（机械制造及其自动化专业论文）车辆驾驶室结构噪声分析与控制的研究.pdf

车辆驾驶室结构噪声分析与控制的研究 摘要 车辆驾驶室内噪声水平是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。存有限元及边界元理论分析的基础上，对某矿 车驾驶室内结构噪声的测试、仿真分析和控制等方面做了一系列的研究。 首先，建立了矿车驾驶室的结构有限元模型和声学有限元及边界元模型， 并分别进行了结构模态分析和声学模态分析。测试了驾驶员右耳声压级以及驾 驶室面板上六个测点的振动加速度。 其次，运用奇异值分解方法间接提取了驾驶室的载荷。在此基础上，分析 了场点耦合与非耦合声压，找出了峰值声压，并将分析值与测试值进行对比， 指出耦合声压较接近测试值。对驾驶室进行了声学灵敏度分析、峰值声压对应 频率下的面板贡献量和模态贡献量分析，找出了对场点峰值声j 玉贡献较大的板 件和结构模态。 最后，对刚度较差且对峰值声压贡献较大的顶棚进行形貌优化，增强了顶 棚的刚度，且优化掉了驾驶室第一阶结构模态，降低了峰值声压。对优化后的 驾驶室重新进行声学响应特性分析并进行二次优化。二次优化中在左右门的振 动腹部区域有针对性的添加动力吸振器，并对吸振器的质量进行优化，降低了 左右门的振动，有效地控制了场点声压。 关键词：结构噪声；面板贡献量；模态贡献量；声学灵敏度；形貌优化：动力 吸振器 r e s e a r c ho nt h ea n a l y s i sa n dc o n t r o lo ft h ev e h i c l ec a b i n s t r u c t u r e - - b o r n en o i s e a b s t r a c t t h ei n t e r i o rn o i s el e v e lo fav e h i c l ei sa ni m p o r t a n ti n d i c a t o ro ft h ee v a l u a t i o n o fv e h i c l ep e r f o r m a n c e ，t h ea n a l y s i sa n dc o n t r o lo ft h ei n t e r i o rn o i s eh a sp e n e t r a t e d i n t ot h ev e h i c l ed e v e l o p m e n tp r o c e s s as e r i e so fs t u d i e sa b o u tt e s ta n da n a l y s i sa n d c o n t r o lo fs t r u c t u r e b o r n en o i s eo fam i n i n gv e h i c l ec a b i nh a v eb e e nd o n eo nt h e b a s i so ft h e o r e t i c a la n a l y s i so ft h ef ea n dt h eb em e t h o d f i r s t l y ，s t r u c t u r a lf em o d e la n da c o u s t i cf ea n db em o d e l so ft h em i n i n g v e h i c l ec a b i nh a v eb e e nb u i l t a n dt h es t r u c t u r a la n da c o u s t i cf em o d a la n a l y s i sh a s b e e nc a r r i e do u t a l s ot h et e s to ft h ef i e l ds o u n dp r e s s u r ea n dt h ev i b r a t i o n a c c e l e r a t i o no fs i xp o i n t so nt h ec a b i nh a v eb e e nd o n e s e c o n d l y ，t h el o a do ft h ec a b i nh a sb e e na c q u i r e di n d i r e c t l yb yu s i n gt h e s i n g u l a rv a l u ed e c o m p o s i t i o nm e t h o d o nt h i sb a s i s ，t h ef o c u s e df r e q u e n c yw h e r e t h ep e a ks o u n dp r e s s u r ew a sh a