有限元-統計能量分析法的拖拉機駕駛室噪聲研究?

程科翔 馬心坦

(河南科技大學車輛與交通工程學院 洛陽 471400)

0 引言

拖拉機駕駛室結構中頻段的動力學行為兼有高頻和低頻的特性。當前針對駕駛室聲學仿真方法多以有限元法、邊界元法以及統計能量分析法為基礎[1?5]。通常情況下，在對結構聲學特性進行分析預測過程中，有限元法和邊界元法主要適用于低頻段，此時結構響應受整體模態所控制；統計能量分析法主要適用于高頻段，此時子系統受局部模態控制并且呈現弱耦合狀態[6]。Langley 等[7]、Shorter等[8]研究發現在中頻段內，由整體模態控制的強耦合系統和由局部模態控制的弱耦合系統相互疊加，若對高頻和低頻的動力學行進行分別建模，然后耦合求解，可彌補有限元法和統計能量分析法在中頻段分析的局限性。

有限元-統計能量分析(Finite elementstatistical energy analysis,FE-SEA)混合法是由Langley 等[9]提出并改進發展，在各個領域有廣泛的應用[10?11]，但在拖拉機駕駛室方面的研究尚未見刊。本文利用有限元方法建立拖拉機駕駛室梁結構子系統，用統計能量分析方法建立駕駛室壁板結構子系統，再將其進行耦合連接，獲得拖拉機駕駛室的混合FE-SEA 模型；然后通過試驗確定駕駛室的振動和噪聲激勵，對模型進行仿真驗證分析，通過對駕駛室各個子系統能量貢獻度分析確定對駕駛室聲腔噪聲影響較大的子系統，并對駕駛室進行針對性改進。

1 拖拉機駕駛室FE-SEA混合模型建立

根據FE-SEA 混合法理論，混合模型的建立根據建模的不同類型可分為3 個階段：第一是建立研究對象的幾何模型，對模型進行初步處理；第二是獲取建立SEA子系統所需的基本參數，如子系統內損耗因子、子系統間耦合損耗因子以及子系統模態密度；第三是確定子系統的劃分，通常按照模態密度高的部件劃分為SEA 子系統，模態密度較低的部件劃分為FE子系統。

建立該拖拉機駕駛室幾何模型，如圖1所示。由于所使用的VA ONE 軟件無法識別高階單元，相較于傳統建模，在進行FE-SEA建模時，對各子系統間的焊點、螺栓等連接行共節點處理；為了方便接下來的處理，在建立駕駛室模型過程中，去除小的加強筋和曲面結構，并且將所有梁之間的連接定義為共節點連接。簡化較小加強筋和過度圓角，封補所有較小的孔洞以便于后期聲腔的建立，由于玻璃車門是關閉的，所以將車門與梁之間和板件與梁之間的連接也定義為共節點連接[12]。拖拉機駕駛室空間狹小，座椅和駕駛臺自身體積所造成的聲腔對駕駛室聲腔有一定影響，座椅本身材質也可能對駕駛室聲腔損耗因子有一定影響，且駕駛臺聲腔緊貼發動機艙，將作為發動機噪聲激勵的傳播途徑之一，故對駕駛臺和座椅進行建模。

將建好的拖拉機駕駛室幾何模型導入Hypermesh 中進行抽取中面處理，將抽取的中面進行幾何清理，網格劃分，有限元網格劃分采用四邊形網格，大小10 mm，局部由三角形網格過度，總節點數199460個，總單元數202374個。

圖1 駕駛室有限元模型Fig.1 Finite element model of the cab

FE-SEA 混合模型建模過程中所需的參數與SEA 建模所需參數一致，分別為模態密度、子系統之間的耦合損耗因子和內損耗因子，VA ONE 軟件可以通過子系統材料及物理屬性以及子系統間連接方式等自動計算得出部分參數，部分子系統模態密度如表1 所示。此處僅列出聲腔損耗因子的獲得方法。聲腔內損耗因子可通過計算聲場平均吸聲系數來獲得，其理論公式為[13]

