊加法進(jìn)行計(jì)算，模態(tài)計(jì)算頻率在0～400 Hz，輸出求解范圍為20～200 Hz，最終計(jì)算得到12個(gè)工況的NTF曲線。圖5所示分別為4 個(gè)懸置安裝點(diǎn)x、y、z三個(gè)方向激勵(lì)的NTF曲線。

圖5 駕駛室4 個(gè)懸置安裝點(diǎn)激勵(lì)下的NTF 曲線Fig.5 The NTF curve stimulated by four suspended installation points of the cab

2.3 結(jié)果分析

汽車行業(yè)規(guī)定車身聲學(xué)靈敏度目標(biāo)值為55 dB，考慮到挖掘機(jī)駕駛室和汽車駕駛室的結(jié)構(gòu)差異以及工程機(jī)械NVH 性能要求沒(méi)有汽車嚴(yán)格，設(shè)定挖掘機(jī)駕駛室聲學(xué)靈敏度目標(biāo)值為60 dB。對(duì)所得到的NTF 曲線進(jìn)行分析，將峰值大于60 dB所對(duì)應(yīng)的頻率定義為危險(xiǎn)頻率，通過(guò)對(duì)12個(gè)工況的危險(xiǎn)頻率進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，頻率35 Hz 出現(xiàn)的次數(shù)最多，所以將35 Hz 確定為需優(yōu)化的頻率。其中頻率35 Hz 所對(duì)應(yīng)的7 個(gè)危險(xiǎn)工況分別為左前懸置安裝點(diǎn)、左后懸置安裝點(diǎn)、右后懸置安裝點(diǎn)的y、z向激勵(lì)和右后懸置安裝點(diǎn)的z向激勵(lì)。

3 模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度計(jì)算

3.1 模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度基本理論

模態(tài)是結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性，機(jī)械結(jié)構(gòu)中任何一點(diǎn)的響應(yīng)都可以表示為各階模態(tài)的線性組合，即m點(diǎn)的響應(yīng)可以表示為

式(2)中，φmr是響應(yīng)點(diǎn)m的第r階模態(tài)振型系數(shù)；qr是第r階的模態(tài)坐標(biāo)。

模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度的計(jì)算即是求某階模態(tài)所引起的響應(yīng)在對(duì)總響應(yīng)中的比重，也就是求模態(tài)坐標(biāo)。通過(guò)方程變換可以求得模態(tài)坐標(biāo)為[7]

式(3)中，fmr、Kr、Mr、Cr別表示第r階激勵(lì)力、剛度矩陣、質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣。

3.2 計(jì)算結(jié)果與分析

通過(guò)有限元軟件進(jìn)行模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，找出35 Hz 下各個(gè)工況噪聲峰值的主要模態(tài)貢獻(xiàn)階數(shù)，進(jìn)而根據(jù)駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)振型對(duì)振動(dòng)位移較大的局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到降低噪聲峰值的目的。

在駕駛室聲-固耦合模型中分別加載7 個(gè)危險(xiǎn)工況對(duì)應(yīng)的激勵(lì)，計(jì)算出駕駛室結(jié)構(gòu)在35 Hz 下的模態(tài)貢獻(xiàn)量。綜合統(tǒng)計(jì)這7個(gè)工況的模態(tài)貢獻(xiàn)量，確定對(duì)35 Hz 噪聲峰值貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)階數(shù)都為第11階模態(tài)，然后根據(jù)駕駛室結(jié)構(gòu)第11階模態(tài)的振型圖，確定振動(dòng)位移較大的結(jié)構(gòu)，進(jìn)行優(yōu)化。由于篇幅所限，這里僅列出前兩個(gè)工況的模態(tài)貢獻(xiàn)量柱狀圖，如圖6所示。

圖6 駕駛室模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度Fig.6 Contribution of modal acoustics in the cab

圖7為駕駛室第11 階結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖，可以看出：駕駛室右側(cè)圍板的振動(dòng)位移最大，因此需要對(duì)該處結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，提高其剛度，進(jìn)而降低駕駛員耳旁的聲壓級(jí)。

圖7 駕駛室第11 階模態(tài)振型云圖Fig.7 The 11th-order modal shape cloud image of the cab

4 面板形貌優(yōu)化

4.1 形貌優(yōu)化基本理論

結(jié)構(gòu)優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型可表示為[8]

