朱曉東 沈忠亮 汪一峰

1.江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，合肥 230022 2.合肥工業(yè)大學(xué) 噪聲振動(dòng)工程研究所，合肥 230009

駕駛室低頻噪聲的聲學(xué)特性分析與控制

朱曉東1沈忠亮2汪一峰2

1.江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，合肥 230022 2.合肥工業(yè)大學(xué) 噪聲振動(dòng)工程研究所，合肥 230009

在某卡車駕駛室結(jié)構(gòu)有限元與聲學(xué)有限元計(jì)算以及駕駛室聲固耦合建模的基礎(chǔ)上，進(jìn)行結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算分析以及試驗(yàn)驗(yàn)證。再進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)分析以及聲固耦合系統(tǒng)模態(tài)分析?？紤]聲—固耦合作用，利用耦合聲學(xué)有限元進(jìn)行了駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性研究，識(shí)別出主要噪聲頻率。繼而進(jìn)行面板聲學(xué)和模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，找到了峰值聲壓產(chǎn)生的主要原因，確定了貢獻(xiàn)顯著的面板。通過(guò)結(jié)構(gòu)改進(jìn)，提升了板件剛度，抑制了結(jié)構(gòu)振動(dòng)，試驗(yàn)結(jié)果表明，駕駛室內(nèi)部噪聲得到較明顯下降。

聲學(xué)；低頻噪聲；有限元法；面板貢獻(xiàn)量；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

駕駛室的NVH性能是影響駕駛室乘坐舒適性的主要因素，隨著生活水平的提高，人們對(duì)駕駛室乘坐舒適性有了更高的要求。當(dāng)前，世界各大汽車制造商已將車內(nèi)噪聲控制作為提升其產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的一種有效途徑，車內(nèi)噪聲的分析和控制已經(jīng)滲透到整車的開(kāi)發(fā)流程中。因此，對(duì)駕駛室內(nèi)部低頻噪聲的分析與控制研究具有十分重要的意義。

車內(nèi)部噪聲主要包括空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲，其中空氣噪聲主要分布在中高頻，而低頻則主要以結(jié)構(gòu)噪聲為主[1]，所以對(duì)車內(nèi)低頻噪聲分析，主要集中在車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲。近年來(lái)，在車內(nèi)部噪聲分析和控制研究方面，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了不懈努力和探索。如Citarella R等[2]應(yīng)用邊界元法研究了車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)和車身板塊貢獻(xiàn)。張志飛等[3]以某商用車駕駛室為例，進(jìn)行了利用阻尼材料改善駕駛室聲學(xué)特性中的研究，成功降低了目標(biāo)頻率聲壓幅值。文獻(xiàn)[4]在建立某轎車有限元與邊界元模型的基礎(chǔ)上，結(jié)合邊界元法和聲傳遞向量法，進(jìn)行了車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量研究。文獻(xiàn)[5]利用聲學(xué)有限元法，開(kāi)展了某駕駛室聲學(xué)特性分析，找到了峰值聲壓的主要來(lái)源。

本文針對(duì)某中卡駕駛室，在建立了駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型和聲固耦合模型，進(jìn)行了駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)分析與試驗(yàn)，以及聲固耦合模型模態(tài)分析，利用耦合聲學(xué)有限元開(kāi)展了駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性研究，識(shí)別出了駕駛內(nèi)部主要噪聲頻率。通過(guò)駕駛室板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，確定貢獻(xiàn)顯著的面板。對(duì)相應(yīng)板件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，試驗(yàn)結(jié)果表明，駕駛室內(nèi)部低頻噪聲得到了一定程度的控制。

1 理論基礎(chǔ)

1.1 聲—固耦合有限元法[6]

駕駛室內(nèi)部聲場(chǎng)與駕駛室壁板之間存在著耦合作用，為了能更加準(zhǔn)確地分析駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性，需考慮聲固耦合作用。在不考慮聲壓對(duì)結(jié)構(gòu)的影響時(shí)，結(jié)構(gòu)振動(dòng)有限元控制方程可表示為

式中ms、cs、ks分別為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；Fs為結(jié)構(gòu)激勵(lì)力向量；u為結(jié)構(gòu)位移向量。

