船式拖拉機駕駛室低頻噪聲研究*

廖青，黑曉濤，侯炳坤，張超，2

(1. 湖北工業大學農機工程研究設計院,武漢市,430068; 2. 湖北省農機裝備智能化工程技術研究中心,武漢市,430068)

0 引言

隨著現代工業的發展,車輛在人們的生活中占據著越來越重要的地位[1-3],如果長期工作在噪聲較大的環境中,會嚴重影響駕駛員的身心健康[4-5],因此,研究駕駛室的聲學環境,降低駕駛室的噪聲具有重要的工程意義。

目前有很多學者對各類駕駛室進行研究,耿彥波等[6]對某型號的工程機械駕駛室進行聲固耦合分析,得到貢獻量最大的板塊,并對其進行優化,結果表明,優化后的結構有效地降低了駕駛室地噪聲。張超等[7]對某型內燃機車駕駛室進行研究,通過振動實驗,模態分析等方法明確了內燃機車駕駛室噪聲的形成機理,為降低駕駛室噪聲提供了理論參考。王歡等[8]為降低重型卡車怠速時駕駛室的噪聲,采用聲震耦合法得到聲壓的峰值,并對駕駛室進行了阻尼優化,結果表明,優化后的駕駛室單頻噪聲衰減了2～3 dB,降噪效果良好。張涵等[9]對拖拉機駕駛室進行混響時間的測量,采用脈沖法測出混響時間,并通過仿真對該方法進行分析,結果表明,該方法減弱噪聲的影響,提高測量精度。劉志恩等[10]針對挖掘機駕駛室噪聲過大的問題,對其進行了研究,通過模態聲學貢獻量計算確定了貢獻量最大的模態階數,并對板件進行優化,有效降低了駕駛室的噪聲。朱凱等[11]結合聲學貢獻量與正交試驗法來研究駕駛室的噪聲,以此來確定結構的改進參數,在此基礎上對駕駛室進行改進,結果表明,優化后的結構在降低原聲壓峰值的和基礎上沒有產生新的峰值。胡涵等[12]提出了一種向量回歸理論來對在行駛過程中的駕駛室進行分析,并通過數值算例驗證了該方法可用于壓路機駕駛室的噪聲分析。孫小娟等[13]為了降低駕駛室低頻的晃動問題,對駕駛室的隔振系統進行了優化,建立了駕駛室的有限元模型并對其進行了分析,結果顯示優化后駕駛室3個方向低頻振動均有所改善。

目前對于駕駛室的研究大多使用阻尼進行優化,本文使用了一種周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構對駕駛室進行結構優化,首先采用聲震耦合法對駕駛室進行聲學計算,確認低頻噪聲峰值,然后計算各板塊的貢獻量,最后對板塊貢獻量大的部位施加周期性穿孔空氣壓膜阻尼。

1 聲振耦合模型

1.1 模型建立

以課題組前期研制的HH709S船式拖拉機為研究對象,首先建立船式拖拉機駕駛室的白車身模型,保留車身主要結構,忽略結構中的倒角、圓角以及其他塑料件[14-15],將所建立的三維模型進行網格劃分。將得到的駕駛室的白車身模型導入Hypermesh軟件進行幾何清理,然后進行網格劃分,得到白車身的有限元模型,有限元結構網格采用的是四面體網格,如圖1所示,并對其進行模態分析。

圖1 白車身有限元模型Fig. 1 Finite element model of body in white

進行聲學分析時,為了滿足聲學計算中最小波長內有6個單元的要求,聲學網格單元最大長度[16]需要滿足式(1)。

(1)

式中:L——單元長度;

c——聲速;

fmax——求解的最大頻率。

在白車身模型基礎上添加窗戶及車門,使駕駛室構成一個封閉的聲腔,然后在Hypermesh中劃分結構的表面網格作為聲學網格。最后,將所得的模態數據以及聲學網格導入聲學軟件LMS Virtual.lab構建駕駛室的聲振耦合模型,如圖2所示。

