張 超， 張勁松， 萬(wàn) 靂, 徐 巍， 周明剛

(1.湖北工業(yè)大學(xué)農(nóng)機(jī)工程研究設(shè)計(jì)院， 武漢 430068； 2.湖北時(shí)瑞達(dá)重型工程機(jī)械有限公司， 襄陽(yáng) 441116)

目前軌道交通在中國(guó)占據(jù)著重要地位，軌道車輛噪聲也因此備受關(guān)注。駕駛室噪聲分為結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲，300 Hz以內(nèi)低頻噪聲主要是結(jié)構(gòu)噪聲，研究它對(duì)提升舒適性和駕駛安全具有重要意義。楊年炯等[1]通過(guò)對(duì)某商用車進(jìn)行試驗(yàn)研究駕駛室內(nèi)轟鳴噪聲產(chǎn)生的原因，并采用有限元仿真設(shè)計(jì)并聯(lián)諧振腔消聲器降低振動(dòng)和噪聲；程科翔等[2]利用有限元-統(tǒng)計(jì)能量分析仿真駕駛室噪聲，有針對(duì)性地優(yōu)化駕駛室聲學(xué)包，對(duì)中頻噪聲有一定降噪效果；吳凱偉等[3]提出含時(shí)滯反饋系統(tǒng)主動(dòng)懸架降低車身加速度均方根值，提升乘坐舒適性和行駛安全性；唐榮江等[4]構(gòu)建噪聲源與響應(yīng)點(diǎn)之間的傳遞函數(shù)，求解噪聲源對(duì)響應(yīng)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量從而實(shí)現(xiàn)噪聲源定位，最后根據(jù)傳遞路徑進(jìn)行降噪設(shè)計(jì)及仿真；李偉平等[5]對(duì)礦用自卸車駕駛室建立結(jié)構(gòu)有限元模型和聲腔模型進(jìn)行聲場(chǎng)聲振耦合分析,確定噪聲峰值和板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析,對(duì)貢獻(xiàn)量最大的板件進(jìn)行多目標(biāo)形貌優(yōu)化改善駕駛室聲學(xué)環(huán)境；張俊紅等[6]利用駕駛室與室內(nèi)聲腔建立了聲-振耦合模型，通過(guò)試驗(yàn)獲取激勵(lì)進(jìn)行結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)分析與室內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)；Accardo等[7]提出一整套聲學(xué)模態(tài)分析程序，從試驗(yàn)測(cè)試到數(shù)據(jù)后處理采用一種多輸入多輸出的頻域計(jì)算方法提供模態(tài)參數(shù)提高車體內(nèi)部噪聲CAE(computer aided engineering)預(yù)測(cè)能力；劉志恩等[8]通過(guò)模態(tài)聲學(xué)貢獻(xiàn)度計(jì)算，結(jié)合模態(tài)振型確定駕駛室振動(dòng)變形最大的車身板件；并對(duì)該板件進(jìn)行形貌優(yōu)化處理進(jìn)而降低駕駛室噪聲。黃俊誠(chéng)等[9]以某型拖拉機(jī)駕駛室建立有限元-統(tǒng)計(jì)能量分析模型，將測(cè)得試驗(yàn)加速度作為激勵(lì)進(jìn)行耳旁噪聲預(yù)測(cè)，結(jié)合貢獻(xiàn)度分析對(duì)板塊進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)降低噪聲。鄭玲等[10]通過(guò)某型轎車的聲-固耦合模型進(jìn)行模態(tài)和聲學(xué)計(jì)算，對(duì)車身各板件的貢獻(xiàn)度進(jìn)行分析，確認(rèn)了各板件對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)度系數(shù)。崔進(jìn)青等[11]對(duì)裝載機(jī)低頻噪聲進(jìn)行了結(jié)構(gòu)聲和透射聲仿真計(jì)算，獲得了室內(nèi)聲場(chǎng)與結(jié)構(gòu)聲和透射聲的關(guān)系。這些研究為駕駛室內(nèi)噪聲分析奠定了基礎(chǔ)，但是主要為噪聲預(yù)測(cè)和控制，對(duì)噪聲產(chǎn)生機(jī)理需要更深入的研究。

駕駛室內(nèi)噪聲與所受激勵(lì)和聲學(xué)空間分布特性相關(guān)，現(xiàn)以某型內(nèi)燃機(jī)車為研究對(duì)象采用試驗(yàn)分析與數(shù)值分析相結(jié)合的方法進(jìn)行研究，利用板塊貢獻(xiàn)量分析、振動(dòng)試驗(yàn)、聲學(xué)模態(tài)分析、耦合模態(tài)分析明確駕駛室噪聲特性和形成機(jī)理，以期為改善駕駛室內(nèi)噪聲環(huán)境提供理論基礎(chǔ)。

