某型內(nèi)燃機車駕駛室阻尼優(yōu)化降噪分析

張 超，張勁松，李 帥，徐 巍，周明剛

（湖北工業(yè)大學(xué) 農(nóng)機工程研究設(shè)計院，武漢 430068）

目前軌道交通在我國占據(jù)著重要地位，軌道車輛噪聲也因此備受關(guān)注。駕駛室是駕駛員主要工作場所，駕駛室以200 Hz 以下的結(jié)構(gòu)噪聲為主，它極易影響駕駛員舒適性和駕駛安全[1]。薄壁板件是駕駛室的重要組成部分，當(dāng)受到外部激勵時很容易產(chǎn)生振動，甚至?xí)c駕駛室聲腔形成耦合共振進一步增大噪聲，增加降噪難度。采用布置阻尼是降低駕駛室噪聲的重要途徑，關(guān)于阻尼降噪國內(nèi)外已經(jīng)有很多的研究和應(yīng)用。鄭玲等[2]采用優(yōu)化準(zhǔn)則法研究約束阻尼的優(yōu)化布局，降低車內(nèi)噪聲。焦映厚等[3]基于響應(yīng)面建立阻尼復(fù)合結(jié)構(gòu)的數(shù)值模型對阻尼布局進行優(yōu)化設(shè)計，取得了較好的減振降噪效果。徐偉等[4]利用MATLAB 建立自由阻尼有限元模型，以阻尼材料的體積為約束條件建立優(yōu)化模型進行降噪設(shè)計。江旭東等[5]提出連續(xù)體結(jié)構(gòu)動剛度拓?fù)鋬?yōu)化方法拓展了基本漸進結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法的應(yīng)用范圍。趙建軒等[6]建立聲-固耦合模型計算了低頻段聲壓響應(yīng)，采用基于改進的粒子群優(yōu)化算法對車身地板阻尼材料鋪設(shè)進行優(yōu)化，并驗證了優(yōu)化的效果。張一麟等[7]以某實車的白車身為研究對象，基于車身模態(tài)和壁板貢獻度對車身局部約束阻尼鋪設(shè)位置進行優(yōu)化，并在實車上進行了試驗，確認(rèn)了該降噪方案的有效性。Cetin B.Dilgen等[8]論述了拓?fù)鋬?yōu)化在聲學(xué)與結(jié)構(gòu)相互作用情況下的運用，驗證了拓?fù)鋬?yōu)化可行性、準(zhǔn)確性。張琳等[9]基于模態(tài)貢獻量和頻率響應(yīng)對減速器機匣進行振動特性分析，采用拓?fù)鋬?yōu)化法對振動較大的面板進行設(shè)計達到減振降噪的目的。

以某型內(nèi)燃機車為研究對象，以降低駕駛員耳旁5 Hz～120 Hz頻段內(nèi)某頻率處噪聲為研究目標(biāo)建立聲學(xué)數(shù)值模型。采用聲-振耦合法計算駕駛員耳旁5 Hz～120 Hz 噪聲的聲學(xué)響應(yīng)，確認(rèn)噪聲聲壓峰值頻率，計算某峰值頻率的板塊貢獻量。最后基于拓?fù)鋬?yōu)化方法在柔順度最小的情況下完成目標(biāo)函數(shù)求解自由阻尼的優(yōu)化鋪設(shè)位置，對粘貼阻尼后的模型進行仿真分析，驗證優(yōu)化布局后駕駛員耳旁某頻率處降噪效果。

1 聲-振耦合數(shù)值模型

1.1 數(shù)值模型建立

以某型內(nèi)燃機車為對象進行研究分析，實車如圖1所示。該型號內(nèi)燃機車車體主要是由大量鋼板和梁焊接形成，車身采用2.5 mm 厚鋼板作為蒙皮。在根據(jù)實車進行白車身三維建模時保留了車體底架橫梁和側(cè)梁結(jié)構(gòu)，駕駛室框架結(jié)構(gòu)、頂部主要梁結(jié)構(gòu)，忽略結(jié)構(gòu)中的其他設(shè)備和窗戶及忽略倒角、圓孔等局部細(xì)節(jié)以減少局部模態(tài)的數(shù)量，白車身模型如圖2所示。

圖1 某型內(nèi)燃機車

圖2 有限元模型

進行聲學(xué)分析時，計算精度是通過多數(shù)單元共同控制，一些局部網(wǎng)格尺寸對計算精度影響較小。由于聲學(xué)模型單元尺寸可以限制計算頻率的范圍，通常假定每個波長至少有6個聲學(xué)單元[10]，單元大小可由式（1）計算得到。聲學(xué)單元計算方程為：

