張俊紅， 李忠鵬， 畢鳳榮， 王 健， 何文運， 朱傳峰， 田 雨

(天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室 天津, 300072)

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基于板件貢獻分析的裝載機駕駛室低噪聲設計*

張俊紅， 李忠鵬， 畢鳳榮， 王 健， 何文運， 朱傳峰， 田 雨

(天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室 天津, 300072)

分別建立某裝載機駕駛室及室內聲腔有限元模型，通過單點輸入多點輸出(single input and multiple output,簡稱SIMO)法模態(tài)試驗驗證了聲振耦合模型的準確性，測取懸置點激勵進行頻率響應分析及室內噪聲預測。對駕駛室進行聲學靈敏度分析，采用聲傳遞向量法對駕駛室進行聲學板件貢獻度分析并對關鍵板件進行形貌優(yōu)化，同時添加橡膠阻尼材料抑制壁板振動，進行二次聲壓虛擬預測。結果表明，聲學靈敏度分析可得到多階關鍵聲振耦合頻率，聲傳遞向量法板件貢獻度分析能準確定位產(chǎn)生噪聲峰值的關鍵板件，形貌優(yōu)化及添加阻尼材料的方案降噪效果顯著，室內總聲壓級降低了4.43dB。此方案系統(tǒng)地為低噪聲車身設計提供了技術路線，減少了傳統(tǒng)方案的主觀性和重復性，縮短了研發(fā)周期，降低了研發(fā)成本。

聲振耦合； 聲學靈敏度； 板件貢獻度； 結構優(yōu)化； 低噪聲

引 言

隨著工程機械的發(fā)展，人們不再只關注其作業(yè)效率和可靠性，同時對工程機械的操作舒適性及振動噪聲的控制要求越來越嚴格。裝載機作為一種廣泛應用的工程機械，其發(fā)動機具有功率高、振動大的特點，導致駕駛室室內噪聲高。因此，有效降低室內噪聲水平對改善人機環(huán)境具有重要意義。

在模態(tài)分析研究中,考慮聲壓作用的聲振耦合模態(tài)比不考慮聲壓的結構模態(tài)更貼近實際，國內外許多學者對駕駛室聲振耦合特性進行了研究。Gladwell等[1]用余能定理和Hamilton變分原理推導出了薄膜振動與聲振耦合理論表達式，為使用有限元法求解聲振耦合問題奠定了理論基礎。Sung等[2]應用有限元法對完整車身內部結構噪聲進行了分析, 并考慮了車身結構和聲場的耦合作用。目前，國內外在聲振耦合振動分析的理論及應用方面發(fā)展較快[3-7]，尤其在理論研究方面日漸成熟，但是，在聲振耦合模態(tài)分析的基礎上進行恰當?shù)慕Y構優(yōu)化有待進一步拓展研究。

靈敏度分析通過對結構聲學耦合特性的準確預估，結合車內聲壓預測及聲場分析，可為減振降噪控制提供優(yōu)化依據(jù)。對于聲學靈敏度分析，國外研究較早[8-9]。左言言等[10]對拖拉機駕駛室進行了靈敏度分析，研究了其聲振耦合特性。吳光強等[11]以某商務車為研究對象，對其聲固耦合特性進行了有限元分析并進行了模態(tài)參與因子計算。王顯會等[12]采用邊界元法對某型駕駛室進行了聲學靈敏度分析,研究了其聲學性能。以往研究表明，聲學靈敏度分析只能給降噪控制提供優(yōu)化目標，若實現(xiàn)有效減振降噪還須準確定位優(yōu)化區(qū)域。

聲傳遞向量法(acoustic transfer vector,簡稱ATV法)車身板件聲學貢獻分析能夠計算板件聲學貢獻量，可為車身結構優(yōu)化提供有效設計區(qū)域。國外學者分別基于有限元和邊界元法對車身板件進行了貢獻度分析[13-14]。國內方面，趙靜等[15]以某面包車為對象，對車身板件振動聲學特性進行了分析及優(yōu)化。王二兵等[16]采用子結構模態(tài)綜合的方法建立了結構動力學模型，對某車身進行了聲學板件貢獻度分析。劉獻棟等[17]基于聲傳遞向量對車內低噪聲特性進行了分析及控制。白松等[18]以某救護車為研究對象，采用改進方法分析了車廂壁板的聲學貢獻度，并依此進行了降噪處理。ATV是結構法線方向的振動速度及場點聲壓之間的線性關系，采用ATV法可解決汽車在不同工況下進行噪聲分析及結構優(yōu)化時計算量大的問題，縮短研發(fā)周期。

