摘要：為降低駕駛室內低頻結構噪聲，建立某拖拉機駕駛室結構有限元模型和耦合聲學邊界元模型，對結構進行諧響應分析，并以結構位移結果作為聲場分析邊界條件，基于間接邊界元法對駕駛室內進行聲場聲振耦合頻率響應分析；應用板件貢獻量法計算分析得到對駕駛員耳旁聲壓主要峰值頻率處貢獻顯著的板件，并進行振動抑制；對分析結果中貢獻量較大的頂棚，進行形貌優(yōu)化處理，對右窗和右門進行加厚處理。結果表明，車內噪聲在頻率20～200 Hz范圍內的聲壓級水平得到比較明顯的改善，整體噪聲水平下降3.01 dB（A），有效改善駕駛室內聲學環(huán)境，為同類駕駛室內低噪聲設計提供案例依據(jù)。

關鍵詞：拖拉機；駕駛室；低頻噪聲；耦合聲學邊界元；諧響應；板件貢獻量

中圖分類號：S219； TB533

文獻標識碼：A

文章編號：2095-5553 （2024） 05-0134-06

收稿日期：2022年10月14日" 修回日期：2022年12月21日*基金項目：河南省教育廳自然科學研究項目（15A460019）

第一作者：王順，男，1994年生，河南商丘人，碩士研究生；研究方向為車輛振動噪聲控制。E-mail：" 1732830279@qq，com

通訊作者：馬心坦，男，1972年生，河南遂平人，博士，副教授；研究方向為車輛振動噪聲控制。E-mail：" 631170372@qq.com

Research on control of low frequency noise in tractor cab

Wang Shun， Ma Xintan， He Mingjia

（College of Vehicle and Traffic Engineering， Henan University of Science and Technology， Luoyang， 471003， China）

Abstract：

In order to reduce the low-frequency structural noise in the cab， a finite element model and a coupled acoustic boundary element model of the cab structure of a tractor were established， and the harmonic response of the structure was analyzed. Taking the structural displacement results as the boundary conditions of sound field analysis， the coupled frequency response of sound field and sound vibration in the cab was analyzed based on the indirect boundary element method. The plate contribution method was used to calculate and analyze the plate that contributes significantly to the main peak frequency of the driver’s ear sound pressure， and the vibration was suppressed. For the ceiling with a large contribution to the analysis results， the morphology was optimized， and the right window and right door were thickened. The results show that the sound pressure level of the interior noise in the frequency range of 20-200 Hz has been significantly improved， and the overall noise level has decreased by 3.01 dB （A）， which effectively improves the acoustic environment in the cab， and provides a case basis for the low-noise design in the cab of the same kind.

Keywords：

tractors; cab; low frequency noise; coupled acoustic boundary element; harmonic response; plate contribution

0 引言

隨著拖拉機行業(yè)的快速發(fā)展，人們對其舒適性提出了更高的要求，車內噪聲不僅會增加駕乘人員的疲勞程度，使工作效率下降，還會嚴重影響安全駕駛［1， 2］。結構噪聲是車內噪聲主要來源之一，主要是車身在發(fā)動機、路面等激勵下產生振動而輻射產生，這類噪聲主要是20～200 Hz低頻噪聲［3-5］。在對拖拉機駕駛室內噪聲研究中，駕駛室壁板振動和駕駛室耳旁噪聲有直接聯(lián)系，通過改進結構來減少駕駛室的振動噪聲，能夠提高駕駛員的舒適性［6-8］。由于車身各板件在不同頻域內對駕駛室內耳旁聲壓的貢獻量不同，所以，采用板件貢獻量分析，確定對主要聲壓峰值貢獻大的板件，進而進行結構優(yōu)化，對降低駕駛室內耳旁噪聲具有重要意義。

針對拖拉機駕駛室，建立駕駛室結構有限元模型和聲固耦合邊界元模型，分別進行模態(tài)分析，了解結構的動態(tài)特性。對駕駛室結構進行諧響應分析，并以結構位移結果作為聲場分析邊界條件，利用耦合聲學邊界元法對駕駛室耳旁位置聲學特性展開研究，識別出駕駛室耳旁聲壓主要峰值頻率。對駕駛室進行板件貢獻量分析，確定主要貢獻板件，對頂棚進行形貌優(yōu)化，添加加強肋，提高一階固有頻率，對右窗和右門加厚處理，提高板件剛度，有效降低駕駛室內噪聲。

1 駕駛室模型建立與模態(tài)分析

1.1 結構有限元模型建立及分析

以某拖拉機駕駛室為研究對象，利用Catia建立駕駛室的三維模型?？紤]其結構較為復雜，為提高建模效率和縮短有限元分析計算時間，僅考慮對聲場影響較大的車身結構，忽略小圓角、凸臺等對駕駛室結構性能影響很小的工藝結構。