sb e e nf o u n db yc a l c u l a t i n gc o u p l e da n du n c o u p l e d f i e l dp o i n ts o u n dp r e s s u r ea n di th a sb e e nf o u n dt h a tt h ec o u p l e ds o u n dp r e s s u r e w a sc l o s e rt ot h et e s tv a l u eb yc o n t r a s t i n gt h ea n a l y s i sr e s u l t st ot h et e s tr e s u l t t h e c a b i na c o u s t i cs e n s i t i v i t yh a sb e e nc o n s i d e r e dt o ol a r g eb yt h ea c o u s t i cs e n s i t i v i t y a n a l y s i so ft h ec a b i n t h ep a n e l s a n ds t r u c t u r a lm o d e sw h i c hh a v eal a r g e c o n t r i b u t i o nt ot h ep e e ks o u n dp r e s s u r eh a v eb e e nf o u n do u tb yp a n e lc o n t r i b u t i o n a n a l y s i sa n dm o d a lc o n t r i b u t i o na n a l y s i s f i n a l l y t h ep e a ks o u n dp r e s s u r eh a sb e e nr e d u c e d b e c a u s et h es t i f f n e s so f t h e r o o fh a sb e e ne n h a n c e da n dt h ef i r s t o r d e rs t r u c t u r a lm o d eo ft h ec a b i nh a sb e e n r e m o v e da w a yb yt o p o g r a p h yo p t i m i z i n gt h er o o fw h i c hs t i f f n e s sw a sp o o ra n d h a d al a r g ec o n t r i b u t i o nt ot h es o u n dp r e s s u r e t h e ni n t e r i o rs o u n df i e l df r e q u e n c y r e s p o n s ea n a l y s i so ft h ec a b i nw h i c hh a sb e e no p t i m i z e dh a sb e e nr e c a l c u l a t e d ， a n dt h e nt h eq u a d r a t i co p t i m i z a t i o nh a sb e e nc o n s i d e r e d t w od y n a m i cv i b r a t i o n a b s o r b e r sw h i c hq u a l i t yh a sb e e no p t i m i z e dh a v eb e e ni n s t a l l e dr e s p e c t i v e l yt ot h e p l a c ew h e r ev i b r a t e dd i s p l a c e m e n tw a st h el a r g e s to nt h el e f ta n dr i g h td o o r s t h e n t h ef i e l dp o i n ts o u n dp r e s s u r eh a su l t i m a t e l yb e e ne f f e c t i v ec o n t r o l l e db e c a u s et h e v i b r a t i o n so ft h el e f ta n dr i g h td o o r sh a v eb e e nr e d u c e d k e y w o r d s ：s t r u c t u r e b o r n en o i s e ；p a n e lc o n t r i b u t i o n ；m o d a lc o n t r i b u t i o n ；a c o u s t i c s e n s i t i v i t y ；t o p o g r a p h yo p t i m i z a t i o n ；d y n a m i cv i b r a t i o na b s o r b e r i i 致谢 经过一段较长时间的努力，这篇论文终于可以付梓了，回想论文的写作过 程以及研究牛生涯，难免感慨万千。