拖拉機(jī)駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲改進(jìn)研究*

朱凱,馬心坦,徐維維

(河南科技大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院，河南洛陽，471000)

0 引言

隨著農(nóng)用機(jī)械技術(shù)的提高，在駕駛拖拉機(jī)的過程中對于噪聲要求也越來越高[1]。在使用工況下拖拉機(jī)的行駛速度較慢，在封閉性較好的駕駛室中駕駛員耳旁噪聲的主要來源為20～200 Hz低頻結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲[2]。針對車輛板件振動(dòng)產(chǎn)生的低頻噪聲研究中，國內(nèi)外研究人員主要針對結(jié)構(gòu)有限元或邊界元模型進(jìn)行計(jì)算結(jié)構(gòu)聲輻射，但忽視聲腔對結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響[3]。也有研究人員采用試驗(yàn)、板件貢獻(xiàn)量法、傳遞路徑分析和統(tǒng)計(jì)能量法等方法[4-6]得到對場點(diǎn)聲學(xué)貢獻(xiàn)量最大的結(jié)構(gòu)并進(jìn)行聲學(xué)優(yōu)化。而模態(tài)貢獻(xiàn)量法能夠反映模態(tài)振型對結(jié)構(gòu)的影響，常用于結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性分析[7]。在結(jié)構(gòu)改進(jìn)過程中可通過增厚板件或者是施加阻尼等方式減少板件振動(dòng)噪聲，但是其布置位置及參數(shù)通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或大量實(shí)驗(yàn)進(jìn)行確定。正交試驗(yàn)法能夠?qū)Χ嘁蛩厮浇Y(jié)構(gòu)改進(jìn)參數(shù)進(jìn)行確定[8]，適用于駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲改進(jìn)研究中。

綜合上述分析，文章對駕駛室結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行改進(jìn)研究。通過建立駕駛室聲固耦合模型及邊界元模型進(jìn)行聲學(xué)響應(yīng)分析并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，將板件貢獻(xiàn)量法與模態(tài)貢獻(xiàn)量法相結(jié)合，得到對場點(diǎn)聲壓頻率響應(yīng)曲線峰值頻率處聲學(xué)貢獻(xiàn)最大的結(jié)構(gòu)及振型，針對貢獻(xiàn)量分析結(jié)果過對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，并采用正交設(shè)計(jì)確定各結(jié)構(gòu)改進(jìn)參數(shù)。

1 駕駛室建立及模態(tài)分析

將拖拉機(jī)駕駛室簡化為一個(gè)系統(tǒng)，對系統(tǒng)的激勵(lì)為輸入，并且有多種形式的輸出，如力、速度和聲壓等，如圖1所示。

圖1 系統(tǒng)輸入與輸出關(guān)系圖

將駕駛室懸置激勵(lì)作為輸入，駕駛室聲固耦合模型作為系統(tǒng)，耦合模型的結(jié)構(gòu)振動(dòng)作為輸出，導(dǎo)入駕駛室邊界元系統(tǒng)中，輸出駕駛員右耳位置的聲壓曲線。但考慮駕駛室耦合模型數(shù)據(jù)過大，導(dǎo)致計(jì)算效率低，因此選擇其結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度作為輸出，并作為駕駛室邊界元模型系統(tǒng)的輸入，得到駕駛員耳旁位置聲壓頻率響應(yīng)曲線。這種方法雖然增加了邊界元模型頻響分析，但是在計(jì)算效率上有極大的提升，可作為駕駛員耳旁噪聲分析的主要方法。