駕駛室結構采用板殼shell63，網格尺寸設置為30 mm，材料主要采用鋼和玻璃，并假設門窗與結構剛性連接。在Hypermesh中建立結構有限元模型如圖1所示。在Virtual.lab對車身結構進行自由模態(tài)分析，提取前8階模態(tài)，結果如表1所示。

車輛在受到激勵作用時，其結構振動是各階模態(tài)振動的綜合反映，對結構產生較大影響的主要是低階模態(tài)振動。由表1可知，前幾階模態(tài)振型中，前窗、左門、右門出現(xiàn)的模態(tài)比較多，主要因為玻璃門窗的面積較大，剛度比較小，模態(tài)比較低，在低頻范圍內容易受到外部激勵發(fā)生較強烈的振動，會對駕駛室內部聲學環(huán)境造成較大的影響。

1.2 聲—固耦合系統(tǒng)建模

駕駛室內部聲腔是在駕駛室結構模型基礎上建模的，邊界元在聲場分析時，只需要聲腔表面的二維網格，相比于有限元，能夠減少計算內存，節(jié)省計算時間，提高仿真效率［9］?？紤]到座椅對駕駛室內聲學特性影響較大，建立如圖2所示的駕駛室含座椅的邊界元模型，采用間接邊界元法進行聲學頻率響應分析。

為能夠準確分析駕駛室板件振動對耳旁聲壓的影響，應考慮結構與聲腔的耦合作用，計算耦合系統(tǒng)模態(tài)和駕駛員耳旁聲壓分布，結合板件貢獻度分析，找到對耳旁聲壓影響較大的板件。

1.3 聲—固耦合模態(tài)分析

在Virtual.lab中建立車身結構模型和聲腔模型的耦合面，并將耦合面上的結構網格節(jié)點和聲腔網格的節(jié)點數(shù)據(jù)進行插值，實現(xiàn)結構和聲腔的相互耦合，對耦合系統(tǒng)進行模態(tài)計算，提取前8階模態(tài)，結果如表2所示。

對比表1和表2可以發(fā)現(xiàn)，耦合模態(tài)頻率稍低于結構模態(tài)頻率，模態(tài)階次更加密集。從振型位置中可以看出，二者振型位置完全一致，耦合后沒有產生新的振動形式，說明駕駛室內部空氣阻尼作用較小，后期可以通過對駕駛室結構改進，降低駕駛室內噪聲。

2 拖拉機駕駛室諧響應分析

基于諧響應分析，可得到駕駛室結構網格節(jié)點的位移和速度等頻率響應曲線，同時找到峰值下的頻率，與結構固有頻率對比，避免共振。諧響應分析不僅能判斷結構的力學特性，其分析得到的位移等結果還能作為車內聲場分析的邊界條件。

對駕駛室進行諧響應分析，找出駕駛室振動薄弱位置，為駕駛室降噪提供依據(jù)。施加邊界條件如圖3所示，對駕駛室4個底邊節(jié)點施加全約束（圖3中“Δ”），在駕駛室4個懸置處加載垂直向上，幅值為10 N的簡諧激勵，結合前面求得的駕駛室模型的固有模態(tài)，使用模態(tài)疊加法對結構進行諧響應分析［13］。計算頻率范圍20～200 Hz，載荷步為180步。

諧響應分析完成后，為了解車身板件的振動情況，在駕駛室某些板件共振集中部位選取一個節(jié)點分析位移響應，計算得到其位移響應曲線。節(jié)點位置如表3所示，位移響應曲線如圖4所示。

由圖4可見，表3所選節(jié)點均在52 Hz、125 Hz、135 Hz、164 Hz、187 Hz出現(xiàn)較大峰值。而且這些頻率在駕駛室結構固有頻率附近，在外界激勵下產生的振動能量也比較大，這些頻率是駕駛室內聲學分析關注的重點對象。

3 駕駛室內部低頻噪聲響應分析

將駕駛室諧響應分析得到的結構位移響應結果作為聲場分析的邊界條件，利用間接邊界元法，并考慮聲固耦合作用，對駕駛室內部進行聲學響應分析，得到駕駛員右耳處的聲壓頻率響應曲線如圖5所示。

對駕駛室內噪聲分析時，可以將駕駛室簡化成一個系統(tǒng)，對系統(tǒng)可以輸入各種形式的激勵，產生的聲壓代表了駕駛室系統(tǒng)與輸出之間的傳遞關系，忽略激勵形式和大小，直接反映駕駛室本身的聲學特性［14， 15］。因此，將計算得到的聲壓與文獻［15］采集聲壓對比如圖5所示，兩者雖然存在差異，但整體走勢基本相似，因此可以利用該有限元模型對駕駛室內噪聲進行控制研究。