在此，我最想表达的是对在研究生三年学 习和整个论文写作过程中给予我无限帮助的导师以及各位同学的感谢。 首先，最重要的是要感谢我的导师陈剑教授。本人的数次易搞皆在陈老师 的悉心指导下完成，老师在百忙之中抽空为我指导，让我甚为感动。从筛选题 目、拟定框架、资料收集，直至行稿完成，每一步都得到了他的悉心指导和无 私帮助。在三年研究生的生活中，陈老师不但传授我专业知识，更注重培养我 的思考与学习能力，他渊博的知识、敏锐的学术思想、严谨的治学态度以及积 极进取的科研精神使我受益匪浅。 同时还要感谢噪声振动工程研究所的每一位同学，三年来同学们共同营造 了良好的学习环境和浓厚的学术氛围，大家相互支持与协作、共同交流与沟通， 这些点点滴滴都给予我很大的帮助。特别感谢龚兵师兄对我研究工作的指导和 帮助，以及马燕同学在试验方面的指导。 最后还要感谢我的父母、亲人，感谢他们这么多年来对我的支持和关怀， 正是他们辛勤的付出与无私的关爱，使我能在生活和学习上迈出一个又一个坚 实的步伐。 作者：张学丘 2 0 1 2 年3 月 插图清单 图1 1 矿车实图3 图1 2 沦文研究思路4 图2 1 车辆噪声源与行驶速度的关系5 图2 2 噪声源与频率的关系6 图2 3 流体微元体7 图2 4 直接边界元的声场与间接边界元的声场1 0 图2 5 声振耦合系统1 0 图3 一l 矿车驾驶室c a d 模型1 1 图3 2a c m 2 焊点模型1 3 图3 3 驾驶室结构有限元模型1 3 图3 4 整个驾驶室结构有限元模型1 3 图3 5 驾驶室建模流程1 3 图3 - 6 驾驶室结构模态振型1 5 图3 7 声学边界元模型1 7 图3 8 声模态振型1 9 图4 1 间接测量激励力原理图2 l 图4 2 测试点位置2 3 图4 3 六个测点的加速度值2 4 图4 4 驾驶室悬置点的力2 4 图4 5 左右耳测点一2 5 图4 - 6 驾驶员右耳声压测试值2 5 图4 7 计算声压与测试声压结果对比2 9 图4 8 驾驶室声学灵敏度3 0 图4 - 98 0 h z 场点声学传递向量3 1 图4 1 0 面板选择集3 2 图4 1 18 0 h z 面板对场点声压贡献度系数3 2 图4 1 28 0 h z 结构模态贡献量3 4 图5 1 优化前顶棚结构模型3 7 图5 2 第一阶模态频率迭代过程3 8 图5 3 形貌优化结果云图3 8 图5 4 优化后顶棚的结构模型3 8 图5 - 5 优化前后场点耦合声压对比一4 0 图5 - 6 优化后8 0 h z 处面板贡献度系数4 0 图5 7 优化后8 0 h z 处模态贡献量4 1 v i 图5 8 丰系统与吸振器子系统4 2 图5 - 9 丰系统的幅频响应曲线4 3 图5 1 0 门的三维模型图4 5 图5 。118 0 h z 处振动速度云图4 6 图5 1 2 添加不同质量的吸振器场点耦合声压对比4 6 图5 13 添加吸振器前后节点的振动速度对比4 7 图5 14 优化前后场点的耦合声压4 8 v i i 表格清单 表3 1 网格划分标准1 2 表3 2 驾驶室结构有限元模型基本参数1 3 表3 3 驾驶室结构模态频率及振型描述1 6 表3 4 声模态频率及其振型描述1 9 表4 1 主要正负贡献模态的频率及其振型描述3 4 表5 1 优化前后顶棚的结构模态频率3 9 表5 2 优化前后驾驶室结构模态频率3 9 表5 3 优化后主要正负贡献模态的频率及其振型描述4 1 第一章绪论 1 1 车辆噪声问题与本课题研究的意义 噪声是主要的环境污染之一，机械运行时产牛的噪声对人的生理、心理健 康都有很大的影响。长时问的接触噪声，人可能会出现耳鸣、多梦、心慌以及 烦躁的现象，严重时则会引起听力下降甚至于失聪。在工程施工过程中因为噪 声而间接引发的事故，也并不少见。因此操作工人对工作环境舒适性的要求越 来越高，每个国家对噪声污染的控制也越来越严。上世纪六十年代末到七十年 代初，欧美等工业发达的国家对工程机械噪声制定了相关的标准。为了对工程 机械噪声加以控制，我国于19 9 6 年也制定了限定工程机械噪声的国家标准 ( g b l6 7 10 1 一g b l 6 7 1o 5 ) 。国外规定工程机械驾驶员耳旁的噪声要低于 8 0 d b ( a ) ，某些工程机械甚至规定噪声值低于7 5 d b ( a ) 。