駕駛室結(jié)構(gòu)主要由骨架、門窗、圍板和頂棚等結(jié)構(gòu)組成，骨架與圍板主要由焊接方式連接，其他結(jié)構(gòu)存在螺栓連接，鉚接等方式。經(jīng)過測量得到該型拖拉機(jī)駕駛室?guī)缀纬叽绲臄?shù)據(jù)，在保證結(jié)構(gòu)主要力學(xué)特性與結(jié)構(gòu)特征的前提下，對駕駛室結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，確保后續(xù)有限元分析計(jì)算的成功與效率。利用Catia建立該型駕駛簡化模型部件，通過裝配組成完整的駕駛室，然后導(dǎo)入Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于駕駛室主要由板件構(gòu)成故采用SHELL63殼單元網(wǎng)格，設(shè)置合適尺寸，對于板件結(jié)構(gòu)可劃分為大網(wǎng)格，對于結(jié)構(gòu)主要受力與振動(dòng)幅度較大位置網(wǎng)格應(yīng)劃分精細(xì)，最后設(shè)置駕駛室結(jié)構(gòu)材料與屬性。本駕駛室結(jié)構(gòu)材料主要由鋼、玻璃和內(nèi)飾材料組成，通過設(shè)置該材料的單元密度、泊松比和彈性模量完成材料設(shè)置，鋼的材料屬性為密度7 850 kg/m3，泊松比0.3和彈性模量210 000 GPa，其他材料屬性不再一一列出。聲腔有限元模型網(wǎng)格尺寸設(shè)置為60 mm，滿足模型計(jì)算精度[9-15]。定義結(jié)構(gòu)有限元與聲腔有限元模型耦合面，建立駕駛室聲—固耦合模型如圖2所示。

圖2 駕駛室聲—固耦合模型

建立駕駛室聲-固耦合模型能夠更加真實(shí)反映駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)，并且提高聲學(xué)響應(yīng)結(jié)果精度。首先進(jìn)行耦合模態(tài)分析，得到耦合模態(tài)前10階固有頻率如表1所示。

表1 耦合模型的固有頻率

通過表1可以得到耦合模型的前10階固有頻率分布在25～60 Hz范圍內(nèi)，具有較高的準(zhǔn)確性。其最低固有頻率為1階26.97 Hz，高于路面激勵(lì)(0～20 Hz)有利于避免共振，但是在發(fā)動(dòng)機(jī)工作振動(dòng)頻率范圍37.5～110 Hz內(nèi)，應(yīng)該注意發(fā)動(dòng)機(jī)工作造成駕駛室共振而產(chǎn)生的噪聲。

前二階模態(tài)振型如圖3所示。通過圖3可看出到在耦合模型低頻范圍內(nèi)振動(dòng)多為局部振動(dòng)，位置主要集中在頂棚、車門、和擋板。說明駕駛室內(nèi)空氣阻抗雖小，但是駕駛室內(nèi)聲壓對結(jié)構(gòu)振動(dòng)及固有頻率都會(huì)產(chǎn)生影響，其影響隨著頻率的增高其影響也會(huì)逐漸增大。并且耦合模型的固有頻率相對結(jié)構(gòu)模型有所降低，模態(tài)變得更加密集。

(a) 耦合第一階模態(tài)振型

在計(jì)算駕駛員耳旁聲壓前，建立駕駛室邊界元模型，在Virtual lab.中進(jìn)入網(wǎng)格劃分模塊，導(dǎo)入駕駛室結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格，采用Skin Mesher工具提取結(jié)構(gòu)有限元內(nèi)表面網(wǎng)格，設(shè)置網(wǎng)格類型為QUAD4作為聲學(xué)邊界元面網(wǎng)格。提取到邊界元模型共有32 360個(gè)網(wǎng)格，16 182個(gè)節(jié)點(diǎn)。得到駕駛室邊界元模型如圖4所示。

圖4 駕駛室邊界元模型

從圖4可以看出駕駛室各個(gè)板件名稱及具體位置，整個(gè)駕駛室劃分為左門、左擋板、頂棚、左窗、后窗、后擋板、右窗、右擋板、右門、擋風(fēng)玻璃、前右窗、前左窗、儀表臺(tái)、前地板、后地板共15個(gè)板件。

