基于統計能量法理論的收割機駕駛室噪聲分析

任重義，武懷宇，馬金奎，陳淑江，紀　琳

（山東大學　機械工程學院，濟南250061）

基于統計能量法理論的收割機駕駛室噪聲分析

任重義，武懷宇，馬金奎，陳淑江，紀琳

（山東大學機械工程學院，濟南250061）

汽車的噪聲、振動和舒適度（NVH）是衡量汽車制造質量的一個綜合性技術指標，尤其體現為駕駛室的振動噪聲水平。采用統計能量分析法（SEA）原理對某一型號農用收割機的駕駛室進行噪聲預測分析，并對SEA的建模有效性進行實驗驗證。研究結果表明：在低頻域，駕駛室背板的振動是引起駕駛室噪聲的主要因素，而在高頻段，駕駛室噪聲水平則主要取決于外部噪聲。對此，可采用增加壁板結構阻尼的方法來有效擬制駕駛室內部低頻噪聲，同時通過增加駕駛室壁板厚度等方法降低駕駛室內的低頻噪聲。另外，減少各個子系統連接間的泄漏也是改善高頻噪聲的一個有效途徑。

聲學；駕駛室噪聲；統計能量法（SEA）；農用收割機；低頻；高頻

統計能量分析（Statistical Energy Analysis，簡稱SEA）是高頻振聲分析的有效理論工具［1］，SEA是從時間平均（time-average）和空間平均（space-average）的統計角度預測子系統間的能量流（power flow）傳遞和各子系統的能量響應（energyresponse）。該方法的理論原理為［2］：首先將系統整體結構劃分為若干個SEA子結構，每個子結構構成了SEA模型的一個單元；其次，在子系統間的傳遞功率流量與兩個子結構模態能量的差值成正比的理論假設前提下，對于每個子結構建立能量平衡方程；最后，對由各能量平衡方程組成的SEA方程組聯立求解，得出每個子系統的平均能量響應。該方法廣泛用于汽車、飛機、船舶、建筑物等大型復雜結構的振聲模擬結構中。

本文主要針對某型號農用聯合收割機的駕駛室噪聲的仿真預測及優化。該型號收割機在正常工況下，駕駛室內噪聲可高達92 dB，高于JB/T511 1990《谷物聯合收割機產品質量分等》中駕駛室最高噪聲90 dB的標準要求，同時過大的室內噪聲不僅會嚴重影響駕駛人員的舒適度和身心健康，而且會大大降低工作效率及產品的使用壽命。從某種意義上說，駕駛室的噪聲水平在相當大的程度上決定了產品的市場競爭力，因此對該型號收割機的駕駛室室內噪聲進行有效的聲學優化有著重要的實際工程意義和經濟意義。

首先根據駕駛室結構的CAD模型分解為由平板、曲面板和聲腔體通過線連接、面連接等不同的連接形式構成的組合結構（圖1），然后根據各個子結構之間的連接關系建立起駕駛室的SEA聲學模型，再根據收割機在實際工況下的噪聲激勵情況，駕駛室的噪聲響應水平進行SEA分析預測，并通過現場實驗測試，對該聲學模型的有效性進行驗證，從而能夠對駕駛室內部噪聲進行準確有效的聲學優化設計。

圖1　駕駛室子結構構成簡圖

1　駕駛室的SEA噪聲分析原理

根據SEA劃分子結構的原理［1］，結合在圖1中的CAD模型所給出實體模型的結構和尺寸，將駕駛室劃分為9個子系統，各個子系統的結構尺寸和材料屬性見表1。

表1　駕駛室各子系統的尺寸和材料屬性

由統計能量法理論［5］，對于保守弱耦合系統，任意兩個相鄰子系統間的能量流傳遞關系可表達為圖2所示。

圖2　兩個耦合子系統間的能量流傳遞關系

對于子系統1可建立如下能量平衡方程［3］

式中Pin，1表示子系統1的輸入功率，Pd，1表示子系統1自身消耗的功率，而Pc，12表示有子系統1通過連接傳遞到子系統2中的耦合功率。Pd，1和Pc，12可分別表示為