1 某型內(nèi)燃機(jī)車數(shù)值模型

以某型內(nèi)燃機(jī)車為對(duì)象進(jìn)行研究分析，實(shí)車如圖1所示。該型號(hào)內(nèi)燃機(jī)車車體主要是由大量鋼板和梁焊接形成，車身采用2.5 mm厚鋼板作為蒙皮。在根據(jù)實(shí)車進(jìn)行白車身三維建模時(shí)保留了車體底架橫梁和側(cè)梁結(jié)構(gòu)，駕駛室框架結(jié)構(gòu)、頂部主要梁結(jié)構(gòu)，忽略結(jié)構(gòu)中的其他設(shè)備和窗戶及忽略倒角、圓孔等局部細(xì)節(jié)以減少局部模態(tài)的數(shù)量。白車身模型如圖2所示。

圖1 內(nèi)燃機(jī)車Fig.1 Diesel locomotive

圖2 白車身模型Fig.2 Body in white model

1.1 白車身有限元模型

某型內(nèi)燃機(jī)車駕駛室框架結(jié)構(gòu)和頂部主要梁結(jié)構(gòu)材料為鋼材，密度ρ=7 800 kg/m3，泊松比μ=0.28，彈性模量E=2.1×1011N/m3。白車身有限元結(jié)構(gòu)網(wǎng)格類型為四面體網(wǎng)格，單元大小為60 mm，單元總數(shù)為596 311，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為1 132 577，其有限元模型如圖3所示。

圖3 白車身有限元模型Fig.3 Body in white finite element model

1.2 聲學(xué)邊界元模型

聲學(xué)計(jì)算時(shí)流體模型計(jì)算精度是由多數(shù)單元共同控制，聲學(xué)邊界元模型單元尺寸與計(jì)算頻率有對(duì)應(yīng)關(guān)系，通常假定每個(gè)波長(zhǎng)至少有6個(gè)聲學(xué)單元，單元大小可由式(1)計(jì)算得到[12]。聲學(xué)單元計(jì)算方程為

(1)

式(1)中：L為某個(gè)單元的長(zhǎng)度；c為聲音在某流體介質(zhì)中的傳播速度；fmax為模型的最大計(jì)算頻率。

在白車身三維模型上添加駕駛室的窗戶和車門將駕駛室構(gòu)造成一個(gè)封閉的聲腔，提取封閉的駕駛室聲腔建立聲學(xué)邊界元模型，其模型如圖4所示。聲學(xué)邊界元模型網(wǎng)格類型為四面體，單元尺寸為60 mm，聲學(xué)單元大小為60 mm滿足5～250 Hz計(jì)算頻率范圍。大駕駛室聲學(xué)邊界元單元數(shù)為13 568，節(jié)點(diǎn)數(shù)為13 538；小駕駛室聲學(xué)邊界元單元數(shù)為9 671，節(jié)點(diǎn)數(shù)為9 645。

圖4 聲學(xué)有限元模型Fig.4 Acoustic finite element model

2 駕駛室噪聲分析

2.1 測(cè)點(diǎn)布置

在實(shí)車運(yùn)行情況下，測(cè)量駕駛室內(nèi)部駕駛員耳旁聲壓級(jí)與駕駛室壁板垂向振動(dòng)加速度。圖5給出了駕駛室內(nèi)部測(cè)點(diǎn)布置示意圖，大小駕駛測(cè)點(diǎn)布置原則一致，耳旁聲壓級(jí)測(cè)點(diǎn)為8個(gè)，壁板振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)為12個(gè)，發(fā)動(dòng)機(jī)安裝點(diǎn)測(cè)點(diǎn)為4個(gè)。實(shí)驗(yàn)設(shè)備選用B&K公司的Pulse Labshop軟件系統(tǒng)，硬件為3560-C型數(shù)據(jù)采集前端、4101A型雙耳入耳式傳聲器、4231型聲學(xué)校準(zhǔn)器、4507B型加速度傳感器，在進(jìn)行聲學(xué)試驗(yàn)測(cè)量前對(duì)雙耳入耳式傳聲器進(jìn)行校準(zhǔn)。

○為駕駛員耳旁測(cè)點(diǎn)；△為駕駛室壁板振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)圖5 測(cè)點(diǎn)位置Fig.5 Measurement points