2 駕駛室聲學(xué)響應(yīng)分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

對耦合模型進(jìn)行聲學(xué)響應(yīng)分析，將Z向10 N激勵(lì)置于耦合模型四個(gè)懸置點(diǎn)上，頻率計(jì)算范圍為低頻20～200 Hz，步長為2 Hz。駕駛室在固定單位激勵(lì)的作用下，其振動(dòng)和聲學(xué)響應(yīng)反映了駕駛室系統(tǒng)輸入和輸出的傳遞關(guān)系，是駕駛室結(jié)構(gòu)的固有特性，而與激勵(lì)形式和大小無關(guān)。雖然這種方法忽略了實(shí)際激勵(lì)峰值的影響，但是卻能直接反映了駕駛室本身的聲學(xué)性質(zhì)。研究人員通過對比單位激勵(lì)與實(shí)際激勵(lì)得出，二者振動(dòng)速度與振型相對一致，只是在數(shù)量關(guān)系上相差一個(gè)數(shù)量級，因此采用10 N單位激勵(lì)具有實(shí)際意義[5]。計(jì)算得到駕駛室耦合模型結(jié)構(gòu)法向振動(dòng)速度作為邊界條件，映射到邊界元網(wǎng)格上進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，得到駕駛員耳旁位置的低頻范圍聲壓曲線。

試驗(yàn)設(shè)置在空曠水泥路面上進(jìn)行，現(xiàn)場布置如圖5所示，主要試驗(yàn)采集與分析設(shè)備為聲級計(jì)、數(shù)據(jù)采集器、計(jì)算機(jī)及電源。本文研究對象為東方紅1804型拖拉機(jī)，該型拖拉機(jī)為直列六缸發(fā)動(dòng)機(jī)，轉(zhuǎn)速范圍為750～2 200 r/min，其主階次振動(dòng)頻率為37.5～110 Hz之間。試驗(yàn)拖拉機(jī)停置額定工況(2 200 r/min)下，采用B&K2250E聲級計(jì)、Autotest信號采集系統(tǒng)和計(jì)算機(jī)。受聲點(diǎn)為駕駛員右耳位置，在試驗(yàn)過程中使用聲級計(jì)采集駕駛員右耳位置處頻譜曲線，并通過信號采集及處理系統(tǒng)導(dǎo)入到計(jì)算機(jī)。得到的試驗(yàn)測試場點(diǎn)聲壓曲線與仿真計(jì)算對比如圖6所示。單從結(jié)構(gòu)噪聲方面考慮，噪聲的產(chǎn)生是由駕駛室結(jié)構(gòu)振動(dòng)而形成，聲壓峰值的產(chǎn)生原因是由激勵(lì)過大所導(dǎo)致，或是結(jié)構(gòu)本身固有特性的影響。

圖5 聲壓采集現(xiàn)場布置

圖6 駕駛員右耳聲壓頻響曲線

從駕駛員右耳聲壓頻響曲線可以看出，由于聲學(xué)包裝、試驗(yàn)環(huán)境等因素影響，駕駛員右耳頻響曲線試驗(yàn)值低于仿真結(jié)果，但二者走向趨勢基本相同，驗(yàn)證了駕駛室模型的準(zhǔn)確性，滿足工程分析要求，并在此模型基礎(chǔ)上進(jìn)行分析改進(jìn)。試驗(yàn)值在低頻范圍內(nèi)出現(xiàn)多個(gè)峰值，在65 Hz、85 Hz與110 Hz處產(chǎn)生不同于計(jì)算值的峰值聲壓，經(jīng)分析是由于發(fā)動(dòng)機(jī)階次激振產(chǎn)生，且并不是最大聲壓，可在懸置處增加阻尼減振處理，不涉及駕駛室結(jié)構(gòu)的改進(jìn)。仿真值主要有兩個(gè)峰值聲壓，分別為184 Hz處的96.64 dB，和在124 Hz處的86.71 dB?？紤]此處，駕駛室結(jié)構(gòu)和聲腔固有頻率接近，易產(chǎn)生共振，是聲壓峰值產(chǎn)生的主要原因。因此將該頻率作為貢獻(xiàn)量分析對象并采取改進(jìn)降噪措施。

