孫春飛，王 娟，李明海

(大連交通大學 交通運輸工程學院，遼寧 大連 116028)＊

0 引言

隨著軌道交通事業(yè)的發(fā)展，列車工作人員對自身工作環(huán)境的要求也越來越高，司機室是司乘人員工作的主要場所，司機室環(huán)境是否舒適直接關(guān)系到司乘人員的身心健康、工作效率和列車運行質(zhì)量.給司乘人員營造一個良好的工作環(huán)境，不僅能夠保證司乘人員的身心健康，而且能夠提高司乘人員的工作效率、操作的準確性和他們對機車的認可程度［1］.因此，做降低機車司機室的噪聲污染、改善司乘人員工作環(huán)境方面的研究是非常有意義的.

內(nèi)燃機車司機室的噪聲源主要有:柴油機、主發(fā)電機、輔助電機、風機和輪軌［2］.這些設(shè)備或結(jié)構(gòu)的振動通過底架和轉(zhuǎn)向架到達司機室，引起司機室的振動，隨之產(chǎn)生噪聲［3］.如果司機室結(jié)構(gòu)模態(tài)和空腔的聲學模態(tài)在某頻率時達到了一致，結(jié)構(gòu)的振動將與附近的空氣相耦合，產(chǎn)生的振動噪聲將急劇升高，所以，在設(shè)計和優(yōu)化過程中為了更好的控制司機室的噪聲和振動，對其進行結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲學模態(tài)的分析就顯得尤為重要［4］.本文將在結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲學模態(tài)的基礎(chǔ)上對司機室的耦合模態(tài)以及聲場響應(yīng)做詳細的計算分析，為后續(xù)的改進和優(yōu)化提供必要的參考依據(jù).

1 司機室噪聲預(yù)估

本文以東風系列某內(nèi)燃機車為例進行了分析研究，根據(jù)設(shè)計圖紙對未安裝設(shè)備的機車白車身進行了三維建模，底架考慮了側(cè)梁、前后四組旁承橫梁、牽引梁、前后柴油機安裝梁以及風道梁等主要梁結(jié)構(gòu)，對司機室的鋼架結(jié)構(gòu)做了詳細的建模.機車白車身有限元模型圖，如圖1所示.

圖1 內(nèi)燃機車白車身有限元模型

司機室空腔的聲學有限元模型如圖2(a)所示，采用的四面體網(wǎng)格單元，根據(jù)每個波長內(nèi)至少容納6個單元的要求，需結(jié)合自身聲學計算的要求來調(diào)整網(wǎng)格單元大小水平［5］，經(jīng)計算本模型單元可計算的最高頻率為 923.5 Hz，可以滿足400Hz以下計算要求.聲學有限元模型節(jié)點數(shù)為129 880，單元數(shù)為609 408.機車總體結(jié)構(gòu)由大量的板梁結(jié)構(gòu)焊接而成，車身的蒙皮均采用2.5 mm厚的鋼板，為了減少出現(xiàn)大量的局部模態(tài)，在不影響計算精度的情況下，有限元模型中去除了其他艙室的側(cè)墻、頂棚和鋼結(jié)構(gòu)骨架，只保留了司機室的詳細鋼架結(jié)構(gòu)，蒙皮、以及對其模態(tài)影響較大的底架鋼結(jié)構(gòu).節(jié)點總數(shù)為 269 878，單元數(shù)為281565.統(tǒng)一采用 shell181單元，材料選用鋼材料，彈性模量為2.1 ×1011N/m3，泊松比為0.3，密度為7 800 kg/m3.

計算聲固耦合模型時利用了模態(tài)疊加法，控制模態(tài)參與系數(shù)為未知量.對于聲學模態(tài)，利用司機室空腔聲學模態(tài)計算結(jié)果;對于結(jié)構(gòu)模態(tài)則利用機車整車結(jié)構(gòu)有限元模型的模態(tài)計算結(jié)果，這就是聲固耦合模型的構(gòu)成［4］，如圖2(b)所示.

