某拖拉機(jī)駕駛室聲學(xué)特性分析與改進(jìn)

李 貴,陳洪濤,孫黎明,王志鵬,鄭志昊

（拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，洛陽(yáng)拖拉機(jī)研究所有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039）

某拖拉機(jī)駕駛室聲學(xué)特性分析與改進(jìn)

李 貴,陳洪濤,孫黎明,王志鵬,鄭志昊

（拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，洛陽(yáng)拖拉機(jī)研究所有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039）

為了降低拖拉機(jī)駕駛室內(nèi)中高頻噪聲，建立基于統(tǒng)計(jì)能量分析（SEA）方法的駕駛室內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)模型。通過理論計(jì)算和試驗(yàn)方法確定模型的基本參數(shù)和激勵(lì)輸入，通過仿真與試驗(yàn)對(duì)比驗(yàn)證了SEA模型的準(zhǔn)確性。最后對(duì)駕駛室內(nèi)聲腔的功率輸入分析，得到對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)，據(jù)此提出有針對(duì)性的聲學(xué)包裝改進(jìn)方案，仿真結(jié)果表明該聲學(xué)包裝設(shè)計(jì)方案可以有效降低駕駛室內(nèi)中高頻噪聲，總聲壓級(jí)降低1.87 dB(A)，為拖拉機(jī)駕駛室內(nèi)噪聲控制及聲學(xué)包裝優(yōu)化提供有效依據(jù)。

聲學(xué)；拖拉機(jī)；駕駛室噪聲；統(tǒng)計(jì)能量分析；聲學(xué)包裝

駕駛室內(nèi)噪聲是影響駕駛員乘坐舒適性的一個(gè)重要指標(biāo)，降低駕駛室內(nèi)噪聲水平進(jìn)而改善駕駛室內(nèi)聲品質(zhì)也越來越被廠家所重視。對(duì)于駕駛室內(nèi)噪聲的研究，主要方法有有限元法（FEM）、邊界元法（BEM）以及統(tǒng)計(jì)能量分析方法（SEA）。有限元方法常用于200 Hz以下的低頻，邊界元方法拓寬了有限元法的頻率范圍，但對(duì)于大型模型也只適用于400 Hz以下的頻率范圍，而統(tǒng)計(jì)能量分析方法適用于400 Hz以上中高頻段噪聲分析。雖然SEA方法已在航空航天、汽車等領(lǐng)域廣泛應(yīng)用，但目前國(guó)內(nèi)針對(duì)拖拉機(jī)的中高頻噪聲的研究還比較欠缺。本文針對(duì)某拖拉機(jī)駕駛室內(nèi)噪聲，運(yùn)用B&K公司Pulse噪聲測(cè)量分析系統(tǒng)，對(duì)駕駛室內(nèi)聲場(chǎng)混響時(shí)間進(jìn)行了測(cè)量，以此為基礎(chǔ)確定了駕駛室內(nèi)聲場(chǎng)阻尼損耗因子，通過測(cè)量駕駛室前后懸置振動(dòng)加速度以及駕駛室各面板聲壓級(jí)確定了仿真需要輸入的振動(dòng)、噪聲激勵(lì)載荷，通過試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真計(jì)算的準(zhǔn)確性，通過仿真分析提出了有針對(duì)性的聲學(xué)包裝改進(jìn)方案。

1 拖拉機(jī)室內(nèi)噪聲的SEA方法

1.1 SEA方法的基本原理

統(tǒng)計(jì)能量分析方法之所以能高效求解高頻寬帶隨機(jī)激勵(lì)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)是因?yàn)樵摲椒▽?fù)雜的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)劃分為不同的子系統(tǒng)（模態(tài)群），即從空間平均的意義上求解子系統(tǒng)的響應(yīng)，而并不單獨(dú)精確計(jì)算每個(gè)模態(tài)的響應(yīng)[1]。通過功率流平衡方程求解結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)、結(jié)構(gòu)與聲腔各子系統(tǒng)間的能量流動(dòng)關(guān)系以及各子系統(tǒng)的能量，進(jìn)而得到各子系統(tǒng)的振動(dòng)或聲壓響應(yīng)。

