鄧習(xí)樹，邵 威，黃志亮

（三一集團有限公司研究總院，湖南 長沙410100）

隨著工程機械行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對工程機械駕駛室的舒適性和噪聲提出了更高的要求.為了降低駕駛室噪聲，改善駕駛室的舒適性，多年來國內(nèi)外專家就工程機械駕駛室的噪聲預(yù)估、測量、評價和控制方法等方面進行了大量的理論和試驗研究，制定了相應(yīng)的噪聲限值和測量標(biāo)準(zhǔn)［1－3］，并提出了許多有效的噪聲控制方法［4－6］，促進了噪聲預(yù)估理論和方法的發(fā)展.

自20世紀(jì)70年代中期以來，相繼發(fā)展了建筑聲學(xué)法、模態(tài)分析法、統(tǒng)計能量分析法和積分方程法等多種有效的噪聲分析和預(yù)估方法［7］.其中，模態(tài)分析法和統(tǒng)計能量分析法目前應(yīng)用較為廣泛，但它們都有一定的局限性，其適用范圍取決于結(jié)構(gòu)空間的尺度和所關(guān)心的頻率范圍.

工程機械領(lǐng)域駕駛室內(nèi)部噪聲在可聽閾20～20 000Hz范圍內(nèi)，受重視的頻率大多數(shù)是中高頻范圍；而且其還受到結(jié)構(gòu)及內(nèi)飾等大部分子系統(tǒng)的影響，用傳統(tǒng)的模態(tài)分析方法對這些噪聲進行仿真顯得很困難，因為模態(tài)分析方法局限于對能夠清楚辨認(rèn)的有限數(shù)量的低階模態(tài)進行分析，分析誤差隨著頻率范圍向更高擴展而增大，分析難度隨著結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度而增加.但統(tǒng)計能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）在這些方面具有明顯優(yōu)勢.它不僅為高頻段結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性的不確定性給出了合理的描述，同時也為在結(jié)構(gòu)設(shè)計階段的振動噪聲預(yù)估提供了一條途徑，被廣泛應(yīng)用于振動與聲學(xué)領(lǐng)域的研究［8－9］.

1 噪聲SEA預(yù)估理論及其模型建立

1.1 統(tǒng)計能量分析基本理論

統(tǒng)計能量分析方法運用能量流關(guān)系對結(jié)構(gòu)動力特性、振動響應(yīng)及聲輻射進行理論評估，是一種模型化分析方法［10］.它的基本原理是在確定條件下，受隨機激勵的兩個耦合系統(tǒng)間的振動能量流動率正比于兩系統(tǒng)間平均模態(tài)能量的差.典型的兩個子系統(tǒng)SEA模型如圖1所示.

對每個子系統(tǒng)可以寫出功率流平衡方程為

式中：Pi為子系統(tǒng)i的輸入功率；ω為頻帶中心頻率；Ei為子系統(tǒng)i的平均能量；ηi為子系統(tǒng)i的內(nèi)損耗因子；ηij為子系統(tǒng)i到子系統(tǒng)j的耦合損耗因子.用矩陣表示為

圖1 兩個子系統(tǒng)的SEA模型Fig.1 SEA modal of two subsystems

對于具有m個子系統(tǒng)的動態(tài)系統(tǒng)可以建立m個能量平衡方程，將它們表示成矩陣形式為

式中：Pm為子系統(tǒng)m的輸入功率；ηm為子系統(tǒng)m的內(nèi)損耗因子；ηmj為子系統(tǒng)m到子系統(tǒng)j的耦合損耗因子；nm為子系統(tǒng)m的模態(tài)密度；Em為子系統(tǒng)m的平均能量.

子系統(tǒng)的能量E可以用振動速度和聲壓來表示：

式中：M為子系統(tǒng)的質(zhì)量為空間振動速度均方值為空間聲壓均方值；Z0為空氣的聲阻抗率.通過式（4）和式（5）可以計算出各個子系統(tǒng)的振動速度和聲壓.

1.2 工程機械駕駛室SEA模型的建立

本文以某工程機械產(chǎn)品的駕駛室為研究對象，利用統(tǒng)計能量分析方法對其內(nèi)部噪聲進行了預(yù)估分析.在對駕駛室建立統(tǒng)計能量分析模型之前，需要對模型進行簡化處理.對駕駛室SEA模型進行了以下簡化：

（1）一些電焊在板件上的加強板、筋等結(jié)構(gòu)，以及梁柱構(gòu)件和駕駛室內(nèi)的座椅結(jié)構(gòu)可以忽略.