对出口产品的验收，国 外厂商重点把关的项目之一就是噪声值是否达到标准。因此工程机械的噪声大 小决定了该机械在市场上的前景。 与汽车行业有所不同，工程机械的品种繁多，而且要满足不同客户的要求 和适应不同的工作环境，所以这些机械的零部件配置相当复杂，产品的改型和 更新速度较快 2 1 。因此，与汽车行业对噪声和振动控制的水平相比工程机械行 业相对落后，所以这方面的理论探讨以及实际应用都有很大的发展空问。 从声学的角度出发，矿车的驾驶室类似于一个隔声罩，具有一定的隔声作 用。但是，许多矿车驾驶室内驾驶员耳旁的噪声依然让人无法忍受，主要是由 于驾驶室壁板振动辐射的噪声，称之为结构噪声。传统的降噪方法有：通过在 驾驶室零件内部空隙的位置用吸声材料填充；面板间附加阻尼材料来减小板件 的振动，从而降低板件辐射噪声；改变零件的厚度等。而其中添加吸声材料对 低频结构噪声的控制不明显p 】，而改变零件的厚度不仅增加成本，而且具有一 定的局限性。针对这些方法的不足，本文提出一种基于声学贡献量分析的结果， 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，因此本文的研 究具有一定的意义。 1 2 国内外研究现状 上世纪中期，人们对车辆振动与噪声的研究都是通过实验测试再辅以相应 的简单计算来实现的。以赫姆霍兹消声器为例，人们只要通过简单的计算就能 对其进行设计改进。二十世纪六十年代以后，计算机技术广泛应用于各个领域， 车辆的设计制造领域也开始使用计算机技术，首先在结构分析中引入了该技术， 之后在汽车零部件的模态和响应分析研究中引入了有限元分析技术。例如， g l a n n d w e l l 和z i m m e r m a n n 通过对声振耦合的研究最先提出了声场结构能量公 式，是声学有限元技术的里程碑【4 j 。七十年代，计算机技术的进一步发展极大 的提高了有限元法在车辆噪声与振动分析中的计算精度，进而促使有限元法被 广泛应用。c r a g g sa 首先建立了形状复杂的三维声学有限元模型，并用有5 i 元 法分析出了其声学模态，同时给出了声模态频率【5j 。八十年代，随着大型计算 机在科研领域的普及，海量计算已经不是难题，人们开始运用模态综合法建立 整车的有限元模型并对其进行噪声与振动分析。例如国内的学者，方明霞，陈 江红采用模态综合法，建立了非线性的整车声固耦合动力学模型，并且用该模 型对车内噪声进行了预测【6 ；孙蓓蓓，许志华和孙庆鸿以铰接式自卸车为原型， 通过把悬架系统作为柔性体与其他部件连接建立了整车刚柔耦合模型，同时运 用模态综合法预测了悬架的动应力 7 】；朴明伟，方吉，赵钦旭等人利用柔性体 接口处理技术对策，建立了刚柔耦合的系统模型，从而分析结构振动对疲劳寿 命的影响程度峰j 。 低频问题是确定性的，主要用有限元法来解决，然而频率越高模态的密度 也越高，有限元法分析高频问题将不准确，此时就得用统计能量法。统计能量 法创始于上世纪六十年代，美国b b n 公司的一个课题组用来解决航空器发射过 程中系统受到随机宽带激励后的声和振动响应问题【9 儿1 0 j 。之后，这个课题组的 主要成员r h l y o n 和p w s m i t h 写了关于这种方法的一个半公开的报告，激 发了一系列的基础理论研究和实验验证儿1 2 。但是直到九十年代初统计能量法 才开始应用于汽车领域，随后在该领域飞速发展，被广泛应用，成为解决车辆 高频振动与噪声问题的主要方法。 低频和高频振动与噪声问题都通过相应的方法得到了解决，而中频问题却 比较麻烦，直到上世纪九十年代，学者们尝试用各种混合方法解决中频问题， 使得中频分析在一定程度上得到了解决。国内吉林大学的相关学者对中频噪声 振动问题做了一些研究，例如，王登峰和陈书明建立了某轿车的f e s e a 混合 模型，并用该模型对车内的噪声水平进行了预测，通过与试验结果对比证明了 两者具有较好的一致性【l 纠【l4 i 。 进入2 1 世纪之后，各大汽车生产商关注车内振动和噪声的同时，也开始寻 求其它性能的优越性。这样一种能兼顾车内噪声和其它性能分析的软件应运而 生一一“虚拟实验室”( 如v i r t u a l l a b ) ，其试图打破了仿真软件和测试软件以 及其它性能分析软件之间的界限，使得工程帅工作的效率更高。 上世纪六十年代，就有学者从事车辆振动与噪声主动控制的研究，但是直 到九十年代，随着电子产品成本的降低，控制技术被广泛应用于汽车领域，主 动和半主动控制技术才被用来降低车辆噪声与振动，例如对发动机进行隔振， 控制进气系统、排气系统以及驾驶室内噪声等 15 1 。d a s t a n e f ，c h h a n s e n ， r c m o r g a n s 运用主动控制技术控制矿车驾驶室内的噪声【i6 | 。