李 貴,陳洪濤,孫黎明,王志鵬,鄭志昊

（拖拉機動力系統(tǒng)國家重點實驗室，洛陽拖拉機研究所有限公司，河南 洛陽 471039）

某拖拉機駕駛室聲學(xué)特性分析與改進(jìn)

李 貴,陳洪濤,孫黎明,王志鵬,鄭志昊

（拖拉機動力系統(tǒng)國家重點實驗室，洛陽拖拉機研究所有限公司，河南 洛陽 471039）

為了降低拖拉機駕駛室內(nèi)中高頻噪聲，建立基于統(tǒng)計能量分析（SEA）方法的駕駛室內(nèi)噪聲預(yù)測模型。通過理論計算和試驗方法確定模型的基本參數(shù)和激勵輸入，通過仿真與試驗對比驗證了SEA模型的準(zhǔn)確性。最后對駕駛室內(nèi)聲腔的功率輸入分析，得到對駕駛室內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)，據(jù)此提出有針對性的聲學(xué)包裝改進(jìn)方案，仿真結(jié)果表明該聲學(xué)包裝設(shè)計方案可以有效降低駕駛室內(nèi)中高頻噪聲，總聲壓級降低1.87 dB(A)，為拖拉機駕駛室內(nèi)噪聲控制及聲學(xué)包裝優(yōu)化提供有效依據(jù)。

聲學(xué)；拖拉機；駕駛室噪聲；統(tǒng)計能量分析；聲學(xué)包裝

駕駛室內(nèi)噪聲是影響駕駛員乘坐舒適性的一個重要指標(biāo)，降低駕駛室內(nèi)噪聲水平進(jìn)而改善駕駛室內(nèi)聲品質(zhì)也越來越被廠家所重視。對于駕駛室內(nèi)噪聲的研究，主要方法有有限元法（FEM）、邊界元法（BEM）以及統(tǒng)計能量分析方法（SEA）。有限元方法常用于200 Hz以下的低頻，邊界元方法拓寬了有限元法的頻率范圍，但對于大型模型也只適用于400 Hz以下的頻率范圍，而統(tǒng)計能量分析方法適用于400 Hz以上中高頻段噪聲分析。雖然SEA方法已在航空航天、汽車等領(lǐng)域廣泛應(yīng)用，但目前國內(nèi)針對拖拉機的中高頻噪聲的研究還比較欠缺。本文針對某拖拉機駕駛室內(nèi)噪聲，運用B&K公司Pulse噪聲測量分析系統(tǒng)，對駕駛室內(nèi)聲場混響時間進(jìn)行了測量，以此為基礎(chǔ)確定了駕駛室內(nèi)聲場阻尼損耗因子，通過測量駕駛室前后懸置振動加速度以及駕駛室各面板聲壓級確定了仿真需要輸入的振動、噪聲激勵載荷，通過試驗驗證了仿真計算的準(zhǔn)確性，通過仿真分析提出了有針對性的聲學(xué)包裝改進(jìn)方案。

1 拖拉機室內(nèi)噪聲的SEA方法

1.1 SEA方法的基本原理

統(tǒng)計能量分析方法之所以能高效求解高頻寬帶隨機激勵的動力學(xué)響應(yīng)是因為該方法將復(fù)雜的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)劃分為不同的子系統(tǒng)（模態(tài)群），即從空間平均的意義上求解子系統(tǒng)的響應(yīng)，而并不單獨精確計算每個模態(tài)的響應(yīng)[1]。通過功率流平衡方程求解結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)、結(jié)構(gòu)與聲腔各子系統(tǒng)間的能量流動關(guān)系以及各子系統(tǒng)的能量，進(jìn)而得到各子系統(tǒng)的振動或聲壓響應(yīng)。

1.2 拖拉機駕駛室SEA子系統(tǒng)劃分

基于拖拉機駕駛室的CAD模型，如圖1所示，利用聲學(xué)仿真軟件，通過創(chuàng)建節(jié)點的方式建立結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)。

圖1 駕駛室結(jié)構(gòu)示意圖

拖拉機駕駛室梁骨架為梁單元子系統(tǒng)，將地板、擋風(fēng)玻璃、車門玻璃等簡化為平板或曲面板子系統(tǒng)，最終模型劃分為134個結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和3個聲腔子系統(tǒng)。

1.3 拖拉機駕駛室SEA參數(shù)確定

統(tǒng)計能量分析模型中需要的基本參數(shù)為模態(tài)密度、耦合損耗因子和內(nèi)損耗因子。

對于簡單的板梁子系統(tǒng)以及子聲場系統(tǒng)的模態(tài)密度可以通過理論公式計算得到[2]。對于復(fù)雜結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度主要有兩種方法：模態(tài)計數(shù)法和導(dǎo)納法。模態(tài)計數(shù)法及導(dǎo)納法可以通過有限元模態(tài)分析或模態(tài)試驗測試得到[3]。

