工程車輛駕駛室噪聲特性分析及優化

吳業強，何 鋒，占 剛，毛衛秀

(1.貴州電子信息職業技術學院，貴州 凱里 556000；2.貴州大學 機械工程學院，貴州 貴陽 550025)

0 引言

工程車輛因其特殊的工作要求，在工作過程中產生較大的振動和噪聲，其產生的噪聲嚴重影響了工程機械駕駛員的心理和生理健康[1-3]。隨著噪聲法規不斷完善及用戶使用要求的提升，工程車輛NVH性能也受到了更多的關注，其中工程車輛駕駛室的噪聲特性分析和優化也成為整車NVH開發流程的重要環節，工程車輛駕駛室的聲振性能已經成為評價整車性能的一個重要指標[4-6]。工程車輛的NVH研究在我國起步較晚，相關成果和經驗相對較少，工程車輛駕駛室噪聲的控制已成為一個亟待解決的問題，振動與噪聲控制研究課題對促進工程技術發展有重要意義[7-10]。

本文主要針對工程機械駕駛室的隔聲、吸聲及聲振耦合等問題開展研究，通過仿真分析和實驗研究相結合方式，針對所研究車型存在的噪聲問題，基于LMS Virtual Lab運用有限元方法建立駕駛室聲振耦合模型，找出聲學薄弱環節，并結合實驗研究數據提出合理的改進方案，在駕駛室壁板聲輻射較嚴重位置添加吸聲隔聲材料進行降噪處理，針對性的對駕駛室進行優化，并對比優化前后結果。

1 結構聲學耦合分析

在工程實際中聲學與結構是相互作用的，結構的振動可以產生聲音，聲音也可以產生振動。結構與聲音之間相互作用的程度有所不同，當結構剛度比較小，而周圍的流體介質的密度比較大的時候，結構與聲音的相互作用就會比較大，例如密閉的薄壁結構空間如工程車輛駕駛室、音響設備等，所產生的振動與空氣的相互作用就比較大；反之，當結構的剛度較大，而流體介質的密度比較小的時候，結構與聲音的相互作用就比較小，如汽車發動機，因發動機的剛度很大，而空氣的密度較小，發動機和空氣之間的耦合作用就很小。對于本文所研究的挖掘機駕駛室而言，因其由大量的薄壁結構構成的密閉空間，必須考慮結構與空氣之間的相互作用，進行聲固耦合分析。

運用LMS Virtual Lab軟件對挖掘機駕駛室進行聲固耦合分析，建立的結構有限元模型及聲學有限元模型如圖1。

圖1 駕駛室結構有限元模型及聲學模型

在LMS Virtual Lab中聲學分析模塊直接進行聲固耦合分析。得出挖掘機駕駛室耦合模態及振型如圖2所示(在此給出0～100 Hz范圍內的模態及振型圖)。

挖掘機駕駛室結構和聲腔模態相互影響和作用，由低頻段0～100 Hz到高頻段相互作用的效果會越發明顯，耦合模態中左右側圍在大部分階次振型均有較為明顯的變形，而且，在第九階至第十一階(75～92 Hz)模態振型中駕駛室地板、頂棚和后圍也有較大變形，優化中應重點考慮增加相應薄壁結構的阻尼和吸聲隔聲處理，以提高駕駛室整體的振動噪聲水平。

圖2 0～100 Hz駕駛室結構模態振型圖

2 實車摸底測試

測試采用了丹麥B&K的4189A021電容傳聲器及PULSE 3560C分析儀，相應的記錄軟件為7701，分析軟件采用7700。測試分析儀器連接示意圖見圖3。

圖3 噪聲測試儀器連接示意圖

測試工況分為背景工況(車輛處于未啟動狀態，測量背景噪聲)和工作工況(發動機在“怠速”、“檔位1”—“檔位10”共11個工況，測試各測點的噪聲)，詳見表1。

表1 挖掘機工作工況說明

噪聲測試用于確定挖掘機駕駛室噪聲源和駕駛室內噪聲的頻譜特性，便于分析對比減振降噪方案實施后的駕駛室內噪聲控制效果。因此，測試中在噪聲主要傳播的途徑上布置相應的測點，同時在駕駛室內選擇能夠代表司乘人員耳旁噪聲的點布置傳感器。車內噪聲測試測點布置見圖4和表2，測點實際安裝見圖5。

圖4 噪聲測點布置示意圖

表2 各測點編號及描述

圖5 噪聲測點現場布圖

在目標挖掘機的工作狀態噪聲測試之前，對停放車輛的試驗場地進行了背景噪聲測試，測試時周圍環境無異常噪聲源，目標挖掘機門窗均為關閉狀態，且切斷其所有動力，當工作狀態下的噪聲值與背景噪聲值之差大于10 dB(A)時，工作狀態下所測噪聲數據無需修正，背景噪聲統計值見表3。

表3 背景工況下各測點的噪聲值統計表

在目標挖掘機進行工作狀態噪聲測試時，對每一種工況采集3組數據，每一組數據采集30 s。使用Overall分析儀進行A計權聲壓級分析，CPB分析儀進行1/3倍頻程頻譜分析，分析頻率為22 kHz。