當(dāng)考慮聲壓對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響時(shí)，應(yīng)加上界面壓力矢量Ff的作用，這時(shí)式（1）表示為

式中Ff=Rp；R為聲和結(jié)構(gòu)的耦合矩陣；p為節(jié)點(diǎn)聲壓向量。

考慮聲學(xué)阻尼作用時(shí)，空腔聲學(xué)有限元控制方程為

式中mf為空氣等效質(zhì)量矩陣；cf為空氣等效阻尼矩陣；kf為空氣等效剛度矩陣，mfs為聲—固耦合質(zhì)量矩陣。

聯(lián)立式(2)、(3)可得聲—固耦合系統(tǒng)有限元控制方程為

1.2 面板貢獻(xiàn)量計(jì)算理論

板件對(duì)場(chǎng)點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)為pc，可由面板所包含的n個(gè)有限單元對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)之和求得[7]

式中ATVe為面板所包含的單元的聲傳遞向量矩陣；Ve為單元法向振速向量。

對(duì)板件貢獻(xiàn)量進(jìn)行歸一化處理可得面板聲學(xué)貢獻(xiàn)度系數(shù)Dc：

式中pc為面板對(duì)場(chǎng)點(diǎn)貢獻(xiàn)聲壓；p*為其共軛復(fù)數(shù)；p為場(chǎng)點(diǎn)聲壓；Re為取其實(shí)部。

2 駕駛室模型建立與模態(tài)分析

2.1 結(jié)構(gòu)有限元模型建立及試驗(yàn)驗(yàn)證

本文所分析的駕駛室主要由板殼結(jié)構(gòu)通過(guò)焊接而成，駕駛室板件用四節(jié)點(diǎn)和三節(jié)點(diǎn)殼單元來(lái)模擬，用ACM2模擬點(diǎn)焊，用RBE 2模擬螺栓等連接。模型的精度直接影響著求解的準(zhǔn)確性，在建模過(guò)程中，忽略掉工藝孔、凸臺(tái)、過(guò)渡圓角等對(duì)駕駛室結(jié)構(gòu)影響很小的工藝結(jié)構(gòu)，以簡(jiǎn)化模型提高有限元網(wǎng)格的質(zhì)量。建立的駕駛室有限元模型如圖1所示，整個(gè)模型的網(wǎng)格單元平均尺寸為10 mm，節(jié)點(diǎn)數(shù)332 724個(gè)，四邊形單元309 993個(gè)，三角形單元13 322個(gè)，三角形單元所占比例約為4%。

圖1 駕駛室有限元模型

在結(jié)構(gòu)有限元模型的基礎(chǔ)上創(chuàng)建好邊界條件，進(jìn)行駕駛室模態(tài)分析，采用Block Lanczos方法提取模態(tài)參數(shù)。駕駛室前10階模態(tài)參數(shù)如下表1所示。

2.2 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

頻率準(zhǔn)則表述為測(cè)量頻率ft與計(jì)算頻率fc之間的相關(guān)程度，通常表示為

在進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)分析時(shí)，采用單點(diǎn)激振多點(diǎn)拾振的試驗(yàn)方法，駕駛室用橡皮繩懸吊起來(lái)，懸吊頻率1 Hz～2 Hz。由力錘發(fā)出激勵(lì)信號(hào)，用加速度傳感器拾取響應(yīng)信號(hào)，測(cè)試系統(tǒng)采用LMS TEST.LAB采集系統(tǒng)。圖2為此次試驗(yàn)所建立的白車身模態(tài)試驗(yàn)?zāi)Ｐ停?jīng)測(cè)試提取駕駛室車身的前10階模態(tài)頻率與振型如表1所示。