国内的学者对噪 声振动的主动控制技术也做了很多的研究，例如，清华大学的王国领，许国贤 用传递函数法建立了主动控制的理论模型，该模型可以模拟车辆驾驶室内声学 特征，同t t , r 他们还开发了封闭。间内# 动噪声摔i 5 0 的试验系统，包括系统的硬 件和软件并乩用 i 动控制技术降低驾驶室内某几种纯音声压，h 对其做j 勺川 试征实j 7 驾驶室内有源噪声摔制的呵行性【i 川。西北t ：业大学的孙朝晖，下冲 以及戴扬用由t m s 3 2 0 c 2 5 组成的信号处珲系统的硬件，采用最小均方( l m s ) 弹法研制出自适应结构振动丰动控制系统，并且运用该系统对一块矩形薄板做 j 7 振动的丰动控制实验，取得了良好的减振降噪效果引：仟辉黎中伟用实验 方法辨识声学通道的传输特性研究了单通道相位【因子的变化特性，并进一步 用于琶机舱内多通道丰动噪声控制中【1 9 1 。 近2 0 多年来，车辆上的吸声和隔声材料用的越来越多，阻尼材料也被广泛 应用，材料的吸声和隔声的效果越来越好。为了抑制辐射噪声，双层板结构已 经用在一些部件上，如排气多支管和消声器外壳。为了减少某个频率的振动， 动力吸振器应用在了许多车辆的部件上。 测试分析设备随着电子技术和信号处珲技术的迅速发展，从早期只能用声 级计、加速度传感器到后来出现了频谱分析。相。r 分析和相关分析等也应用到 信号分析和噪声振动源识别中。随着汽车制造商和客户对车辆n v h 的要求越 来越高，新的测试与分析手段应运而牛，如声强测试能找出辐射表面主要的噪 声源，倒谱分析能找出频谱的周期性，小波分析能对冲击等时频信号进行分析， 声全息法对声源表面进行声学照相，具有直观精确的声源定位功能。 几十年来，车辆驾驶室内的噪声大大的降低了。当发动机等主要噪声源得 到控制和改善之后，原本许多次级噪声源逐渐n 显出来，使得对零部件级的振 动和噪声的控制变得越来越重要。同时，为了节省能源，车辆逐渐朝轻量化的 方曲发展，这必然对噪声和振动带来新的问题和挑战。混合动力、变气缸发动 机、燃料电池等新型动力系统的噪声振动特点与传统的发动机有很大的差别， 于是新的课题出现了。 1 3 本文的研究方法和主要研究内容 木课题来源于企业委托矿用自卸车降噪工程项目，研究对象为矿车，如图 1 一i 所示，该矿车驾驶室内的噪声在常用车速的路试工况下过大，通过项目的 任务分配，要求驾驶室的结构噪声低于7 5 d b ( a ) 。为此本文对该矿车驾驶室进 行振动与噪声的测试、仿真分析和控制。首先用h y p e r m e s h 建立驾驶室结构分 析模型以及声学分析模型，然后运用m s c n a s t r a n 、l m s v i r t u a l 1 a b 等分析软件， 基于有限元法和边界元法分析驾驶室内噪声与振动特性，根据声学频率响应特 性分析结果并考虑改进成本选用形貌优化方法增强板件刚度和利用动态吸振器 降低板件振动从而降低板件辐射噪声。本文研究思路如图l 一2 所示。主要研究 内容如下： 1 、用h y p e r m e s h 软件建立了矿车驾驶室的结构有限元模型和声学有限元 及边界元模型，并分别分析了其结构模态和声学模态。 2 、测试了驾驶室上较大面板的振动以及场点声压。提取了驾驶室的激励， 并加载在驾驶室模型上，用l m s v i r t u a l 1 a b 软件分析场点耦合与非耦合声压， 找出了峰值声压，并将分析结果与测试值进行对比。分析了驾驶室声学灵敏度， 指出了驾驶室声学灵敏度较大。分析了峰值声压对应频率下的声学贡献量，找 出对峰值声压贡献较大的板件及结构模态。 3 、用o p t i s t r u c t 软件对刚度较差且对峰值声压贡献较大的顶棚进行形貌优 化，对优化后的驾驶室重新进行声学响应特性分析，并考虑二次优化。二次优 化中在振动较大的板件上有针对性的添加动力吸振器，进一步降低了场点声压。 图1 2 论文研究思路 4 第二章驾驶室噪声的产生机理及其控制技术 要降低矿车驾驶室内噪声，首先得弄清楚其噪声产牛的机理，才能对症下 药。其次对噪声控制技术及其原理也应该掌握，只有掌握了这些基础知识才能 有效地完成降低驾驶室内噪声的任务。 2 1 驾驶室噪声产生的机理 驾驶室内噪声按照成因，基本上可以分为空气动力性噪声和机械性噪声。 简单的讲空气动力性噪声是由于气体振动产生的，物体和气体之间的相互作用 或者气体自身的流动都可以引发气体的扰动，从而辐射噪声【2 。车辆空气动力 性噪声主要是由于车身与空气相互摩擦产生，风与车辆接触的时候，在车身的 一些转角处形成空气动力紊流。这种紊流特别容易在结构不平滑的地方出现， 如天线、雨刮等地方。发动机的空气动力性噪声主要包括进气口噪声和排气尾 管噪声，在发动机进排气过程中，这些噪声直接向大气辐射。机械噪声是由于 固体的振动产生的。