3 聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析

針對駕駛員耳旁聲壓峰值頻率處進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，將峰值頻率處聲壓板件貢獻(xiàn)量與模態(tài)貢獻(xiàn)量相結(jié)合，不僅得到駕駛室聲壓峰值貢獻(xiàn)最大的板件，還能進(jìn)一步得到貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)階次及振型。板件貢獻(xiàn)量是利用聲學(xué)傳遞向量將結(jié)構(gòu)振動(dòng)與場點(diǎn)進(jìn)行聯(lián)系性分析；模態(tài)貢獻(xiàn)量是找到模態(tài)參與因子與模態(tài)傳遞向量的關(guān)系，并從中得到模態(tài)振動(dòng)與場點(diǎn)聲壓的聯(lián)系。

利用邊界元模型在virtual lab.中進(jìn)行聲學(xué)傳遞向量ATV計(jì)算和模態(tài)聲學(xué)傳遞向量MATV計(jì)算，得到駕駛員右耳峰值頻率處板件聲學(xué)及模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)量如圖7、圖8所示。

根據(jù)圖7板件貢獻(xiàn)量結(jié)果可以得到，在184 Hz頻率處對駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)最大的板件分別為擋風(fēng)玻璃、后窗；124 Hz頻率處為右門、右擋板。該4個(gè)板件的貢獻(xiàn)量與總貢獻(xiàn)量同向且為正，說明在峰值頻率處駕駛員耳旁聲壓隨著這4個(gè)板件的振動(dòng)而增大。

圖7 板件貢獻(xiàn)量

從圖8模態(tài)貢獻(xiàn)量結(jié)果得到對聲學(xué)響應(yīng)貢獻(xiàn)較大的模態(tài)階次，13、34、43階對184 Hz處峰值聲壓貢獻(xiàn)最大； 34、36、43及69階對124 Hz處峰值聲壓貢獻(xiàn)最大。通過觀察上述階次板件模態(tài)振型，主要集中在右擋板前部與后部、右門中上部、前擋風(fēng)玻璃。綜合貢獻(xiàn)量結(jié)果發(fā)現(xiàn)二者相互印證，說明得到對峰值聲壓貢獻(xiàn)最大的板件及振動(dòng)位置的準(zhǔn)確性。通過抑制該處振動(dòng)能有效降低峰值聲壓，可將右擋板、右門、前擋風(fēng)玻璃作為改進(jìn)的主要對象，并針對相應(yīng)振型進(jìn)行針對性處理。

圖8 模態(tài)貢獻(xiàn)量

4 改進(jìn)參數(shù)正交設(shè)計(jì)

針對貢獻(xiàn)量分析結(jié)果，考慮實(shí)際生產(chǎn)工藝因素，通過對右擋板添加加強(qiáng)筋，右門添加阻尼和前擋風(fēng)玻璃加厚的組合改進(jìn)方式，并采用正交試驗(yàn)的方法確定駕駛室結(jié)構(gòu)改進(jìn)具體參數(shù)。

首先明確正交試驗(yàn)?zāi)康呐c指標(biāo)為降低駕駛員耳旁低頻總聲壓，并且使聲壓曲線盡可能不產(chǎn)生新的聲壓峰值。試驗(yàn)因素包括對場點(diǎn)聲學(xué)貢獻(xiàn)最大的三個(gè)板件右擋板的起筋高度、右門振幅位置添加阻尼厚度和前擋風(fēng)玻璃增加厚度，并分別表示為H、T、D，改進(jìn)方式如圖9所示，在右擋板上施加加強(qiáng)筋，在右門振動(dòng)位置施加阻尼。每個(gè)因素選取4個(gè)水平，列出各因素水平表如表2所示。

