基于板件貢獻(xiàn)分析的裝載機(jī)駕駛室低噪聲設(shè)計(jì)*

張俊紅， 李忠鵬， 畢鳳榮， 王 健， 何文運(yùn)， 朱傳峰， 田 雨

(天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津, 300072)

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基于板件貢獻(xiàn)分析的裝載機(jī)駕駛室低噪聲設(shè)計(jì)*

張俊紅， 李忠鵬， 畢鳳榮， 王 健， 何文運(yùn)， 朱傳峰， 田 雨

(天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津, 300072)

分別建立某裝載機(jī)駕駛室及室內(nèi)聲腔有限元模型，通過單點(diǎn)輸入多點(diǎn)輸出(single input and multiple output,簡(jiǎn)稱SIMO)法模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了聲振耦合模型的準(zhǔn)確性，測(cè)取懸置點(diǎn)激勵(lì)進(jìn)行頻率響應(yīng)分析及室內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)。對(duì)駕駛室進(jìn)行聲學(xué)靈敏度分析，采用聲傳遞向量法對(duì)駕駛室進(jìn)行聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度分析并對(duì)關(guān)鍵板件進(jìn)行形貌優(yōu)化，同時(shí)添加橡膠阻尼材料抑制壁板振動(dòng)，進(jìn)行二次聲壓虛擬預(yù)測(cè)。結(jié)果表明，聲學(xué)靈敏度分析可得到多階關(guān)鍵聲振耦合頻率，聲傳遞向量法板件貢獻(xiàn)度分析能準(zhǔn)確定位產(chǎn)生噪聲峰值的關(guān)鍵板件，形貌優(yōu)化及添加阻尼材料的方案降噪效果顯著，室內(nèi)總聲壓級(jí)降低了4.43dB。此方案系統(tǒng)地為低噪聲車身設(shè)計(jì)提供了技術(shù)路線，減少了傳統(tǒng)方案的主觀性和重復(fù)性，縮短了研發(fā)周期，降低了研發(fā)成本。

聲振耦合； 聲學(xué)靈敏度； 板件貢獻(xiàn)度； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化； 低噪聲

引 言

隨著工程機(jī)械的發(fā)展，人們不再只關(guān)注其作業(yè)效率和可靠性，同時(shí)對(duì)工程機(jī)械的操作舒適性及振動(dòng)噪聲的控制要求越來越嚴(yán)格。裝載機(jī)作為一種廣泛應(yīng)用的工程機(jī)械，其發(fā)動(dòng)機(jī)具有功率高、振動(dòng)大的特點(diǎn)，導(dǎo)致駕駛室室內(nèi)噪聲高。因此，有效降低室內(nèi)噪聲水平對(duì)改善人機(jī)環(huán)境具有重要意義。

在模態(tài)分析研究中,考慮聲壓作用的聲振耦合模態(tài)比不考慮聲壓的結(jié)構(gòu)模態(tài)更貼近實(shí)際，國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者對(duì)駕駛室聲振耦合特性進(jìn)行了研究。Gladwell等[1]用余能定理和Hamilton變分原理推導(dǎo)出了薄膜振動(dòng)與聲振耦合理論表達(dá)式，為使用有限元法求解聲振耦合問題奠定了理論基礎(chǔ)。Sung等[2]應(yīng)用有限元法對(duì)完整車身內(nèi)部結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行了分析, 并考慮了車身結(jié)構(gòu)和聲場(chǎng)的耦合作用。目前，國(guó)內(nèi)外在聲振耦合振動(dòng)分析的理論及應(yīng)用方面發(fā)展較快[3-7]，尤其在理論研究方面日漸成熟，但是，在聲振耦合模態(tài)分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行恰當(dāng)?shù)慕Y(jié)構(gòu)優(yōu)化有待進(jìn)一步拓展研究。