1.2 拖拉機(jī)駕駛室SEA子系統(tǒng)劃分

基于拖拉機(jī)駕駛室的CAD模型，如圖1所示，利用聲學(xué)仿真軟件，通過創(chuàng)建節(jié)點(diǎn)的方式建立結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)。

圖1 駕駛室結(jié)構(gòu)示意圖

拖拉機(jī)駕駛室梁骨架為梁?jiǎn)卧酉到y(tǒng)，將地板、擋風(fēng)玻璃、車門玻璃等簡(jiǎn)化為平板或曲面板子系統(tǒng)，最終模型劃分為134個(gè)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)和3個(gè)聲腔子系統(tǒng)。

1.3 拖拉機(jī)駕駛室SEA參數(shù)確定

統(tǒng)計(jì)能量分析模型中需要的基本參數(shù)為模態(tài)密度、耦合損耗因子和內(nèi)損耗因子。

對(duì)于簡(jiǎn)單的板梁子系統(tǒng)以及子聲場(chǎng)系統(tǒng)的模態(tài)密度可以通過理論公式計(jì)算得到[2]。對(duì)于復(fù)雜結(jié)構(gòu)的模態(tài)密度主要有兩種方法：模態(tài)計(jì)數(shù)法和導(dǎo)納法。模態(tài)計(jì)數(shù)法及導(dǎo)納法可以通過有限元模態(tài)分析或模態(tài)試驗(yàn)測(cè)試得到[3]。

對(duì)于簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子可以通過理論經(jīng)驗(yàn)公式得到。對(duì)于復(fù)雜結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子可以通過試驗(yàn)測(cè)量得到[4]。

對(duì)于聲腔的內(nèi)損耗因子可以通過測(cè)試混響時(shí)間得到。混響時(shí)間是指聲腔內(nèi)聲能量級(jí)衰減60 dB所需要的時(shí)間，一般用T60來表示。工程上由于測(cè)量環(huán)境的本底噪聲往往較高、聲激勵(lì)條件有限，當(dāng)聲能量級(jí)不能衰減60 dB時(shí)，也會(huì)用衰減幅值為20 dB或30 dB的混響時(shí)間來表示，即T20或T30。采用B&K數(shù)采前端、中低頻體積聲源、體積聲源功放以及傳聲器來測(cè)試駕駛室內(nèi)的混響時(shí)間。

測(cè)試時(shí)在被測(cè)聲腔中安放體積聲源來對(duì)聲場(chǎng)施加聲激勵(lì)，在駕駛室內(nèi)均布若干傳聲器。體積速度聲源固定在方向盤中心，出口方向同方向盤立柱一致，如圖2所示。

圖2 駕駛室內(nèi)混響時(shí)間測(cè)試

通過測(cè)量多次，然后取平均值得到駕駛室內(nèi)混響時(shí)間T60，如圖3所示，再由下面的公式（1）計(jì)算得到駕駛室內(nèi)聲腔阻尼損耗因子

式中f為1/3倍頻程中心頻率

圖3 駕駛室平均混響時(shí)間

經(jīng)過計(jì)算得到駕駛室聲腔的內(nèi)損耗因子如圖4所示，其中2 0 Hz～160 Hz聲腔損耗因子計(jì)算時(shí)都取160 Hz的混響時(shí)間。

圖4 駕駛室聲腔內(nèi)損耗因子

耦合損耗因子是描述兩個(gè)子系統(tǒng)之間耦合作用大小的一種度量，在駕駛室統(tǒng)計(jì)能量分析模型中有點(diǎn)連接、結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)之間的線連接以及結(jié)構(gòu)與聲腔的面連接。耦合損耗因子可以通過理論公式計(jì)算得到[5]。

2 SEA激勵(lì)輸入測(cè)試與仿真分析

2.1 駕駛室懸置振動(dòng)激勵(lì)測(cè)試

試驗(yàn)在空曠的場(chǎng)地進(jìn)行，通過B&K數(shù)采前端采集駕駛室四個(gè)懸置上（車身側(cè)）三向振動(dòng)加速度信號(hào)，前后懸置測(cè)點(diǎn)位置如圖1所示。分別測(cè)試定置狀態(tài)下怠速和額定轉(zhuǎn)速下（2 200 r/min）的振動(dòng)加速度，然后通過后處理得到三分之一倍頻程的加速度頻譜。