圖2 司機室兩種有限元模型

應(yīng)用LMS-virtual lab進行聲場響應(yīng)計算，在柴油機安裝梁上加載X、Y、Z三個方向的單位激勵載荷如圖3所示［6］，計算司機室前200 Hz的聲場響應(yīng)，并且提取主駕駛員右耳處的聲壓級如圖4所示.

圖3 激勵加載圖

圖4 右耳處聲壓響應(yīng)

從聲學計算的結(jié)果來看自90 Hz以后聲壓出現(xiàn)較為明顯的峰值，表現(xiàn)較為明顯的頻率值主要有88、91、116、119、131、143、164、198 Hz.峰值出現(xiàn)的原因大體分為聲學共振和結(jié)構(gòu)共振兩種，具體是由于哪一種共振引起的，需要對計算時結(jié)合的結(jié)構(gòu)模態(tài)、聲學模態(tài)以及耦合模態(tài)進行較為詳盡的分析.

2 模態(tài)分析理論

2.1 聲學模態(tài)理論

在理想流體媒質(zhì)中，聲音傳播無衰減波動方程為:

其中，c為流體介質(zhì)中的聲速;p為瞬時聲壓;▽2為拉普拉斯算子.按有限元方法將司機室聲場離散化，得到離散的波動方程矩陣形式為:

式中，［M］為流體質(zhì)量矩陣;［K］為流體剛度矩陣;ρ［R］為單元耦合質(zhì)量矩陣.

聲學模態(tài)分析是對聲波控制方程廣義向量為零向量的計算求解，即邊界元的結(jié)構(gòu)向量為零向量，此時有限元波動方程為:

令 P =pejwt，則上式特征方程為，由此可求出聲學空腔的自鳴頻率，將其帶入式(3)中，可得聲壓P，即聲學空腔的聲壓分布.

2.2 耦合模態(tài)理論

不考慮聲壓對結(jié)構(gòu)振動的影響時，結(jié)構(gòu)振動的控制方程為:

式中，［M］為質(zhì)量矩陣，［C］為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣，［K］為結(jié)構(gòu)剛度矩陣，［F］結(jié)構(gòu)激勵力矩陣.為了完整描述整個流體-結(jié)構(gòu)耦合問題，還必須考慮聲壓對結(jié)構(gòu)振動的影響，這時還需在界面上加上流體壓力載荷向量，此時的結(jié)構(gòu)動態(tài)有限元方程為:

將式(2)與式(5)聯(lián)合得到完整的流體-結(jié)構(gòu)耦合問題的有限元方程:

3 模態(tài)分析

3.1 空腔聲模態(tài)計算結(jié)果

司機室空腔聲模態(tài)對于司機室的設(shè)計研發(fā)及改良優(yōu)化提供了很有價值的參考信息.設(shè)計人員可以在避免車身壁板與室內(nèi)空腔產(chǎn)生共振的問題上加以研究，另外，聲模態(tài)可以確定室內(nèi)空腔是否被激起了強烈的聲學共振［7］.表1中列舉了分析結(jié)果中有代表性的幾階聲學模態(tài).

表1 聲模態(tài)部分分析結(jié)果

表2 耦合模態(tài)部分分析結(jié)果

3.2 耦合模態(tài)計算結(jié)果

由于車身結(jié)構(gòu)中大量薄板件的存在，忽略其他艙室側(cè)墻及頂棚的影響下，模態(tài)密集現(xiàn)象有所緩解但仍然存在.根據(jù)后續(xù)聲學計算的結(jié)果，表2中列舉了對聲場影響較大的幾階耦合模態(tài)結(jié)果.