圖2 聲振耦合模型Fig. 2 Acoustic-vibration coupling model

1.2 駕駛室聲學響應分析

在進行聲振耦合計算時,需要對模型施加一定的載荷,本文采用力錘激勵的方法對駕駛室施加載荷,然后通過提取力錘上的力來作為仿真過程中作用在模型上的載荷。在聲學軟件中導入上節所建立的聲振耦合模型,將駕駛員頭部部位定義場點,如圖3所示,導入在力錘上所提取的激勵,然后提取場點網格上的仿真聲壓級作為傳入人耳的聲壓。

圖3 場點模型Fig. 3 Field point model

為了驗證所建立的模型有效,對船式拖拉機的駕駛室進行試驗測試,試驗布置如圖4所示。采用麥克風對駕駛室進行聲壓測試,采用數采儀對試驗數據進行采集,最后通過計算機對數據進行分析。仿真和試驗的聲壓級對比如圖5所示。

圖4 試驗裝置圖Fig. 4 Experimental setup1.麥克風 2.B &k數采儀 3.計算機

圖5 仿真與試驗聲壓級Fig. 5 Simulation and experimental sound pressure levels

由圖5可知,駕駛員耳旁仿真聲壓級與試驗聲壓級趨勢基本相同,試驗值與仿真值存在稍許偏差是由于實驗過程中并不能完全排除環境噪聲,但其平均誤差在10%以內,說明本文所建立的駕駛室模型是有效的,可以用于后續研究。同時在132 Hz、154 Hz、230 Hz頻率處聲壓比較高,所以后續工作將132 Hz、154 Hz、230 Hz頻率作為重點研究對象。

2 駕駛室聲學貢獻量分析

2.1 基礎理論

如果把船式拖拉機駕駛室分割成N個板件,則在某場點中產生的聲壓為N個板件在該場點產生的聲壓疊加[17]

(2)

式中:p——場點總聲壓;

N——板件總數;

pj——第j塊板件產生的聲壓。

如果將板件j分成m個有限單元,則第j塊板件產生的聲壓可表示為

(3)

式中:Ai(ω)——聲學傳遞向量;

m——單元總數;

ω——角頻率;

ve.i(ω)——單元的法線振動速度。

2.2 駕駛室板塊貢獻量分析

車輛駕駛室內的低頻噪聲是由結構板件的振動引起的[18-19],因為駕駛室各部位的形狀以及連接方式不同,所以各部位的振動形式也不大相同,其對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量也有所不同。通過聲壓疊加原理可知,場點某處的聲壓可以看作是由各板件產生的聲壓的疊加。因此可以找到對駕駛員耳旁聲壓貢獻量較大的板塊并對其進行優化從而達到降噪的目的。而駕駛員耳旁的聲壓峰值主要出現在132 Hz、154 Hz、230 Hz頻率處,所以,在這三個頻率處分別計算各板塊的貢獻量。為了研究駕駛室內某頻率處各部位對駕駛員耳旁聲壓貢獻量,將聲學模型劃分為6個獨立壁板求解其對駕駛室場點的貢獻量,壁板編號如圖6所示。將各壁板對駕駛員耳旁噪聲貢獻量由聲壓級表示,聲壓越高則表示該壁板對駕駛員耳旁噪聲貢獻量越大。各板塊在132 Hz、154 Hz、230 Hz頻率處對駕駛員耳旁聲壓貢獻量如圖7所示。

圖6 壁板編號Fig. 6 Siding numbering1.左壁板C 2.后壁板D 3.頂板E 4.右壁板F 5.前壁板A 6.底板B

(a) 132 Hz

(b) 154 Hz

(c) 230 Hz圖7 聲壓貢獻量Fig. 7 Sound pressure contribution

從圖7中可以看出,132 Hz時,駕駛室前壁板、左壁板和頂板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大;154 Hz時,駕駛室底板和前壁板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大;230 Hz時,駕駛室前壁板、左壁板和頂板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大。綜合分析可知駕駛室前壁板、頂板和左壁板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大。后續可將船式拖拉機駕駛室前壁板和左門以及頂棚作為主要優化對象。

3 駕駛室優化分析

相較于傳統的敷設阻尼的方法,本文采用了一種周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構來對船式拖拉機駕駛室進行壁板優化,如圖8所示。

