挖掘機駕駛室低頻結構噪聲分析與優化?

劉志恩 王亞磊 柴鵬飛 李曉龍 劉躍吉 單 昆 吳 錦

(1 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室 武漢 430070)

(2 汽車零部件技術湖北省協同創新中心 武漢 430070)

(3 徐州工程機械集團有限公司 徐州 221005)

0 引言

隨著挖掘機行業的快速發展，人們不僅僅滿足于挖掘機的工作性能，對其舒適性能提出了更高的要求，尤其是挖掘機的噪聲、振動、舒適性(Noise,Vibration, Harshness, NVH)特性。在挖掘機NVH特性研究中，駕駛室的振動和駕駛員耳旁的噪聲有直接的關系，減小駕駛室的振動噪聲，可以提高駕駛員的舒適性和工作效率，故對挖掘機駕駛室的噪聲研究和分析具有重要的意義[1]。

駕駛室的噪聲分為結構聲和空氣聲，而研究表明，當駕駛室密封效果較好時，內部噪聲主要以結構聲為主[2]。結構聲主要是由于發動機的激勵通過回轉平臺傳遞到駕駛室，引起駕駛室壁板振動并向車內輻射噪聲，這類噪聲主要是20～200 Hz 的低頻噪聲[3]。

本文基于某小型液壓挖掘機駕駛室，通過噪聲傳遞函數(Noise transfer function, NTF)分析對駕駛室低頻噪聲進行研究。首先建立駕駛室有限元模型，計算各工況下駕駛室噪聲傳遞函數分析，運用統計學方法確定主要噪聲峰值頻率及相應工況；通過模態聲學貢獻度計算，確定危險工況下噪聲貢獻量較大的模態階數，參照模態振型確定駕駛室振動變形最大的車身板件；并對該板件進行形貌優化處理，提高其一階固有頻率，有效降低了駕駛室的噪聲傳遞函數在危險頻率下的峰值。

1 駕駛室有限元模型的建立

有限元模型的準確建立是仿真分析的基礎。首先建立駕駛室白車身(Body in white, BIW)的有限元模型。將駕駛室的三維數模導入Hypermesh 軟件，對幾何模型進行清理。駕駛室白車身多為板件結構，采用尺寸為8 mm 的四邊形殼單元劃分，然后建立相應的連接，駕駛室圍板之間多為點焊和縫焊，分別采用ACM 單元和RBE2 單元模擬，得到白車身有限元模型如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型Fig.1 Finite element modal of BIW

在白車身模型的基礎上，添加車門、門窗玻璃和地板等結構，車門和駕駛室之間通過RBE2 連接來模擬門鎖，玻璃和板件之間采用膠粘連接，最后，得到駕駛室結構有限元模型如圖2所示，其中殼單元共282634 個，三角形單元3888 個，實體單元50796個。

圖2 駕駛室結構有限元模型Fig.2 Finite element modal of cab structure

2 噪聲傳遞函數分析

2.1 噪聲傳遞函數模型建立

噪聲傳遞函數也稱為靈敏度，指在結構上輸入的單位激勵和噪聲響應之間的關系，可以真實地反應系統的固有特性，使聲壓頻率更加清晰[4]。挖掘機駕駛室的NTF分析基于結構與聲腔組成的聲-固耦合有限元模型，在懸置上施加單位激勵得到駕駛員耳旁的聲壓級響應，進而識別出噪聲的峰值頻率。

進一步劃分駕駛室聲腔網格。提取駕駛室內表面，補上大的孔和縫隙，使其形成封閉的空腔，然后進行聲腔網格的劃分。聲學單元的理想尺寸L是每個波長至少6個單元，故L應滿足[5]：

式(1)中：v是聲速，f是求解的最大頻率。

該挖掘機所關注的是20～200 Hz 的低頻噪聲，故聲腔網格尺寸L283 mm，考慮到計算精度的影響，取L為50 mm，得到的聲腔網格模型如圖3所示。在Optistruct 有限元分析軟件中通過添加“ACMODL,DIFF”卡片將駕駛室結構模型和聲腔模型進行耦合[6]，得到駕駛室聲-固耦合模型，如圖4所示。

圖3 聲腔模型Fig.3 Acoustic cavity model

圖4 聲-固耦合模型Fig.4 Acoustic-solid coupling model

2.2 噪聲傳遞函數計算

本文所研究的挖掘機，其發動機的激勵力經回轉平臺通過4 個懸置傳遞至駕駛室地板，故對駕駛室進行NTF 分析時，在駕駛室4 個懸置安裝點上分別施加x、y、z三個方向的單位激勵力，共計12個工況，在駕駛室聲腔內以駕駛員耳旁為聲壓級響應點。為了提高計算速度，本文采用了模態疊加法進行計算，模態計算頻率在0～400 Hz，輸出求解范圍為20～200 Hz，最終計算得到12個工況的NTF曲線。圖5所示分別為4 個懸置安裝點x、y、z三個方向激勵的NTF曲線。

圖5 駕駛室4 個懸置安裝點激勵下的NTF 曲線Fig.5 The NTF curve stimulated by four suspended installation points of the cab

2.3 結果分析

汽車行業規定車身聲學靈敏度目標值為55 dB，考慮到挖掘機駕駛室和汽車駕駛室的結構差異以及工程機械NVH 性能要求沒有汽車嚴格，設定挖掘機駕駛室聲學靈敏度目標值為60 dB。對所得到的NTF 曲線進行分析，將峰值大于60 dB所對應的頻率定義為危險頻率，通過對12個工況的危險頻率進行統計，頻率35 Hz 出現的次數最多，所以將35 Hz 確定為需優化的頻率。其中頻率35 Hz 所對應的7 個危險工況分別為左前懸置安裝點、左后懸置安裝點、右后懸置安裝點的y、z向激勵和右后懸置安裝點的z向激勵。