筆者以某裝載機駕駛室為研究對象，在聲振耦合模態(tài)分析及噪聲預測的基礎上，進行聲學靈敏度分析及ATV法板件聲學貢獻度分析，并對聲學貢獻度大的關鍵板件進行形貌優(yōu)化及阻尼處理。這種設計方法可為低噪聲車身二次設計提供有效技術路線，減少傳統(tǒng)設計方案的主觀性和重復性，對于縮短研發(fā)周期，降低研發(fā)成本具有重要意義。

1 聲振耦合及ATV法板件聲學貢獻度理論

1.1 聲振耦合理論

對于聲振耦合問題，不僅要考慮結構的外激勵，還要考慮聲壓對結構振動的影響。其中，箱體內部空腔聲場離散形式的波動方程為

(1)

不考慮聲壓對箱體振動作用時，結構振動控制方程為

(2)

其中：Ms為結構質量矩陣；Cs為結構阻尼矩陣；Ks為結構剛度矩陣；u為結構位移矢量矩陣；Fs為結構外激勵矩陣。

聲壓對箱體振動作用時，需要在結構與流體的接觸面上添加流體壓力載荷Ff，此時結構振動控制方程為

(3)

其中：Ff為耦合界面上的流體壓力載荷向量。

式(1)和式(3)共同描述了聲-結構耦合系統(tǒng)的運動方程，由于Ff=RTp,用統(tǒng)一矩陣的形式可以表示為

(4)

1.2 ATV法板件聲學貢獻度理論

ATV法聲學貢獻度分析是指通過聲傳遞矢量計算振動元素(節(jié)點、單元或面板)對聲場中某點總聲壓的貢獻量。聲學傳遞向量在結構表面和輻射聲場中的某個測量點之間建立了一種對應關系。在小擾動情況下，可以認為聲學方程是線性的，在輸入(結構表面的振動)和輸出(聲場中的某點聲壓)之間建立一種線性關系，如果將結構表面離散成有限個單元，則單元j對場點i產(chǎn)生的聲壓級表示為

(5)

其中：Pi,j為單元j對場點i的聲學貢獻；ATVi,j(w)為單元j到場點i的聲傳遞向量；vj(w)為單元j表面法線方向的振動速度;w為角頻率。

將包圍空腔的乘坐室板件劃分成有限個關鍵板件，組成面板m的n個單元聲學貢獻量疊加，得到該面板振動對場點i的聲學貢獻為

(6)

其中：Pi,m為面板m對場點i的聲學貢獻；n為組成面板m的單元數(shù)。

為了量化各板件對車內噪聲的貢獻程度，引入面板的聲學貢獻系數(shù)

(7)

其中：pi為所有單元對場點i的聲學貢獻[19]。

1.3 形貌優(yōu)化理論

形貌優(yōu)化是一種形狀最佳化的方法，即在板形結構中尋找最優(yōu)的加強肋分布，在結構重量不變的同時能滿足振動噪聲等要求。

優(yōu)化設計有三要素，即設計變量、目標函數(shù)和約束條件[20]。優(yōu)化設計的數(shù)學模型可表述如下

最小化(minimize)

(8)

約束條件(subject to)

(9)

其中：X=(x1,x2,…,xn)為設計變量;f(X)為目標函數(shù);g(X)為不等式約束函數(shù);h(X)為等式約束函數(shù);n為變量分量的個數(shù);L為下限;U為上限。