圖8 周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構Fig. 8 Periodic perforated air pressure film damping structure

由于駕駛室內部的低頻噪聲主要是由板件的振動所引起的,而該結構可有效減弱板件的振動,從而實現對低頻段噪聲的控制。

3.1 周期性穿孔空氣壓膜阻尼減振降噪機理

在此首先計算了空氣壓膜阻尼(即附加板不打孔)與周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構的聲壓空間分布,提取附加穿孔板正上方測點的聲壓級,結果如圖9所示。

圖9 聲壓級對比Fig. 9 Comparison of sound pressure levels

從圖9可以看出,周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構穿孔板上方測點的低頻聲壓值在整個頻段上明顯低于空氣壓膜阻尼的聲壓值。說明通過在空氣壓膜阻尼的附加板上穿孔,可以有效提高其低頻降噪性能。

另外,對空氣壓膜阻尼與周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構基板中心點的振動位移進行提取,結果如圖10所示。

圖10 振動響應對比Fig. 10 Vibration response comparison

從圖10可以看出,周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構的振動位移同樣低于空氣壓膜阻尼的振動位移值。由于低頻噪聲主要是結構噪聲[15],在空氣壓膜阻尼的附加板上打孔降低了該結構的振動響應,從而使周期性穿孔空氣壓膜阻尼的低頻降噪性能得到提升。

由空氣壓膜阻尼減振降噪機理可知,其基板與附加板之間空氣流動引起的阻尼效應是減振耗能的關鍵,所以在此通過在空氣壓膜阻尼結構和周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構模型的基板與附加板空氣層之間插入場點網格,計算其空氣流動變化。因此對這基板與附加板空氣層之間場點網格上空氣流動的速度分布云圖進行了提取,結果如圖11所示。

(a) 空氣壓膜阻尼氣隙空氣流速

(b) 周期穿孔空氣壓膜阻尼氣隙空氣流速圖11 氣隙空氣流速變化Fig. 11 Changes in air velocity

從圖11可以看出,周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構中間空氣層的空氣流動與空氣壓膜阻尼相比有明顯增加。說明在空氣壓膜阻尼的附加板上打孔可以增加兩板之間的空氣流動,使得更多的空氣參與到減振過程中去,使得空氣的粘滯阻尼增大,加劇能量損耗,從而使周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構具有更好的低頻降噪效果。

3.2 駕駛室優化分析

通過對船式拖拉機駕駛室板塊貢獻量分析可知,駕駛室的頂板、前壁板和左壁板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大,所以在對駕駛室進行優化時主要針對這三個地方。在不改變駕駛室原結構的基礎上在駕駛室的前壁板、頂板和右壁板上施加一層穿孔板,使其形成周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構。最后對優化后的船式拖拉機駕駛室進行聲振耦合計算,結果如圖12所示。

圖12 優化后駕駛員耳旁聲壓級Fig. 12 Sound pressure level around the driver’s ear after optimization

從圖12可以得出,對駕駛室板塊貢獻量較大的板塊優化后在132 Hz處降低了6 dB,154 Hz處降低了11 dB,230 Hz降低了10 dB,全頻段平均降低了5 dB以上,主要頻率點的峰值均得到了有效的抑制。證明了本文所使用的方法的有效性和可行性。

4 結論

1) 采用基于模態的聲振耦合法對船式拖拉機駕駛室機型進行計算分析,通過與試驗結果對比驗證模型的有效,并且得到了在132 Hz、154 Hz、230 Hz頻率處駕駛員耳旁聲壓峰值較高。

2) 對駕駛室各壁板進行板塊貢獻量分析,發現在駕駛員耳旁聲壓峰值處駕駛室前壁板、頂板和左壁板對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大。

3) 分析了周期性穿孔空氣壓膜阻尼的降噪機理,并對駕駛員耳旁聲壓的貢獻量較大的板塊結構優化,使其形成周期性穿孔空氣壓膜阻尼結構,優化后駕駛室噪聲在132 Hz處降低了6 dB,154 Hz處降低了11 dB,230 Hz降低了10 dB,顯著提高了船式拖拉機駕駛室內部的聲學環境。