基于輕量化設計的挖掘機駕駛室噪聲分析

崔世海，刁 碩，李海巖，賀麗娟，王彥鑫

（1.天津科技大學機械工程學院，天津 300222；2.天津科技大學現(xiàn)代汽車安全技術天津市國際聯(lián)合研究中心，天津 300222）

工程車輛駕駛室的振動與噪聲問題直接影響到使用者的乘坐舒適性、身心健康和工作效率，因此，購買者對工程車輛噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise，Vibration，Harshness，NVH）性能越來越重視［1］，近年來，借鑒汽車NVH 問題中的解決辦法［1-2］，工程技術人員開始對工程車輛駕駛室的振動與噪聲問題進行研究。目前，國內(nèi)外學者大多基于振聲傳遞函數(shù)進行車輛駕駛室NVH 優(yōu)化。呂彩琴等［3］通過對整車聲固耦合有限元模型進行噪聲傳遞函數(shù)分析，結合裝備車身模態(tài)分析，給出了對噪聲傳遞貢獻量比較大的車身部件，并對這些車身部件進行優(yōu)化，使得車內(nèi)聲壓值有明顯降低。米永振等［4］通過對與挖掘機駕駛室相連的上車架進行模態(tài)分析和結構改進，有效降低駕駛室的結構振動以及駕駛員的耳旁噪聲。周鋐等［5］通過對傳遞路徑的分析，并綜合實車怠速工況下懸置點振動響應特性以及車內(nèi)聲壓峰值位置的面板貢獻分析結果，找出了怠速工況下車內(nèi)噪聲主要的聲貢獻板件位置。夏洪兵等［6］通過板件貢獻量與仿真ODS 法確定了振動較大的板件與傳遞路徑，并結合TB 模態(tài)與聲腔模態(tài)對駕駛員右耳處的振聲傳遞函數(shù)（NTF）曲線進行優(yōu)化。劉志恩等［7］通過模態(tài)聲學貢獻度計算，確定危險工況下噪聲貢獻量較大的模態(tài)階數(shù)，參照模態(tài)振型確定駕駛室振動變形最大的車身板件，并對該板件進行形貌優(yōu)化處理，提高其1階固有頻率，進而降低駕駛室內(nèi)噪聲。

針對工程車輛，無論是發(fā)動機的輻射噪聲還是關門后室內(nèi)聲腔壓迫導致的關門耳壓，都會影響駕駛員右耳處的聲壓，降低駕駛員乘坐舒適度，因此，優(yōu)化工程車輛駕駛室的NVH 性能具有重要意義。本研究在對駕駛室輕量化的基礎上，針對某挖掘機駕駛室，進一步采用聲聲傳遞函數(shù)對聲學激勵下駕駛員右耳處的聲壓進行了分析。

1 駕駛室輕量化設計

1.1 駕駛室結構與聲腔有限元模型建模

針對某挖掘機駕駛室的幾何數(shù)模，采用HyperMesh軟件對駕駛室結構進行了有限元建模，模型如圖1所示。

圖1 駕駛室結構有限元模型Fig.1 Finite element model of cab structure

整個駕駛室模型由A 柱、車門、車頂蓋、車窗玻璃等構成，網(wǎng)格大小為8 mm，單元數(shù)為357 695，質(zhì)量為365.8 kg，其中螺栓采用rbe2 模擬，焊縫采用seam模擬，焊點采用acm模擬，黏膠采用adhesives。整個有限元模型的材料性能參數(shù)如表1 所示。

表1 材料性能參數(shù)Tab.1 Material performance parameter

由于要采用聲聲傳遞函數(shù)進行NVH 分析，為提高仿真精度，進行網(wǎng)格劃分時綜合考慮到了座椅聲腔的影響，最終建立的帶座椅的封閉駕駛室聲腔有限元模型如圖2所示。

圖2 駕駛室聲腔有限元模型Fig.2 Finite element model of cab cavity

因為座椅內(nèi)部為松散的海綿等材料，所以座椅內(nèi)部充滿了大量的空氣，故采用OptiStruct 進行分析時將座椅內(nèi)聲腔材料定義為流體材料MAT10，但密度比空氣略大，即駕駛室內(nèi)聲腔的密度為1.2×10-12t/mm3，座椅聲腔的密度為1.2×10-11t/mm3。