靈敏度分析通過對(duì)結(jié)構(gòu)聲學(xué)耦合特性的準(zhǔn)確預(yù)估，結(jié)合車內(nèi)聲壓預(yù)測(cè)及聲場(chǎng)分析，可為減振降噪控制提供優(yōu)化依據(jù)。對(duì)于聲學(xué)靈敏度分析，國(guó)外研究較早[8-9]。左言言等[10]對(duì)拖拉機(jī)駕駛室進(jìn)行了靈敏度分析，研究了其聲振耦合特性。吳光強(qiáng)等[11]以某商務(wù)車為研究對(duì)象，對(duì)其聲固耦合特性進(jìn)行了有限元分析并進(jìn)行了模態(tài)參與因子計(jì)算。王顯會(huì)等[12]采用邊界元法對(duì)某型駕駛室進(jìn)行了聲學(xué)靈敏度分析,研究了其聲學(xué)性能。以往研究表明，聲學(xué)靈敏度分析只能給降噪控制提供優(yōu)化目標(biāo)，若實(shí)現(xiàn)有效減振降噪還須準(zhǔn)確定位優(yōu)化區(qū)域。

聲傳遞向量法(acoustic transfer vector,簡(jiǎn)稱ATV法)車身板件聲學(xué)貢獻(xiàn)分析能夠計(jì)算板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量，可為車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供有效設(shè)計(jì)區(qū)域。國(guó)外學(xué)者分別基于有限元和邊界元法對(duì)車身板件進(jìn)行了貢獻(xiàn)度分析[13-14]。國(guó)內(nèi)方面，趙靜等[15]以某面包車為對(duì)象，對(duì)車身板件振動(dòng)聲學(xué)特性進(jìn)行了分析及優(yōu)化。王二兵等[16]采用子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合的方法建立了結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)某車身進(jìn)行了聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度分析。劉獻(xiàn)棟等[17]基于聲傳遞向量對(duì)車內(nèi)低噪聲特性進(jìn)行了分析及控制。白松等[18]以某救護(hù)車為研究對(duì)象，采用改進(jìn)方法分析了車廂壁板的聲學(xué)貢獻(xiàn)度，并依此進(jìn)行了降噪處理。ATV是結(jié)構(gòu)法線方向的振動(dòng)速度及場(chǎng)點(diǎn)聲壓之間的線性關(guān)系，采用ATV法可解決汽車在不同工況下進(jìn)行噪聲分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化時(shí)計(jì)算量大的問題，縮短研發(fā)周期。

筆者以某裝載機(jī)駕駛室為研究對(duì)象，在聲振耦合模態(tài)分析及噪聲預(yù)測(cè)的基礎(chǔ)上，進(jìn)行聲學(xué)靈敏度分析及ATV法板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，并對(duì)聲學(xué)貢獻(xiàn)度大的關(guān)鍵板件進(jìn)行形貌優(yōu)化及阻尼處理。這種設(shè)計(jì)方法可為低噪聲車身二次設(shè)計(jì)提供有效技術(shù)路線，減少傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方案的主觀性和重復(fù)性，對(duì)于縮短研發(fā)周期，降低研發(fā)成本具有重要意義。

1 聲振耦合及ATV法板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度理論

1.1 聲振耦合理論

對(duì)于聲振耦合問題，不僅要考慮結(jié)構(gòu)的外激勵(lì)，還要考慮聲壓對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響。其中，箱體內(nèi)部空腔聲場(chǎng)離散形式的波動(dòng)方程為

(1)

不考慮聲壓對(duì)箱體振動(dòng)作用時(shí)，結(jié)構(gòu)振動(dòng)控制方程為

(2)

其中：Ms為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣；Cs為結(jié)構(gòu)阻尼矩陣；Ks為結(jié)構(gòu)剛度矩陣；u為結(jié)構(gòu)位移矢量矩陣；Fs為結(jié)構(gòu)外激勵(lì)矩陣。

聲壓對(duì)箱體振動(dòng)作用時(shí)，需要在結(jié)構(gòu)與流體的接觸面上添加流體壓力載荷Ff，此時(shí)結(jié)構(gòu)振動(dòng)控制方程為

(3)

其中：Ff為耦合界面上的流體壓力載荷向量。

式(1)和式(3)共同描述了聲-結(jié)構(gòu)耦合系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程，由于Ff=RTp,用統(tǒng)一矩陣的形式可以表示為

(4)

1.2 ATV法板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度理論

ATV法聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析是指通過聲傳遞矢量計(jì)算振動(dòng)元素(節(jié)點(diǎn)、單元或面板)對(duì)聲場(chǎng)中某點(diǎn)總聲壓的貢獻(xiàn)量。聲學(xué)傳遞向量在結(jié)構(gòu)表面和輻射聲場(chǎng)中的某個(gè)測(cè)量點(diǎn)之間建立了一種對(duì)應(yīng)關(guān)系。在小擾動(dòng)情況下，可以認(rèn)為聲學(xué)方程是線性的，在輸入(結(jié)構(gòu)表面的振動(dòng))和輸出(聲場(chǎng)中的某點(diǎn)聲壓)之間建立一種線性關(guān)系，如果將結(jié)構(gòu)表面離散成有限個(gè)單元，則單元j對(duì)場(chǎng)點(diǎn)i產(chǎn)生的聲壓級(jí)表示為