圖2 白車身模態(tài)試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

表1 駕駛室前10階計(jì)算模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果對(duì)比

從表1可知，頻率誤差基本上在4%以內(nèi)，特別是主要的幾階整體模態(tài)誤差較小。從模態(tài)分析結(jié)果可見(jiàn)，駕駛低階模態(tài)比較分散，而且1階扭轉(zhuǎn)和彎曲模態(tài)相差了10 Hz以上，在外部激勵(lì)下，不易引起彎扭耦合，駕駛室結(jié)構(gòu)整體設(shè)計(jì)較為合理。但從中也可以發(fā)現(xiàn)，頂棚的局部模態(tài)較多，在外部激勵(lì)作用下，容易發(fā)生較強(qiáng)烈的振動(dòng)，這對(duì)會(huì)駕駛室內(nèi)部聲學(xué)環(huán)境造成較大的影響。結(jié)構(gòu)有限元模型滿足后續(xù)的分析計(jì)算的要求。圖3為駕駛室第1階計(jì)算模態(tài)振型云圖。

圖3 駕駛室第1階模態(tài)振型

2.3 聲固耦合模型建立

在駕駛室結(jié)構(gòu)模型的基礎(chǔ)上，刪除多余的零部件，補(bǔ)全空洞和縫隙，在駕駛室封閉空腔的基礎(chǔ)上，生成實(shí)體網(wǎng)格，進(jìn)而得到駕駛室有限元模型。由于座椅對(duì)駕駛室聲學(xué)特性的影響較大，所以在駕駛室有限元建模中，應(yīng)考慮座椅所占據(jù)的空間。根據(jù)每個(gè)聲波波長(zhǎng)至少含有6個(gè)聲學(xué)單元的原則，結(jié)合本文的計(jì)算頻率（20 Hz～200 Hz），取聲學(xué)網(wǎng)格單元長(zhǎng)度為50 mm～100 mm。圖4為駕駛室聲學(xué)有限元模型。

圖4 駕駛室聲學(xué)有限元模型

將駕駛室聲學(xué)有限元模型導(dǎo)入LMS.Virtual. Lab軟件中，計(jì)算得到其聲腔模態(tài)，前10階模態(tài)頻率結(jié)果如表2所示。

表2 駕駛室聲學(xué)模型前10階模態(tài)頻率

由于駕駛室四周壁板的振動(dòng)和其內(nèi)部聲腔空氣的聲振動(dòng)相互耦合及影響，可以改變整個(gè)系統(tǒng)聲學(xué)振型的頻率及相關(guān)節(jié)點(diǎn)位置，從而使駕駛室內(nèi)的聲學(xué)特性發(fā)生重大改變，因此需要進(jìn)行駕駛室模型的耦合聲場(chǎng)分析。

由上述分析可知：在進(jìn)行此類機(jī)械臂設(shè)計(jì)時(shí)，如果負(fù)載工具質(zhì)量大，在不改變彈簧彈性系數(shù)的情況下，增大初始角度可以極大地穩(wěn)定工具，增強(qiáng)安全性能；如果負(fù)載工具質(zhì)量較小，在不改變彈性系數(shù)的情況下，減小初始角度可以極大地增大有效舉升高度，提高機(jī)械臂的靈活性。

在駕駛室結(jié)構(gòu)模型的基礎(chǔ)上添加好門(mén)窗，建立相應(yīng)的連接，使駕駛室成為一個(gè)封閉的整體，再利用MSC.Nastran將聲腔模型和結(jié)構(gòu)模型組合在一起，將聲腔模型表面的節(jié)點(diǎn)與結(jié)構(gòu)模型的節(jié)點(diǎn)連接起來(lái)得到駕駛室的聲固耦合模型。在MSC.Nastran中對(duì)駕駛室耦合模型進(jìn)行聲學(xué)復(fù)模態(tài)分析，結(jié)果如表2所示。

表3 駕駛室聲固耦合系統(tǒng)部分模態(tài)頻率

從表3可知，由于耦合作用，耦合模型的模態(tài)頻率與結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和聲模態(tài)頻率比較發(fā)生了一定的改變。耦合系統(tǒng)的模態(tài)同時(shí)受到結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲模態(tài)的影響，當(dāng)與結(jié)構(gòu)模態(tài)接近時(shí)受結(jié)構(gòu)模態(tài)主導(dǎo)，與聲模態(tài)接近時(shí)受聲模態(tài)主導(dǎo)。

