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(yè)之間競爭的焦點。重型卡車振動噪聲源主要包括發(fā)動機激勵、進(jìn)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(biāo)，車輛怠速時，車內(nèi)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(shù)手段包括CAE 仿真分析結(jié)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(jìn)行識別，獲取怠速噪聲峰值頻率，并通過模態(tài)參與因子計算識別出噪聲峰值頻率對應(yīng)的模態(tài)階次，其次，通過模態(tài)應(yīng)變能分析計算各主要模態(tài)階次疊加綜合應(yīng)變能，獲取對應(yīng)的車身薄弱區(qū)域；最后，采用局部結(jié)構(gòu)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(nèi)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(nèi)噪聲偏高。為降低車內(nèi)噪聲聲壓級，本文應(yīng)用LMS噪聲采集設(shè)備，在怠速工況下進(jìn)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(jié)合發(fā)動機轉(zhuǎn)速信息，定置怠速工況，發(fā)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(xué)分析有限元建模，主要包括駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型、駕駛室內(nèi)部聲腔聲學(xué)有限元模型，駕駛室聲-振耦合有限元模型需要聯(lián)立上述兩個模型，以獲取駕駛室結(jié)構(gòu)節(jié)點振動對應(yīng)的聲腔節(jié)點聲壓[8-9]。

駕駛室內(nèi)部聲腔聲學(xué)有限元方程可表示為

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

駕駛室結(jié)構(gòu)有限元方程可表示為

式(2)中：Ms、Cs和Ks分別代表駕駛室結(jié)構(gòu)的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣，F(xiàn)s代表駕駛室結(jié)構(gòu)受到的外部載荷向量；

駕駛室聲-振耦合系統(tǒng)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(jié)構(gòu)很復(fù)雜，需要對原白車身結(jié)構(gòu)作適當(dāng)?shù)暮喕x取殼單元對數(shù)模進(jìn)行離散化。首先，建立包含車窗玻璃、座椅和儀表盤的Trimbody 結(jié)構(gòu)有限元模型；其次，建立駕駛室內(nèi)部聲腔有限元模型，通過包絡(luò)面建立起駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型與內(nèi)部聲腔有限元模型之間的耦合關(guān)系[10]，建立的駕駛室聲學(xué)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(nèi)噪聲計算

怠速工況下，車身板件在外載荷的激勵下產(chǎn)生振動并向車內(nèi)輻射噪聲。由于該駕駛室是非承載式車身，路面及發(fā)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(cè)的三向加速度信號，并作為載荷激勵添加到駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型上。其中，左后懸置被動側(cè)加速度測點布置如圖3所示。對應(yīng)測試得到的加速度數(shù)據(jù)如圖4所示。

圖3 左后懸置被動側(cè)加速度測點

圖4 左后懸置被動側(cè)加速度數(shù)據(jù)

由于怠速噪聲峰值頻率集中在200 Hz 以下，本文聲學(xué)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(shù)據(jù)與試驗測試結(jié)果的對比如圖5所示。得到的計算聲壓數(shù)據(jù)與試驗值具有較好的一致性，可以用于下一步的聲學(xué)仿真分析。

圖5 駕駛室噪聲預(yù)測

2.3 駕駛室模態(tài)參與因子計算

駕駛室模態(tài)參與因子指每1階駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)對聲-振耦合系統(tǒng)計算聲壓值的參與量，可用于識別駕駛室聲-振耦合系統(tǒng)聲學(xué)響應(yīng)最敏感的結(jié)構(gòu)模態(tài)。在獲得駕駛室結(jié)構(gòu)節(jié)點振動以及聲腔節(jié)點聲壓的基礎(chǔ)上，可表示為駕駛室模態(tài)參與因子的函數(shù)，如：

式(4)中：Φs和Φa分別駕駛室的結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲腔模態(tài)，ξs和ξa代表對應(yīng)的模態(tài)參與因子。

應(yīng)用Virtual.lab軟件計算駕駛室內(nèi)怠速噪聲峰值頻率32 Hz、64 Hz、96 Hz處的結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子，如圖6所示。聲壓峰值頻率32 Hz 處的主要模態(tài)參與因子集中在第7階模態(tài)，64 Hz處的主要模態(tài)參與因子集中在第54、55、57 階模態(tài)，96 Hz 處的主要模態(tài)參與因子集中在第115、121、122階模態(tài)。

2.4 駕駛室模態(tài)應(yīng)變能分析

在駕駛室聲-振耦合有限元計算時，第i階模態(tài)的第j個單元的模態(tài)應(yīng)變能為

式(5)中：Φi為第i階模態(tài)振型向量；Kj為第j單元的剛度；

對單元的前N階模態(tài)應(yīng)變能進(jìn)行疊加，便可得到單元的綜合模態(tài)應(yīng)變能為

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

圖6 模態(tài)參與因子

圖7 模態(tài)應(yīng)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(jié)構(gòu)強度，對應(yīng)64 Hz以及96 Hz對應(yīng)的應(yīng)變能集中區(qū)域，采用鋪設(shè)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(xué)有限元法，計算怠速噪聲控制方案實施效果。采取結(jié)構(gòu)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(yīng)用LMS 噪聲采集設(shè)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(yīng)用怠速控制方案，耳旁聲壓級降低了3.2 dB，可見已達(dá)到了良好的降噪效果，同時也證明了模態(tài)參與因子結(jié)合模態(tài)應(yīng)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(jìn)前后駕駛員耳旁聲壓頻譜

4 結(jié)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(yīng)的結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子。

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

(3)采用結(jié)構(gòu)加強及鋪設(shè)阻尼材料的方式，對模態(tài)應(yīng)變能集中區(qū)域進(jìn)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。