履帶式沙灘清潔車駕駛室聲場特性分析

歐陽聯格，易步回，葛曉宏

（廈門理工學院 機械與汽車工程學院，福建 廈門 361024）

履帶式沙灘清潔車駕駛室聲場特性分析

歐陽聯格，易步回，葛曉宏

（廈門理工學院 機械與汽車工程學院，福建 廈門 361024）

利用履帶式沙灘清潔車駕駛室有限元模型進行了自由模態計算，將結果與試驗模態對比；確認建模的精確性，用LMS Virtual.Lab軟件進行模態疊加；然后得到駕駛室的頻率響應。再將結構振動速度作為邊界條件進行駕駛室室內聲場仿真計算，獲得了2 Hz～200 Hz頻率激勵下的駕駛員左右耳處的聲壓值。通過板件貢獻量分析找出對場點聲壓峰值貢獻較大的板件,最后依據國標對駕駛室室內聲場特性作出評價；表明該駕駛室具有良好的動態聲學設計。

聲學；邊界元法；面板貢獻量；履帶式沙灘清潔車

隨著我國經濟的發展以及人民生活水平的提高，工程車輛振動與噪聲問題越來越引起人們關注，當前工程車輛獲得駕駛室內聲場特性普遍采用的方法是在車輛生產后，對實車進行噪聲測量評價，然后再提出改進措施。這樣，不但效果有限，而且也加大了成本，延長了生產周期，這與工程車輛批量小、種類多、研發周期短的生產特點是格格不入的。因此，在新車型的開發過程中，如果能對駕駛室聲場特性進行仿真分析，對噪聲水平作出初步預測，為產品的早期開發提供設計依據，具有十分重要的意義。

重慶大學鄧兆祥、曹友強等人建立了轎車的聲固耦合模型并對仍在開發過程中的車內噪聲進行了預測并提出了噪聲控制的改進措施[1，2]，三一重工的鄧習樹、邵威等人基于統計能量分析（SEA）原理，建立了某工程機械駕駛室SEA模型，預測了駕駛室內部噪聲[3]。履帶式沙灘清潔車駛室主要是由薄鈑金件構成，發動機、傳動系、履帶、液壓系統結構產生的振動通過車架傳遞到駕駛室引起駕駛室結構振動所輻射的噪聲是主要噪聲來源之一[4，5]，本文在只考慮結構傳播途徑對車內噪聲影響的情況下，在LMS Virtual.Lab軟件中利用模態疊加法和聲學邊界元法，實現了對駕駛員左右耳處噪聲的預測，并在此基礎上分析各板件的聲學貢獻量，探索出了一種在工程車輛開發階段進行駕駛室聲場特性分析和評價的方法。

1 駕駛室模態分析

1.1 駕駛室有限元模型

有限元模型的建立是有限元分析的關鍵環節。駕駛室有限元模型的建立應能反映工程結構的主要力學特性和駕駛室車身結構的實際情況[6]。本次設計將CREO軟件建立的CAD模型轉換成為IGS格式，然后導入有限元前后處理軟件Hypermesh中，在保證不影響分析精度的前提下對模型做簡化處理，薄壁板件選用Shell單元，焊點采用RBE 2來模擬，網格大小為10 mm。整個駕駛室的有限元模型由91 337個節點，89 026個殼單元，2 961個焊點組成，有限元模型如圖1所示。

圖1 駕駛室有限元模型

1.2 駕駛室模態試驗

對駕駛室結構進行有限元分析后，其后最重要的就是要采用試驗方法來驗證有限元模型的精度。駕駛室白車身模態試驗采用自由模態方式，把駕駛室支撐在四個充氣輪胎上，使其處于自由振動狀態，如圖2所示。

圖2 駕駛室模態試驗

1.3 試驗與仿真的對比

利用Optistruct求解器對駕駛室有限元模型進行求解，獲得了駕駛室白車身在在自由狀態下的固有頻率和振型，模態試驗頻率分析范圍設定為0～100 Hz，各階模態的有限元分析和試驗分析結果對比如表1所示。

表1 試驗結果與計算結果的對比

從表1可以看出，試驗模態和計算模態的一致性較好，但計算值總體上偏小，這是因為簡化了的三維模型沒有計算玻璃以及一些復雜的內部結構，導致剛度降低，模態頻率相應較低，計算結果與實驗的偏差都在5%以內，可以認為計算結果可信，說明計算模態分析所建立的有限元模型是準確與可靠的，可以作為進一步研究的基礎。