由圖5可見，分析頻率范圍內存在大量聲壓峰值，且駕駛室耳旁聲壓在100 Hz之后比100 Hz前明顯提高，主要是由于一階聲學固有頻率在102.59 Hz，所以，在100 Hz之后結構和聲腔的耦合作用增強，使聲壓增高。其中，最大值峰值位于125 Hz處，達到91.43 dB（A），次級峰值位于187 Hz處，達到89.19 dB（A），因此，將125 Hz和187 Hz作為板件貢獻量分析頻率。聲腔模態(tài)頻率如表4所示。

圖6和圖7分別為125 Hz和187 Hz駕駛室的結構位移響應云圖。125 Hz振動位移比較大的部位主要在左右門、左右窗、前窗，187 Hz振動位移比較大的部位主要在頂棚、左右門，前窗，這些部位可能會造成駕駛室內產生較大峰值聲壓，在駕駛室內低噪聲設計時應著重考慮。

4 板件貢獻量分析計算

駕駛室內噪聲是由車身板件振動引起的。每塊車身板件是由許多個單元組成，當駕駛室受到激勵作用時，會引起板件中所有的單元產生聲壓，疊加后能夠得到駕駛室內場點處的總聲壓。由于每塊板件的振動情況不同，所以每塊板件對駕駛室內場點聲壓貢獻也不同。因此，為準確確定對耳旁主要峰值聲壓影響較大的結構，進行板件貢獻量分析，進而對較大貢獻量的板件結構優(yōu)化，能夠有效改善駕駛室內聲學環(huán)境［16-18］。面板是由單元組成的，面板對場點的聲學貢獻是面板所包含的單元對場點所輻射聲波的矢量和，如式（3）所示。

形貌優(yōu)化屬于結構優(yōu)化其中的一種方法，能夠在金屬薄板結構中尋找加強肋的最優(yōu)布置方式，從而提高板件剛度，改善駕駛室內聲學環(huán)境［19-21］。根據(jù)駕駛室板件貢獻量分析，確定了貢獻顯著的板件是頂棚、右門和右窗。頂棚為金屬薄板結構，故可用形貌優(yōu)化，確定最優(yōu)加強肋分布設計。右門、右窗為玻璃結構，分別加厚1 mm處理，提高其剛度。

5.2 優(yōu)化過程和結果

將頂棚單獨提取出來，建立其板件殼單元網格，作為設計區(qū)域。設計目標為頂棚的一階模態(tài)頻率最大化，約束條件為只約束頂棚四周x、y、z三個方向的平動自由度。加強肋的基本參數(shù)為：起筋的最小寬度一般為平均單元尺寸的1.5～2.5倍，而單元的平均尺寸為30 mm，所以將最小起筋寬度設置為45 mm，選用60°起筋角，起筋高度為25 mm。在Optistruct進行優(yōu)化計算，迭代計算17次之后收斂，最終結果如圖10所示。根據(jù)形貌優(yōu)化結果并綜合考慮成本控制和加工工藝性原則，確定加強筋在頂棚的分布狀況（圖11）。

5.3 結構改進后駕駛室聲學響應

對頂棚添加加強肋，右門和右窗加厚1 mm處理后，通過耦合聲學邊界元法重新仿真計算，得到的聲壓響應曲線與結構改進前的數(shù)據(jù)進行對比如圖12所示。可見駕駛室耳旁聲學環(huán)境有了較大改善，125 Hz處峰值由91.43 dB（A）降到74.51 dB（A），187 Hz處峰值消失，總聲壓從97.03 dB（A）降到94.02 dB（A），達到了良好的降噪效果。

6 結論

1）" 對拖拉機駕駛室進行有限元建模，分別計算結構模態(tài)和耦合模態(tài)，利用模態(tài)疊加法對駕駛室結構進行諧響應分析，得到結構的位移響應，了解結構的動態(tài)特性。

2）" 以結構的位移響應結果作為邊界條件，并考慮聲固耦合作用，采用間接邊界元法對駕駛室內進行聲學響應分析，得到駕駛室內耳旁聲壓主要峰值頻率，結合板件貢獻量分析，找到其薄弱部分，對頂棚進行形貌優(yōu)化，右窗和右門加厚處理，增強了板件剛度。通過重新仿真計算，并將結構改進前后的聲壓曲線對比，發(fā)現(xiàn)125 Hz頻率處聲壓峰值下降16.92 dB（A），187 Hz頻率處聲壓峰值消失，總體聲壓下降3.01 dB（A）。說明在主要峰值聲壓頻率處對聲學貢獻量較大的結構進行改進具有良好的降噪效果。

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