拖拉機駕駛室結構噪聲改進研究*

朱凱,馬心坦,徐維維

(河南科技大學車輛與交通工程學院，河南洛陽，471000)

0 引言

隨著農用機械技術的提高，在駕駛拖拉機的過程中對于噪聲要求也越來越高[1]。在使用工況下拖拉機的行駛速度較慢，在封閉性較好的駕駛室中駕駛員耳旁噪聲的主要來源為20～200 Hz低頻結構振動噪聲[2]。針對車輛板件振動產生的低頻噪聲研究中，國內外研究人員主要針對結構有限元或邊界元模型進行計算結構聲輻射，但忽視聲腔對結構振動的影響[3]。也有研究人員采用試驗、板件貢獻量法、傳遞路徑分析和統計能量法等方法[4-6]得到對場點聲學貢獻量最大的結構并進行聲學優化。而模態貢獻量法能夠反映模態振型對結構的影響，常用于結構穩定性分析[7]。在結構改進過程中可通過增厚板件或者是施加阻尼等方式減少板件振動噪聲，但是其布置位置及參數通常根據經驗或大量實驗進行確定。正交試驗法能夠對多因素水平結構改進參數進行確定[8]，適用于駕駛室結構噪聲改進研究中。

綜合上述分析，文章對駕駛室結構噪聲進行改進研究。通過建立駕駛室聲固耦合模型及邊界元模型進行聲學響應分析并進行試驗驗證，將板件貢獻量法與模態貢獻量法相結合，得到對場點聲壓頻率響應曲線峰值頻率處聲學貢獻最大的結構及振型，針對貢獻量分析結果過對結構進行改進，并采用正交設計確定各結構改進參數。

1 駕駛室建立及模態分析

將拖拉機駕駛室簡化為一個系統，對系統的激勵為輸入，并且有多種形式的輸出，如力、速度和聲壓等，如圖1所示。

圖1 系統輸入與輸出關系圖

將駕駛室懸置激勵作為輸入，駕駛室聲固耦合模型作為系統，耦合模型的結構振動作為輸出，導入駕駛室邊界元系統中，輸出駕駛員右耳位置的聲壓曲線。但考慮駕駛室耦合模型數據過大，導致計算效率低，因此選擇其結構振動速度作為輸出，并作為駕駛室邊界元模型系統的輸入，得到駕駛員耳旁位置聲壓頻率響應曲線。這種方法雖然增加了邊界元模型頻響分析，但是在計算效率上有極大的提升，可作為駕駛員耳旁噪聲分析的主要方法。

駕駛室結構主要由骨架、門窗、圍板和頂棚等結構組成，骨架與圍板主要由焊接方式連接，其他結構存在螺栓連接，鉚接等方式。經過測量得到該型拖拉機駕駛室幾何尺寸的數據，在保證結構主要力學特性與結構特征的前提下，對駕駛室結構進行簡化，確保后續有限元分析計算的成功與效率。利用Catia建立該型駕駛簡化模型部件，通過裝配組成完整的駕駛室，然后導入Hypermesh中進行網格劃分。由于駕駛室主要由板件構成故采用SHELL63殼單元網格，設置合適尺寸，對于板件結構可劃分為大網格，對于結構主要受力與振動幅度較大位置網格應劃分精細，最后設置駕駛室結構材料與屬性。本駕駛室結構材料主要由鋼、玻璃和內飾材料組成，通過設置該材料的單元密度、泊松比和彈性模量完成材料設置，鋼的材料屬性為密度7 850 kg/m3，泊松比0.3和彈性模量210 000 GPa，其他材料屬性不再一一列出。聲腔有限元模型網格尺寸設置為60 mm，滿足模型計算精度[9-15]。定義結構有限元與聲腔有限元模型耦合面，建立駕駛室聲—固耦合模型如圖2所示。

圖2 駕駛室聲—固耦合模型

建立駕駛室聲-固耦合模型能夠更加真實反映駕駛室結構振動，并且提高聲學響應結果精度。首先進行耦合模態分析，得到耦合模態前10階固有頻率如表1所示。

表1 耦合模型的固有頻率

通過表1可以得到耦合模型的前10階固有頻率分布在25～60 Hz范圍內，具有較高的準確性。其最低固有頻率為1階26.97 Hz，高于路面激勵(0～20 Hz)有利于避免共振，但是在發動機工作振動頻率范圍37.5～110 Hz內，應該注意發動機工作造成駕駛室共振而產生的噪聲。

