張 超， 張勁松， 萬 靂, 徐 巍， 周明剛

(1.湖北工業(yè)大學農(nóng)機工程研究設計院， 武漢 430068； 2.湖北時瑞達重型工程機械有限公司， 襄陽 441116)

目前軌道交通在中國占據(jù)著重要地位，軌道車輛噪聲也因此備受關注。駕駛室噪聲分為結構噪聲與空氣噪聲，300 Hz以內低頻噪聲主要是結構噪聲，研究它對提升舒適性和駕駛安全具有重要意義。楊年炯等[1]通過對某商用車進行試驗研究駕駛室內轟鳴噪聲產(chǎn)生的原因，并采用有限元仿真設計并聯(lián)諧振腔消聲器降低振動和噪聲；程科翔等[2]利用有限元-統(tǒng)計能量分析仿真駕駛室噪聲，有針對性地優(yōu)化駕駛室聲學包，對中頻噪聲有一定降噪效果；吳凱偉等[3]提出含時滯反饋系統(tǒng)主動懸架降低車身加速度均方根值，提升乘坐舒適性和行駛安全性；唐榮江等[4]構建噪聲源與響應點之間的傳遞函數(shù)，求解噪聲源對響應點的貢獻量從而實現(xiàn)噪聲源定位，最后根據(jù)傳遞路徑進行降噪設計及仿真；李偉平等[5]對礦用自卸車駕駛室建立結構有限元模型和聲腔模型進行聲場聲振耦合分析,確定噪聲峰值和板件聲學貢獻量分析,對貢獻量最大的板件進行多目標形貌優(yōu)化改善駕駛室聲學環(huán)境；張俊紅等[6]利用駕駛室與室內聲腔建立了聲-振耦合模型，通過試驗獲取激勵進行結構頻率響應分析與室內噪聲預測；Accardo等[7]提出一整套聲學模態(tài)分析程序，從試驗測試到數(shù)據(jù)后處理采用一種多輸入多輸出的頻域計算方法提供模態(tài)參數(shù)提高車體內部噪聲CAE(computer aided engineering)預測能力；劉志恩等[8]通過模態(tài)聲學貢獻度計算，結合模態(tài)振型確定駕駛室振動變形最大的車身板件；并對該板件進行形貌優(yōu)化處理進而降低駕駛室噪聲。黃俊誠等[9]以某型拖拉機駕駛室建立有限元-統(tǒng)計能量分析模型，將測得試驗加速度作為激勵進行耳旁噪聲預測，結合貢獻度分析對板塊進行優(yōu)化設計降低噪聲。鄭玲等[10]通過某型轎車的聲-固耦合模型進行模態(tài)和聲學計算，對車身各板件的貢獻度進行分析，確認了各板件對車內噪聲貢獻度系數(shù)。崔進青等[11]對裝載機低頻噪聲進行了結構聲和透射聲仿真計算，獲得了室內聲場與結構聲和透射聲的關系。這些研究為駕駛室內噪聲分析奠定了基礎，但是主要為噪聲預測和控制，對噪聲產(chǎn)生機理需要更深入的研究。

駕駛室內噪聲與所受激勵和聲學空間分布特性相關，現(xiàn)以某型內燃機車為研究對象采用試驗分析與數(shù)值分析相結合的方法進行研究，利用板塊貢獻量分析、振動試驗、聲學模態(tài)分析、耦合模態(tài)分析明確駕駛室噪聲特性和形成機理，以期為改善駕駛室內噪聲環(huán)境提供理論基礎。

1 某型內燃機車數(shù)值模型

以某型內燃機車為對象進行研究分析，實車如圖1所示。該型號內燃機車車體主要是由大量鋼板和梁焊接形成，車身采用2.5 mm厚鋼板作為蒙皮。在根據(jù)實車進行白車身三維建模時保留了車體底架橫梁和側梁結構，駕駛室框架結構、頂部主要梁結構，忽略結構中的其他設備和窗戶及忽略倒角、圓孔等局部細節(jié)以減少局部模態(tài)的數(shù)量。白車身模型如圖2所示。