式中ω表示頻率，E1和E2分別表示子系統的統計能量響應，η1表示子系統1的阻尼損耗因子，而η12和η21分別表示子系統1和2之間的耦合損耗因子，兩者滿足互逆性關系，即：n1η12=n2η21，其中n1和n2分別表示子系統1和2的模態密度［3］。

與方程式（1）相類似，對于圖1中的每一個子系統都能夠建立起一個能量平衡方程，然后將這些能量平衡方程聯立求解，就可以得出圖1中每個子系統的統計能量響應E。

根據統計能量法理論［2］，對于質量為M的結構子系統，有：，其中表示該子結構的速度響應平方的空間平均值；對于體積為V的聲腔子系統，有，其中表示聲腔體的平均聲壓的平方，ρ為空氣密度，c為聲速。

利用上述SEA建模理論，對圖1所示的農用收割機駕駛室建立起一組SEA方程組，從而能夠對駕駛室內的平均噪聲水平進行合理準確的預測分析。

2　駕駛室SEA噪聲仿真計算及分析

對駕駛室的SEA仿真計算過程，分為以下3個部分：

（1）首先通過實際工況下的現場測試，獲得駕駛室各個子系統的真實輸入功率流情況；

（2）將測得的實際激勵源輸入到所建駕駛室SEA聲學模型中，對駕駛室的噪聲水平進行仿真預測分析；

（3）通過與現場實驗測試結果的對比分析，驗證所建SEA聲學仿真模型的有效性，并依此為依據提出駕駛室聲學優化措施。各部分的主要結果分述如下。

2.1實際激勵源測試

測試主要分為：（1）對駕駛室的振動激勵源測試和（2）對駕駛室的外部噪聲激勵源測試，即在正常工作狀態下測量駕駛室背板處的加速度響應（即振動激勵）和駕駛室外部聲壓（聲激勵）。

測試過程中，加速度傳感器所得電荷信號，通過電荷放大器轉為電壓信號，再通過數字采集系統，最終轉化為計算機可識別的數字信號，與之類似，同樣使用聲級計，將聲壓轉化為可處理的數字信號，以此作為駕駛室所受的實際激勵。

2.1.1背板的輸入功率流測試

駕駛室背板由于與車體直接相連，厚度較薄且缺乏支撐而振動強烈，是引起駕駛室內噪聲的主要激勵源之一。背板的實際輸入功率流是通過測試背板的加速度響應而間接獲得的：首先，結合背板尺寸，選取背板上合適的測試點，獲得背板各點處的加速度均方響應；其次，由背板的質量，間接測算出背板處能量響應；考慮到背板的振動能量輸出遠低于能量輸入，這樣由背板的統計能量響應就可以近似估測出背板的輸入功率流。

隨機選取背板的七個點，然后由這七個測試點的加速度值求出背板的加速度均方響應，如圖3所示。

圖3　駕駛室背板的加速度均方響應

2.1.2駕駛室的外部聲激勵測試

收割機在正常工作狀態下產生的巨大的外部環境噪聲是影響駕駛室內噪聲水平的另一個主要因素［7］。對于駕駛室外噪聲源的測試是通過如下方式進行的：在正常工作狀態下，選取在駕駛室外距離駕駛室壁板50 cm的四個點作為測試點，獲取駕駛室外的近場噪聲聲壓數據。考慮到人耳對較低頻噪聲及較高頻噪聲均不敏感，可將外部四個測試點聲壓進行平均，取50 Hz～5 000 Hz部分作為模型的真實聲激勵。圖4表明該聲激勵保持在125 Hz和1 500 Hz附近較高的噪聲水平，因此可以真實的反應駕駛室周圍的噪聲情況，測試結果如圖4所示。

