某矿车驾驶室内结构噪声分析与控制

张学丘，陈剑

（合肥工业大学噪声振动工程研究所，合肥230009）

车内噪声水平作为一种评价车辆性能的重要指标之一，对其分析和控制已经渗透到整车的开发流程中。通常在驾驶室附加吸声材料[1]，改变零件的厚度[2]等方法降低车内噪声；其中添加吸声材料对低频结构噪声的控制不明显[3]，而改变零件厚度具有一定的局限性。针对这些方法的不足，本文提出一种基于面板贡献量分析的结果，结合形貌优化和动力吸振器的优点，降低单频峰值噪声的方法。

本文对顶棚进行形貌优化，根据结果云图巧妙的重新布置加强筋位置，强化其刚度，使得峰值声压降低，为结构的重新设计降低成本。根据面板贡献量分析结果，在对车内噪声正贡献较大的左右门振动腹部加吸振器，减小了门的振动，进一步降低了峰值声压。

1 结构与声学模型的建立

1.1 结构有限元模型的建立与模态分析

本文所分析的矿车驾驶室主要由板壳件经过点焊连接而成，用四节点和三节点壳单元来模拟驾驶室板件，用ACm2模拟点焊，用RBE2模拟螺栓等连接。在MSC.nastran中用Lanczos方法计算白车身的自由模态，其模态频率及振型描述如表1所示。

表1 白车身模态频率及振型描述Tab.1 Describer of model frequency and shape

其中白车身前2阶结构模态振型特性如图1所示：

图1 结构模态振型Fig.1 Structure model shape

1.2 声学模型的建立

根据每个声波波长至少含有6个声学单元的原则，结合本文的计算频率（20～200 Hz），取声学网格单元长度为50～100 mm。考虑座椅所占空间对声场的影响，建立考虑座椅所占空间的声学网格模型，图2为声学边界元模型。

图2 声学边界元模型Fig.2 Acoustic boundary element model

2 声场分析

2.1 驾驶室激励提取

驾驶室板件在外在载荷的激励下产生振动并向室内辐射噪声。同时考虑发动机和路面激励，它们通过悬置点传递到车身，本文提取4个悬置点车身侧的力。在给定系统工作状态下，激励力可以直接测量，也可以间接测量得到。直接测量是指在所需分析系统耦合处附加力传感器，实际上常常用事先标定过的弹簧减振器来代替力传感器。直接测量方法在实际操作中会遇到很多问题，如：力传感器尺寸和安装条件会受到限制，另外要考虑如何保证弹簧力传感器不改变耦合点的预应力等。而间接测量方法不需要嵌入弹簧力传感器，在一定程度上避免了直接测量方法的不足[3]。间接测量方法是测量局部耦合系统的响应，通过传递函数矩阵逆变换来反推激励力[4]。即为

式中F为实际激励力，为力/加速度传递函数；为实际激励下的加速度。

与激励力对应的传递函数可以通过实验测量得到，也可以通过数值或解析计算得到[4]。本文测试了该矿车某车速路试工况下四个悬置点车身侧的加速度，如图3所示。传感器为Kistler加速度传感器，基于LMS.Test.Lab测试系统采集悬置系统输入输出端信号，将后处理后的结果导入到LMS.Virtual.Lab中，利用LMS.Virtual.Lab软件计算对应的传递函数并计算激励力，如图4所示。

图3 悬置上驾驶室侧的加速度Fig.3 Accelerate on the mounting closed to the cab

图4 悬置上驾驶室侧的力Fig.4 Force on the mounting closed to the cab

2.2 场点耦合声压分析

该矿车驾驶室主要为薄板结构，室内是一个封闭的声腔，当驾驶室受到来自路面以及发动机的激励时，驾驶室与声腔就形成了一个复杂的声学系统。驾驶室结构可视作弹性体，声腔的声压变化激励壁板振动，而壁板的振动又会通过对邻近空气的压迫改变驾驶室内的声压，形成结构与空气相互作用的声固耦合系统。

在Virtual.Lab中，将2.1节求出的力加载在驾驶室的悬置上，用耦合间接边界元法计算驾驶员右耳耦合声压，其结果如图9中优化前的曲线所示。从图中可以看出，在20 Hz，80 Hz处有较大的声压峰值。该矿车配备6缸发动机，常用的工作转速为8 00r/min～2 000 r/min，而80 Hz对应的发动机3阶转速为1 600 r/min，在主要的工作转速范围内，容易引起“booming”声，因此本文主要针对80 Hz处峰值控制车内噪声。

2.3 面板贡献量分析

驾驶室内的噪声是由组成驾驶室所有板件的振动引起的，不同板件对驾驶室内场点声压的贡献是不同的。面板贡献量分析能够计算振动面板对场点声压的贡献量，采用归一化处理，若归一化系数为正数则说明面板对场点声压的贡献量与总声压的相位角小于90°，减小板件的振动会使总声压降低。反之，若归一化系数为负数，增加板件的振动会使总声压减弱[5]。

面板对场点的声压贡献Pc可由面板所包含的n个有限单元对场点声压贡献之和求得[6]