圖1 內燃機車Fig.1 Diesel locomotive

圖2 白車身模型Fig.2 Body in white model

1.1 白車身有限元模型

某型內燃機車駕駛室框架結構和頂部主要梁結構材料為鋼材，密度ρ=7 800 kg/m3，泊松比μ=0.28，彈性模量E=2.1×1011N/m3。白車身有限元結構網(wǎng)格類型為四面體網(wǎng)格，單元大小為60 mm，單元總數(shù)為596 311，節(jié)點總數(shù)為1 132 577，其有限元模型如圖3所示。

圖3 白車身有限元模型Fig.3 Body in white finite element model

1.2 聲學邊界元模型

聲學計算時流體模型計算精度是由多數(shù)單元共同控制，聲學邊界元模型單元尺寸與計算頻率有對應關系，通常假定每個波長至少有6個聲學單元，單元大小可由式(1)計算得到[12]。聲學單元計算方程為

(1)

式(1)中：L為某個單元的長度；c為聲音在某流體介質中的傳播速度；fmax為模型的最大計算頻率。

在白車身三維模型上添加駕駛室的窗戶和車門將駕駛室構造成一個封閉的聲腔，提取封閉的駕駛室聲腔建立聲學邊界元模型，其模型如圖4所示。聲學邊界元模型網(wǎng)格類型為四面體，單元尺寸為60 mm，聲學單元大小為60 mm滿足5～250 Hz計算頻率范圍。大駕駛室聲學邊界元單元數(shù)為13 568，節(jié)點數(shù)為13 538；小駕駛室聲學邊界元單元數(shù)為9 671，節(jié)點數(shù)為9 645。

圖4 聲學有限元模型Fig.4 Acoustic finite element model

2 駕駛室噪聲分析

2.1 測點布置

在實車運行情況下，測量駕駛室內部駕駛員耳旁聲壓級與駕駛室壁板垂向振動加速度。圖5給出了駕駛室內部測點布置示意圖，大小駕駛測點布置原則一致，耳旁聲壓級測點為8個，壁板振動加速度測點為12個，發(fā)動機安裝點測點為4個。實驗設備選用B&K公司的Pulse Labshop軟件系統(tǒng)，硬件為3560-C型數(shù)據(jù)采集前端、4101A型雙耳入耳式傳聲器、4231型聲學校準器、4507B型加速度傳感器，在進行聲學試驗測量前對雙耳入耳式傳聲器進行校準。

○為駕駛員耳旁測點；△為駕駛室壁板振動加速度測點圖5 測點位置Fig.5 Measurement points

2.2 駕駛室司機耳旁噪聲計算及實驗驗證

駕駛室是一個封閉聲腔，當駕駛室承受激勵時，駕駛室板塊結構與駕駛室聲腔形成一個復雜的聲學系統(tǒng)。采用聲-振耦合法計算駕駛室5～250 Hz聲場響應，提取駕駛員耳旁噪聲聲壓級。數(shù)值分析時結構模態(tài)采用白車身有限元結構模態(tài)，聲學邊界條件采用駕駛室聲學邊界元模型，施加的激勵是通過試驗測得的激勵信號。激勵的加載位置如圖2所示，駕駛員耳旁參考點如圖2所示，駕駛員耳旁噪聲聲壓級如圖6所示。

圖6 實驗與仿真聲壓級Fig.6 Simulation and experimental sound pressure level

對圖6所示的聲壓級曲線進行分析，駕駛室仿真聲壓級與實驗聲壓級對比趨勢基本相同，然而由于實驗采集的噪聲信號是由透射噪聲和結構噪聲組成，而且沒有排除背景噪聲，同時仿真計算時僅考慮垂直方向上的振動激勵而忽略了水平方向上的次要激勵，導致實驗與仿真結果在數(shù)值上存在偏差。但是從圖6中可以看出在部分頻率處(如67、73、92、110、220 Hz等)，仿真計算結果與試驗測量值吻合良好，說明本模型可以準確的計算出車輛駕駛室的結構噪聲，能夠用于后續(xù)車輛駕駛室噪聲分析過程中去。

在發(fā)動機轉速為2 205 r/min條件下，大駕駛室在39、74、93、110、220、257 Hz處具有峰值，小駕駛室在39、74、110、220 Hz處具有峰值。結合大、小駕駛室聲壓級峰值分析得出噪聲分布特性如下：在39、74、110 Hz頻率處，大、小駕駛室均存在顯著峰值，為了研究其形成機理需要對車內振動和噪聲特性進行深入分析。