(5)

其中：Pi,j為單元j對(duì)場(chǎng)點(diǎn)i的聲學(xué)貢獻(xiàn)；ATVi,j(w)為單元j到場(chǎng)點(diǎn)i的聲傳遞向量；vj(w)為單元j表面法線方向的振動(dòng)速度;w為角頻率。

將包圍空腔的乘坐室板件劃分成有限個(gè)關(guān)鍵板件，組成面板m的n個(gè)單元聲學(xué)貢獻(xiàn)量疊加，得到該面板振動(dòng)對(duì)場(chǎng)點(diǎn)i的聲學(xué)貢獻(xiàn)為

(6)

其中：Pi,m為面板m對(duì)場(chǎng)點(diǎn)i的聲學(xué)貢獻(xiàn)；n為組成面板m的單元數(shù)。

為了量化各板件對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)程度，引入面板的聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)

(7)

其中：pi為所有單元對(duì)場(chǎng)點(diǎn)i的聲學(xué)貢獻(xiàn)[19]。

1.3 形貌優(yōu)化理論

形貌優(yōu)化是一種形狀最佳化的方法，即在板形結(jié)構(gòu)中尋找最優(yōu)的加強(qiáng)肋分布，在結(jié)構(gòu)重量不變的同時(shí)能滿足振動(dòng)噪聲等要求。

優(yōu)化設(shè)計(jì)有三要素，即設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)和約束條件[20]。優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型可表述如下

最小化(minimize)

(8)

約束條件(subject to)

(9)

其中：X=(x1,x2,…,xn)為設(shè)計(jì)變量;f(X)為目標(biāo)函數(shù);g(X)為不等式約束函數(shù);h(X)為等式約束函數(shù);n為變量分量的個(gè)數(shù);L為下限;U為上限。

形貌優(yōu)化中，設(shè)計(jì)變量為形狀擾動(dòng)的線性組合因子，目標(biāo)函數(shù)f(X)為固有頻率等響應(yīng)，約束函數(shù) g(X)為肋板的尺寸及分布。

2 模型建立及模態(tài)驗(yàn)證

某裝載機(jī)駕駛室主要由梁、柱、鋼板、玻璃等組成，其尺寸長(zhǎng)為1 480 mm、寬為1 300 mm、高為1 570mm。由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故建模時(shí)忽略孔、倒角及翻邊等進(jìn)行簡(jiǎn)化。設(shè)定車窗玻璃與車身為剛性連接，建立駕駛室及其室內(nèi)聲腔三維實(shí)體模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分。有限元網(wǎng)格由梁?jiǎn)卧蜌卧M成，共36 044個(gè)節(jié)點(diǎn)，37 228個(gè)單元，室內(nèi)聲腔網(wǎng)格共121 481個(gè)節(jié)點(diǎn)，86 381個(gè)單元，有限元模型見圖1。

圖1 駕駛室聲固耦合有限元模型Fig.1 Vibro-acoustic coupling FEA model of cab

模態(tài)試驗(yàn)采用TEST.LAB測(cè)試系統(tǒng)，試驗(yàn)采用錘擊法和SIMO測(cè)試法，以某固定點(diǎn)作為力錘敲擊點(diǎn),采集多個(gè)加速度傳感器振動(dòng)響應(yīng)信號(hào),將采集得到的信號(hào)傳入DASP測(cè)試分析系統(tǒng)，并利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行處理。試驗(yàn)測(cè)得的模態(tài)頻率與聲振耦合模態(tài)計(jì)算值之間的對(duì)比結(jié)果如表1所示。

表1 耦合模態(tài)計(jì)算值和試驗(yàn)?zāi)B(tài)值對(duì)比

Tab.1 The comparison between the simulated coupling mode and the test mode

模態(tài)階次計(jì)算值/Hz試驗(yàn)值/Hz相對(duì)誤差/%112.2811.903.2221.5220.196.6531.4530.094.5636.6934.685.8841.8238.877.6943.7046.145.3