1.2 駕駛室結構第1階自由模態(tài)分析

駕駛室的第1 階自由模態(tài)對駕駛室的NVH 性能具有重要影響。駕駛室結構的第1階模態(tài)及振型如圖3所示，其模態(tài)頻率為18.6 Hz，振動位移最大的部件為駕駛室左側車門。結構的第1階模態(tài)頻率越低，就更加容易被外界激勵起來，并且現(xiàn)實世界中的激勵大多數(shù)也都是低頻激勵，因此，提升駕駛室的第1階模態(tài)頻率就顯得格外重要。結構的固有頻率受到質(zhì)量與剛度的影響，而阻尼對固有頻率的影響非常有限。駕駛室質(zhì)量變小，結構的固有頻率必然增大，剛度增大，結構的固有頻率必然增大，但駕駛室的輕量化和剛度增加往往相互矛盾。

圖3 駕駛室第1階自由模態(tài)及振型Fig.3 First free mode and vibration type of cab

1.3 駕駛室輕量化設計

本研究重點關注提高駕駛室結構第1 階自由模態(tài)頻率數(shù)值（即提高車身剛度）的同時進行駕駛室結構的輕量化設計，以駕駛室板件厚度為設計變量，對駕駛室結構質(zhì)量進行優(yōu)化設計。

采用尺寸優(yōu)化設計方案，因為駕駛室結構件數(shù)量相對較少，本研究將駕駛室車門、側圍板、A 柱、頂蓋、加強筋以及車窗等29 個結構件的厚度全部設定為優(yōu)化設計的變量，將其上、下限設定為0.2～8.0 mm，將駕駛室結構第1 階自由模態(tài)由18.6 Hz提升至21.0 Hz 設定為約束條件，將駕駛室結構總質(zhì)量最小作為優(yōu)化設計的目標。

求解采用Optistruct 軟件完成，最大優(yōu)化迭代次數(shù)100次。經(jīng)過求解，在迭代步為59步時得到最優(yōu)解，同時提取了迭代過程中質(zhì)量有下降、模態(tài)有提升的2 個迭代步（第26 步和第48 步）的結果進行了對比，優(yōu)化設計計算結果如表2 所示。可見，經(jīng)過優(yōu)化設計后駕駛室質(zhì)量從336.8 kg 降到了279.7 kg，降低了57.1 kg，駕駛室結構第1階結構自由模態(tài)頻率從18.6 Hz 提升到21.0 Hz，提升了2.4 Hz。優(yōu)化效果明顯，既提升了低階固有頻率，也實現(xiàn)了輕量化設計。

表2 駕駛室結構輕量化優(yōu)化設計結果Tab.2 Optimization design results of lightweight cab structure

2 基于聲聲傳遞函數(shù)的駕駛員右耳聲壓分析

駕駛員右耳處聲壓值的大小嚴重影響著駕駛員的身心健康，目前企業(yè)大多采用NTF 分析法探究板件振動對駕駛員右耳處聲壓的影響［8-9］，然而關于駕駛室內(nèi)聲學激勵源對駕駛員右耳處聲壓影響的研究相對較少，本研究探究了駕駛室第1 階結構模態(tài)頻率與質(zhì)量的優(yōu)化設計對聲學激勵下駕駛員右耳處的聲壓級值的影響。

2.1 駕駛室聲腔模態(tài)分析

如果頻率響應函數(shù)是基于體積聲源與聲壓傳感器測量得到，那么得到的模態(tài)即為聲腔模態(tài)，獲得的頻率響應函數(shù)在傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）中稱為聲聲傳遞函數(shù)P/P。

文獻［10］中指出在噪聲傳遞函數(shù)計算前聲腔模態(tài)振型應滿足長方體的聲壓分布，同時聲學空腔模態(tài)頻率第1 階的頻率范圍段需在60～100 Hz 內(nèi)，僅僅這樣的聲腔模態(tài)振型和頻率才能用于后續(xù)的聲聲傳遞函數(shù)分析。利用圖2 所示的聲腔有限元模型進行分析，得到的駕駛室聲腔模態(tài)及振型如圖4所示。

由圖4 可知，帶座椅聲腔的聲腔模態(tài)呈現(xiàn)出不同的模態(tài)振型，并且是對稱的，聲腔模態(tài)振型基本滿足長方體的聲壓分布情況，同時該聲腔第1 階模態(tài)頻率為99 Hz，在聲學空腔模態(tài)頻率第1 階的頻率范圍段60～100 Hz內(nèi)，即聲腔模態(tài)的振型和頻率滿足后續(xù)的聲聲傳遞函數(shù)分析要求。