其中，T60為混響時間，是指聲腔內聲能量級衰減60 dB(A)所需的時間。平均吸聲系數at和混響時間T60之間存在經驗關系：

其中，V為聲腔的體積；S為聲腔的總吸聲表面積；C0為聲音的傳播速度。

較為復雜的聲腔系統可通過試驗方法測定，本文采用文獻[14]中試驗所測得的數據，駕駛室聲腔損耗因子如圖2所示。

拖拉機駕駛室有限元模型建立完成后進行FESEA 混合模型的建立，如圖3 所示。將有限元模型導入VA ONE 軟件中，進行子系統劃分，將模態密度較高的薄板件如前風擋玻璃、左右擋泥板劃分為SEA 系統，將模態密度較低的梁結構劃分為FE 系統，然后建立SEA 聲腔子系統，再通過VA ONE 自帶工具將車架梁結構、SEA 板結構和SEA 聲腔結構進行耦合連接，保證能量可正確沿各子系統進行傳遞。

表1 子系統模態密度Table 1 Subsystem modal density

圖2 聲腔損耗因子Fig.2 Cavity loss factor

完成混合模型建立后需要對各個子系統定義材料屬性，拖拉機駕駛室中各項材料屬性如表2所示。

圖3 駕駛室混合模型Fig.3 Cab hybrid model

表2 材料參數Table 2 Material parameters

2 振動噪聲激勵確定

為驗證模型準確性，需對模型進行驗證。通過試驗獲取實車在怠速工況下懸置點上的振動加速度數據和各個子系統聲載荷數據，將試驗獲取的聲振數據加載于模型對應位置，并計算模型的響應，與試驗數據進行對比，以確定模型準確性。試驗場地為空曠水泥地，無風，拖拉機定置，發動機怠速。所用儀器為B＆K2635 加速度傳感器與放大器、ND2型聲級計、VDN-R/TL 車輛振動測試數據采集器、AUTOTEST 數據采集分析系統及計算機，如圖4所示。

圖4 數據采集儀器Fig.4 Data acquisition instrument

2.1 振動激勵

發動機激勵通過駕駛室的4 個懸置點傳遞(圖5)，振動激勵可通過放置在4 個懸置點上的振動加速度計測得,其中y向是駕駛室前后方，x向是拖拉機左右方向，z為垂向。圖6 為左前懸置點測得的振動加速度圖譜。

圖5 右前懸置z 向振動加速度計位置Fig.5 Right front mount z-direction vibration accelerometer position

圖6 左前懸置點振動加速度頻譜圖Fig.6 Left front mount point vibration acceleration spectrum

2.2 駕駛室壁板聲激勵

通過對各個壁板子系統各個面測量多點，然后取平均值作為該面的聲激勵載荷。圖7 為測得的部分壁板的聲激勵數據。駕駛室內噪聲數據同樣通過多點測量取平均值來獲得，如圖8所示。

圖7 部分壁板聲激勵Fig.7 Partial panel acoustic excitation

圖8 駕駛室噪聲測量Fig.8 Measure the noise in the cab

3 模型仿真驗證分析

3.1 拖拉機駕駛室噪聲預測與仿真驗證

將理論計算和試驗所得的模態密度、內損耗因子、耦合損耗因子、振動激勵頻譜以及噪聲激勵頻譜加載到拖拉機駕駛室FE-SEA 混合模型上，激勵加載位置如圖9所示，并進行聲學包裝處理，得到如圖10 所示的發動機怠速下拖拉機駕駛室聲腔噪聲聲壓級，并與試驗測試結果進行對比。

由圖10 可以得出拖拉機駕駛室FE-SEA 混合模型在200 Hz 以下頻段以及1000 Hz 以上頻段仿真結果與試驗結果有較大差距，在200～1000 Hz中頻段內仿真結果與實驗結果相對誤差在5%以內，如圖11所示，整體聲壓級誤差在3 dB 內，聲壓級預測精度較好，同時也驗證了模型的正確性，可以用于進一步分析研究。