仿真模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)的邊界條件相同，均采用自由邊界條件。通過對(duì)比發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)?zāi)B(tài)的結(jié)果與耦合模態(tài)計(jì)算值的相對(duì)誤差均不超過10%，表明所建立的有限元模型具有較高的精度,可進(jìn)行下一步計(jì)算仿真。

3 聲學(xué)靈敏度分析

聲學(xué)靈敏度是指在結(jié)構(gòu)上施加單位載荷激勵(lì)力時(shí)，在結(jié)構(gòu)所包含的聲腔內(nèi)某點(diǎn)處產(chǎn)生的聲壓，表征車內(nèi)聲場(chǎng)對(duì)結(jié)構(gòu)輸入能量的縮放效果，是評(píng)價(jià)車體聲振耦合特性的重要指標(biāo)。此駕駛室底部有4個(gè)安裝懸置點(diǎn)，以此作為單位激勵(lì)力輸入點(diǎn)。在駕駛室模型所處的直角坐標(biāo)系中，分別在懸置點(diǎn)施加x,y,z這3個(gè)方向的單位激勵(lì)力，分別代表駕駛室左右、前后、上下方向激勵(lì)，得到駕駛員人耳處的聲壓靈敏度曲線，如圖2～圖4所示。

圖2 x軸方向聲學(xué)靈敏度曲線Fig.2 The acoustic sensitivity curve in the direction of x-axis

圖3 y軸方向聲學(xué)靈敏度曲線Fig.3 The acoustic sensitivity curve in the direction of y-axis

圖4 z軸方向聲學(xué)靈敏度曲線Fig.4 The acoustic sensitivity curve in the direction of z-axis

通過3個(gè)方向的聲學(xué)靈敏度曲線可知，x軸方向聲學(xué)靈敏度均未超過60 dB，相比y軸、z軸方向靈敏度更低，表明前后方向激勵(lì)力對(duì)聲振耦合影響不大；y軸方向在30 Hz處?kù)`敏度為76.4 dB，高于其他頻率處?kù)`敏度，表明駕駛室在30 Hz頻率處存在左右方向的聲振耦合現(xiàn)象；z軸方向在220, 270及290 Hz處?kù)`敏度均超過70 dB，故施加激勵(lì)力時(shí)在這幾個(gè)頻率處更易出現(xiàn)聲壓峰值，且z向靈敏度明顯高于x和y方向，表明上下方向的激勵(lì)力更容易激勵(lì)出結(jié)構(gòu)的聲振耦合現(xiàn)象，駕駛室在上下方向的聲振耦合特性更為突出。綜合對(duì)比發(fā)現(xiàn)，駕駛室與室內(nèi)聲腔在30, 220, 270及290Hz等頻率處存在結(jié)構(gòu)與聲腔的共振現(xiàn)象，同時(shí)結(jié)合聲壓預(yù)測(cè)峰值頻率及進(jìn)一步的聲場(chǎng)分析，最終確定產(chǎn)生聲壓峰值頻率的原因，為優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

4 聲壓預(yù)測(cè)及聲場(chǎng)分析

此駕駛室懸置系統(tǒng)為橡膠塊減振，4個(gè)懸置點(diǎn)支撐采用Rbe2單元模擬，調(diào)整裝載機(jī)鏟斗滿載升至最高處且發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升至額定轉(zhuǎn)速2 200 r/min工況，在懸置點(diǎn)駕駛室側(cè)貼加速度傳感器測(cè)取激勵(lì)信號(hào)，實(shí)測(cè)圖如圖5所示。

圖5 懸置點(diǎn)激勵(lì)信號(hào)實(shí)測(cè)圖Fig.5 Excited force test of suspension point

將實(shí)測(cè)激勵(lì)數(shù)據(jù)導(dǎo)入有限元模型,利用Nastran求解頻率響應(yīng)分析,得到各頻率下駕駛室壁板的振動(dòng)響應(yīng),再導(dǎo)入LMS.Virtual.Lab中對(duì)駕駛員右耳處的聲壓曲線進(jìn)行虛擬預(yù)測(cè)，結(jié)果如圖6所示。

圖6 人耳處聲壓預(yù)測(cè)曲線Fig.6 The predicted sound pressure level curve near the driver′s ear