（2）駕駛室外部的結(jié)構(gòu)，如后視鏡、雨刷、天線等附件都不出現(xiàn)在模型中.

（3）去掉伸入駕駛室內(nèi)部的部件，如中控臺、儀表板等.

（4）系統(tǒng)內(nèi)部的噪聲源對駕駛室部件的聲激勵同其他子系統(tǒng)相比很小，可以忽略不計.

建立統(tǒng)計能量分析模型需要完成以下三項基本工作：確定外界激勵源；按照模態(tài)相似的原則劃分子系統(tǒng)；找出功率流傳遞途徑.

預(yù)估模型的準(zhǔn)確性是精確分析駕駛室內(nèi)部噪聲的基礎(chǔ)，其準(zhǔn)確建立有賴于子系統(tǒng)劃分的合理性.對于統(tǒng)計能量分析的子系統(tǒng)只有相似共振模態(tài)組成的子系統(tǒng)才可以存儲振動能量，因此，要依據(jù)模態(tài)相似原理劃分子系統(tǒng).

子系統(tǒng)劃分完成之后就利用統(tǒng)計能量分析軟件中的建模工具分別建立各個子系統(tǒng).模型建成之后，分別定義各子系統(tǒng)的物理屬性，并利用統(tǒng)計能量分析軟件中的自動連接功能將公用的點、線、面進行連接，實現(xiàn)各子系統(tǒng)之間的能量傳遞.利用統(tǒng)計能量分析軟件建立駕駛室預(yù)估模型如圖2所示.

用統(tǒng)計能量分析法解決問題的關(guān)鍵在于獲得SEA三個基本參數(shù)，即模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子，一般均可通過試驗和仿真計算的方法得到.如圖3—5為利用統(tǒng)計能量分析軟件計算得到的部分子系統(tǒng)的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子.本文中對于復(fù)雜子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子是采用試驗的方法獲得的，所采用的試驗方法是基于Hilbert變換的瞬態(tài)衰減法.圖6所示為試驗測得的前擋風(fēng)玻璃內(nèi)損耗因子.

圖2 某工程機械駕駛室SEA模型Fig.2 SEA modal of the construction machinery’cab

圖3 子系統(tǒng)模態(tài)密度計算值Fig.3 Calculated value of the subsystem’modal density

圖4 子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子計算值Fig.4 Calculated value of the subsystem’damping loss factor

圖5 子系統(tǒng)間耦合損耗因子計算值Fig.5 Calculated value of the subsystem’coupling loss factor

圖6 前擋風(fēng)玻璃實測內(nèi)損耗因子Fig.6 Actual damping loss factor of the front windshield

2 噪聲預(yù)估結(jié)果試驗驗證與模型修正

2.1 模型修正前仿真結(jié)果及實測結(jié)果對比

該工程機械駕駛室噪聲以空氣聲傳播為主.因此，將實際工況下駕駛室外聲場測試結(jié)果作為載荷輸入給SEA模型，對照駕駛室內(nèi)部噪聲聲壓級的測量值與計算預(yù)測值以檢驗?zāi)Ｐ偷臏?zhǔn)確性.圖7為工程機械駕駛室模型計算和測量值的比較.

從圖7中可以看出，駕駛室內(nèi)部噪聲1/3倍頻程實測結(jié)果與仿真結(jié)果趨勢較為一致，但部分中心頻段數(shù)值相差較大，總的噪聲能量誤差為41.4%.另外，從駕駛室噪聲能量分布和傳遞圖（見圖8）中可以看出，駕駛室噪聲能量主要集中在駕駛室地板和前擋風(fēng)玻璃上.可以推斷：部分中心頻段數(shù)值相差較大的原因是駕駛室地板上孔、縫的聲泄漏以及內(nèi)飾件的吸聲特性未作處理.