形貌優(yōu)化中，設計變量為形狀擾動的線性組合因子，目標函數(shù)f(X)為固有頻率等響應，約束函數(shù) g(X)為肋板的尺寸及分布。

2 模型建立及模態(tài)驗證

某裝載機駕駛室主要由梁、柱、鋼板、玻璃等組成，其尺寸長為1 480 mm、寬為1 300 mm、高為1 570mm。由于其結構復雜，故建模時忽略孔、倒角及翻邊等進行簡化。設定車窗玻璃與車身為剛性連接，建立駕駛室及其室內聲腔三維實體模型，并進行網(wǎng)格劃分。有限元網(wǎng)格由梁單元和殼單元組成，共36 044個節(jié)點，37 228個單元，室內聲腔網(wǎng)格共121 481個節(jié)點，86 381個單元，有限元模型見圖1。

圖1 駕駛室聲固耦合有限元模型Fig.1 Vibro-acoustic coupling FEA model of cab

模態(tài)試驗采用TEST.LAB測試系統(tǒng)，試驗采用錘擊法和SIMO測試法，以某固定點作為力錘敲擊點,采集多個加速度傳感器振動響應信號,將采集得到的信號傳入DASP測試分析系統(tǒng)，并利用計算機進行處理。試驗測得的模態(tài)頻率與聲振耦合模態(tài)計算值之間的對比結果如表1所示。

表1 耦合模態(tài)計算值和試驗模態(tài)值對比

Tab.1 The comparison between the simulated coupling mode and the test mode

模態(tài)階次計算值/Hz試驗值/Hz相對誤差/%112.2811.903.2221.5220.196.6531.4530.094.5636.6934.685.8841.8238.877.6943.7046.145.3

仿真模態(tài)與試驗模態(tài)的邊界條件相同，均采用自由邊界條件。通過對比發(fā)現(xiàn)，試驗模態(tài)的結果與耦合模態(tài)計算值的相對誤差均不超過10%，表明所建立的有限元模型具有較高的精度,可進行下一步計算仿真。

3 聲學靈敏度分析

聲學靈敏度是指在結構上施加單位載荷激勵力時，在結構所包含的聲腔內某點處產(chǎn)生的聲壓，表征車內聲場對結構輸入能量的縮放效果，是評價車體聲振耦合特性的重要指標。此駕駛室底部有4個安裝懸置點，以此作為單位激勵力輸入點。在駕駛室模型所處的直角坐標系中，分別在懸置點施加x,y,z這3個方向的單位激勵力，分別代表駕駛室左右、前后、上下方向激勵，得到駕駛員人耳處的聲壓靈敏度曲線，如圖2～圖4所示。

圖2 x軸方向聲學靈敏度曲線Fig.2 The acoustic sensitivity curve in the direction of x-axis

圖3 y軸方向聲學靈敏度曲線Fig.3 The acoustic sensitivity curve in the direction of y-axis

圖4 z軸方向聲學靈敏度曲線Fig.4 The acoustic sensitivity curve in the direction of z-axis

通過3個方向的聲學靈敏度曲線可知，x軸方向聲學靈敏度均未超過60 dB，相比y軸、z軸方向靈敏度更低，表明前后方向激勵力對聲振耦合影響不大；y軸方向在30 Hz處靈敏度為76.4 dB，高于其他頻率處靈敏度，表明駕駛室在30 Hz頻率處存在左右方向的聲振耦合現(xiàn)象；z軸方向在220, 270及290 Hz處靈敏度均超過70 dB，故施加激勵力時在這幾個頻率處更易出現(xiàn)聲壓峰值，且z向靈敏度明顯高于x和y方向，表明上下方向的激勵力更容易激勵出結構的聲振耦合現(xiàn)象，駕駛室在上下方向的聲振耦合特性更為突出。綜合對比發(fā)現(xiàn)，駕駛室與室內聲腔在30, 220, 270及290Hz等頻率處存在結構與聲腔的共振現(xiàn)象，同時結合聲壓預測峰值頻率及進一步的聲場分析，最終確定產(chǎn)生聲壓峰值頻率的原因，為優(yōu)化設計提供依據(jù)。

