王 歡，莊 超,2，蘇俊收,2

(1.江蘇徐工工程機(jī)械研究院有限公司，江蘇 徐州221004；2.高端工程機(jī)械智能制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 徐州221004)

隨著重型卡車(chē)市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)日趨激烈，NVH性能逐漸成為商用車(chē)企業(yè)之間競(jìng)爭(zhēng)的焦點(diǎn)。重型卡車(chē)振動(dòng)噪聲源主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、進(jìn)排氣噪聲、路面激勵(lì)、傳動(dòng)軸系激勵(lì)，常用行駛工況包括怠速工況、勻速工況以及急加速工況[1-3]，怠速噪聲是評(píng)價(jià)重卡NVH 性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)，車(chē)輛怠速時(shí)，車(chē)內(nèi)噪聲直接影響駕乘人員乘坐舒適性[4-5]。

對(duì)于卡車(chē)怠速噪聲控制，常用的技術(shù)手段包括CAE 仿真分析結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試的方法[6-7]。本文首先采用試驗(yàn)測(cè)試的方法對(duì)某重卡怠速噪聲問(wèn)題進(jìn)行識(shí)別，獲取怠速噪聲峰值頻率，并通過(guò)模態(tài)參與因子計(jì)算識(shí)別出噪聲峰值頻率對(duì)應(yīng)的模態(tài)階次，其次，通過(guò)模態(tài)應(yīng)變能分析計(jì)算各主要模態(tài)階次疊加綜合應(yīng)變能，獲取對(duì)應(yīng)的車(chē)身薄弱區(qū)域；最后，采用局部結(jié)構(gòu)加強(qiáng)以及阻尼材料布置方案，來(lái)提升整車(chē)怠速時(shí)的NVH性能。

1 怠速車(chē)內(nèi)噪聲問(wèn)題簡(jiǎn)述

某重型卡車(chē)怠速工況下，主觀感受和客觀測(cè)量得出車(chē)內(nèi)噪聲偏高。為降低車(chē)內(nèi)噪聲聲壓級(jí)，本文應(yīng)用LMS噪聲采集設(shè)備，在怠速工況下進(jìn)行噪聲測(cè)試，獲取駕駛員耳旁噪聲頻譜。

由頻譜曲線得出，在32 Hz、64 Hz和96 Hz頻率處，均存在噪聲峰值。結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速信息，定置怠速工況，發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率為32 Hz，駕駛員耳旁噪聲峰值集中在32 Hz的倍頻。駕駛員耳旁噪聲主要來(lái)源為32 Hz頻率噪聲，96 Hz、64 Hz頻率次之，如圖1所示。

圖1 怠速工況駕駛員耳旁聲壓頻譜

2 有限元建模及分析

2.1 駕駛室聲-振耦合有限元模型建立

重卡駕駛室聲學(xué)分析有限元建模，主要包括駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型、駕駛室內(nèi)部聲腔聲學(xué)有限元模型，駕駛室聲-振耦合有限元模型需要聯(lián)立上述兩個(gè)模型，以獲取駕駛室結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)振動(dòng)對(duì)應(yīng)的聲腔節(jié)點(diǎn)聲壓[8-9]。

駕駛室內(nèi)部聲腔聲學(xué)有限元方程可表示為

式(1)中：Ma、Ca和Ka分別代表駕駛室內(nèi)部聲腔的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣，A是駕駛室結(jié)構(gòu)和內(nèi)部聲腔的耦合矩陣，pa是節(jié)點(diǎn)聲壓向量，u是節(jié)點(diǎn)位移向量，ρ是空氣密度；

駕駛室結(jié)構(gòu)有限元方程可表示為

式(2)中：Ms、Cs和Ks分別代表駕駛室結(jié)構(gòu)的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣，F(xiàn)s代表駕駛室結(jié)構(gòu)受到的外部載荷向量；

駕駛室聲-振耦合系統(tǒng)有限元方程為

本文采用Virtual.lab軟件建立駕駛室聲-振耦合有限元模型，由于駕駛室沖壓件結(jié)構(gòu)很復(fù)雜，需要對(duì)原白車(chē)身結(jié)構(gòu)作適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，選取殼單元對(duì)數(shù)模進(jìn)行離散化。首先，建立包含車(chē)窗玻璃、座椅和儀表盤(pán)的Trimbody 結(jié)構(gòu)有限元模型；其次，建立駕駛室內(nèi)部聲腔有限元模型，通過(guò)包絡(luò)面建立起駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型與內(nèi)部聲腔有限元模型之間的耦合關(guān)系[10]，建立的駕駛室聲學(xué)分析有限元模型如圖2所示。

圖2 駕駛室聲-振耦合模型

2.2 怠速工況駕駛室室內(nèi)噪聲計(jì)算

怠速工況下，車(chē)身板件在外載荷的激勵(lì)下產(chǎn)生振動(dòng)并向車(chē)內(nèi)輻射噪聲。由于該駕駛室是非承載式車(chē)身，路面及發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)激勵(lì)通過(guò)四個(gè)懸置點(diǎn)傳遞到駕駛室，通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試駕駛室四個(gè)懸置點(diǎn)被動(dòng)側(cè)的三向加速度信號(hào)，并作為載荷激勵(lì)添加到駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型上。其中，左后懸置被動(dòng)側(cè)加速度測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示。對(duì)應(yīng)測(cè)試得到的加速度數(shù)據(jù)如圖4所示。