对面板贡献量进行归一化处理可得面板声学贡献度系数Dc：

式中pc为面板对场点贡献声压；P为场点声压，P∗为其共轭复数；Re为取其实部。

在LMS.virtual.Lab中计算主要板件对驾驶员右耳声压在80 Hz时的面板贡献量，根据（3）式计算面板贡献度系数，如图5所示。

从图5可以看出80 Hz处板块1、5、7即顶棚、后围板、左侧门为主要正贡献面板，板块2、3即前围板、前地板为主要负贡献面板。

图5 80 Hz面板对场点声压贡献度系数Fig.5 Panel contribution coefficients at 80 Hz

3 噪声控制

3.1 顶棚的形貌优化

根据模态和面板贡献量分析结果可以看出，顶棚的刚度较差，且对场点声压贡献较大。若零件的固有频率最大，则零件的刚度也近似最大。本文将顶棚的第1阶固有频率最大作为优化目标，在Optistruct中对顶棚进行形貌优化。图6为优化结果云图，其中黑色区域为凸起的地方。根据结果云图，在不改动原有零件的结构，并且不影响与之连接的零件的基础上，将原始加强筋位置根据结果云图巧妙的重新布置，则优化前后顶棚的几何模型如图7所示。

图6 形貌优化结果云图Fig.6 Result of topography

计算优化前后顶棚的前5阶模态，结果如表2所示。从下表可以看出修改结构后的模态与形貌优化后的模态相差不大，修改结构后的第1阶模态频率比优化前的第1阶模态频率高19.23 Hz，刚度有所提高。

图7 优化前后顶棚的结构模型Fig.7 Structural mode of the ro of before and after optimizing

表2 优化前后顶棚的结构模态频率Tab.2 Structural mode frequency of the ro of before and after optimizing

将优化后的顶棚重新装配到驾驶室中，计算白车身的模态，其前8阶模态频率如表3所示。从下表可以看出白车身的第1阶模态（顶棚的局部模态）被优化掉了，后面的模态基本不变，也即模态整体上移1个阶次。

将改变加强筋后的结构模型应用于结构——声场耦合模型中，计算优化后驾驶员右耳处的耦合声压，其结果如图9中第一次优化后的曲线所示。从图中可以看出，20～30 Hz处声压明显降低，在80 Hz处声压降低7.38 dB，其他频率处基本不变，降噪效果显著，但是峰值声压仍然高达80 dB，因此需要进行第二次优化。

表3 优化前后白车身的结构模态频率Tab.3 Structural mode frequency of the BIWbefore and after optimizing

3.2 添加动力吸振器控制噪声

由于第一次优化并没用达到目标值，针对单个频率下的噪声峰值，结合动力吸振器的特点，在这里结合面板贡献量分析的结果，有针对性地添加动力吸振器，达到控制车内噪声的目的。

3.2.1 面板贡献量分析

在LMS.virtual.lab中计算顶棚形貌优化后的驾驶室面板对驾驶员右耳的声压贡献量，主要板件对驾驶员右耳声压在80 Hz时的贡献度系数如图8所示。

图8 80 Hz优化后的驾驶室面板对场点声压贡献度系数Fig.8 Panel contribution coefficients at 80 Hz after optimizing

3.2.2 添加动力吸振器降噪

从图7可以看出后围板，右侧门，左侧门为主要正贡献面板，降低正贡献面板的振动速度可以降低80 Hz处驾驶员右耳声压。由于两个门里侧和外侧薄板零件之间有82 mm的距离，故安装吸振器比较方便。分别找出左右门振动的腹部区域，各加一个2 kg的吸振器，目标频率为80 Hz。计算修改后的结构模态，用修改后的结构模态计算二次优化后场点的耦合声压，其结果如图9中第二次优化后曲线所示。

图9 优化前后场点的耦合声压Fig.9 Coupled sound at the field before and after optimizing

从上图可以看出，二次优化后80 Hz处场点的声压在第一次优化的基础上又降低了5.44 dB，总共降低了12.82 dB，降噪效果明显。

4 结语

针对单个频率下的噪声峰值，提出了结合面板贡献量分析的结果，有目的性地优化面板加强筋位置和添加动力吸振器控制车内噪声的方法。

(1)对刚度较低的顶棚进行形貌优化，提高其一阶固有频率，使得驾驶员右耳声压在20～30 Hz处明显降低，在80 Hz处降低7.38 dB；

(2)对形貌优化后的驾驶室在80 Hz处进行面板贡献量分析，在主要正贡献面板即左右门振动腹部区域加吸振器进一步优化了车内声压，最终峰值声压降低了12.82 dB。

[1]Amiya R.Mohanty,Barry D.St.Pierre,P.Suruli-Narayanasami.Structure-borne noise reduction in a truck cab interior using numerical techniques[J].Applied Acoustics，2000,59:1-17.

[2]KimN H,Dong J,Choi K K,et.al.Design sensitivity analysis for sequential structural-acoustic problems[J].Journal of Sound and Vibration，2003,263:569-591.

[3]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动：理论与应用[M].北京理工大学出版社，2006.6.

[4]郭荣，万钢，左曙光.燃料电池轿车车内噪声传递路径分析研究[J].汽车工程，2007，29：635-641.

[5]Zhang K Y,Lee mR,et.al.Vehicle noise and weight reduction using panel acoustic contribution analysis[R].SAE Paper,1995,951338.

[6]李增刚.SYSNOISE Rev 5.6详解[M].北京：国防工业出版社，2005，4：175-177.