2.2 駕駛室司機(jī)耳旁噪聲計(jì)算及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

駕駛室是一個(gè)封閉聲腔，當(dāng)駕駛室承受激勵(lì)時(shí)，駕駛室板塊結(jié)構(gòu)與駕駛室聲腔形成一個(gè)復(fù)雜的聲學(xué)系統(tǒng)。采用聲-振耦合法計(jì)算駕駛室5～250 Hz聲場(chǎng)響應(yīng)，提取駕駛員耳旁噪聲聲壓級(jí)。數(shù)值分析時(shí)結(jié)構(gòu)模態(tài)采用白車身有限元結(jié)構(gòu)模態(tài)，聲學(xué)邊界條件采用駕駛室聲學(xué)邊界元模型，施加的激勵(lì)是通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得的激勵(lì)信號(hào)。激勵(lì)的加載位置如圖2所示，駕駛員耳旁參考點(diǎn)如圖2所示，駕駛員耳旁噪聲聲壓級(jí)如圖6所示。

圖6 實(shí)驗(yàn)與仿真聲壓級(jí)Fig.6 Simulation and experimental sound pressure level

對(duì)圖6所示的聲壓級(jí)曲線進(jìn)行分析，駕駛室仿真聲壓級(jí)與實(shí)驗(yàn)聲壓級(jí)對(duì)比趨勢(shì)基本相同，然而由于實(shí)驗(yàn)采集的噪聲信號(hào)是由透射噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲組成，而且沒(méi)有排除背景噪聲，同時(shí)仿真計(jì)算時(shí)僅考慮垂直方向上的振動(dòng)激勵(lì)而忽略了水平方向上的次要激勵(lì)，導(dǎo)致實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果在數(shù)值上存在偏差。但是從圖6中可以看出在部分頻率處(如67、73、92、110、220 Hz等)，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)量值吻合良好，說(shuō)明本模型可以準(zhǔn)確的計(jì)算出車輛駕駛室的結(jié)構(gòu)噪聲，能夠用于后續(xù)車輛駕駛室噪聲分析過(guò)程中去。

在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 205 r/min條件下，大駕駛室在39、74、93、110、220、257 Hz處具有峰值，小駕駛室在39、74、110、220 Hz處具有峰值。結(jié)合大、小駕駛室聲壓級(jí)峰值分析得出噪聲分布特性如下：在39、74、110 Hz頻率處，大、小駕駛室均存在顯著峰值，為了研究其形成機(jī)理需要對(duì)車內(nèi)振動(dòng)和噪聲特性進(jìn)行深入分析。

2.3 板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量

某型內(nèi)燃機(jī)車駕駛室是由主框架與壁板構(gòu)成，駕駛室在5～250 Hz噪聲以結(jié)構(gòu)噪聲為主，為了研究駕駛室內(nèi)部壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量，引入板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)度概念[13]。聲場(chǎng)中某點(diǎn)處聲壓的板塊貢獻(xiàn)量為

(2)

式(2)中：D為板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)；P為聲場(chǎng)中某點(diǎn)聲壓；Pc為板塊對(duì)某點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)聲壓；P*為Pc共軛復(fù)數(shù)；Re為P*的實(shí)部。

將聲學(xué)邊界元模型劃分為12個(gè)板塊區(qū)域進(jìn)行板塊貢獻(xiàn)量分析，在聲學(xué)響應(yīng)基礎(chǔ)上獲得了司機(jī)室各壁板聲壓貢獻(xiàn)量關(guān)系，車廂各壁板編號(hào)如圖3所示。

在39、74、110 Hz頻率處各壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量如圖7所示。39 Hz時(shí)，大駕駛室右壁板、底板、頂板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室各壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量比較接近；74 Hz時(shí)，大駕駛室右壁板、左壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室右壁板、前壁板、左壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大；110 Hz時(shí)，大駕駛室前壁板、底板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室前壁板、頂板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大。分析可知，駕駛室左、右、前壁板在該頻率下結(jié)構(gòu)振動(dòng)較大，需要進(jìn)行減振降噪優(yōu)化，通常采用改變壁板厚度、粘貼自由阻尼或約束阻尼、增加加強(qiáng)筋等措施抑制壁板振動(dòng)達(dá)到降噪目的。

