重型卡車駕駛室怠速噪聲分析及控制

王 歡，莊 超,2，蘇俊收,2

(1.江蘇徐工工程機械研究院有限公司，江蘇 徐州221004；2.高端工程機械智能制造國家重點實驗室，江蘇 徐州221004)

隨著重型卡車市場競爭日趨激烈，NVH性能逐漸成為商用車企業之間競爭的焦點。重型卡車振動噪聲源主要包括發動機激勵、進排氣噪聲、路面激勵、傳動軸系激勵，常用行駛工況包括怠速工況、勻速工況以及急加速工況[1-3]，怠速噪聲是評價重卡NVH 性能的一項重要指標，車輛怠速時，車內噪聲直接影響駕乘人員乘坐舒適性[4-5]。

對于卡車怠速噪聲控制，常用的技術手段包括CAE 仿真分析結合試驗測試的方法[6-7]。本文首先采用試驗測試的方法對某重卡怠速噪聲問題進行識別，獲取怠速噪聲峰值頻率，并通過模態參與因子計算識別出噪聲峰值頻率對應的模態階次，其次，通過模態應變能分析計算各主要模態階次疊加綜合應變能，獲取對應的車身薄弱區域；最后，采用局部結構加強以及阻尼材料布置方案，來提升整車怠速時的NVH性能。

1 怠速車內噪聲問題簡述

某重型卡車怠速工況下，主觀感受和客觀測量得出車內噪聲偏高。為降低車內噪聲聲壓級，本文應用LMS噪聲采集設備，在怠速工況下進行噪聲測試，獲取駕駛員耳旁噪聲頻譜。

由頻譜曲線得出，在32 Hz、64 Hz和96 Hz頻率處，均存在噪聲峰值。結合發動機轉速信息，定置怠速工況，發動機點火頻率為32 Hz，駕駛員耳旁噪聲峰值集中在32 Hz的倍頻。駕駛員耳旁噪聲主要來源為32 Hz頻率噪聲，96 Hz、64 Hz頻率次之，如圖1所示。

圖1 怠速工況駕駛員耳旁聲壓頻譜

2 有限元建模及分析

2.1 駕駛室聲-振耦合有限元模型建立

重卡駕駛室聲學分析有限元建模，主要包括駕駛室結構有限元模型、駕駛室內部聲腔聲學有限元模型，駕駛室聲-振耦合有限元模型需要聯立上述兩個模型，以獲取駕駛室結構節點振動對應的聲腔節點聲壓[8-9]。

駕駛室內部聲腔聲學有限元方程可表示為

式(1)中：Ma、Ca和Ka分別代表駕駛室內部聲腔的質量、阻尼和剛度矩陣，A是駕駛室結構和內部聲腔的耦合矩陣，pa是節點聲壓向量，u是節點位移向量，ρ是空氣密度；

駕駛室結構有限元方程可表示為

式(2)中：Ms、Cs和Ks分別代表駕駛室結構的質量、阻尼和剛度矩陣，Fs代表駕駛室結構受到的外部載荷向量；

駕駛室聲-振耦合系統有限元方程為

本文采用Virtual.lab軟件建立駕駛室聲-振耦合有限元模型，由于駕駛室沖壓件結構很復雜，需要對原白車身結構作適當的簡化，選取殼單元對數模進行離散化。首先，建立包含車窗玻璃、座椅和儀表盤的Trimbody 結構有限元模型；其次，建立駕駛室內部聲腔有限元模型，通過包絡面建立起駕駛室結構有限元模型與內部聲腔有限元模型之間的耦合關系[10]，建立的駕駛室聲學分析有限元模型如圖2所示。

圖2 駕駛室聲-振耦合模型

2.2 怠速工況駕駛室室內噪聲計算

怠速工況下，車身板件在外載荷的激勵下產生振動并向車內輻射噪聲。由于該駕駛室是非承載式車身，路面及發動機振動激勵通過四個懸置點傳遞到駕駛室，通過試驗測試駕駛室四個懸置點被動側的三向加速度信號，并作為載荷激勵添加到駕駛室結構有限元模型上。其中，左后懸置被動側加速度測點布置如圖3所示。對應測試得到的加速度數據如圖4所示。