3 駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性分析

駕駛室主要為薄板結(jié)構(gòu)，室內(nèi)是一個(gè)封閉的聲腔，當(dāng)駕駛室受到外部激勵(lì)時(shí)，就會(huì)引起駕駛室壁板的振動(dòng)，振動(dòng)的壁板會(huì)推動(dòng)與之接觸空氣的振動(dòng)，從而產(chǎn)生聲壓，聲音的傳播又會(huì)對(duì)壁板產(chǎn)生壓力，引起駕駛室壁板的振動(dòng)，駕駛室壁板與聲腔之間就形成了一個(gè)復(fù)雜的耦合聲學(xué)系統(tǒng)。為了能更加準(zhǔn)確的獲知駕駛室內(nèi)部聲學(xué)特性，在進(jìn)行駕駛室內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)分析時(shí)，應(yīng)考慮聲振耦合作用。

為了了解駕駛室在外部激勵(lì)作用下，內(nèi)部聲場(chǎng)的響應(yīng)情況，在駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)固定點(diǎn)處，施加豎直方向的單位力，利用聲固耦合有限元法計(jì)算駕駛室內(nèi)部聲場(chǎng)，圖5為駕駛員右耳處的聲壓頻譜曲線。

圖5 駕駛員左右耳聲壓曲線

從聲壓響應(yīng)曲線圖3可知，主駕駛員右耳與副駕駛員左耳聲壓大體趨勢(shì)相同，多個(gè)頻率段吻合良好。在20 Hz～220 Hz范圍內(nèi)，存多個(gè)聲壓峰值，其中較大尖峰主要出現(xiàn)在34 Hz、139 Hz和75 Hz處，此時(shí)駕駛員右耳處聲壓值分別為85.76 dB、84.52 dB和83.89 dB。以這三個(gè)峰值頻率為主要分析頻率。

從表3可見(jiàn)，34 Hz、75 Hz和139 Hz分別對(duì)應(yīng)在駕駛室耦合系統(tǒng)的第4階、第34階及第38階模態(tài)，這3階模態(tài)頻率剛好與這三個(gè)尖峰頻率接近，可以初步判斷駕駛室內(nèi)部聲壓的前三個(gè)顯著尖峰值是由駕駛室第4階、第34階及第38階耦合系統(tǒng)的模態(tài)引起。為了能更加清楚的了解這三個(gè)尖峰產(chǎn)生的原因，以便有效地減低此駕駛室內(nèi)部噪聲，可在34 Hz、75 Hz和139 Hz處對(duì)駕駛室進(jìn)行板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析以及模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析。

4 貢獻(xiàn)量分析

4.1 板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析

駕駛室由眾多鈑金件組成，板件的振動(dòng)便會(huì)產(chǎn)生聲壓，不同板件對(duì)駕駛室內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)是不同的。面板貢獻(xiàn)量分析能夠計(jì)算振動(dòng)面板對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)量，采用歸一化處理，若歸一化系數(shù)為正數(shù)，則說(shuō)明面板對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)量會(huì)隨著板件振動(dòng)的加強(qiáng)而增加，減小板件的振動(dòng)會(huì)使總聲壓降低。反之，若歸一化系數(shù)為負(fù)數(shù)，增加板件的振動(dòng)會(huì)使總聲壓減弱[7]。

在對(duì)駕駛室進(jìn)行面板聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析時(shí)，需根據(jù)駕駛室結(jié)構(gòu)合理進(jìn)行板塊劃分，本文將駕駛室劃分為10個(gè)板塊，板塊編號(hào)如表3所示。對(duì)峰值頻率34 Hz、75 Hz和139 Hz處的板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量，其結(jié)果如圖6和圖7所示。

表3 駕駛室板塊編號(hào)

