某型振動輪噪聲數(shù)值模擬及優(yōu)化分析*

蘇俊收 莊 超 李 軍 劉漢光

(1 江蘇徐工工程機械研究院有限公司 徐州 221004)

(2 高端工程機械智能制造國家重點實驗室 徐州 221004)

0 引言

振動輪是道路施工建設(shè)中必不可少的工作裝置。振動輪工作時，振動輪內(nèi)的偏心輪高速旋轉(zhuǎn)，成為強烈的振動源，振動輪表面振動而產(chǎn)生本體噪聲，并以聲波的形式向四周輻射。經(jīng)過實驗測試，振動輪不發(fā)生振動時駕駛室司機耳旁噪聲值為72 dB(A)，振動輪振動時該噪聲值為76 dB(A)。運用聲壓級累加公式，計算出振動輪對駕駛室噪聲的貢獻量約為60%，振動輪噪聲已經(jīng)成為工程車輛最大噪聲源，而且當振動頻率與結(jié)構(gòu)的自身固有頻率一致或相近時會產(chǎn)生共振，造成結(jié)構(gòu)件加速損壞以及增大司機耳旁噪聲值。

目前，國內(nèi)外對振動輪的研究主要集中在減振系統(tǒng)、壓實性能、采用經(jīng)驗公式來選用減振器剛度等[1]，還沒有看到系統(tǒng)地對振動輪輻射噪聲進行預估研究的報道，而且振動輪不同激振形式、不同激振頻率對噪聲的影響至今還沒有定量的分析。本文以某型號工程車輛的振動輪為研究對象，對振動輪輻射噪聲進行了數(shù)值模擬，并比較了垂直振動與圓周振動兩種不同激振形式對輻射噪聲的影響，而且通過調(diào)整激振頻率，降低了振動輪噪聲。本文為振動輪的低噪聲設(shè)計提供了參考依據(jù)。

1 理論分析

振動輪激振器工作原理就是利用其高速運轉(zhuǎn)偏心塊的離心力作用，根據(jù)給定的偏心矩和振動工作頻率，計算其激振力，振動輪參數(shù)如表1所示。

振動輪離心力計算公式為

其中，F(xiàn)為離心力，m為質(zhì)量，r為旋轉(zhuǎn)半徑，w為角速度，f為頻率。

計算得出F= 173923.3 N，由經(jīng)典動力學理論可知，振動輪頻率響應公式為

由于振動輪是連續(xù)體，通過有限元方法將振動輪離散化，可求解動力學方程，得出振動輪各單元的振動速度X′。

通過實驗測得振動輪上振動及附近測點的噪聲，運用相干函數(shù)公式，計算出相干系數(shù)如圖1所示。

其中，Gx(f)是振動信號的自譜密度函數(shù)，Gy(f)是噪聲信號的自譜密度函數(shù)，Gxy(f)是振動與噪聲信號的互譜密度函數(shù)。

從圖1中可以看出，在35 Hz 處，聲振相干系數(shù)達到了0.95 以上，即可以認為35 Hz 上的噪聲是由振動產(chǎn)生的。

圖1 振動與噪聲信號的相干系數(shù)Fig.1 Coherence coefficients of vibration and noise signals

對于振動輪表面輻射聲場而言，可以認為空氣中的聲波對振動輪表面振動沒有影響，所以不進行耦合場計算。由于振動輪的網(wǎng)格是完全封閉的，根據(jù)各種聲學計算方法的特點，結(jié)合振動輪模型的實際情況，選用直接邊界元法預估振動輪輻射噪聲聲場。

將計算得到的X′帶入下列Kirchhoff公式中，即可得到空間中任意點的聲壓值：

其中，G(Q，p)為格林函數(shù)，r=|Q-P|，Q為振動輪表面S上的任意點，P為空間中任意點。

單層勢σ代表振動輪表面S處的速度脈動，即

雙層勢μ代表聲學邊界元表面S處的聲壓脈動，即

上標“+”和“-”分別代表振動輪表面與輔助虛邊界域表面。邊界元法聲學計算方程矩陣形式為

其中，B、C和D為系數(shù)矩陣，σ為速度脈動向量，μ為壓力脈動向量，f和g是外界激勵向量。求解該方程可以得到邊界單元各節(jié)點的單層勢σ和雙層勢μ。

2 數(shù)值模擬

2.1 振動仿真

振動輪是通過減振器連接到框架上的，減振器參數(shù)如表2所示。

在ANSYS 軟件中，減振器用BUSHING 單元來模擬，對振動輪施加約束。在軸承連接處，施加兩個相互垂直、相位差為90°的激振力，= 173923.3 N，模擬振動輪受到的離心力，振動輪有限元模型如圖2所示。然后進行35 Hz 振動諧響應分析，結(jié)果如圖3所示。

表2 減振器剛度Table2 Damper stiffness

圖2 振動輪有限元模型Fig.2 Vibration wheel finite element model

圖3 35 Hz 振動輪諧響應分析結(jié)果Fig.3 Analysis results of harmonic response of 35 Hz vibration wheel

2.2 噪聲仿真

將振動輪的振動響應導入到Virtual.Lab Acoustics 中進行，對振動輪的聲場輻射噪聲進行仿真預估[2]。如圖4所示，建立了振動輪模型的聲學邊界元網(wǎng)格，將振動輪的振動響應數(shù)據(jù)映射到聲學網(wǎng)格上，得到振動輪模型的聲場分布，如圖5所示。