驾驶室内的机械噪声主要包括以下几个方面：发动机燃烧 产生的爆发压力、发动机曲柄连杆机构的不平衡力和传动系统旋转部件的离心 力，另外轮胎的不平衡、路面的激励以及其他部件的相对运动等产生的动态力， 直接或问接传到驾驶室，引起驾驶室板件的振动，辐射噪声p j 。 低速时，发动机为车辆的主要振动与噪声源，随着车速的提高，轮胎与路 面激烈摩擦成为中速时的主要噪声源，而到高速时，由于车速较快，空气对车 身的摩擦加剧产生强烈的风噪，如图2 1 所示。在频率较低时，发动机燃烧时 的周期性爆发压力和不平衡的惯性力容易引发驾驶室的振动并激起车内噪声。 达到中频时，变速箱齿轮的啮合和非承载齿轮的敲击引起变速箱壳体辐射噪声 以及风噪成为主要噪声源。在高频时，由于驾驶室内噪声的声压级较低主要考 虑的是声品质问题，如说话的声音是否清晰等，如图2 2 所示。 本文主要研究矿车驾驶室内的结构噪声，矿车工作工况是属于中低速，其 噪声振动主要由发动机及路面不平引起的，而结构噪声也即低频噪声，低频范 围内风激励噪声可以忽略。 图2 1 车辆噪声源与行驶速度的关系 图2 - 2 噪声源与频率的关系 2 2 噪声控制技术 噪声的传播可以分为三个阶段，即噪声源一一传递路径一一接受者，因此 可以分别从这三个阶段对噪声加以控制，即对声源控制、噪声传播途径的控制 以及采取个人防护措施。其中控制噪声源是控制机械噪声最根本的途径，但是 通常难以消除噪声源，而对传递路径的控制则成为最有效且最经济的隔振降噪 方法。具体的控制噪声的途径有隔离噪声源，主动半主动控制技术，吸声，添 加阻尼材料和动力吸振器降低零件的振动，声学数值方法、噪声振动测试等技 术。运用噪声测试与数值分析相结合的方法不仅能对驾驶室内噪声进行准确的 预测，找出主要的噪声源，而且能提出有效的优化措施，从而知道该在哪加阻 尼或动力吸振器，怎样布置阻尼材料最有效且节省材料等。 本文主要以有限元、边界元等数值分析方法为基础，进行结构和声学频率 响应特性分析，进而优化结构控制噪声，下面介绍声学基本理论及其数值分析 方法。 2 2 1 声学h e l m h o i t z 波动方程 2 1 】【2 2 】 在推导声学波动方程时，假定传播媒质是理想的无粘滞性介质。流体中的 声强和声压等声学响应，应该被视作为稳定流场基础声强和声压的增量。因此 流体中的总声压p 、流体的振动速度y 和流体的密度p 应该为任意位置( 工，y ，z ) 和任意时刻t 的函数，其函数表达式为： p ( x ，y ，z ，t ) = p o ( x ，y ，z ，t ) + p 7 ( x ，y ，z ，t ) ( 2 1 ) p ( x ，y ，z ，t ) = p o ( x ，y ，z ，t ) + p ( x ，y ，z ，t ) ( 2 2 ) v ( x ，y ，z ，t ) = v o ( x ，y ，z ，f ) + y ( x ，y ，三，t ) ( 2 3 ) 式中：p 。为静态情况下的声压：p 。为静态情况下密度；v 。为静态情况下的速度； p7 、p 7 、y7 分别为由外界扰动引起的流体声压、密度、速度的变化量； v=v i + v 十，女k 。 6 ：三一滋后量守，匾定律，单位体积元内的媒质质量的增加或者减少 连续性方程遵循质量守恒定律，早位体积兀网h o 蛛腮腮里叫帽删飘日“7 与流入电掌者流糕瓣瓣篙向上的两个侧面上的媒质的流动速度u2 - 3 1 所示的流体微元体，在x 刀l 司上酮网7 i 、1 则删上口。坏从刚w 儿州”“ 分别为v 。和_ + 誓出，在x 方向上流入微元体的质量则为p y 一妙出，而流出微 。c 【x 元体的质量为p h 等出) 掘在蹦向上由于1 专播媒质流动弓i 起的微元体 质量的改变量为一p 誓d x 矗y d z ，同理，在y 方向上引起的微元体质量的改变量 0 x 为一i ；d 单出咖出，在z 方向上引起的微元体质量的改变量为一p 警出咖出，由质 u v 量守恒定理可得，微元体质量的改变等于微元体质量的变化率，即 一p ( 豢+ 百o v v + 警卜砂龙2 昙( p 妫出) q 4 p o 。由d z d 二 v m ，这时传统的基于矩阵求逆的方法行不通， 这里可利用奇异值分解的方法分解传递函数。奇异值分解方法计算矩阵伪逆的 实质是在酉空间求解不相容方程组的极小范数最小二乘解。假设传递函数矩阵 的列满秩： x = 【甜。u r n 】 仉00 0o 0 0 o - m 0 o o f ( 4 6 ) 由于矩阵q r 在标准正爻基f 的分解是存在且唯一的，故u 矩阵的各歹0 在 每个频率点下可写成胛个，z 维复模态向量的线性组合，将式( 4 6 ) 改写并去除 ，z m 个0 行得到： l 露( 归) l x = 【。，p ( 歹) l l ( 4 7 ) i 只，( j c o ) i 8 c。