預(yù)測(cè)噪聲峰值的產(chǎn)生有兩個(gè)原因：一是駕駛室懸置激勵(lì)力本身存在峰值；二是駕駛室壁板聲腔存在共振，即使很小的激勵(lì)也可產(chǎn)生較大聲壓。從圖6可以看出，聲壓曲線出現(xiàn)峰值時(shí)頻率分別為30，220，260及290 Hz，其聲壓級(jí)均超過了90 dB，明顯高于其他頻率幅值。在30 Hz處,由實(shí)測(cè)激勵(lì)信號(hào)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)此處激勵(lì)力較大，同時(shí)圖3靈敏度分析曲線也在此頻率出現(xiàn)峰值,且模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)1階耦合模態(tài),表明此處峰值頻率的出現(xiàn)是由兩者共同作用產(chǎn)生。在220和290 Hz處，均未發(fā)現(xiàn)較大激勵(lì)力，但z軸方向靈敏度曲線在220和290 Hz處出現(xiàn)尖峰，表明峰值產(chǎn)生由共振引起，使得較小的激勵(lì)也能引起較大聲壓，耦合模態(tài)頻率分別為220和291.2 Hz。聲壓曲線在260 Hz處存在峰值，但由靈敏度曲線發(fā)現(xiàn)此頻率處?kù)`敏度并不高，表明此頻率處未出現(xiàn)耦合共振，由實(shí)測(cè)激勵(lì)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)在此頻率處激勵(lì)力出現(xiàn)峰值，故此聲壓峰值的產(chǎn)生是由于較大激勵(lì)力所引起。

5 ATV法聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度分析

板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析計(jì)算車身板件振動(dòng)對(duì)聲場(chǎng)某點(diǎn)總聲壓的貢獻(xiàn)量,依此有針對(duì)性地對(duì)板件進(jìn)行降噪處理。筆者利用LMS.Virtual Lab對(duì)此駕駛室進(jìn)行板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，將駕駛室分為8大板塊，定義板件編號(hào)如表2所示。

表2 駕駛室板件編號(hào)列表

依據(jù)靈敏度分析及聲壓預(yù)測(cè)曲線分析，確定對(duì)30，220，260及290 Hz這4個(gè)峰值頻率進(jìn)行板件貢獻(xiàn)度分析，以確定產(chǎn)生峰值頻率的關(guān)鍵板件，為進(jìn)一步優(yōu)化提供設(shè)計(jì)區(qū)域，其計(jì)算結(jié)果如圖7～圖10所示。

圖7 30 Hz聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度Fig.7 The acoustic panel contribution at 30 Hz

圖8 220 Hz聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度Fig.8 The acoustic panel contribution at 220 Hz

圖9 260 Hz聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度Fig.9 The acoustic panel contribution at 260 Hz

圖10 290 Hz聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度Fig.10 The acoustic panel contribution at 290 Hz

板件產(chǎn)生的聲壓與總聲壓可能同相，也可能反相。若同相，則貢獻(xiàn)度系數(shù)為正，圖中表現(xiàn)為正值；若反相，則貢獻(xiàn)度系數(shù)為負(fù)，圖中表現(xiàn)為負(fù)值。正的貢獻(xiàn)度表明板件振動(dòng)與總聲壓產(chǎn)生正相關(guān)，應(yīng)減小其振動(dòng)從而降低聲壓；負(fù)的貢獻(xiàn)度則與之相反，須增大其振動(dòng)抑制噪聲。

由圖7可以看出，對(duì)30 Hz頻率貢獻(xiàn)度最大的板件為后壁板，幾乎是板件中產(chǎn)生此頻率峰值的唯一來源。頻率為220 Hz時(shí)駕駛室存在聲振耦合現(xiàn)象，對(duì)此頻率峰值貢獻(xiàn)較大的板件為側(cè)玻璃、后壁板及前壁板，但貢獻(xiàn)度相差不大；同時(shí)此頻率負(fù)貢獻(xiàn)度板件有前玻璃、上頂板及下底板，其中前玻璃負(fù)貢獻(xiàn)度最大。頻率為260 Hz時(shí)，貢獻(xiàn)度最大的板件為上頂板，達(dá)到近0.25 Pa，其次為后玻璃及后壁板，負(fù)貢獻(xiàn)度最大板件仍為前玻璃，達(dá)到近-0.25 Pa。290 Hz處，貢獻(xiàn)度較大的板件主要有下底板和左右壁板，須優(yōu)化結(jié)構(gòu)或添加阻尼材料減小其振動(dòng)，從而降低此峰值頻率。綜上所述，對(duì)于產(chǎn)生噪聲峰值影響較大的板件有上頂板、后壁板及下底板，故須對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化及降噪處理。