3 模態聲學貢獻度計算

3.1 模態聲學貢獻度基本理論

模態是結構系統的固有振動特性，機械結構中任何一點的響應都可以表示為各階模態的線性組合，即m點的響應可以表示為

式(2)中，φmr是響應點m的第r階模態振型系數；qr是第r階的模態坐標。

模態聲學貢獻度的計算即是求某階模態所引起的響應在對總響應中的比重，也就是求模態坐標。通過方程變換可以求得模態坐標為[7]

式(3)中，fmr、Kr、Mr、Cr別表示第r階激勵力、剛度矩陣、質量矩陣、阻尼矩陣。

3.2 計算結果與分析

通過有限元軟件進行模態聲學貢獻度分析，找出35 Hz 下各個工況噪聲峰值的主要模態貢獻階數，進而根據駕駛室結構模態振型對振動位移較大的局部結構進行優化，達到降低噪聲峰值的目的。

在駕駛室聲-固耦合模型中分別加載7 個危險工況對應的激勵，計算出駕駛室結構在35 Hz 下的模態貢獻量。綜合統計這7個工況的模態貢獻量，確定對35 Hz 噪聲峰值貢獻量最大的模態階數都為第11階模態，然后根據駕駛室結構第11階模態的振型圖，確定振動位移較大的結構，進行優化。由于篇幅所限，這里僅列出前兩個工況的模態貢獻量柱狀圖，如圖6所示。

圖6 駕駛室模態聲學貢獻度Fig.6 Contribution of modal acoustics in the cab

圖7為駕駛室第11 階結構模態振型圖，可以看出：駕駛室右側圍板的振動位移最大，因此需要對該處結構進行優化，提高其剛度，進而降低駕駛員耳旁的聲壓級。

圖7 駕駛室第11 階模態振型云圖Fig.7 The 11th-order modal shape cloud image of the cab

4 面板形貌優化

4.1 形貌優化基本理論

結構優化的數學模型可表示為[8]

其中，X=x1,x2,···,xn是設計變量；f(X)是目標函數；g(X)是不等式約束函數；h(X)是等式約束函數。

結構優化包含了拓撲優化、形貌優化、尺寸優化、形狀優化等，其中形貌優化是一種在板形結構中尋找最優的加強肋分布的概念設計方法，用于設計薄壁結構的強化壓痕，在減輕結構重量的同時能滿足強度、頻率等要求[9]。根據第3 節駕駛室模態貢獻量的分析，確定了問題結構是右圍板，右圍板是薄壁結構，故采用形貌優化，在其結構中找尋最優的加強肋分布設計，提高其剛度。

4.2 右側圍形貌優化

將右圍板從駕駛室中單獨提取出來，并將原有的加強筋刪除，重新建立右圍板的有限元模型，將其作為設計區域，其中邊界條件為約束右圍板四周x、y、z三個方向的平動自由度，釋放旋轉自由度，然后對其進行形貌優化[10]。

形貌優化問題描述如下：(1)優化目標：右圍板一階模態頻率最大化，提高右圍板的剛度；(2)設計約束：筋的尺寸，其中筋的尺寸與原結構相同，起筋寬度為65 mm，高度為10 mm，角度為60?；(3)設計變量：右圍板模型節點相對殼單元中性面法向的擾動。在Optistruct 中進行優化計算，右圍板優化結構如圖8(a)所示。但是該優化結構筋的位置和形狀毫無規律，很難制造，故在形貌優化的時，對筋采用上下和左右對稱約束，重新進行優化計算，結果如圖8(b)所示。

圖8 右圍板形貌優化結果Fig.8 Right panel shape optimization result

基于形貌優化結果，并結合制造工藝性，設計了右圍板的最終結構如圖9所示。

圖9 右圍板設計的最終結果Fig.9 The final structure of the right panel design

4.3 優化結果仿真預測

由于該挖掘機駕駛室的原結構已經開始量產，對于新結構未加工制造，將通過仿真來預測優化結果。將結構改進后的駕駛室重新進行噪聲傳遞函數計算，得到7 個危險工況的傳遞函數，與原結果進行對比，由于篇幅所限，這里僅列出前兩個工況的對比結果，如圖10所示。從圖10可以看出，通過對右圍板進行結構優化，各工況在35 Hz 處聲壓級峰值均有所降低，且下降了2～4 dB，可見駕駛室在結構優化上取得了明顯成果。

圖10 駕駛室結構優化前后NTF 曲線對比Fig.10 Comparison curve of NTF before and after cab structure optimization

5 結論

(1)對挖掘機駕駛室進行有限元建模，然后對駕駛室的噪聲傳遞函數進行分析，綜合統計了12 個工況的危險頻率，將頻率次數最多的35 Hz 確定為需優化的頻率。

(2)對危險頻率35 Hz 對應的7 個工況分別進行模態聲學貢獻度計算，確定對噪聲峰值貢獻量最大的模態階次都為第11 階模態，根據駕駛室第11階模態的振型圖，找到了振動變形最大的板塊為右圍板，確定了優化部件。

(3)對右圍板進行了形貌優化，確定了右圍板的優化結構。通過仿真預測對比了優化前后7 個工況的傳遞函數，35 Hz 處的聲壓級峰值下降了2～4 dB，有著明顯的優化效果。