，=：三：；：三耋，1l二篓，i；誓l|，爿 c 4 8 ， f ( j c o ，f ) = v d 一u h x ( j o - ，f ) ( 4 9 ) 4 1 2 振动加速度测试 该矿车驾驶室通过四个悬置与车架连接，故驾驶室的激励丰要是通过这四 个悬置传递过来的，所以这里将提取驾驶室与四个悬置连接位置处的载荷力。 为了提取四个点的激励力，根据4 1 1 节提出的理论，这里将测试驾驶室上六 个点的加速度，包括驾驶室与悬置连接的四个接附点、地板上座椅位置处的点、 顶棚中间位置处的点。图4 2 为所测试点的位置。 ( a ) 地板上座椅位置处的点( b ) 顶棚中间处的点 图4 2 测试点位置 为了同时考虑路面和发动机激励， 路试工况。在平均气温为2 5 的晴天， 该实验工况为矿车工作时常用车速下的 场地为湖州实验场，采用k i s t l e r 加速 度传感器，运用l m s t e s t 1 a b 测试系统采集被测点的输入输出端信号。本文感 兴趣的频率范围为2 0 h z 一2 0 0 h z ，截取测试所得的上述频率范围内的数据结果， 如图4 3 所示： 图4 - 3 六个测点的加速度值 从上图可以看出，六个测点在8 0 h z 附近都产生加速度峰值，其中顶棚上 测点的振动加速度最大，同样在2 0 h z 一3 0 h z 的频率处测点的加速度也偏大。其 中地板上测点的加速度在整个频率范围内都相对较小。经过上述分析，可初步 得到8 0 h z 处板件振动辐射的噪声可能较大。 4 1 3 激励力的提取 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。本文将通过解析计算的方法求得相应的传递函数，在l m s v i r t u a l 1 a b 的n o i s e & v i b r a t i o n 专s y s t e m 模块中导入驾驶室有限元模型及其模态，设置输 入输出点，计算对应的加速度传递函数。根据4 1 1 节的理论并结合4 1 2 节测 试得到的加速度响应值计算驾驶室四个悬置接附点的激励力，如图4 4 所示。 图4 4 驾驶室悬置点的力 2 4 从图4 4 可以看出，企j ；苦用车速路试t 况卜驾驶窀悬置接l f j 点的激厉乃力在 频：棼2 0 h z 3 0 h z 处较大，且存7 6 h z 处都产牛j 7 力的峰值，由此可见这心个频 ：棼范围处都有可能激起f 面板的强烈振动，并辐射噪声，故而将产中声压峰值。 4 2 场点声压的测试 同样测试工况为矿车常用车速下的路试l 况。根据g b tl6 710 1 19 9 6 工 程机械噪声6 随值和测定布置驾驶室的测试点，如图4 5 所示。测试环境为平 均气温为2 5 的晴天，洲试场地为湖州实验场，以矿车工作f l , r 的常用车速在路 面上行驶，驾驶室内牮一名驾驶员，车窗关闭，根据q c t2 0 3 一l9 9 5 方法测试 场点声难。根据本文研究内容的需求，提取测试2 0 h z 一2 0 0 h z 频率范围内的驾 驶员右耳声压结果，如图4 - 6 所示。 9 0 8 0 7 n 6 0 兰j o 兰4 0 3 0 2 0 1 0 0 图4 5 左右耳测真 6 07 0 8 09 01 0 01 1 01 2 0 1 3 0l4 01 5 01 6 0 l i o1 8 0 1 9 02 0 0 频率h z 图4 6 驾驶员右耳卢压测试值 4 3 场点声压边界兀分析 4 3 1 间接边界元理论基础 2 2 ( 1 ) 非耦合间接边界元理论 由于间接边界元计算的是封闭或者不封闭网格的内部和外部声场，即网格 两侧的声场，因此需要确定网格两侧的速度差( 单层势) 万和声压差( 双层势) ，对应的间接边界元分别是q = q 。和q ，= q 。+ ：部分。因为间接边界元也需要离 散成网格和定义形函数，因此也可以用间接边界元上节点的( y i 和麒及全局形函 数虬一口“来确定每个单元内部的o - 和，即： 盯( 乞) = 心i ( h = 虬 g ) ，r q 。 ( 4 1o ) ( 乞) = q ，( n = m 鸬) ，乞q 卢 ( 4 11 ) 用下式可以确定间接边界元上未知的双层势肛或者单层势q 节点： 阳列 2 ， 式中：系数矩阵b 、c 和d 中的元素e ，、c o 、口，分别为 岛= j 以小) 虬，( 名) 。g ( ，r 。) d n 。( r ) d n 。( 吃) ( 4 13 ) q 2 9 也 帮w g 吃) 卜啤( 4 1 4 ) r- d j ：i 一n ”j q ， l 一( 哪小) ，、k 2 ( 小小h 州吒) 帮+ 也k 一错搿盼谲0 ，吒) q ，( 乞) d q 。( r ) 【4 1 ，) 系数向量和，。