2 駕駛室聲學響應仿真分析

2.1 聲學模型的建立

提取駕駛室內壁與空氣的接觸表面，形成了一個充滿空氣的封閉空間，在不影響精度的前提下可以對其進行必要的簡化[7]。由于座椅的吸聲作用，考慮到座椅對聲學計算的影響，在Hypermesh中建立了帶座椅的三維聲學模型。由于采用的是聲學邊界元計算方法，故需要的是面網格。對于邊界元模型來說，通常假設在最小波長內有6個單元，也就是最大單元的變長要小于計算頻率最短波長的1/6，即

綜合考慮計算精度和計算時間，選定聲學單元的大小為50 mm，如圖3所示，模型中共有3 920個節點，3 950個單元。

圖3 包含座椅的聲學邊界元模型

2.2 聲學響應計算

將駕駛室結構有限元模型導入Virtual.Lab軟件中，因為駕駛室是通過分布在四個角落的橡膠緩沖墊與車架連在一起的，根據駕駛室的實際支撐情況，把駕駛室與車架的連接處簡化成4個點，通過RBE 2模擬與駕駛室底部相連，在4個點加上除垂直方向的所有約束和1單位垂直方向的諧載荷，這樣受力的主要原因是因為駕駛室是通過四個“支腿”安裝在車架上，四個支點在激振力的作用下只允許駕駛室沿垂直方向產生位移，該激振力主要是發動機運轉引起的車架振動和沙灘車形式過程中路面不平度對底盤的影響而產生的。

計算頻率范圍從2 Hz～200 Hz，步長2 Hz，用模態疊加法得到了結構振動速度的頻率響應結果，再通過數據轉移計算，把駕駛室結構上的振動速度轉移到聲學網格上，然后用轉移后的速度定義一個振動邊界條件，對駕駛室內聲場分布進行計算，獲得了駕駛員左右耳部位的聲壓頻率響應曲線如圖4所示，縱坐標為聲壓級/dB，橫坐標是頻率/Hz。

由圖4可知，左右耳處的聲壓級曲線走勢大致相同，吻合性較好，總體上左耳聲壓比右耳高，這是主要由于駕駛室左側安裝車門使振動加強的緣故。

圖4 場點聲壓頻率響應曲線

最大峰值在93 dB附近，分別位于112 Hz和142 Hz處，35 Hz、60 Hz與駕駛室試驗模態1、3階的固有頻率接近，故設計時要特別注意，避免共振。112 Hz、142 Hz處場點的聲壓分布云圖如圖5所示。

圖5 場點聲壓分布云圖

2.3 駕駛室板件貢獻量分析

駕駛室是由薄板件構成，不同部分的板件對駕駛室內封閉聲腔內任意位置聲壓的貢獻量是不同的，在Virtual.Lab軟件中，對駕駛室做板件貢獻量分析，可以計算出每個板件引起的聲壓量，與總的聲壓量進行對比分析，分析出哪個板件對總的聲壓起到主要作用，起的是正作用還是負作用[8]。

在小壓力擾動情況下，可以認為聲學方程是線性的，因此可以在輸入(機械結構表面處的振動)和輸出(聲場中某點處的聲壓)之間建立線性關系。這種關系可以表示為：

式中p為聲場某點的聲壓；υns為表面速度的列向量；ATV為聲傳遞向量[1]。

若板件對駕駛室內某點的聲壓貢獻量為正值，則說明該點總聲壓隨著隨板件振動速度的增大而增大；若為負值，則意味著該點總聲壓會隨著板件速度的增大而減小；若聲學貢獻量絕對值非常小則稱為中性貢獻區域，其對場點的聲壓影響很小。通常情況下在進行噪聲控制時，對于處于正貢獻量區域的板件，往往需要抑制其振動速度響應來降低合聲壓，最常用改進措施是添加質量塊或者鋪設阻尼層；對于處于負貢獻量區域的板件，往往需要提高其振動速度響應來降低合聲壓，常用的措施為提高板件局部剛度或連接強度[9]。