式中：L為某個單元的長度；c為聲音在某流體介質(zhì)中的傳播速度；fmax為模型的最高計算頻率。

在白車身三維模型上添加駕駛室的窗戶和車門將駕駛室構(gòu)造成一個封閉的聲腔，提取封閉的駕駛室聲腔建立聲學(xué)邊界元模型，其模型如圖2 所示。聲學(xué)邊界元模型網(wǎng)格類型為四面體，單元尺寸為60 mm，聲學(xué)單元大小與結(jié)構(gòu)網(wǎng)格大小保持一致，在數(shù)值計算時對耦合模型進行“數(shù)據(jù)映射”，可以直接將結(jié)構(gòu)振動數(shù)據(jù)映射到聲學(xué)邊界元網(wǎng)格上。大駕駛室聲學(xué)邊界元單元數(shù)為12 817，節(jié)點數(shù)為12 787；小駕駛室聲學(xué)邊界元單元數(shù)為9 091，節(jié)點數(shù)為9 065。

1.2 駕駛室內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)分析

在實車運行情況下，關(guān)閉車門和車窗測量發(fā)動機安裝處激勵與駕駛員耳旁聲壓級。當(dāng)發(fā)動機運轉(zhuǎn)速度為2 205 r/min 時，采用B&K4507B 加速度傳感器和PULSE 系統(tǒng)采集發(fā)動機四個安裝處的垂向激勵，激勵信號如圖3所示；佩戴B&K4101A入耳式傳聲器坐在駕駛員位置采集駕駛員耳旁聲壓級，試驗聲壓級曲線如圖4所示。在聲學(xué)軟件中構(gòu)建數(shù)值模型，同時在駕駛員頭部位置定義耳旁場點，將發(fā)動機安裝處測量的激勵作為數(shù)值模型激勵源進行聲學(xué)響應(yīng)分析，激勵加載位置如圖2 所示。提取駕駛員耳旁仿真聲壓級與試驗聲壓級進行對比分析，大駕駛室和小駕駛室駕駛員耳旁聲壓級對比曲線如圖4所示。

圖3 發(fā)動機安裝處測量的激勵

由圖4 可知，駕駛員耳旁仿真聲壓級與實驗聲壓級對比趨勢基本相同；試驗值與仿真值存在偏差是由于實際測試時存在結(jié)構(gòu)聲與透射聲，沒有排除背景噪聲，仿真時只考慮了結(jié)構(gòu)聲是造成的，在部分頻率處（39 Hz、73 Hz、110 Hz）峰值對應(yīng)較好，整體趨勢相符，驗證了數(shù)值模型可行性。在39 Hz、73 Hz、110 Hz 頻率處聲壓值較高，后續(xù)工作將39 Hz、73 Hz、110 Hz 頻率作為重點研究對象，希望通過控制結(jié)構(gòu)振動來降低駕駛員耳旁39 Hz、73 Hz、110 Hz頻率處噪聲，同時計算39 Hz、73 Hz、110 Hz 頻率處的板塊聲學(xué)貢獻量。

圖4 仿真與實驗聲壓級

2 駕駛室內(nèi)噪聲貢獻量分析

已知在5 Hz～120 Hz頻段駕駛室內(nèi)噪聲主要是由車身板件振動導(dǎo)致的結(jié)構(gòu)噪聲，并將39 Hz、73 Hz、110 Hz作為重點研究頻率。為了研究駕駛室內(nèi)部壁板在某頻率處對駕駛員耳旁聲壓貢獻量，將聲學(xué)模型劃分為12 個獨立壁板求解其對場點的貢獻量，壁板編號如圖5 所示。在39 Hz、73 Hz、110 Hz頻率處壁板對場點聲壓貢獻量如圖6所示。

圖5 壁板編號

由圖6 可知，在39 Hz，73 Hz，110 Hz 頻率處駕駛室壁板對駕駛員耳旁噪聲貢獻大小由聲壓級表示，聲壓級越高表示壁板對駕駛員耳旁噪聲貢獻越大。39 Hz時，大駕駛室前壁板、底板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻較大，小駕駛室各壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻比較接近，很難判斷其聲源特征；73 Hz時，大、小駕駛室左壁板、前壁板對駕駛員耳旁聲壓貢獻較大；110 Hz時，大駕駛室前壁板、左壁板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻較大，小駕駛室左壁板、前壁板、頂板對駕駛員耳旁聲壓貢獻較大。綜合分析可知大駕駛室和小駕駛室前壁板、左壁板、右壁板對駕駛員耳旁噪聲貢獻較大。

3 阻尼布局的拓?fù)鋬?yōu)化分析

拓?fù)鋬?yōu)化作為一種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法，在不知道結(jié)構(gòu)拓?fù)湫螤顣r，它能夠根據(jù)載荷條件和邊界條件靈活地優(yōu)化結(jié)構(gòu)、改善結(jié)構(gòu)性能和提高材料利用率。本文采用連續(xù)體結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化的均勻化方法對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，以結(jié)構(gòu)柔順度最小化為目標(biāo)函數(shù)，以結(jié)構(gòu)材料體積為約束條件完成目標(biāo)函數(shù)求解[11]，數(shù)學(xué)模型可表示為：

