民用客機后儲藏室壁板結構隔聲計算研究

徐俊偉，韓 峰，馮梓鑫，李晨曦，趙華勇，何立燕

( 上海飛機設計研究院 功能結構部絕熱隔聲室，上海201210)

近年來隨著我國民用航空事業的飛速發展，國產民用支線客機、單通道干線客機和雙通道寬體客機相繼亮相。隨著各類機型逐漸試飛和投入運營，工程技術人員發現客艙后部噪聲水平對客艙后部乘客和乘務員的乘坐舒適性有較大影響。因此，結合客機的結構布局，對客艙后部噪聲和發動機吊掛梁振動進行測量，明確了發動機N1（低壓）和N2（高壓）轉子引發的結構振動引起了客艙后部的結構噪聲，并且與吊掛前梁連接的加強框結構為主要噪聲輻射源。

客機吊掛前梁連接的加強框附近無特殊的隔聲處理，僅依靠后儲藏室內飾壁板對該加強框結構進行遮擋。因此該壁板隔聲性能的好壞將對客艙后部噪聲水平有重要影響。

本文采用聲學數值方法，通過結構有限元建模、聲學有限元建模，模擬混響室-消聲室方法計算后儲藏室壁板對不同頻率聲源的隔聲量，從而判定該壁板對發動機N1（低壓）和N2（高壓）轉子引起的結構振動噪聲是否有足夠的隔聲水平，并指導后續該機型的設計優化工作。

1 客艙后部結構布局及測試數據

客機客艙后部結構如圖1所示。圖1中噪聲測點位于客艙內，噪聲測點后側即為本論文中待計算的后儲藏室內飾壁板。后儲藏室壁板后側為機體結構加強框，該加強框與吊掛前梁直接連接。其中，后儲藏室壁板與加強框結構分別與機身結構連接，兩者之間存在間隙，無直接連接關系。飛行狀態下，發動機N1（低壓）和N2（高壓）轉子振動通過吊掛前梁傳遞至加強框，引起加強框的振動，從而引起結構的振動噪聲。與加強框緊鄰的后儲藏室壁板不僅需要起到飛機內飾的作用，還需要對加強框振動產生的噪聲起到隔聲作用，因此需要計算后儲藏室壁板對加強框結構振動噪聲的隔聲量。

圖1 客艙后部結構布局俯視圖

通過飛行測試，客機在高度35 000 英尺，空速0.78 馬赫巡航工況下，噪聲測點傳聲器測量得到的噪聲頻譜如圖2所示。

圖2 客艙后部噪聲頻譜

根據工程經驗，噪聲頻譜中94 Hz 和274 Hz 的噪聲峰值可能來自于發動機的N1（低壓）和N2（高壓）轉子振動引發的噪聲。為了進行驗證，對飛行狀態下吊掛與加強框位置的振動加速度進行了測量，測量得到的加速度頻譜如圖3所示。

圖3振動加速度頻譜中，X方向為飛機航向方向；Y方向為飛機翼展方向，即為側向；Z方向為重力方向，即垂直方向。

圖3 吊掛與加強框振動加速度頻譜

通過調取發動機的轉速數據，在巡航工況下發動機N1（低壓）轉子轉速為5 640 r/min，發動機N2（高壓）轉子轉速為16 440 r/min，對應了客艙后部94 Hz 和274 Hz 處的噪聲峰值，分別為81.62 dB(A)和82.24 dB(A)，同時對應了吊掛前梁與加強框結構振動加速度94 Hz 和274 Hz 的振動峰值。其中，對于加強框上的振動加速度，94 Hz和274 Hz頻率處Y向振動加速度幅值均為比X方向和Z方向大。94 Hz處，X、Y和Z方向振動加速度幅值分別為0.03 g、0.058 g 和0.03 g；274 Hz 處，X、Y和Z方向振動加速度幅值分別為0.107 g、0.413 g和0.185 g。

通過發動機轉速數據與振動加速度頻譜的對應關系，可以判定加強框結構上的振動主要來自于發動機N1（低壓）和N2（高壓）轉子。發動機工作時，N1（低壓）和N2（高壓）轉子振動通過吊掛前梁傳遞至加強框結構，引發加強框結構的振動，從而產生振動噪聲。此外，后儲藏室壁板作為緊鄰加強框結構的內飾板，是加強框結構振動噪聲向艙內輻射的重要傳遞路徑，因此其隔聲特性也對加強框壁板振動噪聲傳遞及客艙后部噪聲有重要影響。本論文中采用聲學有限元方法對該壁板的隔聲特性進行了定量的計算研究，說明了客艙后部存在94 Hz 和274 Hz噪聲峰值的主要原因。

2 混響室—消聲室隔聲量計算理論

混響室—消聲室法測試和計算試件隔聲量的基本方法如圖4所示。

圖4 混響室-消聲室法計算隔聲量原理

左側混響室發出一定強度的混響聲源，聲音通過中間試件傳播到右側消聲室，從混響室通過試件入射的聲功率計算公式為[1]

其中：It,1為入射聲強，S為試件面積，prms為混響室一側測量得到的聲壓均方根值，ρ0和c0分別為空氣介質的密度和聲速。

在右側消聲室可以計算得到通過試件的聲功率Wt=It,2S，因此可以得到試件的透射系數最終計算得到隔聲量為[4]