圖7 壁板貢獻(xiàn)量Fig.7 Panel contribution

3 駕駛室振動(dòng)分析

對(duì)駕駛室進(jìn)行了聲場(chǎng)分析及板塊貢獻(xiàn)量分析，找到了駕駛室噪聲聲壓峰值所對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率及該峰值處對(duì)噪聲貢獻(xiàn)最大的壁板。為了研究在39、74、110 Hz頻率處噪聲的形成機(jī)理，分析駕駛室內(nèi)聲學(xué)模態(tài)、耦合模態(tài)具有重要意義，一般而言模態(tài)參數(shù)是結(jié)構(gòu)固有屬性，它對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲具有重要影響。如果激勵(lì)引起的駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)與聲腔模態(tài)接近或一致，將會(huì)形成耦合共振響應(yīng)，造成某些區(qū)域噪聲異常，因此對(duì)駕駛室進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)和耦合模態(tài)分析判斷其對(duì)噪聲的影響。

3.1 振動(dòng)試驗(yàn)分析

大、小駕駛室底板、側(cè)板、頂板振動(dòng)加速度頻譜如圖8所示。分析圖8可知，在37、74、110 Hz處均存在顯著峰值，大、小駕駛室底板、側(cè)板、頂板振動(dòng)加速度頻率分布趨勢(shì)基本相同，只是在局部幅值存在差異，駕駛室噪聲和振動(dòng)在74、110 Hz處均存在顯著頻率。

圖8 振動(dòng)加速度Fig.8 Vibration acceleration

某型內(nèi)燃機(jī)車采用直列四沖程六缸發(fā)動(dòng)機(jī)，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速為2 205 r/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)一階振動(dòng)頻率為37 Hz、排氣噪聲頻率為110 Hz。駕駛室內(nèi)低頻噪聲峰值較多，峰值頻率是發(fā)動(dòng)機(jī)基頻的倍頻處，分析表明峰值與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)密切相關(guān)，駕駛室噪聲主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳遞到駕駛室導(dǎo)致結(jié)構(gòu)振動(dòng)和壁板振動(dòng)而產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲，駕駛室內(nèi)噪聲相關(guān)頻率和峰值對(duì)應(yīng)信息如表1所示。74、110 Hz為發(fā)動(dòng)機(jī)基礎(chǔ)轉(zhuǎn)頻的倍頻，整車產(chǎn)生振動(dòng)造成噪聲超標(biāo)，駕駛室整車框架結(jié)構(gòu)和壁板結(jié)構(gòu)需要優(yōu)化設(shè)計(jì)，并且避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)基頻37 Hz和排氣噪聲基頻110 Hz才能從根本上解決2 205 r/min轉(zhuǎn)速下駕駛室內(nèi)噪聲問(wèn)題。39 Hz處噪聲超標(biāo)形成機(jī)理需要進(jìn)一步研究。

表1 峰值與噪聲源對(duì)應(yīng)關(guān)系Table 1 Correspondence between peak and noise source

3.2 聲學(xué)模態(tài)

聲學(xué)模態(tài)是聲腔的固有屬性，聲學(xué)模態(tài)也具有模態(tài)振型和固有頻率等特性。當(dāng)聲學(xué)模態(tài)與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)的固有頻率相近時(shí)，駕駛室內(nèi)會(huì)形成聲腔聲學(xué)共振響應(yīng)，聲學(xué)模態(tài)研究可以避免聲腔和壁板產(chǎn)生耦合共振。在39 Hz附近模態(tài)信息如圖9(a)所示，聲壓分布規(guī)律表現(xiàn)為大駕駛室前半部聲壓教大的狀態(tài)；在74 Hz附近模態(tài)信息如圖9(b)所示，聲壓規(guī)律表現(xiàn)為大駕駛中部大、兩端小的狀態(tài)；在110 Hz附近模態(tài)信息如圖9(c)所示，聲壓分布規(guī)律為小駕駛兩端大、中部小的狀態(tài)。

圖9 聲學(xué)模態(tài)Fig.9 Acoustic modal

3.3 耦合模態(tài)分析

耦合共振是由聲腔中的空氣和結(jié)構(gòu)相互作用形成，所以模態(tài)信息包含結(jié)構(gòu)變形和聲壓分布。這些模態(tài)產(chǎn)生原因有兩種可能，第一是結(jié)構(gòu)振動(dòng)導(dǎo)致聲壓變化，第二是聲壓變化導(dǎo)致壁板振動(dòng)。在39 Hz附近模態(tài)信息如圖10(a)所示，大駕駛室左、右、前壁板、頂板振動(dòng)；在74 Hz附近模態(tài)信息如圖10(b)所示，小駕駛室后壁板前后振動(dòng)；在110 Hz附近模態(tài)信息如圖10(c)所示，大駕駛左、右、前壁板以及頂板均出現(xiàn)局部振動(dòng)，從以上分析得出耦合模態(tài)并不是聲學(xué)模態(tài)和結(jié)構(gòu)模態(tài)簡(jiǎn)單的疊加。