圖4　駕駛室外部平均近場聲壓頻譜圖

2.2仿真模型檢驗和分析

將實際振動激勵（圖3）和外部噪聲激勵（圖4）分別施加到所建SEA聲學模型中，可獲得駕駛室內部相應的聲壓響應情況，如圖5所示（綠色線條）。

圖5駕駛室噪聲仿真與實驗結果對比

圖5中的紅色線條是對應的駕駛室內部噪聲的現場實際測試結果。從仿真與測試結果的對比來看，在500 Hz以下，仿真與實驗基本吻合，在500 Hz以上，盡管兩者間的基本趨勢比較相似，但仿真與實驗結果間的差異有隨著頻率升高而增大的趨勢，這是因為SEA仿真模擬中忽略了駕駛室在真實結構中泄漏影響：由于所測駕駛室的實際結構在密封性方面上存在明顯的缺陷，背板、車窗縫隙、底板都存在較嚴重的“漏聲”［8］。因此，需要考慮泄漏的影響因素，這樣就需要對模型進行適當的修正，即在SEA模型中根據實際密封情況，通過向各子結構添加一定的泄漏面積（如表2所示）而引入泄漏對仿真計算有效性的影響。

表2　各部分泄漏面積

圖5中的藍色線條為引入泄漏影響后的仿真計算結果。可見修正后的SEA仿真計算結果與實驗測試結果吻合程度較好，從而驗證了所建SEA聲學模型的有效性。

對駕駛室SEA聲學模型的進一步仿真分析表明：不同的子系統對于駕駛室內部噪聲的影響是不同的［9］。結合圖1駕駛室簡圖，圖6所示為駕駛室各子系統向駕駛室內的聲輻射功率的對比情況，可見：背板后側在低頻段都高于其他子結構，說明背板振動對于駕駛室內噪聲的貢獻比較大，對其進行結構優化能夠取得較好的降噪效果。具體可采取對駕駛室主要振動源背板增加阻尼，或者增加背板厚度、加筋等措施來減小其振動水平，從而減少對駕駛室內噪聲的影響。

圖6　各個子系統對于駕駛室內部的輸入功率

同時，由圖5可知：在高頻段，駕駛室的密封性［10］對室內噪聲水平有著重要的影響作用，因此改善駕駛室的密封性能是有效降低駕駛室高頻噪聲的一個重要途徑。

圖7對比了背板處的振動激勵和外部聲場激勵對駕駛室內噪聲的貢獻情況。可見：對低于125 Hz頻段，駕駛室噪聲主要受振動激勵的影響；對125 Hz～500 Hz頻段，同時受到振動激勵及聲激勵的影響；而對500 Hz～5 000 Hz頻段，以外部聲場的影響為主。因此對駕駛室內的低頻噪聲，應主要考慮減小結構振動，如增強剛度、增加阻尼材料等。對于高頻（＞500 Hz）噪聲，應重點考慮改善駕駛室壁板結構的隔聲性能，增加吸聲材料、減小泄漏量等有效措施。

圖7　駕駛室內部噪聲

2.3優化設計與分析

通過改變板厚、泄露量及阻尼等相應的方式優化駕駛室內部聲壓。前文提到，后板的振動是引起室內低頻噪聲的主要因素，增加一定的阻尼也能降低低頻噪聲，減少泄露量是改善室內高頻噪聲的關鍵因素。

根據分析，圖8給出采用不同優化手段時，駕駛室內噪聲聲壓級仿真結果。對比（a）與（b），可以看出在500 Hz頻率內，板厚由2 mm增加為4 mm，可使聲壓級在該頻段上下降2 dBA；類似的，對比（a）與（c），可以看出阻尼由1%增加到5%可使噪聲聲壓級在同樣的頻段下降2 dBA左右。通過對比（a）與（d），同樣可以看出，泄漏量由2.7%減小為1%可降低125 Hz～500 Hz頻段內聲壓級，但其主要影響是使500 Hz～5000 Hz頻段范圍內聲壓級下降4 dBA～5 dBA。

圖8　采用不同優化措施時A計權聲壓級的變化

將三種優化方式結合，可使得聲壓級在全頻段上都有明顯下降，如圖9所示。優化前后聲壓級下降了4.3 dBA，降低為85 dBA。同時，該圖也反映出，若想進一步降低駕駛室噪聲，需要考慮針對峰值位置的降噪措施。