對于簡單的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子可以通過理論經(jīng)驗公式得到。對于復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子可以通過試驗測量得到[4]。

對于聲腔的內(nèi)損耗因子可以通過測試混響時間得到?；祉憰r間是指聲腔內(nèi)聲能量級衰減60 dB所需要的時間，一般用T60來表示。工程上由于測量環(huán)境的本底噪聲往往較高、聲激勵條件有限，當(dāng)聲能量級不能衰減60 dB時，也會用衰減幅值為20 dB或30 dB的混響時間來表示，即T20或T30。采用B&K數(shù)采前端、中低頻體積聲源、體積聲源功放以及傳聲器來測試駕駛室內(nèi)的混響時間。

測試時在被測聲腔中安放體積聲源來對聲場施加聲激勵，在駕駛室內(nèi)均布若干傳聲器。體積速度聲源固定在方向盤中心，出口方向同方向盤立柱一致，如圖2所示。

圖2 駕駛室內(nèi)混響時間測試

通過測量多次，然后取平均值得到駕駛室內(nèi)混響時間T60，如圖3所示，再由下面的公式（1）計算得到駕駛室內(nèi)聲腔阻尼損耗因子

式中f為1/3倍頻程中心頻率

圖3 駕駛室平均混響時間

經(jīng)過計算得到駕駛室聲腔的內(nèi)損耗因子如圖4所示，其中2 0 Hz～160 Hz聲腔損耗因子計算時都取160 Hz的混響時間。

圖4 駕駛室聲腔內(nèi)損耗因子

耦合損耗因子是描述兩個子系統(tǒng)之間耦合作用大小的一種度量，在駕駛室統(tǒng)計能量分析模型中有點連接、結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)之間的線連接以及結(jié)構(gòu)與聲腔的面連接。耦合損耗因子可以通過理論公式計算得到[5]。

2 SEA激勵輸入測試與仿真分析

2.1 駕駛室懸置振動激勵測試

試驗在空曠的場地進(jìn)行，通過B&K數(shù)采前端采集駕駛室四個懸置上（車身側(cè)）三向振動加速度信號，前后懸置測點位置如圖1所示。分別測試定置狀態(tài)下怠速和額定轉(zhuǎn)速下（2 200 r/min）的振動加速度，然后通過后處理得到三分之一倍頻程的加速度頻譜。

圖5所示為額定轉(zhuǎn)速下右前懸置上的振動加速度頻譜，其中X向是指拖拉機前后方向，Y向是拖拉機左右方向，Z向是垂向。限于篇幅，其它懸置點不再列出。

圖5 駕駛室右前懸置上振動加速度

2.2 駕駛室壁板聲載荷激勵測試

測量振動激勵信號的同時對各個壁板子系統(tǒng)（如門玻璃、前檔玻璃、上頂板等）的聲載荷激勵進(jìn)行測量，用B&K2250E手持式精密聲級計對各個面測量多點，然后取平均值作為該面的聲激勵載荷。圖6為距離前擋玻璃15 cm處噪聲聲壓級值。

圖6 駕駛室前擋玻璃處噪聲聲壓級

2.3 駕駛室內(nèi)噪聲預(yù)測與試驗驗證

將試驗和理論計算的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子以及振動激勵和聲載荷激勵施加到拖拉機駕駛室SEA模型上，并按照實際情況對模型進(jìn)行聲學(xué)包裝處理。圖7和圖8分別是怠速和額定轉(zhuǎn)速下仿真計算結(jié)果和試驗測試結(jié)果對比。

從圖7和圖8可以看出，在400 Hz以下頻段內(nèi)，仿真計算結(jié)果與試驗測試結(jié)果誤差離散度較大，在400 Hz以上中高頻段內(nèi)仿真與試驗結(jié)果吻合較好，誤差一般在3 dB(A)以內(nèi)。在怠速綜合聲壓級預(yù)測值比測試值大0.62 dB(A)，在額定轉(zhuǎn)速綜合聲壓級預(yù)測值比測試值大0.85 dB(A)。說明SEA方法對車內(nèi)中高頻噪聲預(yù)測是準(zhǔn)確的，滿足工程應(yīng)用要求，在此基礎(chǔ)上可以開展相關(guān)優(yōu)化分析。

圖7 怠速駕駛室噪聲仿真計算與試驗對比

圖8 額定轉(zhuǎn)速駕駛室噪聲仿真計算與試驗對比

3 聲學(xué)包裝改進(jìn)措施仿真分析

3.1 駕駛室內(nèi)聲腔功率輸入分析

通過對駕駛室統(tǒng)計能量分析模型中各壁板子系統(tǒng)對車內(nèi)聲腔的功率輸入分析，可以發(fā)現(xiàn)對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)，如圖9所示。從圖中可以看出，對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)為：前擋玻璃和前、后地板。

圖9 板件對聲腔的輸入功率

3.2 聲學(xué)包裝改進(jìn)