前二階模態振型如圖3所示。通過圖3可看出到在耦合模型低頻范圍內振動多為局部振動，位置主要集中在頂棚、車門、和擋板。說明駕駛室內空氣阻抗雖小，但是駕駛室內聲壓對結構振動及固有頻率都會產生影響，其影響隨著頻率的增高其影響也會逐漸增大。并且耦合模型的固有頻率相對結構模型有所降低，模態變得更加密集。

(a) 耦合第一階模態振型

在計算駕駛員耳旁聲壓前，建立駕駛室邊界元模型，在Virtual lab.中進入網格劃分模塊，導入駕駛室結構有限元網格，采用Skin Mesher工具提取結構有限元內表面網格，設置網格類型為QUAD4作為聲學邊界元面網格。提取到邊界元模型共有32 360個網格，16 182個節點。得到駕駛室邊界元模型如圖4所示。

圖4 駕駛室邊界元模型

從圖4可以看出駕駛室各個板件名稱及具體位置，整個駕駛室劃分為左門、左擋板、頂棚、左窗、后窗、后擋板、右窗、右擋板、右門、擋風玻璃、前右窗、前左窗、儀表臺、前地板、后地板共15個板件。

2 駕駛室聲學響應分析與試驗驗證

對耦合模型進行聲學響應分析，將Z向10 N激勵置于耦合模型四個懸置點上，頻率計算范圍為低頻20～200 Hz，步長為2 Hz。駕駛室在固定單位激勵的作用下，其振動和聲學響應反映了駕駛室系統輸入和輸出的傳遞關系，是駕駛室結構的固有特性，而與激勵形式和大小無關。雖然這種方法忽略了實際激勵峰值的影響，但是卻能直接反映了駕駛室本身的聲學性質。研究人員通過對比單位激勵與實際激勵得出，二者振動速度與振型相對一致，只是在數量關系上相差一個數量級，因此采用10 N單位激勵具有實際意義[5]。計算得到駕駛室耦合模型結構法向振動速度作為邊界條件，映射到邊界元網格上進行頻率響應分析，得到駕駛員耳旁位置的低頻范圍聲壓曲線。

試驗設置在空曠水泥路面上進行，現場布置如圖5所示，主要試驗采集與分析設備為聲級計、數據采集器、計算機及電源。本文研究對象為東方紅1804型拖拉機，該型拖拉機為直列六缸發動機，轉速范圍為750～2 200 r/min，其主階次振動頻率為37.5～110 Hz之間。試驗拖拉機停置額定工況(2 200 r/min)下，采用B&K2250E聲級計、Autotest信號采集系統和計算機。受聲點為駕駛員右耳位置，在試驗過程中使用聲級計采集駕駛員右耳位置處頻譜曲線，并通過信號采集及處理系統導入到計算機。得到的試驗測試場點聲壓曲線與仿真計算對比如圖6所示。單從結構噪聲方面考慮，噪聲的產生是由駕駛室結構振動而形成，聲壓峰值的產生原因是由激勵過大所導致，或是結構本身固有特性的影響。

圖5 聲壓采集現場布置

圖6 駕駛員右耳聲壓頻響曲線

從駕駛員右耳聲壓頻響曲線可以看出，由于聲學包裝、試驗環境等因素影響，駕駛員右耳頻響曲線試驗值低于仿真結果，但二者走向趨勢基本相同，驗證了駕駛室模型的準確性，滿足工程分析要求，并在此模型基礎上進行分析改進。試驗值在低頻范圍內出現多個峰值，在65 Hz、85 Hz與110 Hz處產生不同于計算值的峰值聲壓，經分析是由于發動機階次激振產生，且并不是最大聲壓，可在懸置處增加阻尼減振處理，不涉及駕駛室結構的改進。仿真值主要有兩個峰值聲壓，分別為184 Hz處的96.64 dB，和在124 Hz處的86.71 dB?？紤]此處，駕駛室結構和聲腔固有頻率接近，易產生共振，是聲壓峰值產生的主要原因。因此將該頻率作為貢獻量分析對象并采取改進降噪措施。

3 聲學貢獻量分析

針對駕駛員耳旁聲壓峰值頻率處進行聲學貢獻量分析，將峰值頻率處聲壓板件貢獻量與模態貢獻量相結合，不僅得到駕駛室聲壓峰值貢獻最大的板件，還能進一步得到貢獻量最大的模態階次及振型。板件貢獻量是利用聲學傳遞向量將結構振動與場點進行聯系性分析；模態貢獻量是找到模態參與因子與模態傳遞向量的關系，并從中得到模態振動與場點聲壓的聯系。

利用邊界元模型在virtual lab.中進行聲學傳遞向量ATV計算和模態聲學傳遞向量MATV計算，得到駕駛員右耳峰值頻率處板件聲學及模態聲學貢獻量如圖7、圖8所示。