圖7 修正前仿真結(jié)果與實測結(jié)果對比Fig.7 Comparison of simulation results and measured results

圖8 部分中心頻率對應(yīng)的噪聲能量分布及傳遞方向Fig.8 Noise energy distribution and transfer direction

2.2 統(tǒng)計能量分析模型的修正

考慮到駕駛室地板孔、縫的聲泄漏以及駕駛室頂部內(nèi)飾和座椅的吸聲特性，利用統(tǒng)計能量分析軟件根據(jù)駕駛室實際情況對駕駛室地板進行了聲泄漏處理，以及對駕駛室頂部內(nèi)飾和座椅進行了吸聲特性處理，其中座椅的吸聲是采用等效處理的辦法.

該工程機械駕駛室SEA模型經(jīng)過修正后，其仿真結(jié)果與實測結(jié)果對比如圖9所示.整個1/3倍頻程頻譜修正后與實測結(jié)果比較一致，總的噪聲能量誤差為8.2%.說明創(chuàng)建的駕駛室SEA模型經(jīng)過修正之后，能夠準(zhǔn)確分析駕駛室內(nèi)部噪聲水平，達到了預(yù)期的目的，并且可以用于降噪預(yù)測分析.

圖9 修正后仿真結(jié)果與實測結(jié)果對比Fig.9 Comparison of modification results and measured results

3 降噪措施效果預(yù)測及試驗驗證

3.1 駕駛室降噪措施效果預(yù)測

由圖8駕駛室噪聲能量分布以及能量傳遞路徑分析可知，駕駛室前擋風(fēng)玻璃和地板是噪聲能量傳遞的主要路徑，所以可以通過改變前擋風(fēng)玻璃和地板這兩條主要傳遞路徑來降低駕駛室噪聲.

本文以封堵駕駛室地板孔、縫為例，進行了降噪效果預(yù)測和試驗驗證.利用已修正的駕駛室噪聲預(yù)估模型模擬封堵地板孔、縫結(jié)構(gòu)的降噪效果，降噪措施實施前后1/3倍頻程頻譜對比如圖10所示.封堵地板孔、縫可以降低駕駛室內(nèi)部噪聲約2.5dB（噪聲能量降低43.1%），降噪效果較為明顯.

圖10 降噪措施實施前后1/3倍頻程頻譜Fig.10 1/3octave spectrum for predicting results

3.2 駕駛室降噪措施試驗驗證

根據(jù)駕駛室降噪措施效果預(yù)測分析結(jié)果，對該工程機械駕駛室實施了簡易降噪措施（如圖11所示），并進行了試驗驗證.通過封堵地板孔縫，有效地降低了駕駛室噪聲，降噪量達2.3dB（噪聲能量降低41.1%）.通過對比降噪量預(yù)測值和試驗值，噪聲能量誤差約為4.5%.

圖11 駕駛室簡易降噪措施實施Fig.11 Simple noise reduction measures for the cab

4 結(jié)語

本文利用統(tǒng)計能量分析方法建立某工程機械駕駛室內(nèi)部噪聲預(yù)測模型，并對其內(nèi)部噪聲進行了預(yù)測分析，得到以下結(jié)論：

（1）經(jīng)過試驗修正后的駕駛室內(nèi)部噪聲預(yù)測與實測結(jié)果相比，整個1/3倍頻程頻譜比較一致，且總的噪聲能量誤差為8.2%，證實了所建立的駕駛室內(nèi)部噪聲預(yù)估模型的有效性.

（2）由統(tǒng)計能量分析可知，該工程機械駕駛室內(nèi)部噪聲主要能量來源是前擋風(fēng)玻璃和地板，對駕駛室內(nèi)部實施降噪時應(yīng)重點關(guān)注前擋風(fēng)玻璃和地板.

（3）通過對該工程機械駕駛室降噪效果的預(yù)測分析與試驗驗證，封堵駕駛室地板孔、縫能有效降低內(nèi)部噪聲聲壓級，噪聲能量降低達40%，預(yù)測結(jié)果與驗證結(jié)果相比，噪聲能量誤差約為4.5%，說明統(tǒng)計能量分析方法能夠準(zhǔn)確預(yù)測駕駛室噪聲.

因此，實際工程中，工程機械駕駛室的中高頻噪聲問題可以方便地利用統(tǒng)計能量分析法進行預(yù)測、分析和解決，從而在產(chǎn)品概念和設(shè)計早期階段為研發(fā)人員提供設(shè)計依據(jù).

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