圖9 激勵加載位置Fig.9 Excitation loading position

圖10 駕駛室噪聲仿真值與實驗值Fig.10 Simulation and experimental values of cab noise

圖11 中頻段駕駛室噪聲仿真值與實驗值Fig.11 Simulation and experimental value of cab noise in intermediate frequency band

3.2 駕駛室聲腔能量輸入分析

在SEA理論中，共振能量是一個子系統振動振幅的主要度量，VA ONE 軟件中所有的工程單元的結果都是由此得出的。這一結果適用于除半無限流體外的所有SEA 子系統的波場。半無限流體沒有共振模式，因此不會產生能量。而子系統通過半無限流體傳遞能量是通過質量定律效應來實現的。將各個子系統向駕駛室能量輸入的途徑分為共振途徑和非共振途徑，利用VA ONE 軟件能量輸入分析功能獲取各個子系統向駕駛室聲腔輸入能量的大小及途徑，通過整理得到圖12～13，可以發現通過質量定律效應即非共振響應輸入駕駛室聲腔的能量占總能量的43%，說明駕駛室噪聲有近半數是由于發動機噪聲激勵直接穿透壁板進入駕駛室聲腔而產生的，貢獻度較大的部位主要集中在駕駛室前部，靠近發動機的位置。噪聲激勵和振動激勵引起子系統共振而傳入駕駛室的噪聲主要由面積較大且薄的板引起的，左右側板由于與后懸置點距離較近，共振產生的能量相對較大。

圖12 駕駛室共振能量輸入Fig.12 Resonant energy input to the cab

圖13 駕駛室非共振能量輸入Fig.13 Non-resonant energy input to the cab

4 改進措施

聲學子系統間的能量傳遞通過非共振響應路徑且該路徑占比較高時，增加子系統的阻尼可能不會減少聲音的傳輸，此時需要通過改變子系統物理性質來增加隔聲量。夾層玻璃隔聲量計算公式為

其中，R雙層夾層玻璃的隔聲量，m1、m2為組成構建的面密度，?R1為雙層構建中間層的附加隔聲量，對于常用的PVB 膜來說，當膜厚為0.76 mm 時取5.5 dB；當膜厚為1.14 mm 時取6 dB；當膜厚為1.52 mm 時取7 dB；可以通過增加夾層厚度來提高隔聲量。左右側板及后圍板則主要以共振方式向駕駛室傳遞能量，需要通過減少共振來達到降噪目的。可以通過粘貼阻尼材料減少噪聲。

利用VA ONE 軟件中的NCT 功能對子系統覆蓋材料進行調整，以及修改軟件各子系統材料屬等方法對各種改進方案進行模擬，并仿真計算改進后拖拉機駕駛室噪聲聲壓級，與未改進數據進行對比，如表3 所示，可以看出增加夾層玻璃夾層厚度可以達到降噪效果，而增加玻璃厚度反而提高了噪聲聲壓級；對側板等板件粘貼阻尼材料也可以降噪0.6 dB 左右。最終改進方案為方案一、方案三、方案四綜合，改進后駕駛室噪聲在各頻段均有一定下降，整體聲壓級下降2.5 dB。圖14為綜合改進方案仿真值與未改進仿真值對比。

表3 改進措施及效果Table 3 Improvement measures and effects

圖14 駕駛室改進仿真結果Fig.14 Simulation results of improved cab

5 結論

(1) 使用有限元方法建立拖拉機駕駛車架結構子系統，統計能量分析方法建立駕駛室板件子系統，并正確耦合各個子系統所建立的FE-SEA混合駕駛室模型，對比單一采用有限元方法建立的模型有著建模速度快和分析時間短優勢，相較于統計能量分析方法，FE-SEA混合法拓寬了其應用頻段，提高了噪聲預測的精度，混合建模方法對比傳統建模方法在中頻段的使用有著較高的分析精度，是一種有效的中頻段噪聲研究分析方法。

(2) 分析了駕駛室聲腔能量輸入的主要途徑和子系統的貢獻量，發現僅通過抑制板件的振動難以達到較好的降噪的目的。

(3) 針對性的增加隔聲量和抑制振動可以使得駕駛室噪聲降低2.5 dB。