3 后儲藏室壁板分析模型

3.1 結構有限元模型

后儲藏室壁板結構如圖5所示，壁板邊緣和底部與機體結構固定連接。

圖5 后儲藏室壁板結構示意圖

后儲藏室壁板為夾層結構，兩側分別為兩層0.25 mm的玻璃纖維，中間為13.7 mm厚的芳綸紙基蜂窩材料，根據夾層結構特性建立的壁板結構有限元模型如圖6所示。

對于兩側玻璃纖維，定義為各向同性材料；對于中間芳綸紙基蜂窩材料，由于后儲藏室壁板在幾何尺度上屬于接近薄壁結構，因此在有限元計算中將其簡化為只有平面壓縮彈性模量的材料，兩種材料的力學參數如表1所示[2，5]。

表1 材料和模型參數

圖6 后儲藏室壁板截面結構有限元模型

3.2 聲學有限元模型

采用聲學軟件LMS Virtual.Lab 中聲學有限元計算方法，建立結構和聲學耦合的有限元模型，并對聲學有限元模型表面賦予AML 屬性，實現對混響室-消聲室法計算隔聲量的模擬模型[1]，如圖7所示。

圖7 結構和聲學耦合有限元模型

3.3 隔聲量計算結果

根據建立的計算模型，采用LMS Virtual.Lab中直接聲振耦合計算方法，計算20 Hz 至10 000 Hz 范圍內三分之一倍頻程隔聲量，計算得到的隔聲量曲線如圖8所示。

對應每個中心頻率的隔聲量數值如表2所示。

從隔聲量曲線圖8及表2中可以得出，對應后儲藏壁板隔聲量，20 Hz 至100 Hz 頻率范圍屬于勁度控制區，100 Hz 至250 Hz 頻率范圍屬于阻尼控制區，250 Hz至1 600 Hz頻率范圍屬于質量控制區，吻合頻率在2 500 Hz附近，屬于吻合效應區[3]。

將后儲藏室壁板隔聲量曲線與客艙后部噪聲頻譜和吊掛與加強框位置測量得到的振動加速度進行對比，可以得出如下結論：

圖8 后儲藏室壁板隔聲量曲線

表2 后儲藏室壁板隔聲量

(1)在飛機巡航階段，發動機N1（低壓）和N2（高壓）轉子分別產生94 Hz和274 Hz頻率的振動，該振動通過吊掛前梁傳遞到加強框結構，引起加強框的振動，并產生明顯的94 Hz和274 Hz噪聲；

(2) 加強框結構產生的94 Hz 和274 Hz 噪聲向客艙輻射，由于后儲藏室壁板在100 Hz附近剛好處于隔聲量最弱的第一共振頻率范圍，因此后儲藏室壁板對發動機N1（低壓）轉子引起的結構振動噪聲基本沒有隔聲能力；對于274 Hz 噪聲，由于后儲藏室壁板在該頻率范圍內隔聲量剛好處于阻尼控制區和質量控制區交替的范圍，隔聲量略好于94 Hz，但仍然處于較低水平，因此客艙內274 Hz噪聲也非常明顯；

(3) 對比吊掛前梁與加強框位置測量得到的振動加速度，雖然發動機N1（低壓）轉子振動加速度比發動機N2（高壓）轉子振動加速度小，但由于后儲藏室壁板對94 Hz 頻率噪聲的隔聲能力弱于274 Hz，導致客艙內對應發動機N1（低壓）轉子和N2（高壓）轉子引起的結構振動噪聲都非常明顯。

4 結語

本文通過分析吊掛梁與加強框結構的振動加速度和艙內噪聲信號頻譜，并結合機體結構形式，初步判定后儲藏室壁板結構隔聲能力較弱為客艙后部發動機振動噪聲的重要原因。然后，通過建立后儲藏室壁板結構有限元模型和聲學模型，計算得到后儲藏室壁板結構隔聲量，最終表明了該型客機后儲藏室壁板結構隔聲量不足是導致客艙后部94 Hz 和274 Hz 噪聲較大的重要因素，并通過分析得到如下結論：

(1)發動機工作時N1(低壓)和N2(高壓)轉子產生的振動通過吊掛前梁直接傳遞到加強框結構，引起加強框振動，產生與發動機N1(低壓)和N2(高壓)轉子同頻率的結構振動噪聲；

(2) 由于后儲藏室壁板對94 Hz 和274 Hz 噪聲的隔聲能力很弱，導致加強框結構振動產生的噪聲向艙內明顯傳遞，因此在艙內可測量得到94 Hz 和274 Hz噪聲峰值。

對于發動機振動引發的結構振動噪聲問題，后續可考慮采取如下措施對客艙后部進行降噪工作：

(1)對于隔聲能力較弱的后儲藏室壁板，根據質量定律，可采取面密度較大的蜂窩材料，并可考慮在壁板上鋪設橡膠化的隔音棉，以提高該壁板的隔聲能力；

(2)從引起結構振動噪聲的源頭出發，在后續優化中可考慮對發動機采取減振安裝設計，降低發動機N1(低壓)和N2(高壓)轉子振動向機體結構的傳遞，從而降低結構振動噪聲。