4 聲壓預測及聲場分析

此駕駛室懸置系統(tǒng)為橡膠塊減振，4個懸置點支撐采用Rbe2單元模擬，調整裝載機鏟斗滿載升至最高處且發(fā)動機轉速升至額定轉速2 200 r/min工況，在懸置點駕駛室側貼加速度傳感器測取激勵信號，實測圖如圖5所示。

圖5 懸置點激勵信號實測圖Fig.5 Excited force test of suspension point

將實測激勵數(shù)據(jù)導入有限元模型,利用Nastran求解頻率響應分析,得到各頻率下駕駛室壁板的振動響應,再導入LMS.Virtual.Lab中對駕駛員右耳處的聲壓曲線進行虛擬預測，結果如圖6所示。

圖6 人耳處聲壓預測曲線Fig.6 The predicted sound pressure level curve near the driver′s ear

預測噪聲峰值的產(chǎn)生有兩個原因：一是駕駛室懸置激勵力本身存在峰值；二是駕駛室壁板聲腔存在共振，即使很小的激勵也可產(chǎn)生較大聲壓。從圖6可以看出，聲壓曲線出現(xiàn)峰值時頻率分別為30，220，260及290 Hz，其聲壓級均超過了90 dB，明顯高于其他頻率幅值。在30 Hz處,由實測激勵信號數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)此處激勵力較大，同時圖3靈敏度分析曲線也在此頻率出現(xiàn)峰值,且模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)1階耦合模態(tài),表明此處峰值頻率的出現(xiàn)是由兩者共同作用產(chǎn)生。在220和290 Hz處，均未發(fā)現(xiàn)較大激勵力，但z軸方向靈敏度曲線在220和290 Hz處出現(xiàn)尖峰，表明峰值產(chǎn)生由共振引起，使得較小的激勵也能引起較大聲壓，耦合模態(tài)頻率分別為220和291.2 Hz。聲壓曲線在260 Hz處存在峰值，但由靈敏度曲線發(fā)現(xiàn)此頻率處靈敏度并不高，表明此頻率處未出現(xiàn)耦合共振，由實測激勵數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)在此頻率處激勵力出現(xiàn)峰值，故此聲壓峰值的產(chǎn)生是由于較大激勵力所引起。

5 ATV法聲學板件貢獻度分析

板件聲學貢獻度分析計算車身板件振動對聲場某點總聲壓的貢獻量,依此有針對性地對板件進行降噪處理。筆者利用LMS.Virtual Lab對此駕駛室進行板件聲學貢獻度分析，將駕駛室分為8大板塊，定義板件編號如表2所示。

表2 駕駛室板件編號列表

依據(jù)靈敏度分析及聲壓預測曲線分析，確定對30，220，260及290 Hz這4個峰值頻率進行板件貢獻度分析，以確定產(chǎn)生峰值頻率的關鍵板件，為進一步優(yōu)化提供設計區(qū)域，其計算結果如圖7～圖10所示。

圖7 30 Hz聲學板件貢獻度Fig.7 The acoustic panel contribution at 30 Hz

圖8 220 Hz聲學板件貢獻度Fig.8 The acoustic panel contribution at 220 Hz

圖9 260 Hz聲學板件貢獻度Fig.9 The acoustic panel contribution at 260 Hz

圖10 290 Hz聲學板件貢獻度Fig.10 The acoustic panel contribution at 290 Hz

板件產(chǎn)生的聲壓與總聲壓可能同相，也可能反相。若同相，則貢獻度系數(shù)為正，圖中表現(xiàn)為正值；若反相，則貢獻度系數(shù)為負，圖中表現(xiàn)為負值。正的貢獻度表明板件振動與總聲壓產(chǎn)生正相關，應減小其振動從而降低聲壓；負的貢獻度則與之相反，須增大其振動抑制噪聲。