圖9　優化前后A計權聲壓級對比

3　結語

（1）駕駛室噪聲在125 Hz以下主要由振動激勵引起；在125 Hz～500 Hz既受聲激勵影響，又受振動激勵影響；在500 Hz～5 000 Hz，主要受聲激勵影響。對駕駛室內噪聲水平，其更多受到外部噪聲水平的影響；

（2）增大阻尼與增加板厚作用類似，能夠降低在50 Hz～500 Hz范圍內的噪聲，但對高頻噪聲影響較小；同時，高頻噪聲的產生主要受到駕駛室泄漏的影響，改善駕駛室的密閉性可以有效的降低高頻噪聲；

（3）通過增加壁厚、減少泄漏量、增加阻尼，可使駕駛室整體噪聲水平下降4.3 dBA，使駕駛室內噪聲下降到85 dBA，達到國家JB/T511 1990《谷物聯合收割機產品質量分等》標準要求。

致謝：

作者對于山東潤源實業有限公司在實驗場地和測試中所給予的大力支持深表感謝。

［1］紀琳.中頻振動分析方法［M］.北京：機械工業出版社，2013.05-06.

［2］Lyon R H，Dejong R G.Theory and application of statisticalenergyanalysis［M］.Boston:Butterworth-Hernemann，1995.

［3］孫玲玲，宋孔杰.駕駛室結構聲的統計能量分析［J］.中國公路學報，2004，17（4）：101-104.

［4］高品賢，振動沖擊及噪聲測試技術［M］.成都：西南交通大學出版社，1992.89-94.

［5］姚德源，王其政.統計能量分析原理及其應用［M］.北京：北京理工大學出版社，1995.11-16.

［6］杜功煥，朱哲民，龔秀芬.聲學基礎［M］.南京：南京大學出版社，2001.

［7］楊楠，左言言，陳東東.3 t叉車駕駛室聲場特性分析［J］.噪聲與振動控制，2012，32（5）：88-91.

［8］謝素明，陳偉，兆文忠，等.基于統計能量法的鐵路客車室內高頻噪聲預測與控制［J］.計算力學學報，2010，27 （3）：517-521.

［9］朱曉東，沈忠亮，汪一峰.駕駛室低頻噪聲的聲學特性分析與控制［J］.噪聲與振動控制，2015，35（1）：145-150.

［10］潘凱.基于VAOne的飛機艙內噪聲預計方法研究［J］.測控技術，2008，03：22-23+26.

Cabin NoiseAnalysis of Vehicles Based on Statistical Energy Analysis Theory

REN Zhong-yi，WU Huai-yu，MA Jin-kui，CHEN Shun-jiang，JILin
（Institute of Mechanical Engineering，Shandong University，Jinan 250061，China）

Noise，vibration and harshness（NVH）is a comprehensive measure of the quality of automobiles.Especially，the cabin noise level is an important index which can represent the quality of the vehicles.In the present paper，the Statistical Energy Analysis（SEA）modeling technique was employed to analyze and predict the interior cabin noise of an agricultural harvester.The validity of the SEA model was verified by in-situ measurements.The results reveal that for the agricultural harvester，the vibration of the back wallboard of the cabin is the main source of its interior noise in the low frequency range. While for the high frequency range the interior noise of the cabin is mainly associated with the exterior noise.Consequently，increasing the structural damping and the thickness of the back wallboard can effectively reduce the internal noise level at low frequencies.In addition，decreasing the leakage of subsystem's junctions is another effective way for reducing the high frequency cabin noise.

acoustics；cabin interior noise；statistical energy analysis（SEA）；agricultural harvester；low frequency；high frequency

TH113.1；TB535；TU112.5

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.043

1006-1355（2015）05-0202-05

2015－02－01

國家自然科學基金項目（51175300）；山東省自然科學基金項目（ZR2011EEM009）共同資助

任重義（1984－），男，山東省菏澤單縣人，碩士生，主要研究方向：振動與噪聲的分析與控制。

武懷宇，男，碩士研究生。

E-mail:shanghai_why@163.com