原駕駛室前地板鋪設(shè)有吸聲材料為PE泡沫，隔聲材料為硬質(zhì)橡膠，后地板鋪設(shè)有PVC塑料，考慮到成本、布置空間和重量的限制比較了幾種不同的地板聲學(xué)包裝方案，如表1所示。

表1 地板聲學(xué)包裝方案

圖10是幾種聲學(xué)包裝方案預(yù)測結(jié)果比較，從圖中可以看出，增加吸聲材料厚度對駕駛室內(nèi)噪聲降低效果有限，前后地板都鋪設(shè)吸聲材料效果較好，方案3、方案4與原地板內(nèi)飾相比，駕駛室內(nèi)總聲壓級分別降低了0.71 dB(A)和0.74 dB(A)。

圖10 地板聲學(xué)包裝方案比較

由聲腔功率輸入分析可知，前檔玻璃對駕駛室內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大，所以對前檔玻璃設(shè)計了幾種優(yōu)化方案，如圖11所示。其中，中空玻璃空氣層厚度為10 mm，夾層玻璃阻尼厚度為3 mm，加厚玻璃為9 mm。

圖11 前檔玻璃聲學(xué)控制措施比較

通過比較可以看出降噪效果最好的是夾層阻尼玻璃，駕駛室內(nèi)總聲壓級降低了為0.98 dB(A)。中空玻璃雖然在2 000 Hz以后相比原玻璃有降噪效果，但在315 Hz～1 250 Hz頻段內(nèi)都比原玻璃聲壓級高，主要原因是中空玻璃和中間空氣層彈簧振子系統(tǒng)共振導(dǎo)致。加厚原玻璃方案導(dǎo)致玻璃子系統(tǒng)臨界吻合頻率降低，降噪效果不明顯。

綜合地板方案3和前檔玻璃夾層阻尼兩種改進(jìn)措施可以有效降低駕駛室內(nèi)噪聲水平，總聲壓級降低1.87 dB(A)，如圖12所示。

圖12 綜合改進(jìn)前后對比

5 結(jié)語

(1)建立了拖拉機駕駛室內(nèi)聲場統(tǒng)計能量分析模型，通過試驗測試和理論計算的方法確定了SEA模型的主要參數(shù)和激勵輸入。

(2)在400 Hz～5 000 Hz的中高頻段1/3倍頻程仿真計算值和測試值相差在3 dB(A)以內(nèi)，20 Hz～5 000 Hz頻段總聲壓級相差在1 dB(A)以內(nèi)，驗證了該仿真模型在中高頻噪聲預(yù)測方面的準(zhǔn)確性和有效性。

(3)在對聲腔輸入功率分析的基礎(chǔ)上，得出了主要能量傳遞路徑，有針對性地提出了優(yōu)化改進(jìn)方案，對拖拉機駕駛室內(nèi)噪聲控制具有重要的指導(dǎo)意義。

[1]姚德源，王其政.統(tǒng)計能量分析原理及其應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，1995.

[2]LYON R H.Statistical energy analysis of dynamical systems:Theory and application[M].MIT Press,1975.

[3]陳書明.轎車中高頻噪聲預(yù)測與控制方法研究[D].長春：吉林大學(xué)，2011.

[4]宋繼強.商用車駕駛室內(nèi)中高頻噪聲的分析預(yù)測與控制[D].長春：吉林大學(xué)，2010.

[5]車勇，劉浩，郭順生，等.基于SEA模型的純電動汽車內(nèi)噪聲預(yù)測[J]. 武漢理工大學(xué)學(xué)報，2013，35（5）：628-630.

Analysis and Improvement forAcoustic Performance of a Tractor Cab

LI Gui,CHE Hong-tao,SUN Li-ming,WANG Zhi-peng,ZHENG Zhi-hao
（State Key Laboratory of Power System of Tractor,Luoyang Tractor Research Institute Co.Ltd.,Luoyang 471039,Henan China）

A prediction model for tractor cabs is established based on statistical energy analysis(SEA)method to study the reduction of the interior noise of the cabs in the middle and high frequency range.The basic parameters,such as modal density,damping loss factor and coupling loss factor are calculated.The input of the vibration and noise excitation is measured.The validity of the SEA model is verified by comparing the test results with the simulation data.The subsystems which have main contributions to the cab noise are obtained by analyzing the power input of the inner cavity.Based on this,the improvement strategy of sound package is proposed.The simulation optimal results show that the medium-and-high frequency noise of the tractor cab is reduced effectively by using the sound package strategy.The paper provides the effective reference for noise control and sound package optimization of the tractor cabs.

acoustics;tractor;cab interior noise;statistical energy analysis(SEA);acoustic package

TB535；U112.5

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.05.028

1006-1355(2017)05-0132-04

2017-03-15

李貴（1980－），男，河南省安陽市人，碩士，工程師，研究方向為拖拉機振動噪聲控制。

E-mail:li_gui520@163.com