式中：C(x)為結(jié)構(gòu)柔順度；U為結(jié)構(gòu)位移向量；K為整體剛度矩陣；xk為設(shè)計變量，第k個單元的相對密度；p為懲罰因子，通常取3，懲罰因子推動單元密度向0 或1 逼近，得到更加清晰的結(jié)構(gòu)拓?fù)洌籾k為單元位移向量；ko為單元剛度矩陣；vk為單元k實體材料的體積；Vo為結(jié)構(gòu)實體材料總體積；f為體積保留百分比；xmin為常數(shù)，此處取0.001，目的是避免由于材料消失所引發(fā)的數(shù)值奇異性，故以相對較弱的材料代替空心材料。

目標(biāo)函數(shù)對設(shè)計變量的靈敏度：

3.1 車身壁板自由阻尼布局優(yōu)化

自由阻尼是將阻尼材料直接鋪設(shè)在結(jié)構(gòu)表面，通過阻尼層的拉伸壓縮來消耗結(jié)構(gòu)彎曲振動產(chǎn)生的能量。前文的聲學(xué)響應(yīng)分析、板塊貢獻量分析得到在39 Hz、73 Hz、110 Hz頻率處對駕駛室內(nèi)聲場貢獻較大的壁板（左、右壁板和前壁板），通過在這些壁板上鋪設(shè)阻尼材料抑制振動降低某頻率處噪聲。本文將駕駛室左、右、前壁板作為拓?fù)鋬?yōu)化對象，優(yōu)化目標(biāo)為壁板結(jié)構(gòu)柔順度最??；約束條件為結(jié)構(gòu)材料體積，設(shè)定結(jié)構(gòu)材料體積最大刪減50%。駕駛室左、右壁板和前壁板拓?fù)鋬?yōu)化后的模型如圖7 所示；在結(jié)構(gòu)材料體積約束條件下，目標(biāo)函數(shù)迭代次數(shù)曲線如圖8所示。由圖8可知，左右壁板結(jié)構(gòu)初始柔順度為503.47 N·mm，最終柔順度為0.9 N·mm，共迭代36次；前壁板結(jié)構(gòu)初始柔順度為324.16 N·mm，最終柔順度為0.75 N·mm，共迭代33 次，收斂過程比較穩(wěn)定，收斂速度較快。

圖7 拓?fù)鋬?yōu)化壁板

圖8 目標(biāo)函數(shù)迭代歷史

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化之后的結(jié)構(gòu)鋪設(shè)阻尼材料，是一種有效的降噪手段，由圖7 可知優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)呈不規(guī)則形狀，在實際工程應(yīng)用中我們應(yīng)該根據(jù)實際情況合理規(guī)整結(jié)構(gòu)形狀方便后期粘貼阻尼材料。由于本文重點研究降噪，對阻尼材料的選用參考楊德慶等[12]相關(guān)研究，阻尼材料參數(shù)如下：密度為1000 kg/m3，泊松比為0.49，損耗因子為0.66，彈性模量為200 MPa。最終阻尼鋪設(shè)模型如圖9所示。

圖9 規(guī)整模型

規(guī)整結(jié)構(gòu)與拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)最終結(jié)構(gòu)柔順度對比如表1所示。

表1 最終柔順度對比

由表1 可知，左右壁板和前壁板拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)和規(guī)整結(jié)構(gòu)柔順度差別均在10%以內(nèi)，規(guī)整結(jié)構(gòu)符合設(shè)計要求。

3.2 駕駛室阻尼理后聲學(xué)分析

通過拓?fù)鋬?yōu)化分析，得到壁板粘貼阻尼的優(yōu)化位置。在設(shè)置整車和阻尼材料參數(shù)后計算結(jié)構(gòu)模態(tài)至400 Hz，然后采用基于結(jié)構(gòu)模態(tài)的聲-振耦合法計算駕駛室5 Hz～120 Hz聲學(xué)響應(yīng)。布置阻尼與未布置阻尼材料的駕駛室聲壓級響應(yīng)曲線如圖10所示。

圖10 聲壓響應(yīng)曲線

由圖10 可知，在39 Hz、73 Hz、110 Hz 處大駕駛室聲壓級分別降低了12.03 dB(A)、17.3 dB(A)、8.13 dB(A)，小駕駛室聲壓級分別降低了30.13 dB(A)、7.02 dB(A)、3.36 dB(A)，其他頻率處聲壓級均有不同程度降低，駕駛室內(nèi)噪聲整體呈下降趨勢?？梢源_認(rèn)在駕駛室左壁板、右壁板、前壁板根據(jù)優(yōu)化結(jié)構(gòu)粘貼自由阻尼材料能夠達到降噪目的。

4 結(jié)語

（1）利用駕駛員耳旁試驗聲壓級與仿真聲壓級對比驗證了數(shù)值模型的可行性，利用板塊貢獻量分析確認(rèn)了對噪聲聲壓峰值處噪聲貢獻較大的壁板為前壁板、左壁板、右壁板。

（2）通過左、右、前壁板拓?fù)鋬?yōu)化分析得到阻尼材料的最優(yōu)鋪設(shè)位置，優(yōu)化后，駕駛室噪聲在39 Hz處至少降低了12.03 dB(A)，在73 Hz 處至少降低了7.02 dB(A)，在110 Hz 處至少降低了3.36 dB(A)，顯著提高了該內(nèi)燃機車駕駛室內(nèi)的聲學(xué)特性。