圖3 左后懸置被動側加速度測點

圖4 左后懸置被動側加速度數據

由于怠速噪聲峰值頻率集中在200 Hz 以下，本文聲學計算分析頻率范圍取20 Hz～200 Hz，分辨率1 Hz。計算得到的司機位置噪聲數據與試驗測試結果的對比如圖5所示。得到的計算聲壓數據與試驗值具有較好的一致性，可以用于下一步的聲學仿真分析。

圖5 駕駛室噪聲預測

2.3 駕駛室模態參與因子計算

駕駛室模態參與因子指每1階駕駛室結構模態對聲-振耦合系統計算聲壓值的參與量，可用于識別駕駛室聲-振耦合系統聲學響應最敏感的結構模態。在獲得駕駛室結構節點振動以及聲腔節點聲壓的基礎上，可表示為駕駛室模態參與因子的函數，如：

式(4)中：Φs和Φa分別駕駛室的結構模態和聲腔模態，ξs和ξa代表對應的模態參與因子。

應用Virtual.lab軟件計算駕駛室內怠速噪聲峰值頻率32 Hz、64 Hz、96 Hz處的結構模態參與因子，如圖6所示。聲壓峰值頻率32 Hz 處的主要模態參與因子集中在第7階模態，64 Hz處的主要模態參與因子集中在第54、55、57 階模態，96 Hz 處的主要模態參與因子集中在第115、121、122階模態。

2.4 駕駛室模態應變能分析

在駕駛室聲-振耦合有限元計算時，第i階模態的第j個單元的模態應變能為

式(5)中：Φi為第i階模態振型向量；Kj為第j單元的剛度；

對單元的前N階模態應變能進行疊加，便可得到單元的綜合模態應變能為

計算得到各模態階次疊加綜合應變能如圖7所示。32 Hz 對應的模態應變能集中區域在駕駛室頂棚位置；疊加第54、55、57階模態應變能，得到64 Hz峰值頻率點對應模態應變能集中區域為駕駛室后圍右側位置；96 Hz處的主要模態參與因子集中在115、121、122階，對應模態應變能集中區域為駕駛室底部位置，以上區域作為駕駛室怠速噪聲控制的對象。

圖6 模態參與因子

圖7 模態應變能分布云圖

3 方案制定及驗證

針對駕駛室頂棚位置，采用增加頂部加強筋方式提升結構強度，對應64 Hz以及96 Hz對應的應變能集中區域，采用鋪設自由阻尼層的減振處理方式，如圖8所示。圖中黑色單元表示阻尼材料的位置，阻尼材料的彈性模量取為1.62 GPa，泊松比為0.49，密度為1 800 kg/m3。

首先，通過耦合聲學有限元法，計算怠速噪聲控制方案實施效果。采取結構局部加強以及阻尼布置方案后，32 Hz 處聲壓峰值衰減了5.2 dB，64 Hz 與96 Hz 處聲壓峰值分別衰減了2.2 dB、3.5 dB。怠速控制方案在峰值頻率點處噪聲衰減明顯。

其次，應用LMS 噪聲采集設備，測試并驗證怠速噪聲控制方案實施效果，如圖9所示。通過試驗測試，應用怠速控制方案，耳旁聲壓級降低了3.2 dB，可見已達到了良好的降噪效果，同時也證明了模態參與因子結合模態應變能分析的有效性。

圖8 駕駛室怠速噪聲控制方案

圖9 改進前后駕駛員耳旁聲壓頻譜

4 結語

(1)針對32 Hz及其倍頻的重卡駕駛室怠速噪聲問題，本文建立駕駛室聲-固耦合有限元計算模型，獲取了各峰值頻率對應的結構模態參與因子。

(2)通過疊加各階模態應變能，得到了各峰值頻率點對應的模態應變能集中區域，為怠速噪聲控制方案的制定，指明了方向。

(3)采用結構加強及鋪設阻尼材料的方式，對模態應變能集中區域進行處理，通過有限元方法及試驗測試，取得了良好的降噪效果。