(a) 右擋板加筋改進(jìn)

確定正交試驗(yàn)方案表需根據(jù)結(jié)構(gòu)改進(jìn)正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)因素水平表。表2表明試驗(yàn)共3個(gè)設(shè)計(jì)變量，并且每個(gè)設(shè)計(jì)變量有4個(gè)水平，因此選用3因素4水平正交表L16(43)共16次試驗(yàn)?？紤]實(shí)際情況，按照實(shí)驗(yàn)方案對駕駛員耳旁總聲壓重新進(jìn)行仿真計(jì)算，設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案和結(jié)果如表3所示。

表2 改進(jìn)正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)因素水平

表3 正交試驗(yàn)

表4 正交試驗(yàn)結(jié)果分析

圖10 各因素組合結(jié)果聲壓曲線

通過對比將正交試驗(yàn)分析得到試驗(yàn)最低聲壓因素水平組合H3T3D1與最優(yōu)因素水平組合H2T1D2聲壓曲線對比可以發(fā)現(xiàn)，H3T3D1組合聲壓曲線基本在H2T1D2組合之下，并且H3T3D1組合總聲壓為83.37 dB略小于H2T1D2組合84.91 dB。并且相較于改進(jìn)前聲壓曲線，在峰值頻率184 Hz處由96.64 dB下降到74.32 dB降幅為22.32 dB；在124 Hz處由86.71 dB下降到66.52 dB降幅為20.22 dB?？偮晧合陆盗?.74 dB，基本沒有新的聲壓峰值的產(chǎn)生，最高聲壓為在122 Hz處的83.45 dB。

因此確定H3T3D1最低組合改進(jìn)方式的右擋板施加25 mm的加強(qiáng)筋，右窗添加3 mm的阻尼和前擋風(fēng)玻璃增厚1 mm。通過這種改進(jìn)方式，能夠快速有效控制駕駛員耳旁結(jié)構(gòu)噪聲。

5 結(jié)論

1) 建立駕駛室耦合模型和邊界元模型，考慮聲腔對結(jié)構(gòu)振型的影響，進(jìn)行駕駛室聲學(xué)頻率響應(yīng)分析并進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，得到結(jié)構(gòu)噪聲頻響曲線。

2) 對頻響曲線噪聲峰值頻率進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，即是進(jìn)行聲學(xué)傳遞向量與模態(tài)聲學(xué)傳遞向量計(jì)算，得到對結(jié)構(gòu)噪聲貢獻(xiàn)最大的板件及振動(dòng)位置，為右擋板前部與后部、右門中上部、前擋風(fēng)玻璃。

3) 針對改進(jìn)板件結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，確定右擋板施加加強(qiáng)筋，右窗添加阻尼和前擋風(fēng)玻璃增厚的組合改進(jìn)方式。采用正交試驗(yàn)方法確定改進(jìn)參數(shù)，對比正交實(shí)驗(yàn)最低聲壓因素水平組合H3T3D1與最優(yōu)因素水平組合H2T1D2聲壓曲線，確定結(jié)構(gòu)改進(jìn)參數(shù)。結(jié)果表明H3T3D1組合右擋板施加25 mm的加強(qiáng)筋，右窗添加3 mm的阻尼和前擋風(fēng)玻璃增厚1 mm的改進(jìn)方式是降低結(jié)構(gòu)噪聲的最佳改進(jìn)組合。使得184 Hz頻率處聲壓峰值下降22.32 dB，在124 Hz處聲壓峰值下降20.22 dB，并且總體聲壓下降7.74 dB。說明以聲學(xué)貢獻(xiàn)最大結(jié)構(gòu)位置為改進(jìn)目標(biāo)，以駕駛員耳旁總聲壓為正交試驗(yàn)指標(biāo)的改進(jìn)方式具有良好的降噪效果。