圖3 左后懸置被動(dòng)側(cè)加速度測(cè)點(diǎn)

圖4 左后懸置被動(dòng)側(cè)加速度數(shù)據(jù)

由于怠速噪聲峰值頻率集中在200 Hz 以下，本文聲學(xué)計(jì)算分析頻率范圍取20 Hz～200 Hz，分辨率1 Hz。計(jì)算得到的司機(jī)位置噪聲數(shù)據(jù)與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果的對(duì)比如圖5所示。得到的計(jì)算聲壓數(shù)據(jù)與試驗(yàn)值具有較好的一致性，可以用于下一步的聲學(xué)仿真分析。

圖5 駕駛室噪聲預(yù)測(cè)

2.3 駕駛室模態(tài)參與因子計(jì)算

駕駛室模態(tài)參與因子指每1階駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)對(duì)聲-振耦合系統(tǒng)計(jì)算聲壓值的參與量，可用于識(shí)別駕駛室聲-振耦合系統(tǒng)聲學(xué)響應(yīng)最敏感的結(jié)構(gòu)模態(tài)。在獲得駕駛室結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)振動(dòng)以及聲腔節(jié)點(diǎn)聲壓的基礎(chǔ)上，可表示為駕駛室模態(tài)參與因子的函數(shù)，如：

式(4)中：Φs和Φa分別駕駛室的結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲腔模態(tài)，ξs和ξa代表對(duì)應(yīng)的模態(tài)參與因子。

應(yīng)用Virtual.lab軟件計(jì)算駕駛室內(nèi)怠速噪聲峰值頻率32 Hz、64 Hz、96 Hz處的結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子，如圖6所示。聲壓峰值頻率32 Hz 處的主要模態(tài)參與因子集中在第7階模態(tài)，64 Hz處的主要模態(tài)參與因子集中在第54、55、57 階模態(tài)，96 Hz 處的主要模態(tài)參與因子集中在第115、121、122階模態(tài)。

2.4 駕駛室模態(tài)應(yīng)變能分析

在駕駛室聲-振耦合有限元計(jì)算時(shí)，第i階模態(tài)的第j個(gè)單元的模態(tài)應(yīng)變能為

式(5)中：Φi為第i階模態(tài)振型向量；Kj為第j單元的剛度；

對(duì)單元的前N階模態(tài)應(yīng)變能進(jìn)行疊加，便可得到單元的綜合模態(tài)應(yīng)變能為

計(jì)算得到各模態(tài)階次疊加綜合應(yīng)變能如圖7所示。32 Hz 對(duì)應(yīng)的模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域在駕駛室頂棚位置；疊加第54、55、57階模態(tài)應(yīng)變能，得到64 Hz峰值頻率點(diǎn)對(duì)應(yīng)模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域?yàn)轳{駛室后圍右側(cè)位置；96 Hz處的主要模態(tài)參與因子集中在115、121、122階，對(duì)應(yīng)模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域?yàn)轳{駛室底部位置，以上區(qū)域作為駕駛室怠速噪聲控制的對(duì)象。

圖6 模態(tài)參與因子

圖7 模態(tài)應(yīng)變能分布云圖

3 方案制定及驗(yàn)證

針對(duì)駕駛室頂棚位置，采用增加頂部加強(qiáng)筋方式提升結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，對(duì)應(yīng)64 Hz以及96 Hz對(duì)應(yīng)的應(yīng)變能集中區(qū)域，采用鋪設(shè)自由阻尼層的減振處理方式，如圖8所示。圖中黑色單元表示阻尼材料的位置，阻尼材料的彈性模量取為1.62 GPa，泊松比為0.49，密度為1 800 kg/m3。

首先，通過(guò)耦合聲學(xué)有限元法，計(jì)算怠速噪聲控制方案實(shí)施效果。采取結(jié)構(gòu)局部加強(qiáng)以及阻尼布置方案后，32 Hz 處聲壓峰值衰減了5.2 dB，64 Hz 與96 Hz 處聲壓峰值分別衰減了2.2 dB、3.5 dB。怠速控制方案在峰值頻率點(diǎn)處噪聲衰減明顯。

其次，應(yīng)用LMS 噪聲采集設(shè)備，測(cè)試并驗(yàn)證怠速噪聲控制方案實(shí)施效果，如圖9所示。通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試，應(yīng)用怠速控制方案，耳旁聲壓級(jí)降低了3.2 dB，可見(jiàn)已達(dá)到了良好的降噪效果，同時(shí)也證明了模態(tài)參與因子結(jié)合模態(tài)應(yīng)變能分析的有效性。

圖8 駕駛室怠速噪聲控制方案

圖9 改進(jìn)前后駕駛員耳旁聲壓頻譜

4 結(jié)語(yǔ)

(1)針對(duì)32 Hz及其倍頻的重卡駕駛室怠速噪聲問(wèn)題，本文建立駕駛室聲-固耦合有限元計(jì)算模型，獲取了各峰值頻率對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子。

(2)通過(guò)疊加各階模態(tài)應(yīng)變能，得到了各峰值頻率點(diǎn)對(duì)應(yīng)的模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域，為怠速噪聲控制方案的制定，指明了方向。

(3)采用結(jié)構(gòu)加強(qiáng)及鋪設(shè)阻尼材料的方式，對(duì)模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域進(jìn)行處理，通過(guò)有限元方法及試驗(yàn)測(cè)試，取得了良好的降噪效果。