圖10 耦合模態(tài)Fig.10 Coupling modal

3.4 分析結(jié)果

通過(guò)對(duì)某型內(nèi)燃機(jī)車的聲學(xué)響應(yīng)、壁板貢獻(xiàn)量、振動(dòng)試驗(yàn)、耦合模態(tài)分析可知：39 Hz附近時(shí)，大駕駛室存在耦合共振，左、右壁板、頂板局部振動(dòng)，聲學(xué)模態(tài)呈前端大、后端小狀態(tài)，以上原因?qū)е麓篑{駛室左、右、前壁板、頂板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室各壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量比較接近，可以判斷其構(gòu)成了混響聲場(chǎng)，很難定位某一噪聲源；74 Hz附近時(shí)，車體存在耦合共振，大駕駛室左、右壁板左右振動(dòng)，聲學(xué)模態(tài)呈中部大、兩端小狀態(tài)，小駕駛室左、右壁板左右振動(dòng)，前壁板上端前后振動(dòng)，以上原因?qū)е麓篑{駛室左、右壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室左、右、前壁板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大；110 Hz附近時(shí)，存在耦合模態(tài)，大駕駛室左、右壁板左右振動(dòng)，小駕駛室聲學(xué)模態(tài)呈兩端大、中部小狀態(tài)，以上原因?qū)е麓篑{駛室前壁板、底板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大，小駕駛室前壁板、頂板對(duì)駕駛員耳旁聲壓貢獻(xiàn)量較大。耦合振動(dòng)響應(yīng)分析與板塊貢獻(xiàn)量分析結(jié)果一致，駕駛室左、右、前壁板振動(dòng)與室內(nèi)聲腔形成耦合振動(dòng)響應(yīng)是造成駕駛內(nèi)噪聲超標(biāo)的主要原因，可以通過(guò)布置吸聲材料、構(gòu)建空氣薄膜阻尼結(jié)構(gòu)、噴涂阻尼材料等措施改變駕駛室內(nèi)聲腔駐波特性，這些措施都能夠在一定程度上降低駕駛室內(nèi)噪聲。

4 結(jié)論

對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲分布特性進(jìn)行研究，結(jié)合振動(dòng)試驗(yàn)、噪聲試驗(yàn)、板塊貢獻(xiàn)量分析、聲學(xué)模態(tài)分析、耦合模態(tài)分析，明確駕駛室內(nèi)噪聲形成機(jī)理，提出措施改善駕駛室聲學(xué)環(huán)境，得到主要結(jié)論如下。

(1)通過(guò)構(gòu)建數(shù)值模型進(jìn)行聲學(xué)響應(yīng)分析，將仿真與試驗(yàn)聲壓級(jí)結(jié)果對(duì)比驗(yàn)證了模型的可靠性，確認(rèn)了駕駛室內(nèi)噪聲突出峰值為39、74、110 Hz。

(2)通過(guò)駕駛室聲學(xué)板塊貢獻(xiàn)量確認(rèn)了對(duì)噪聲貢獻(xiàn)較大的壁板，在39、74、110 Hz處，駕駛室左、右、前壁板結(jié)構(gòu)振動(dòng)較大，需要進(jìn)行減振降噪優(yōu)化，通常采用改變壁板厚度、粘貼自由阻尼或約束阻尼、增加加強(qiáng)筋等措施抑制壁板振動(dòng)達(dá)到降噪目的。

(3)考慮發(fā)動(dòng)機(jī)工作特性，37、110 Hz分別為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)基頻、排氣噪聲基頻，駕駛室內(nèi)壁板、地板、頂板結(jié)構(gòu)振動(dòng)在37、74、110 Hz存在顯著峰值，噪聲在74、110 Hz存在顯著峰值，駕駛室整體框架結(jié)構(gòu)和壁板結(jié)構(gòu)需要優(yōu)化設(shè)計(jì)，使其固有模態(tài)避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)基頻。

(4)在39、74、110 Hz處，駕駛室左、右、前壁板振動(dòng)與室內(nèi)聲腔形成耦合振動(dòng)響應(yīng)是造成駕駛內(nèi)噪聲超標(biāo)的主要原因，可以通過(guò)布置吸聲材料、構(gòu)建空氣薄膜阻尼結(jié)構(gòu)、噴涂阻尼材料等措施改變駕駛室內(nèi)聲腔駐波特性，在一定程度上降低噪聲。