由司機室結(jié)構(gòu)模態(tài)的頻率及振型的分析結(jié)果來看，司機室整體剛度是達標的，在60 Hz以下是趨于穩(wěn)定的，但由于司機室存在很多薄板結(jié)構(gòu)，模態(tài)密集.根據(jù)噪聲產(chǎn)生的機理來看，當這些局部模態(tài)頻率被激發(fā)，壁板的振幅驟增，司機室內(nèi)的輻射噪聲升高非常明顯.若壁板振動與內(nèi)部聲腔恰好耦合時，引起強烈的空腔共鳴，司機室內(nèi)的聲壓級將會更劇烈的升高.諸如116、143、198 Hz周圍聲模態(tài)和耦合模態(tài)的頻率十分接近，極有可能在此處引起結(jié)構(gòu)與內(nèi)部聲腔的強烈共鳴，司機室內(nèi)部聲壓在此產(chǎn)生峰值.

4 振動響應(yīng)及聲學響應(yīng)分析

4.1 振動響應(yīng)分析

振動響應(yīng)的分析是驗證噪聲預(yù)測當中峰值出現(xiàn)的原因是否是由模態(tài)頻率的激發(fā)所致的有力證據(jù)，所以需要對結(jié)構(gòu)的振動響應(yīng)進行分析［8］.

表3 最大振動響應(yīng)與最大聲壓級對比

表3提供了產(chǎn)生聲壓峰值的頻率值所對應(yīng)的振動響應(yīng)和聲壓值，由振動響應(yīng)的結(jié)果分析可知，存在很劇烈的聲壓峰值的頻率點都伴隨有強烈的結(jié)構(gòu)振動，而且耦合模態(tài)的振型與振動響應(yīng)的云圖非常接近.如:91、119、131、143、170、198，圖5 和圖6為91和119 Hz的模態(tài)振型和振動響應(yīng)對比.從表格總體對比來看，振動響應(yīng)的加速度越大，其聲壓級也就越大，但其中也存在諸如116、131、143和164 Hz處，振動響應(yīng)較小的情況下產(chǎn)生了很明顯的聲壓峰值，需要進一步進行分析討論.

圖5 91.006 Hz耦合模態(tài)和91Hz振動響應(yīng)云圖

圖6 119.265 Hz耦合模態(tài)和119Hz振動響應(yīng)云圖

4.2 聲場響應(yīng)分析

由聲學模態(tài)及耦合模態(tài)的分析結(jié)果可以看出:116、131、143以及164 Hz處耦合模態(tài)和聲學模態(tài)的數(shù)值非常接近.對于116和143 Hz兩個頻率響應(yīng)，從如圖7、圖8所示聲學模態(tài)和聲壓級云圖的情況來看，二者振型基本一致，在此處空腔的聲學模態(tài)被劇烈激發(fā)，從而在振動響應(yīng)不太大的情況下產(chǎn)生了尖銳的聲壓峰值.

131和164 Hz處聲模態(tài)與聲場響應(yīng)云圖局部一致，說明結(jié)構(gòu)壁板與聲腔發(fā)生了部分耦合，導(dǎo)致了聲壓級也相對較高.

圖7 116.334Hz聲模態(tài)振型和116Hz聲學響應(yīng)云圖

圖8 143.194Hz聲模態(tài)振型和143Hz聲學響應(yīng)云圖

5 結(jié)論

(1)沒有結(jié)構(gòu)共振及聲學共振的參與的情況下，振動的加速度(幅值)越大，司機室的聲壓級越大;

(2)司機室壁板共振是導(dǎo)致91、119、131、143、170，198處產(chǎn)生聲壓峰值的主要原因;

(3)司機室的壁板振動與室內(nèi)空腔的聲模態(tài)完全或部分耦合導(dǎo)致了聲腔共鳴，激發(fā)了聲模態(tài)導(dǎo)致了116、131、143以及164 Hz在振動幅值不大的情況下聲壓較大;

(4)司機室的地板在耦合模態(tài)分析過程中是導(dǎo)致模態(tài)密集重要原因之一，在振動響應(yīng)分析中振動幅度較大，對司機室聲壓的貢獻度較大.

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