從圖6、7、8中可見(jiàn)，在34 Hz和75 Hz處正貢獻(xiàn)量系數(shù)最大的板件均是駕駛室頂棚，并且頂棚對(duì)這兩個(gè)頻率處的聲壓起著決定性因素，若能有效地抑制頂棚的振動(dòng)，就能明顯減低駕駛室聲壓曲線中前兩個(gè)尖峰頻率處的聲壓值。駕駛室在139 Hz處，貢獻(xiàn)量系數(shù)比較顯著的板件是中地板、后地板，同時(shí)頂棚和后圍板也有微小貢獻(xiàn)。另外對(duì)于貢獻(xiàn)量系數(shù)很小的板件，可以認(rèn)為其為中性板，在結(jié)構(gòu)改進(jìn)時(shí)，主要目標(biāo)是采取措施降低貢獻(xiàn)量系數(shù)較大的板件。綜合考慮在主要峰值頻率處板塊的聲學(xué)貢獻(xiàn)量，可得出如下結(jié)論：為了能有效地降低峰值頻率34 Hz、75 Hz和139 Hz處駕駛室內(nèi)部噪聲峰值，以達(dá)到降低駕駛室內(nèi)部噪聲的目的，應(yīng)對(duì)駕駛室頂棚和地板結(jié)構(gòu)采取措施，進(jìn)行改進(jìn)。

圖6 各板塊在34Hz處的貢獻(xiàn)量

圖7 各板塊在75 Hz處的貢獻(xiàn)量

圖8 各板塊在139 Hz處的貢獻(xiàn)量

4.2 模態(tài)貢獻(xiàn)量分析

通過(guò)上文的分析，發(fā)現(xiàn)引起駕駛室內(nèi)部聲壓曲線前兩個(gè)峰值的主要原因有兩個(gè)：一是駕駛室第3階和第4階結(jié)構(gòu)模態(tài)；二是駕駛室頂棚。這兩個(gè)原因其實(shí)并不矛盾，從駕駛室模態(tài)振型可以發(fā)現(xiàn)，駕駛室第3階和第4階結(jié)構(gòu)模態(tài)主要表現(xiàn)為頂棚的局部振動(dòng)。為了進(jìn)一步驗(yàn)證此結(jié)論的正確性，對(duì)駕駛室進(jìn)行模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，從單階模態(tài)對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)量情況，去分析各階模態(tài)對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的影響程度。第3階和第4階模態(tài)對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)量如圖8所示。

圖8 模態(tài)貢獻(xiàn)量結(jié)果

從圖8可見(jiàn)，第3階模態(tài)貢獻(xiàn)量曲線與駕駛員右耳聲壓曲線，在34 Hz附近非常的接近，說(shuō)明第3階結(jié)構(gòu)模態(tài)的確是引起34Hz處出現(xiàn)尖峰聲壓的主要原因。同理，第4階結(jié)構(gòu)模態(tài)是引起41 Hz處尖峰聲壓的主要原因。其本質(zhì)原因其實(shí)就是頂棚的局部振動(dòng)。

5 結(jié)構(gòu)改進(jìn)與試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 駕駛室結(jié)構(gòu)改進(jìn)

通過(guò)上文的分析，發(fā)現(xiàn)頂棚的振動(dòng)對(duì)駕駛室內(nèi)部低頻噪聲的影響很大，為此需對(duì)頂棚的結(jié)構(gòu)作進(jìn)一步的分析，找到其薄弱部分，以便進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，頂棚原始結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 頂棚原始結(jié)構(gòu)

從圖9可見(jiàn)，頂棚面積較大，除了中間有一加強(qiáng)橫梁外，無(wú)別的的加強(qiáng)結(jié)構(gòu)。對(duì)于厚度較薄，面積相對(duì)較大的頂棚，剛度較差，局部模態(tài)較多，在外部激勵(lì)作用下，極易產(chǎn)生振動(dòng)引起噪聲，惡化駕駛室內(nèi)部環(huán)境。可通過(guò)提升剛度的辦法降低頂棚振動(dòng)，以控制駕駛室內(nèi)部噪聲。要提升頂棚的剛度，最簡(jiǎn)單的做法有兩個(gè)，一是增加頂棚的厚度，二是增加頂棚的加強(qiáng)橫梁。從成本和易操作性考慮，選取增加橫梁的辦法，將原來(lái)的橫梁重新布置，并增加一橫梁，修改后的結(jié)構(gòu)如圖10所示。為了考察結(jié)構(gòu)改進(jìn)后駕駛室內(nèi)聲學(xué)性能的改善情況，對(duì)室內(nèi)聲壓重新進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如圖11所示。