在Virtual.Lab聲學邊界元模塊中，用特征角的方法提取邊界元網格并劃分為9個板件，如圖6所示。

圖6 駕駛室聲腔板塊圖

在軟件中仍以轉移后的振動速度為邊界條件進行板件貢獻量的計算，獲得了2 Hz～200 Hz駕駛室板件對駕駛員左右耳處的聲壓貢獻貢獻系數Rc，圖7為35 Hz、60 Hz、112 Hz、142 Hz各個板件對左右耳處的聲壓貢獻系數Rc的柱狀圖。

3 駕駛室聲學特性評價

參考試驗模態與計算模態的對比分析以及聲學響應的計算結果，現在對該駕駛室的聲學特性作出如下評價：

（1）當激勵頻率與駕駛室固有頻率接近時，就會引起駕駛室板件的共振而產生輻射噪聲。通常情況下，由路面不平度引起的運動學激勵多在20 Hz以下，另外該沙灘清潔車選用的是Perkins直列四缸四沖程增壓發動機，不同轉速下激勵引起的爆發頻率用計算，發動機怠速速大致在800 r/min,相應的主激勵頻率為26.67 Hz、53.33 Hz，由模態分析的結果來看，駕駛室的低階模態頻率為33.5 Hz，明顯避開了外界對駕駛室的激勵頻率范圍，說明了駕駛室結構動態設計比較合理；

（2）參考工程車輛和汽車噪聲相關文獻[10，11]可知，裝有駕駛室的履帶式工程機械司機左右耳處噪聲Ⅰ階段不得超過95 dB，Ⅱ階段不超過92 dB，由圖4可知，駕駛員左右耳處的噪聲均符合Ⅰ階段的要求，但在112 Hz和142 Hz附近時，左耳的超過了Ⅱ階段的要求，需要對噪聲進行控制；

（3）由圖7（a）、(b)、（c）可知，右側圍、后圍、地板、前圍和儀表板位置在35 Hz、60 Hz和112 Hz處為中性貢獻區域，而圖7（c）、（d）則顯示在112 Hz和142 Hz時駕駛室頂蓋對場點聲壓的正貢獻較大，可以在設計時通過適當增加頂蓋的厚度或改進結構來改善；

（4）由圖7可知，142 Hz附近駕駛室左側圍的聲學貢獻也較大，此處正是駕駛室門體的安裝位置，安裝時盡量合理，避免不良震動。

圖7 駕駛員左右耳處聲壓貢獻系數柱狀圖

綜合以上分析可知：總體來說，該駕駛室的聲學設計滿足國標要求，設計是比較合理的。

4 駕駛室降噪分析

通過上述對面板貢獻量的分析發現了頂蓋和車門是對場點聲壓的影響較大的面板，其中車門的貢獻量在60 Hz和142 Hz處較大，但都小于頂蓋的貢獻量，由于仿真使用的是駕駛室白車身模型，考慮到車門加裝隔振膠塊材料和車門橡膠封條即可很好的改善此狀況，故在設計中不再對車門的結構做改進處理。車頂由薄板件組成，是主要的振動響應部位，原車的車頂由三根橫梁連接在駕駛室骨架上，可以將橫梁之間通過縱梁連接，更改前后的對比如下圖8所示。

圖8 駕駛室頂蓋添加縱梁前后的對比圖

在virtual.Lab聲學軟件中，在不改變諧激勵和邊界條件的前提下，對頂蓋添加縱梁的駕駛室做聲場分析，把得到到的駕駛員右耳處聲壓級曲線與改變前作對比，結果如圖9所示。

圖9 不同模型駕駛員右耳聲壓級曲線對比圖

由圖9可知，在對駕駛室頂蓋結構進行修改后，駕駛員右耳處的升壓值會有所下降，室內噪聲水平得到改善。由曲線圖可知在2 Hz～70 Hz范圍內，模型改進前后駕駛員右耳處的聲壓值變化不大，這是由于增加了車頂的結構剛度并不能有效的降低正貢獻的緣故，而在70 Hz～160 Hz范圍內，由于剛度的增加，負貢獻得到抑制，降噪范圍在2 dB～6 dB，同時也使部分聲壓峰值發生了轉移，但大體上走勢基本未發生變化，這說明了在頂蓋上添加縱梁能夠取得較好的降噪效果。

5 結語

利用有限元和聲學邊界元方法對設計中的履帶式沙灘清潔車駕駛室進行聲學響應計算，預測了2 Hz～200 Hz激勵頻率下的駕駛員左右耳處的噪聲水平，對聲學特性進行了評價。通過前面的分析，得出如下結論：