由圖7可以看出，對30 Hz頻率貢獻度最大的板件為后壁板，幾乎是板件中產(chǎn)生此頻率峰值的唯一來源。頻率為220 Hz時駕駛室存在聲振耦合現(xiàn)象，對此頻率峰值貢獻較大的板件為側玻璃、后壁板及前壁板，但貢獻度相差不大；同時此頻率負貢獻度板件有前玻璃、上頂板及下底板，其中前玻璃負貢獻度最大。頻率為260 Hz時，貢獻度最大的板件為上頂板，達到近0.25 Pa，其次為后玻璃及后壁板，負貢獻度最大板件仍為前玻璃，達到近-0.25 Pa。290 Hz處，貢獻度較大的板件主要有下底板和左右壁板，須優(yōu)化結構或添加阻尼材料減小其振動，從而降低此峰值頻率。綜上所述，對于產(chǎn)生噪聲峰值影響較大的板件有上頂板、后壁板及下底板，故須對其進行結構優(yōu)化及降噪處理。

6 駕駛室低噪聲形貌優(yōu)化設計

通過聲學板件貢獻度分析,找到了產(chǎn)生噪聲峰值頻率的幾個關鍵板件為上頂板、后壁板及下底板，對三塊板件進行形貌優(yōu)化，在其板件表面添加肋板以提高其結構剛度降低振動。

考慮到駕駛室實際安裝要求及懸置點的特殊位置，故將懸置點處設置為不可設計區(qū)域。分別以提高上頂板、后壁板以及下底板的剛度為優(yōu)化目標，設定起肋寬度為80 mm,斜度為60°,起肋高度為15 mm，以直線型肋板作為約束條件對駕駛室進行形貌優(yōu)化，其上頂板及下底板的優(yōu)化形貌圖如圖11、圖12所示。

圖11 上頂板形貌優(yōu)化圖Fig.11 The topography optimization of the roof

圖12 下底板形貌優(yōu)化圖Fig.12 The topography optimization of the floor

在此模型中施加相同的邊界條件與實測激勵力信號，同時在上頂板、后壁板以及下底板等處添加橡膠阻尼材料，其材料參數(shù)如下：阻抗實部為830 kg/(m2·s)；虛部為3 030 kg/(m2·s)。進行頻響分析及室內噪聲二次預測，得到駕駛室優(yōu)化后室內聲壓預測曲線，與原聲壓曲線對比如圖13所示。

圖13 駕駛室優(yōu)化前后聲壓曲線對比Fig.13 The comparison of the sound pressure level curve before and after optimization

通過對比兩個噪聲預測曲線可以發(fā)現(xiàn)，頻率30 Hz處聲壓級由95.14 dB降到90.39 dB，220 Hz處由91.6 dB降到78.49 dB，260 Hz處由102.13 dB降到97.19 dB，290 Hz處由94.99 dB降到79.73 dB,分別降低4.75，13.11，4.94和15.26 dB，在峰值頻率處聲壓級均得到明顯降低且聲壓曲線趨于平緩，表明結構優(yōu)化有效。雖在350～500 Hz頻段內部分頻率聲壓級有所提高，但計算得到的總聲壓級減小，總聲壓級由104.55 dB降低到100.12 dB，下降了4.43dB，表明優(yōu)化效果理想。

7 結束語

以某裝載機駕駛室為研究對象，基于聲學靈敏度分析和ATV法板件貢獻度分析對其進行了低噪聲優(yōu)化設計。通過聲學靈敏度分析獲得了聲振耦合頻率，分析了駕駛室結構與聲腔的耦合特性。采用ATV法進行板件貢獻度分析，找到了產(chǎn)生各峰值頻率的關鍵板件，對上頂板、后壁板及下底板等關鍵板件進行了形貌優(yōu)化及阻尼處理。在不改變駕駛室質量的前提下，結合沖壓技術合理添加加強筋，降低了駕駛室壁板振動。優(yōu)化后人耳處總聲壓級降低了4.43 dB，降噪效果顯著。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.03.026

*國家高技術研究發(fā)展計劃(“八六三”計劃)資助項目(2014AA041501)

2014-05-29；

2014-07-17

TB535

張俊紅，女，1962年9月生，教授、博士生導師。主要研究方向為內燃機振動噪聲及其控制 。曾發(fā)表《Analysis of engine front noise using sound intensity techniques》(《Mechanical Systems and Signal Processing》2005,Vol.19,No.1)等論文。

E-mail: zhangjh@tju.edu.cn