圖4 駕駛室聲腔模態(tài)及振型Fig.4 Mode and vibration type of cab acoustic cavity

2.2 聲聲傳遞函數(shù)研究

考慮聲固耦合的影響，采用OptiStruct 模塊的聲聲傳遞函數(shù)從聲學激勵的角度來探究駕駛員右耳處聲壓。其中激勵點為空調(diào)出風口處的體積聲源單位激勵，響應點選取在駕駛員右耳處，如圖5所示。

圖5 激勵點與響應點位置設定Fig.5 Excitation point and response point position setting

對表2 中原始、迭代第26 步、迭代第48 步和最優(yōu)解迭代第59步時的4組駕駛室結構厚度分別進行聲聲傳遞函數(shù)計算。由于本次聲聲傳遞函數(shù)分析（P/P）僅關注低頻200 Hz 以內(nèi)的噪聲響應結果，根據(jù)模態(tài)相關理論，所有振型按特定比例疊加起來后的響應會因為模態(tài)截止頻率偏低進而導致提取時缺失高階模態(tài)結果，故提取模態(tài)頻率應高于求解頻率的1.5倍以上才能既保證計算精度又能兼顧求解時長，故本仿真設置模態(tài)提取頻率范圍為20～300 Hz。

結構阻尼采用經(jīng)驗值0.04［6］，流體阻尼采用0.16［11］，本文模擬的是體積聲源激勵，設置空氣體積彈性模量B=0.14。

為了便于比較，仿真計算結果得到的是駕駛員右耳處的聲壓值。聲聲傳遞函數(shù)曲線一般采用聲壓級分貝（dB）來表示，4 種方案的聲聲傳遞函數(shù)曲線如圖6所示，其平均聲壓級計算結果如表3所示。

圖6 4組駕駛室結構厚度方案的聲聲傳遞函數(shù)曲線Fig.6 Acoustic transfer function curves of four groups of cab structural thickness schemes

表3 4組駕駛室結構厚度方案的聲聲傳遞函數(shù)結果Tab.3 Results of acoustic transfer function for four groups of cab structural thickness schemes

2.3 聲聲傳遞函數(shù)結果分析

表3 中駕駛員右耳處的噪聲聲壓級結果是對圖6曲線數(shù)據(jù)提取了平均值，由圖6可知，最優(yōu)解迭代第59 步對應的尺寸優(yōu)化結果下的噪聲明顯下降。由表3 結果可知，與原始結果對比，迭代過程中迭代第26步駕駛室結構的第1階固有頻率提高，駕駛室質(zhì)量在減小，并且駕駛員右耳處的噪聲也下降了0.2 dB。在繼續(xù)提高駕駛室結構的第1階階固有頻率至目標要求的21 Hz 時，駕駛室質(zhì)量在繼續(xù)減小，并且駕駛員右耳處噪聲相比原始下降了0.5 dB。由表3可知，在頻率達到設定目標后，繼續(xù)優(yōu)化設計駕駛室結構尺寸，在最優(yōu)解下駕駛室結構質(zhì)量繼續(xù)減小，并且駕駛員右耳處噪聲相比原始降低了1.6 dB，說明在低階固有頻率提升到一定數(shù)值后，繼續(xù)優(yōu)化駕駛室質(zhì)量，仍可降低駕駛員右耳處的噪聲。尺寸優(yōu)化方案的最優(yōu)解，不僅實現(xiàn)了駕駛室結構的第1 階階固有頻率的提升，而且實現(xiàn)了輕量化設計，并且將駕駛員右耳處噪聲明顯減弱，為工程實際提供了參考。

3 結語

本文以輕量化的單目標優(yōu)化設計為出發(fā)點，通過對駕駛室板件壁厚進行最優(yōu)化設計，在實現(xiàn)輕量化的基礎上，提高駕駛室結構模態(tài)與剛度，進而抑制駕駛室結構的振動幅度。通過單目標優(yōu)化迭代59次后得到最優(yōu)解。結果表明：采用該方案駕駛室結構第1 階模態(tài)頻率提升了2.4 Hz，總質(zhì)量減少了57.1 kg。同時，基于HyperWorks 軟件OptiStruct模塊的聲聲傳遞函數(shù)分析方法，分析了空調(diào)出風口處噪聲為體積聲源激勵時駕駛員右耳處的聲壓級。結果表明：經(jīng)單目標優(yōu)化后的駕駛室結構相比未優(yōu)化時的聲壓降低了1.6 dB，為工程項目提供了參考。