圖10 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的頂棚

為了降低峰值頻率139 Hz處的峰值聲壓，對(duì)于中地板和后地板結(jié)構(gòu)通過(guò)通用的敷設(shè)阻尼材料處理，以降低其振動(dòng)速度，達(dá)到控制車內(nèi)噪聲的目的。

5.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證計(jì)算模型及其分析結(jié)果是否滿足工程分析計(jì)算要求，以及駕駛室結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的低頻噪聲控制的效果，通過(guò)實(shí)車試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。采用LMS. Test.lab采集系統(tǒng)和PCB傳聲器測(cè)試駕駛員右耳位置處的實(shí)際聲壓值，實(shí)車驗(yàn)證試驗(yàn)如圖11所示。在激勵(lì)載荷作用下測(cè)得結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后駕駛室右耳處聲壓的實(shí)測(cè)聲壓值與仿真計(jì)算聲壓值如圖12所示。

圖11 駕駛室內(nèi)駕駛員右耳聲壓實(shí)測(cè)圖

圖12 駕駛員右耳聲壓曲線

從圖11可見(jiàn)，通過(guò)結(jié)構(gòu)修改，駕駛室內(nèi)部聲學(xué)環(huán)境得到了改善，多頻率段的聲壓都有所下降，其中34 Hz處的聲壓降低了4.9 dB，75 Hz處的聲壓降低了6.5 dB，139 Hz處的聲壓降低了7.6 dB，可見(jiàn)通過(guò)駕駛室頂棚的結(jié)構(gòu)改進(jìn)和地板敷設(shè)阻尼材料，對(duì)于控制駕駛室低頻噪聲的效果較為明顯，具有一定的實(shí)際意義。

6 結(jié)語(yǔ)

（1）在駕駛有限元建模的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算和模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證，基于聲固耦合模型，開(kāi)展了駕駛室結(jié)構(gòu)和聲學(xué)特性分析。利用聲固耦合有限元進(jìn)行了駕駛室內(nèi)部聲學(xué)響應(yīng)分析，找到了駕駛室內(nèi)部聲場(chǎng)的主要尖峰頻率，結(jié)合駕駛室板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析和模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，識(shí)別了尖峰頻率產(chǎn)生的主要原因；

（2）通過(guò)對(duì)駕駛室結(jié)構(gòu)和聲學(xué)特性分析，發(fā)現(xiàn)駕駛室頂棚和地板對(duì)駕駛室內(nèi)部聲學(xué)環(huán)境的影響較大，通過(guò)分析，發(fā)現(xiàn)其薄弱部分，利用結(jié)構(gòu)修改提升了頂棚剛度，以及通過(guò)地板敷設(shè)阻尼材料達(dá)到了抑制板件振動(dòng)的作用。對(duì)比優(yōu)化前后的駕駛室內(nèi)部聲壓試驗(yàn)實(shí)測(cè)曲線，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化效果較為明顯，使駕駛室NVH性能得到了提高。

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Analysis and Optimization ofAcoustic Characteristics of Low-frequency Noise in a Cab

ZHU Xiao-dong1,SHEN Zhong-liang2,WANG Yi-feng2
(1.Center of Technology,JianghuaiAutomobile Co.Ltd.,Hefei 230022,China; 2.Institute of Sound and Vibration Research,Hefei University of Technology,Hefei 230009,China)

The structural finite element model,acoustic finite element model and the structural-acoustic coupling finite element model for a cab were established respectively.The modal analyses of the three models were carried out and verified by testing.The acoustic properties of the internal cavity of the cab were analyzed using the structural-acoustic coupling finite element model,and the main noise frequencies were recognized.Combining the panel acoustic contribution analysis method with the modal contribution analysis method,the major factors causing peak sound pressure were discovered,and the panel with significant contribution to the noise at the main noise frequencies was identified.The stiffness of the panel was raised and its vibration was controlled through the structural modification.The experimental result shows that the internal noise of the cab is reduced obviously.

acoustics;low frequency noise;finite element method;panel contribution;structure optimization

TB132；O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.030

1006-1355(2015)01-0145-06

2014－06－30

沈忠亮（1989－），男，碩士研究生，主要研究方向：汽車NVH與CAE分析。E-mail:szl943192147@sina.com