2.3 板塊聲學貢獻量

某型內燃機車駕駛室是由主框架與壁板構成，駕駛室在5～250 Hz噪聲以結構噪聲為主，為了研究駕駛室內部壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量，引入板塊聲學貢獻度概念[13]。聲場中某點處聲壓的板塊貢獻量為

(2)

式(2)中：D為板塊聲學貢獻系數(shù)；P為聲場中某點聲壓；Pc為板塊對某點聲壓貢獻聲壓；P*為Pc共軛復數(shù)；Re為P*的實部。

將聲學邊界元模型劃分為12個板塊區(qū)域進行板塊貢獻量分析，在聲學響應基礎上獲得了司機室各壁板聲壓貢獻量關系，車廂各壁板編號如圖3所示。

在39、74、110 Hz頻率處各壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量如圖7所示。39 Hz時，大駕駛室右壁板、底板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室各壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量比較接近；74 Hz時，大駕駛室右壁板、左壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室右壁板、前壁板、左壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大；110 Hz時，大駕駛室前壁板、底板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室前壁板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大。分析可知，駕駛室左、右、前壁板在該頻率下結構振動較大，需要進行減振降噪優(yōu)化，通常采用改變壁板厚度、粘貼自由阻尼或約束阻尼、增加加強筋等措施抑制壁板振動達到降噪目的。

圖7 壁板貢獻量Fig.7 Panel contribution

3 駕駛室振動分析

對駕駛室進行了聲場分析及板塊貢獻量分析，找到了駕駛室噪聲聲壓峰值所對應的振動頻率及該峰值處對噪聲貢獻最大的壁板。為了研究在39、74、110 Hz頻率處噪聲的形成機理，分析駕駛室內聲學模態(tài)、耦合模態(tài)具有重要意義，一般而言模態(tài)參數(shù)是結構固有屬性，它對駕駛室內噪聲具有重要影響。如果激勵引起的駕駛室結構模態(tài)與聲腔模態(tài)接近或一致，將會形成耦合共振響應，造成某些區(qū)域噪聲異常，因此對駕駛室進行聲學模態(tài)和耦合模態(tài)分析判斷其對噪聲的影響。

3.1 振動試驗分析

大、小駕駛室底板、側板、頂板振動加速度頻譜如圖8所示。分析圖8可知，在37、74、110 Hz處均存在顯著峰值，大、小駕駛室底板、側板、頂板振動加速度頻率分布趨勢基本相同，只是在局部幅值存在差異，駕駛室噪聲和振動在74、110 Hz處均存在顯著頻率。

圖8 振動加速度Fig.8 Vibration acceleration

某型內燃機車采用直列四沖程六缸發(fā)動機，當發(fā)動機工作轉速為2 205 r/min時，發(fā)動機一階振動頻率為37 Hz、排氣噪聲頻率為110 Hz。駕駛室內低頻噪聲峰值較多，峰值頻率是發(fā)動機基頻的倍頻處，分析表明峰值與發(fā)動機激勵密切相關，駕駛室噪聲主要是由發(fā)動機振動傳遞到駕駛室導致結構振動和壁板振動而產(chǎn)生的結構噪聲，駕駛室內噪聲相關頻率和峰值對應信息如表1所示。74、110 Hz為發(fā)動機基礎轉頻的倍頻，整車產(chǎn)生振動造成噪聲超標，駕駛室整車框架結構和壁板結構需要優(yōu)化設計，并且避開發(fā)動機轉動基頻37 Hz和排氣噪聲基頻110 Hz才能從根本上解決2 205 r/min轉速下駕駛室內噪聲問題。39 Hz處噪聲超標形成機理需要進一步研究。

表1 峰值與噪聲源對應關系Table 1 Correspondence between peak and noise source

3.2 聲學模態(tài)

聲學模態(tài)是聲腔的固有屬性，聲學模態(tài)也具有模態(tài)振型和固有頻率等特性。當聲學模態(tài)與車身結構模態(tài)的固有頻率相近時，駕駛室內會形成聲腔聲學共振響應，聲學模態(tài)研究可以避免聲腔和壁板產(chǎn)生耦合共振。在39 Hz附近模態(tài)信息如圖9(a)所示，聲壓分布規(guī)律表現(xiàn)為大駕駛室前半部聲壓教大的狀態(tài)；在74 Hz附近模態(tài)信息如圖9(b)所示，聲壓規(guī)律表現(xiàn)為大駕駛中部大、兩端小的狀態(tài)；在110 Hz附近模態(tài)信息如圖9(c)所示，聲壓分布規(guī)律為小駕駛兩端大、中部小的狀態(tài)。