圖5所示為額定轉(zhuǎn)速下右前懸置上的振動(dòng)加速度頻譜，其中X向是指拖拉機(jī)前后方向，Y向是拖拉機(jī)左右方向，Z向是垂向。限于篇幅，其它懸置點(diǎn)不再列出。

圖5 駕駛室右前懸置上振動(dòng)加速度

2.2 駕駛室壁板聲載荷激勵(lì)測(cè)試

測(cè)量振動(dòng)激勵(lì)信號(hào)的同時(shí)對(duì)各個(gè)壁板子系統(tǒng)（如門玻璃、前檔玻璃、上頂板等）的聲載荷激勵(lì)進(jìn)行測(cè)量，用B&K2250E手持式精密聲級(jí)計(jì)對(duì)各個(gè)面測(cè)量多點(diǎn)，然后取平均值作為該面的聲激勵(lì)載荷。圖6為距離前擋玻璃15 cm處噪聲聲壓級(jí)值。

圖6 駕駛室前擋玻璃處噪聲聲壓級(jí)

2.3 駕駛室內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)與試驗(yàn)驗(yàn)證

將試驗(yàn)和理論計(jì)算的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子以及振動(dòng)激勵(lì)和聲載荷激勵(lì)施加到拖拉機(jī)駕駛室SEA模型上，并按照實(shí)際情況對(duì)模型進(jìn)行聲學(xué)包裝處理。圖7和圖8分別是怠速和額定轉(zhuǎn)速下仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比。

從圖7和圖8可以看出，在400 Hz以下頻段內(nèi)，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果誤差離散度較大，在400 Hz以上中高頻段內(nèi)仿真與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好，誤差一般在3 dB(A)以內(nèi)。在怠速綜合聲壓級(jí)預(yù)測(cè)值比測(cè)試值大0.62 dB(A)，在額定轉(zhuǎn)速綜合聲壓級(jí)預(yù)測(cè)值比測(cè)試值大0.85 dB(A)。說明SEA方法對(duì)車內(nèi)中高頻噪聲預(yù)測(cè)是準(zhǔn)確的，滿足工程應(yīng)用要求，在此基礎(chǔ)上可以開展相關(guān)優(yōu)化分析。

圖7 怠速駕駛室噪聲仿真計(jì)算與試驗(yàn)對(duì)比

圖8 額定轉(zhuǎn)速駕駛室噪聲仿真計(jì)算與試驗(yàn)對(duì)比

3 聲學(xué)包裝改進(jìn)措施仿真分析

3.1 駕駛室內(nèi)聲腔功率輸入分析

通過對(duì)駕駛室統(tǒng)計(jì)能量分析模型中各壁板子系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)聲腔的功率輸入分析，可以發(fā)現(xiàn)對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)，如圖9所示。從圖中可以看出，對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的板件子系統(tǒng)為：前擋玻璃和前、后地板。

圖9 板件對(duì)聲腔的輸入功率

3.2 聲學(xué)包裝改進(jìn)

原駕駛室前地板鋪設(shè)有吸聲材料為PE泡沫，隔聲材料為硬質(zhì)橡膠，后地板鋪設(shè)有PVC塑料，考慮到成本、布置空間和重量的限制比較了幾種不同的地板聲學(xué)包裝方案，如表1所示。

表1 地板聲學(xué)包裝方案

圖10是幾種聲學(xué)包裝方案預(yù)測(cè)結(jié)果比較，從圖中可以看出，增加吸聲材料厚度對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲降低效果有限，前后地板都鋪設(shè)吸聲材料效果較好，方案3、方案4與原地板內(nèi)飾相比，駕駛室內(nèi)總聲壓級(jí)分別降低了0.71 dB(A)和0.74 dB(A)。

圖10 地板聲學(xué)包裝方案比較

由聲腔功率輸入分析可知，前檔玻璃對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大，所以對(duì)前檔玻璃設(shè)計(jì)了幾種優(yōu)化方案，如圖11所示。其中，中空玻璃空氣層厚度為10 mm，夾層玻璃阻尼厚度為3 mm，加厚玻璃為9 mm。