其中，X=x1,x2,···,xn是設(shè)計(jì)變量；f(X)是目標(biāo)函數(shù)；g(X)是不等式約束函數(shù)；h(X)是等式約束函數(shù)。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化包含了拓?fù)鋬?yōu)化、形貌優(yōu)化、尺寸優(yōu)化、形狀優(yōu)化等，其中形貌優(yōu)化是一種在板形結(jié)構(gòu)中尋找最優(yōu)的加強(qiáng)肋分布的概念設(shè)計(jì)方法，用于設(shè)計(jì)薄壁結(jié)構(gòu)的強(qiáng)化壓痕，在減輕結(jié)構(gòu)重量的同時(shí)能滿足強(qiáng)度、頻率等要求[9]。根據(jù)第3 節(jié)駕駛室模態(tài)貢獻(xiàn)量的分析，確定了問(wèn)題結(jié)構(gòu)是右圍板，右圍板是薄壁結(jié)構(gòu)，故采用形貌優(yōu)化，在其結(jié)構(gòu)中找尋最優(yōu)的加強(qiáng)肋分布設(shè)計(jì)，提高其剛度。

4.2 右側(cè)圍形貌優(yōu)化

將右圍板從駕駛室中單獨(dú)提取出來(lái)，并將原有的加強(qiáng)筋刪除，重新建立右圍板的有限元模型，將其作為設(shè)計(jì)區(qū)域，其中邊界條件為約束右圍板四周x、y、z三個(gè)方向的平動(dòng)自由度，釋放旋轉(zhuǎn)自由度，然后對(duì)其進(jìn)行形貌優(yōu)化[10]。

形貌優(yōu)化問(wèn)題描述如下：(1)優(yōu)化目標(biāo)：右圍板一階模態(tài)頻率最大化，提高右圍板的剛度；(2)設(shè)計(jì)約束：筋的尺寸，其中筋的尺寸與原結(jié)構(gòu)相同，起筋寬度為65 mm，高度為10 mm，角度為60?；(3)設(shè)計(jì)變量：右圍板模型節(jié)點(diǎn)相對(duì)殼單元中性面法向的擾動(dòng)。在Optistruct 中進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，右圍板優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖8(a)所示。但是該優(yōu)化結(jié)構(gòu)筋的位置和形狀毫無(wú)規(guī)律，很難制造，故在形貌優(yōu)化的時(shí)，對(duì)筋采用上下和左右對(duì)稱約束，重新進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，結(jié)果如圖8(b)所示。

圖8 右圍板形貌優(yōu)化結(jié)果Fig.8 Right panel shape optimization result

基于形貌優(yōu)化結(jié)果，并結(jié)合制造工藝性，設(shè)計(jì)了右圍板的最終結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 右圍板設(shè)計(jì)的最終結(jié)果Fig.9 The final structure of the right panel design

4.3 優(yōu)化結(jié)果仿真預(yù)測(cè)

由于該挖掘機(jī)駕駛室的原結(jié)構(gòu)已經(jīng)開(kāi)始量產(chǎn)，對(duì)于新結(jié)構(gòu)未加工制造，將通過(guò)仿真來(lái)預(yù)測(cè)優(yōu)化結(jié)果。將結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的駕駛室重新進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)計(jì)算，得到7 個(gè)危險(xiǎn)工況的傳遞函數(shù)，與原結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，由于篇幅所限，這里僅列出前兩個(gè)工況的對(duì)比結(jié)果，如圖10所示。從圖10可以看出，通過(guò)對(duì)右圍板進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，各工況在35 Hz 處聲壓級(jí)峰值均有所降低，且下降了2～4 dB，可見(jiàn)駕駛室在結(jié)構(gòu)優(yōu)化上取得了明顯成果。

圖10 駕駛室結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后NTF 曲線對(duì)比Fig.10 Comparison curve of NTF before and after cab structure optimization

5 結(jié)論

(1)對(duì)挖掘機(jī)駕駛室進(jìn)行有限元建模，然后對(duì)駕駛室的噪聲傳遞函數(shù)進(jìn)行分析，綜合統(tǒng)計(jì)了12 個(gè)工況的危險(xiǎn)頻率，將頻率次數(shù)最多的35 Hz 確定為需優(yōu)化的頻率。

(2)對(duì)危險(xiǎn)頻率35 Hz 對(duì)應(yīng)的7 個(gè)工況分別進(jìn)行模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度計(jì)算，確定對(duì)噪聲峰值貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)階次都為第11 階模態(tài)，根據(jù)駕駛室第11階模態(tài)的振型圖，找到了振動(dòng)變形最大的板塊為右圍板，確定了優(yōu)化部件。

(3)對(duì)右圍板進(jìn)行了形貌優(yōu)化，確定了右圍板的優(yōu)化結(jié)構(gòu)。通過(guò)仿真預(yù)測(cè)對(duì)比了優(yōu)化前后7 個(gè)工況的傳遞函數(shù)，35 Hz 處的聲壓級(jí)峰值下降了2～4 dB，有著明顯的優(yōu)化效果。