圖4 振動輪的聲學邊界元模型Fig.4 Acoustic boundary element model of vibration wheel

圖5 35 Hz 振動輪的聲場分布Fig.5 Sound field distribution of 35 Hz vibration wheel

按照GB/T 25612—2010標準，設(shè)定測量面半徑尺寸為16 m，測量面上設(shè)置6 個場點[3]，如圖6所示，得到各點的聲壓值，如表3所示。利用聲功率計算公式(9)與公式(10)，計算出振動輪35 Hz 輻射聲功率為83.5 dB(A)。

圖6 振動輪的場點設(shè)置Fig.6 Field point setting of vibrating wheel

表3 35 Hz 場點聲壓值Table3 Sound pressure of 35 Hz field point

其中，為測量面上時間平均A 計權(quán)聲壓級的能量平均值，S為半球測量面的面積，半徑為16 m時，10 lg(S/S0)=32.1 dB。

2.3 實驗驗證

為了驗證聲學仿真分析的正確性，對此振動輪輻射噪聲進行了實驗測試，測試場景如圖7所示，得到各點的聲壓值，如表4所示。

圖7 測試現(xiàn)場圖Fig.7 Test site diagram

表4 35 Hz 測點聲壓值Table4 Sound pressure of 35 Hz messure point

計算出振動輪35 Hz輻射聲功率為85.1 dB(A)。將實驗結(jié)果與仿真結(jié)果(表3)進行對比，無論各場點的聲壓值，還是計算出的聲功率值，誤差都在5%之內(nèi)，誤差主要是由于其他聲源的影響。仿真結(jié)果和實驗結(jié)果在一定程度上非常吻合，說明仿真結(jié)果具有一定的分析可行性。

3 優(yōu)化設(shè)計

3.1 不同激振形式對噪聲的影響

傳統(tǒng)的圓周振動是普遍采用的激振形式，如圖8所示，這種形式會引起振動輪在水平方向的橫向振動，造成振動功率消耗。

近年來，垂直振動發(fā)展迅速，它采用的是激振形式，如圖9所示，這種形式會使水平方向上的激振力相互抵消，降低能量損失[4]。

圖8 圓周振動形式Fig.8 Circular vibration form

圖9 垂直振動形式Fig.9 Vertical vibration form

另外從輻射噪聲的角度，垂直振動形式的水平方向振動接近零，幾乎不會輻射噪聲，大大降低了振動輪的輻射聲功率值，為了定量地對比兩種不同激振形式輻射噪聲值，用前述方法對垂直振動輪進行了噪聲仿真預估。根據(jù)各測點噪聲值計算出振動輪35 Hz輻射聲功率為68.4 dB(A)。

垂直振動比圓周振動輻射聲功率降低了近15 dB(A)，表明振動輪垂直振動的輻射噪聲明顯低于圓周振動形式。

3.2 不同激振頻率對噪聲的影響

在振動輪工作中，明顯聽到一種共鳴聲。為了更好地研究駕駛室空腔聲場的聲學特性，確定是否為共振引起，建立了空腔的三維聲學模型，駕駛室實物如圖10所示。

利用LMS Virtual.Lab Acoustics 對空腔模型進行了模態(tài)分析[5]，空腔的第一階固有頻率正好為35 Hz，振型如圖11所示。因此在振動輪振動時易引起空腔共振，駕駛室噪聲較大，因此需要對駕駛室結(jié)構(gòu)或激振頻率進行改進優(yōu)化以避免共振。

圖10 駕駛室實物圖Fig.10 Cab physical diagram

圖11 35 Hz 空腔模態(tài)振型Fig.11 35 Hz cavity mode

改進駕駛室結(jié)構(gòu)，需要重新開發(fā)模具，成本很高，可通過調(diào)整振動輪激振頻率實現(xiàn)。振動輪的振幅與加速度可通過公式(11)換算：

式(11)中，A為振動輪軸承處振幅，a為振動加速度，f為振動頻率。

根據(jù)牛頓第二定律公式，加速度為

則

其中，m為偏心質(zhì)量，r為偏心半徑，M為振動輪質(zhì)量。振動輪的振幅與激振頻率無關(guān)，調(diào)整激振頻率，并不會影響振幅，但是激振頻率的選擇，與土壤固有頻率有關(guān)，不同密實度的土壤固有頻率不同。振動輪的激振頻率在被壓實土壤的固有頻率范圍內(nèi)的壓實效果最好[6]。根據(jù)文獻[6]，振動頻率在25～50 Hz時可獲得最大的壓實力。

調(diào)研各種型號的振動輪，將振動頻率調(diào)整到33 Hz，共鳴聲消除，經(jīng)過測試駕駛室司機耳旁噪聲值降低3 dB(A)，所以在振動輪設(shè)計階段[7-11]，對零部件結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析，需充分考慮結(jié)構(gòu)件是否存在共振。

4 結(jié)論

本文基于動力學有限元理論，開展了對振動輪進行頻率響應分析，采用聲學邊界元技術(shù)對振動輪輻射噪聲進行了數(shù)值模擬，通過實驗驗證了仿真結(jié)果的準確性，然后研究了不同激振形式、不同激振頻率對輻射噪聲的影響，可為振動輪的低噪聲設(shè)計提供參考依據(jù)，具有較高的工程應用價值。