圖11 前檔玻璃聲學(xué)控制措施比較

通過比較可以看出降噪效果最好的是夾層阻尼玻璃，駕駛室內(nèi)總聲壓級(jí)降低了為0.98 dB(A)。中空玻璃雖然在2 000 Hz以后相比原玻璃有降噪效果，但在315 Hz～1 250 Hz頻段內(nèi)都比原玻璃聲壓級(jí)高，主要原因是中空玻璃和中間空氣層彈簧振子系統(tǒng)共振導(dǎo)致。加厚原玻璃方案導(dǎo)致玻璃子系統(tǒng)臨界吻合頻率降低，降噪效果不明顯。

綜合地板方案3和前檔玻璃夾層阻尼兩種改進(jìn)措施可以有效降低駕駛室內(nèi)噪聲水平，總聲壓級(jí)降低1.87 dB(A)，如圖12所示。

圖12 綜合改進(jìn)前后對(duì)比

5 結(jié)語

(1)建立了拖拉機(jī)駕駛室內(nèi)聲場(chǎng)統(tǒng)計(jì)能量分析模型，通過試驗(yàn)測(cè)試和理論計(jì)算的方法確定了SEA模型的主要參數(shù)和激勵(lì)輸入。

(2)在400 Hz～5 000 Hz的中高頻段1/3倍頻程仿真計(jì)算值和測(cè)試值相差在3 dB(A)以內(nèi)，20 Hz～5 000 Hz頻段總聲壓級(jí)相差在1 dB(A)以內(nèi)，驗(yàn)證了該仿真模型在中高頻噪聲預(yù)測(cè)方面的準(zhǔn)確性和有效性。

(3)在對(duì)聲腔輸入功率分析的基礎(chǔ)上，得出了主要能量傳遞路徑，有針對(duì)性地提出了優(yōu)化改進(jìn)方案，對(duì)拖拉機(jī)駕駛室內(nèi)噪聲控制具有重要的指導(dǎo)意義。

[1]姚德源，王其政.統(tǒng)計(jì)能量分析原理及其應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，1995.

[2]LYON R H.Statistical energy analysis of dynamical systems:Theory and application[M].MIT Press,1975.

[3]陳書明.轎車中高頻噪聲預(yù)測(cè)與控制方法研究[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2011.

[4]宋繼強(qiáng).商用車駕駛室內(nèi)中高頻噪聲的分析預(yù)測(cè)與控制[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2010.

[5]車勇，劉浩，郭順生，等.基于SEA模型的純電動(dòng)汽車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)[J]. 武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2013，35（5）：628-630.

Analysis and Improvement forAcoustic Performance of a Tractor Cab

LI Gui,CHE Hong-tao,SUN Li-ming,WANG Zhi-peng,ZHENG Zhi-hao
（State Key Laboratory of Power System of Tractor,Luoyang Tractor Research Institute Co.Ltd.,Luoyang 471039,Henan China）

A prediction model for tractor cabs is established based on statistical energy analysis(SEA)method to study the reduction of the interior noise of the cabs in the middle and high frequency range.The basic parameters,such as modal density,damping loss factor and coupling loss factor are calculated.The input of the vibration and noise excitation is measured.The validity of the SEA model is verified by comparing the test results with the simulation data.The subsystems which have main contributions to the cab noise are obtained by analyzing the power input of the inner cavity.Based on this,the improvement strategy of sound package is proposed.The simulation optimal results show that the medium-and-high frequency noise of the tractor cab is reduced effectively by using the sound package strategy.The paper provides the effective reference for noise control and sound package optimization of the tractor cabs.

acoustics;tractor;cab interior noise;statistical energy analysis(SEA);acoustic package

TB535；U112.5

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.05.028

1006-1355(2017)05-0132-04

2017-03-15

李貴（1980－），男，河南省安陽(yáng)市人，碩士，工程師，研究方向?yàn)橥侠瓩C(jī)振動(dòng)噪聲控制。

E-mail:li_gui520@163.com