（1）建立了駕駛室白車身的有限元模型并進行了模態分析，結果與試驗模態對比表明，所建立的有限元模型較好地反映了原結構的振動特性，為后續聲場研究奠定了基礎；

（2）預測了駕駛員左右耳處的噪聲，從圖4可以看出，最高聲壓不超過95 dB，多在90 dB以下，符合國標，說明該駕駛室的動態聲學設計基本符合要求；

（3）在進行駕駛室內聲場分析的基礎上，對駕駛室做板件貢獻量分析，確定了頂蓋和車門是對車內噪聲影響較大的板件，并提出了改進建議；

（4）對頂蓋提出的改進建議作出了進一步的驗證，并獲得頂蓋改進后的駕駛員右耳處的聲壓級曲線，通過對比分析，驗證了改進建議的正確性。

本文通過上述的一系列分析步驟和方法，實現了在設計階段對駕駛室內的噪聲預測、聲學特性分析及評價，對提高工程車輛的開發效率和開發質量具有一定的參考價值。

[1]鄧兆祥，李昌敏，胡玉梅，等.轎車車內低頻噪聲預測與控制[J].重慶大學學報（自然科學版），2007，30（12）：6-11.

[2]曹友強，鄧兆祥，李昌敏，等.車內耦合聲場預測研究[J].汽車工程，2008，30（6）：483-487.

[3]鄧習樹，邵威，等.工程機械駕駛室內部噪聲預估分析[J].中國工程機械學報，2012，10（4）：458-462.

[4]Amiya R Mohanty,Barry D St Pierre,Suruli Narayanasami P.Structure-borne noise reduction in a truck cab interior using numerical techniques[J].Applied Acoustics, 2000,59(3):1-17.

[5]Kompella M S.Variation of structural-acoustic characteristics of automotive&vehicle[J].Noise Control Engineering Journal,1996,44(2):93-99.

[6]張平，雷雨成，高翔，等.轎車車身模態分析及結構優化設計[J].汽車技術，2006，(4)：5-9.

[7]丁渭平.車輛乘坐室聲學泄露分析的聲固耦合有限元模型[J].噪聲與振動控制，2002，（01）：6-8.

[8]李增剛，詹福良.Virtual.Lab Acoustics聲學仿真計算高級應用實例[M].北京：國防工業出版社，2008.

[9]韓旭.車輛系統振動傳遞路徑分析與結構聲輻射控制研究[D].2008：96.

[10]GB/l6710—2010土方機械噪聲限值[S].北京：中國標準出版社，2010.

[11]楊安杰.汽車噪聲標準與測試探討[J].噪聲與振動控制，2010（4）：110-114.

Analysis and Evaluation of Cab’s InteriorAcoustic Characteristics of Crawler Beach Cleaners

OUYANG Lian-ge,YI Bu-hui,GE Xiao-hong
(School of Mechanical andAutomotive Engineering,Xiamen University of Technology, Xiamen 361024,Fujian China)

The finite element model for a Crawler Beach Cleaner’s cab was established and a free modal analysis was made by means of OPTISTRUCT code.Mutual comparison of calculated modals and tested modals proved the accuracy of the finite element model.The modal superposition was done by means of LMS Virtual.Lab software and the frequency response of the cab was obtained.Then,the velocity of structure vibration was used as a boundary condition for cab interior acoustic simulation,and the sound pressure levels at the driver’s ears were obtained in the frequency range from 2 Hz to 200 Hz.Panel acoustic contribution analysis was applied to find the cab panels which make great contribution to the interior noise.Finally,according to the national standards,the acoustic field characteristic inside the cab was evaluated.The results show that the dynamic acoustic design of the cab is good.This work has provided a reference method for noise reduction design of engineering vehicles.

acoustics;boundary element method;panel contribution;crawler beach cleaner

TB132；O422.6

A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.023

1006-1355(2015)01-0114-05

2014－05－15

科技部港澳臺科技合作專項（2013DFT70040）；廈門市科技計劃項目（3502Z20137008）

歐陽聯格(1968－)，男，湖南婁底人，高級工程師，主要從事工程機械、專用汽車研究。E-mail:oylg@163.com

易步回（1989－），男，河南信陽人，碩士研究生，研究方向：汽車NVH。E-mail:ybhui180@163.com