根據圖7板件貢獻量結果可以得到，在184 Hz頻率處對駕駛員耳旁聲壓貢獻最大的板件分別為擋風玻璃、后窗；124 Hz頻率處為右門、右擋板。該4個板件的貢獻量與總貢獻量同向且為正，說明在峰值頻率處駕駛員耳旁聲壓隨著這4個板件的振動而增大。

圖7 板件貢獻量

從圖8模態貢獻量結果得到對聲學響應貢獻較大的模態階次，13、34、43階對184 Hz處峰值聲壓貢獻最大； 34、36、43及69階對124 Hz處峰值聲壓貢獻最大。通過觀察上述階次板件模態振型，主要集中在右擋板前部與后部、右門中上部、前擋風玻璃。綜合貢獻量結果發現二者相互印證，說明得到對峰值聲壓貢獻最大的板件及振動位置的準確性。通過抑制該處振動能有效降低峰值聲壓，可將右擋板、右門、前擋風玻璃作為改進的主要對象，并針對相應振型進行針對性處理。

圖8 模態貢獻量

4 改進參數正交設計

針對貢獻量分析結果，考慮實際生產工藝因素，通過對右擋板添加加強筋，右門添加阻尼和前擋風玻璃加厚的組合改進方式，并采用正交試驗的方法確定駕駛室結構改進具體參數。

首先明確正交試驗目的與指標為降低駕駛員耳旁低頻總聲壓，并且使聲壓曲線盡可能不產生新的聲壓峰值。試驗因素包括對場點聲學貢獻最大的三個板件右擋板的起筋高度、右門振幅位置添加阻尼厚度和前擋風玻璃增加厚度，并分別表示為H、T、D，改進方式如圖9所示，在右擋板上施加加強筋，在右門振動位置施加阻尼。每個因素選取4個水平，列出各因素水平表如表2所示。

(a) 右擋板加筋改進

確定正交試驗方案表需根據結構改進正交試驗設計因素水平表。表2表明試驗共3個設計變量，并且每個設計變量有4個水平，因此選用3因素4水平正交表L16(43)共16次試驗?？紤]實際情況，按照實驗方案對駕駛員耳旁總聲壓重新進行仿真計算，設計試驗方案和結果如表3所示。

表2 改進正交試驗設計因素水平

表3 正交試驗

表4 正交試驗結果分析

圖10 各因素組合結果聲壓曲線

通過對比將正交試驗分析得到試驗最低聲壓因素水平組合H3T3D1與最優因素水平組合H2T1D2聲壓曲線對比可以發現，H3T3D1組合聲壓曲線基本在H2T1D2組合之下，并且H3T3D1組合總聲壓為83.37 dB略小于H2T1D2組合84.91 dB。并且相較于改進前聲壓曲線，在峰值頻率184 Hz處由96.64 dB下降到74.32 dB降幅為22.32 dB；在124 Hz處由86.71 dB下降到66.52 dB降幅為20.22 dB?？偮晧合陆盗?.74 dB，基本沒有新的聲壓峰值的產生，最高聲壓為在122 Hz處的83.45 dB。

因此確定H3T3D1最低組合改進方式的右擋板施加25 mm的加強筋，右窗添加3 mm的阻尼和前擋風玻璃增厚1 mm。通過這種改進方式，能夠快速有效控制駕駛員耳旁結構噪聲。

5 結論

1) 建立駕駛室耦合模型和邊界元模型，考慮聲腔對結構振型的影響，進行駕駛室聲學頻率響應分析并進行實驗驗證，得到結構噪聲頻響曲線。

2) 對頻響曲線噪聲峰值頻率進行貢獻量分析，即是進行聲學傳遞向量與模態聲學傳遞向量計算，得到對結構噪聲貢獻最大的板件及振動位置，為右擋板前部與后部、右門中上部、前擋風玻璃。

3) 針對改進板件結構特點，確定右擋板施加加強筋，右窗添加阻尼和前擋風玻璃增厚的組合改進方式。采用正交試驗方法確定改進參數，對比正交實驗最低聲壓因素水平組合H3T3D1與最優因素水平組合H2T1D2聲壓曲線，確定結構改進參數。結果表明H3T3D1組合右擋板施加25 mm的加強筋，右窗添加3 mm的阻尼和前擋風玻璃增厚1 mm的改進方式是降低結構噪聲的最佳改進組合。使得184 Hz頻率處聲壓峰值下降22.32 dB，在124 Hz處聲壓峰值下降20.22 dB，并且總體聲壓下降7.74 dB。說明以聲學貢獻最大結構位置為改進目標，以駕駛員耳旁總聲壓為正交試驗指標的改進方式具有良好的降噪效果。