中的元素，和无，分别为 厶，2 一jp ( r ) 虬i ( r ) a n ，( r ) ( 4 1 6 ) q 。 z 。j = 一j 反l ( r ) 杉。i ( ，) d q 矿( r ) ( 4 1 7 ) n ” 声场v 中任意点的声压则可以通过问接边界元网格上的双层势和单层势来 表示： p ( r ) = 以，) 7 q ) + f 4 。，) 2 0 ，r 矿且r 萑q 。 ( 4 18 ) 式中：系数向量 以，) 和 ai 分别用下面两个式子表示： 2 6 lilhpllj 彳。i = 一，。j ( 吒) g ( r ，屹) d q ，( ) ， re y 且r 仨q 。 ( 4 19 ) n 。 徽二叫姻如，一m 哦冽+ 吩( 帮聊肛吒) “ ( 2 ) 耦合间接边界元理论基础 2 2 1 耦合间接边界元网格可以分为非耦合的边界元网格q 以及与结构耦合的 边界元网格q ，。假设己知边界元网格q 上的法向速度为1 ，。：，则单层势仃= o ， 此时只需要计算双层势。问接边界元的节点可以分为两部分，一部分是位于 q 。的咒。个节点；另一部分是位于q 上的，z ：个节点，则双层势可以写成 “( 屹) = 以。 以。) + m ： 以： ，r q 。 ( 4 2 1 ) 式中：。和。：分别为与q 。和q 相关的双层势形函数。 与结构耦合的边界元网格不仅受到结构上的力或者力矩同时还承受了由声 压差即双层势产生的载荷，因此在结构动力学方程中，就需要增加双层势载荷， 即： ( k ，+ j a u 一国2 m 。) i ) + t 订 = 只) ( 4 2 2 ) 式中：k ，为结构有限元矩阵；e 为结构阻尼矩阵；m 。为结构质量矩阵； “ 为 结构位移向量：厶为耦合矩阵；l c 鸬 为声压作用在结构上的载荷( 不包含声 压载荷) ； c ) 为作用在结构网格上的外载荷。 其中 丘= 艺i ( 联t ，。) d q ( 4 2 3 ) 式中：胛，。为耦合结构网格的单元数；虬为结构网格的形函数； 甩8 为单元的法 向方向。 由于单层势为仃= 0 ，间接边界元方程( 4 12 ) 可以写成： d 2 1 1 ，地州i f 肛 j 1 + 2 4 ， 式中：向量 。 和向量 z ，： 分别为q 。上的法向速度v 一：在q 。和q 上的系数， 可以表示为 = fj p 0 0 9 一v 。：杉，l d q ( 4 2 5 ) q 一。 2 7 阢 = fj p o o ) 一v 砣x ，：7 d r ) ( 4 2 6 ) q 卜。 根据式( 4 2 2 ) * n 式( 4 2 4 ) 可以得到间接边界元的耦合方程： 式中： k s + j c o c 。一矗ms l o l，0 d l ld 1 2 p o 一p o 一 d 2 d 2 ： p o c o p o c o 。 c ：o i - 丢；一：以- 7 d q 一善l 以t r ，z 8 ) r ， 虿) d q j = q 箩2 ( 4 2 7 ) r 4 2 8 ) ( 4 2 9 ) 4 3 2 声压仿真分析 驾驶室面板的振动不仅由外界激励引起同时还受到声腔内空气压力的影 响，面板振动辐射的噪声经过声腔放大或者衰减后产生的声压则又会放大或者 抑制面板的振动，外界激励经过这样的耦合后传到场点，才能形成最终的驾驶 室内噪声 3 2 1 。在大多数情况下，声场和结构之间的耦合关系可以忽略，并不影 响声场的计算精度，但是下面的情况必须考虑耦合关系，否则计算出的结果将 不准确，例如结构比较软的时候，流体介质的密度比较大的时候，或者结构的 尺寸非常大，流体对结构的反作用力比较大，需要考虑流体与结构的耦合关系。 具体的耦合作用的强弱可以通过耦合系数无来判断 33 1 ，即： ， ， a = 卫 f 4 3 0 ) 。p , t c o 式中：c 为声波在流体中的传播速度；岛为流体的密度；p 为结构的密度：国 为角频率；t 为结构的等效厚度。 当乃 1 时，可以认为是耦合的；当乃 l s l n 埘 图5 - 8 主系统与吸振器子系统 ( b ) 有吸振器系统的运动方程为： 鬈x 2 嵌篙 0 僻麓f ! x 翁2t ) - 。x 7 ；：t ；：i j 兰0 0 卜印协耐 ， 朋：( f ) + 小岛( f ) 一克。( f ) + 屯f ( ) i = 。 式中，m 。为驾驶室的等效质量，尼。为其动力装置的等效刚度，fs i n t o t 为驾驶室 上受到的外加激励，( t ) 为驾驶室在垂直方向上的振动位移，m ，为吸振器等效 质量，k ，为吸振器刚度，c 为吸振器阻尼，x ，( f ) 为吸振器在垂直方向上的位移。 上述方程的解为： x 。( t ) = x , e mx 2 ( t ) = x 2 e 砌 ( 5 2 ) 其中 4 2 y 一 ( 七：一所：! + f c ) ，i a 一丽丽面证可i 丽 ( 5