6 駕駛室低噪聲形貌優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度分析,找到了產(chǎn)生噪聲峰值頻率的幾個(gè)關(guān)鍵板件為上頂板、后壁板及下底板，對(duì)三塊板件進(jìn)行形貌優(yōu)化，在其板件表面添加肋板以提高其結(jié)構(gòu)剛度降低振動(dòng)。

考慮到駕駛室實(shí)際安裝要求及懸置點(diǎn)的特殊位置，故將懸置點(diǎn)處設(shè)置為不可設(shè)計(jì)區(qū)域。分別以提高上頂板、后壁板以及下底板的剛度為優(yōu)化目標(biāo)，設(shè)定起肋寬度為80 mm,斜度為60°,起肋高度為15 mm，以直線型肋板作為約束條件對(duì)駕駛室進(jìn)行形貌優(yōu)化，其上頂板及下底板的優(yōu)化形貌圖如圖11、圖12所示。

圖11 上頂板形貌優(yōu)化圖Fig.11 The topography optimization of the roof

圖12 下底板形貌優(yōu)化圖Fig.12 The topography optimization of the floor

在此模型中施加相同的邊界條件與實(shí)測(cè)激勵(lì)力信號(hào)，同時(shí)在上頂板、后壁板以及下底板等處添加橡膠阻尼材料，其材料參數(shù)如下：阻抗實(shí)部為830 kg/(m2·s)；虛部為3 030 kg/(m2·s)。進(jìn)行頻響分析及室內(nèi)噪聲二次預(yù)測(cè)，得到駕駛室優(yōu)化后室內(nèi)聲壓預(yù)測(cè)曲線，與原聲壓曲線對(duì)比如圖13所示。

圖13 駕駛室優(yōu)化前后聲壓曲線對(duì)比Fig.13 The comparison of the sound pressure level curve before and after optimization

通過對(duì)比兩個(gè)噪聲預(yù)測(cè)曲線可以發(fā)現(xiàn)，頻率30 Hz處聲壓級(jí)由95.14 dB降到90.39 dB，220 Hz處由91.6 dB降到78.49 dB，260 Hz處由102.13 dB降到97.19 dB，290 Hz處由94.99 dB降到79.73 dB,分別降低4.75，13.11，4.94和15.26 dB，在峰值頻率處聲壓級(jí)均得到明顯降低且聲壓曲線趨于平緩，表明結(jié)構(gòu)優(yōu)化有效。雖在350～500 Hz頻段內(nèi)部分頻率聲壓級(jí)有所提高，但計(jì)算得到的總聲壓級(jí)減小，總聲壓級(jí)由104.55 dB降低到100.12 dB，下降了4.43dB，表明優(yōu)化效果理想。

7 結(jié)束語

以某裝載機(jī)駕駛室為研究對(duì)象，基于聲學(xué)靈敏度分析和ATV法板件貢獻(xiàn)度分析對(duì)其進(jìn)行了低噪聲優(yōu)化設(shè)計(jì)。通過聲學(xué)靈敏度分析獲得了聲振耦合頻率，分析了駕駛室結(jié)構(gòu)與聲腔的耦合特性。采用ATV法進(jìn)行板件貢獻(xiàn)度分析，找到了產(chǎn)生各峰值頻率的關(guān)鍵板件，對(duì)上頂板、后壁板及下底板等關(guān)鍵板件進(jìn)行了形貌優(yōu)化及阻尼處理。在不改變駕駛室質(zhì)量的前提下，結(jié)合沖壓技術(shù)合理添加加強(qiáng)筋，降低了駕駛室壁板振動(dòng)。優(yōu)化后人耳處總聲壓級(jí)降低了4.43 dB，降噪效果顯著。

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2014-05-29；

2014-07-17

TB535

張俊紅，女，1962年9月生，教授、博士生導(dǎo)師。主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)振動(dòng)噪聲及其控制 。曾發(fā)表《Analysis of engine front noise using sound intensity techniques》(《Mechanical Systems and Signal Processing》2005,Vol.19,No.1)等論文。

E-mail: zhangjh@tju.edu.cn