圖9 聲學模態(tài)Fig.9 Acoustic modal

3.3 耦合模態(tài)分析

耦合共振是由聲腔中的空氣和結構相互作用形成，所以模態(tài)信息包含結構變形和聲壓分布。這些模態(tài)產(chǎn)生原因有兩種可能，第一是結構振動導致聲壓變化，第二是聲壓變化導致壁板振動。在39 Hz附近模態(tài)信息如圖10(a)所示，大駕駛室左、右、前壁板、頂板振動；在74 Hz附近模態(tài)信息如圖10(b)所示，小駕駛室后壁板前后振動；在110 Hz附近模態(tài)信息如圖10(c)所示，大駕駛左、右、前壁板以及頂板均出現(xiàn)局部振動，從以上分析得出耦合模態(tài)并不是聲學模態(tài)和結構模態(tài)簡單的疊加。

圖10 耦合模態(tài)Fig.10 Coupling modal

3.4 分析結果

通過對某型內燃機車的聲學響應、壁板貢獻量、振動試驗、耦合模態(tài)分析可知：39 Hz附近時，大駕駛室存在耦合共振，左、右壁板、頂板局部振動，聲學模態(tài)呈前端大、后端小狀態(tài)，以上原因導致大駕駛室左、右、前壁板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室各壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量比較接近，可以判斷其構成了混響聲場，很難定位某一噪聲源；74 Hz附近時，車體存在耦合共振，大駕駛室左、右壁板左右振動，聲學模態(tài)呈中部大、兩端小狀態(tài)，小駕駛室左、右壁板左右振動，前壁板上端前后振動，以上原因導致大駕駛室左、右壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室左、右、前壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大；110 Hz附近時，存在耦合模態(tài)，大駕駛室左、右壁板左右振動，小駕駛室聲學模態(tài)呈兩端大、中部小狀態(tài)，以上原因導致大駕駛室前壁板、底板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大，小駕駛室前壁板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大。耦合振動響應分析與板塊貢獻量分析結果一致，駕駛室左、右、前壁板振動與室內聲腔形成耦合振動響應是造成駕駛內噪聲超標的主要原因，可以通過布置吸聲材料、構建空氣薄膜阻尼結構、噴涂阻尼材料等措施改變駕駛室內聲腔駐波特性，這些措施都能夠在一定程度上降低駕駛室內噪聲。

4 結論

對駕駛室內噪聲分布特性進行研究，結合振動試驗、噪聲試驗、板塊貢獻量分析、聲學模態(tài)分析、耦合模態(tài)分析，明確駕駛室內噪聲形成機理，提出措施改善駕駛室聲學環(huán)境，得到主要結論如下。

(1)通過構建數(shù)值模型進行聲學響應分析，將仿真與試驗聲壓級結果對比驗證了模型的可靠性，確認了駕駛室內噪聲突出峰值為39、74、110 Hz。

(2)通過駕駛室聲學板塊貢獻量確認了對噪聲貢獻較大的壁板，在39、74、110 Hz處，駕駛室左、右、前壁板結構振動較大，需要進行減振降噪優(yōu)化，通常采用改變壁板厚度、粘貼自由阻尼或約束阻尼、增加加強筋等措施抑制壁板振動達到降噪目的。

(3)考慮發(fā)動機工作特性，37、110 Hz分別為發(fā)動機旋轉基頻、排氣噪聲基頻，駕駛室內壁板、地板、頂板結構振動在37、74、110 Hz存在顯著峰值，噪聲在74、110 Hz存在顯著峰值，駕駛室整體框架結構和壁板結構需要優(yōu)化設計，使其固有模態(tài)避開發(fā)動機基頻。

(4)在39、74、110 Hz處，駕駛室左、右、前壁板振動與室內聲腔形成耦合振動響應是造成駕駛內噪聲超標的主要原因，可以通過布置吸聲材料、構建空氣薄膜阻尼結構、噴涂阻尼材料等措施改變駕駛室內聲腔駐波特性，在一定程度上降低噪聲。