對降噪處理前、后挖掘機駕駛室各測點在各工況下的A計權噪聲值進行統計，詳細數據見表4。

表4 各測點在各工況下的噪聲值統計

由表4可知，N3測點(即駕駛員座椅位置)在各工況下的噪聲量普遍較大，最大噪聲值在發動機8檔時達到81.7 dB，表明駕駛室地板輻射噪聲較大，應對駕駛室地板進行吸聲隔聲處理。N2測點位置在各工況下的噪聲量普遍較小，最小噪聲值在發動機1檔時為64.3 dB。同時應盡量降低司機耳旁噪聲，即N4、N5位置的噪聲。由以上分析可知實驗結果與聲振耦合分析結果相符，雖然存在誤差但結構振動特性基本相符，驗證了有限元模型的正確性。

為便于分析噪聲成分，識別噪聲源，對噪聲進行頻譜分析，采集數據后由Pulse分析儀分析得出駕駛室噪聲頻譜特性如圖6所示，由于篇幅所限在此僅給出怠速和10檔兩種工況下的頻譜特性圖。

由圖6各工況下頻譜圖可分析得到各測點的噪聲具有以下特性：

1)各工況下頻譜特性有所不同：“怠速”工況時的主要噪聲頻帶分布較寬，主要集中在50～1000 Hz，與“怠速”工況相比，其他工況的噪聲主要頻帶變窄，主要集中于200～1000 Hz。

2)各工況下，所有測點在低頻段50 Hz中心頻率、中高頻段的200 Hz和700 Hz中心頻率均有較明顯的噪聲峰值。

圖6 駕駛室噪聲頻譜特性

對比車外N6 測點的頻譜曲線可知，中高頻段的噪聲來源于發動機的噪聲激勵，低頻段的噪聲主要來源于駕駛室的結構輻射噪聲。本文重點討論駕駛室結構輻射噪聲的優化，由此可知通過優化駕駛室結構輻射噪聲可降低駕駛室內的低頻噪聲，改善駕駛室噪聲性能。

結合實驗數據與結構聲學耦合分析結果，應對駕駛室后圍壁板及地板涂裝阻尼吸聲材料，以減小其結構振動輻射噪聲，更換頂棚及側圍吸聲材料以降低駕駛員耳旁噪聲值。

3 駕駛室降噪方案

結合以上駕駛室結構聲學耦合分析及實驗數據，對駕駛室進行以下優化：

1)對駕駛室地板和后圍中部壁板涂裝阻尼吸聲材料，并覆蓋一層吸聲材料，以降低地板及后圍的板面振動輻射噪聲；

2)對駕駛室頂棚吸聲隔聲材料進行改進，更換吸聲隔聲性能更佳的材料，以降低駕駛員耳旁噪聲值；

3)對駕駛室側圍吸聲隔聲材料也進行適當優化。

改進后，以同樣的測試方法對改進后的駕駛室進行噪聲實驗，得出進行降噪處理后駕駛室噪聲各測點的噪聲值如表5所示。

表5 降噪處理后駕駛室各測點噪聲值

對比表4與表5可得出駕駛室降噪前后各測點噪聲值的降低量如表6所示，由于N6為駕駛室外的測點，故噪聲值降低量中的N6測點不做統計。

表6 駕駛室降噪前后各測點噪聲值降低量

各測點噪聲值對比圖，由于篇幅所限在此只給出N3和N5的對比圖如圖7所示。

從表6和圖7中測點在各工況下的噪聲值對比可以得出：

1)挖掘機駕駛室在經過降噪處理后，噪聲值在各測點位置均有不同程度的降低，其中N3 測點位置在發動機10檔時，最大噪聲降低量達到6.2 dB。

圖7 測點在各工況下的噪聲值對比

2)挖掘機駕駛室在經過降噪處理后：N3和N4測點位置在各工況下的噪聲量普遍較大，其中N3測點在發動機7檔時的噪聲值最大，為78.1 dB。N2和N5測點位置在各工況下的噪聲量普遍較小，其中N5測點在發動機1檔時的噪聲值最小，為63.4 dB。

3)以噪聲量值降低3 dB(包含未達到、約為3 dB的值)以上的工況判斷，分析表6中“噪聲值降低量”可知：N1、N3和N5測點位置噪聲值降低量明顯，最大噪聲的降低量分別達到6.2 dB、5.2 dB和4.5 dB。

4 結論

1)降噪處理前，各測點中，N3測點位置噪聲狀況最差，N2測點位置噪聲狀況最好。降噪處理后，N3測點噪聲量值大幅度降低，N3測點位置和N4測點位置的噪聲狀況控制在一個水平，同時，噪聲狀況相對較好的為N2測點位置和N5測點位置。表明挖掘機駕駛室內部的降噪處理措施有效的控制了駕駛室內的噪聲狀況。

2)N5測點(司機右耳旁)在各工況下的噪聲值降低量比較明顯，提高了司機的操作舒適性。

5 總結

本文通過理論與實驗結合手段，解決工程實際問題。應用聲振耦合分析對駕駛室進行有限元分析，得出結構聲學輻射薄弱環節，對實車駕駛室進行噪聲測試實驗，并分析駕駛室噪聲頻譜特性，找出噪聲源。針對性的提出改進方案，駕駛室降噪效果取得較明顯的改善。體現了聲振耦合分析有限元方法與實驗結合解決實際問題的可行性，為工程機械駕駛室噪聲分析提供參考。