重型卡车驾驶室怠速噪声分析及控制

王 欢，庄 超,2，苏俊收,2

(1.江苏徐工工程机械研究院有限公司，江苏 徐州221004；2.高端工程机械智能制造国家重点实验室，江苏 徐州221004)

随着重型卡车市场竞争日趋激烈，NVH性能逐渐成为商用车企业之间竞争的焦点。重型卡车振动噪声源主要包括发动机激励、进排气噪声、路面激励、传动轴系激励，常用行驶工况包括怠速工况、匀速工况以及急加速工况[1-3]，怠速噪声是评价重卡NVH 性能的一项重要指标，车辆怠速时，车内噪声直接影响驾乘人员乘坐舒适性[4-5]。

对于卡车怠速噪声控制，常用的技术手段包括CAE 仿真分析结合试验测试的方法[6-7]。本文首先采用试验测试的方法对某重卡怠速噪声问题进行识别，获取怠速噪声峰值频率，并通过模态参与因子计算识别出噪声峰值频率对应的模态阶次，其次，通过模态应变能分析计算各主要模态阶次叠加综合应变能，获取对应的车身薄弱区域；最后，采用局部结构加强以及阻尼材料布置方案，来提升整车怠速时的NVH性能。

1 怠速车内噪声问题简述

某重型卡车怠速工况下，主观感受和客观测量得出车内噪声偏高。为降低车内噪声声压级，本文应用LMS噪声采集设备，在怠速工况下进行噪声测试，获取驾驶员耳旁噪声频谱。

由频谱曲线得出，在32 Hz、64 Hz和96 Hz频率处，均存在噪声峰值。结合发动机转速信息，定置怠速工况，发动机点火频率为32 Hz，驾驶员耳旁噪声峰值集中在32 Hz的倍频。驾驶员耳旁噪声主要来源为32 Hz频率噪声，96 Hz、64 Hz频率次之，如图1所示。

图1 怠速工况驾驶员耳旁声压频谱

2 有限元建模及分析

2.1 驾驶室声-振耦合有限元模型建立

重卡驾驶室声学分析有限元建模，主要包括驾驶室结构有限元模型、驾驶室内部声腔声学有限元模型，驾驶室声-振耦合有限元模型需要联立上述两个模型，以获取驾驶室结构节点振动对应的声腔节点声压[8-9]。

驾驶室内部声腔声学有限元方程可表示为

式(1)中：Ma、Ca和Ka分别代表驾驶室内部声腔的质量、阻尼和刚度矩阵，A是驾驶室结构和内部声腔的耦合矩阵，pa是节点声压向量，u是节点位移向量，ρ是空气密度；

驾驶室结构有限元方程可表示为

式(2)中：Ms、Cs和Ks分别代表驾驶室结构的质量、阻尼和刚度矩阵，Fs代表驾驶室结构受到的外部载荷向量；

驾驶室声-振耦合系统有限元方程为

本文采用Virtual.lab软件建立驾驶室声-振耦合有限元模型，由于驾驶室冲压件结构很复杂，需要对原白车身结构作适当的简化，选取壳单元对数模进行离散化。首先，建立包含车窗玻璃、座椅和仪表盘的Trimbody 结构有限元模型；其次，建立驾驶室内部声腔有限元模型，通过包络面建立起驾驶室结构有限元模型与内部声腔有限元模型之间的耦合关系[10]，建立的驾驶室声学分析有限元模型如图2所示。

图2 驾驶室声-振耦合模型

2.2 怠速工况驾驶室室内噪声计算

怠速工况下，车身板件在外载荷的激励下产生振动并向车内辐射噪声。由于该驾驶室是非承载式车身，路面及发动机振动激励通过四个悬置点传递到驾驶室，通过试验测试驾驶室四个悬置点被动侧的三向加速度信号，并作为载荷激励添加到驾驶室结构有限元模型上。其中，左后悬置被动侧加速度测点布置如图3所示。对应测试得到的加速度数据如图4所示。

图3 左后悬置被动侧加速度测点

图4 左后悬置被动侧加速度数据

由于怠速噪声峰值频率集中在200 Hz 以下，本文声学计算分析频率范围取20 Hz～200 Hz，分辨率1 Hz。计算得到的司机位置噪声数据与试验测试结果的对比如图5所示。得到的计算声压数据与试验值具有较好的一致性，可以用于下一步的声学仿真分析。

图5 驾驶室噪声预测

2.3 驾驶室模态参与因子计算

驾驶室模态参与因子指每1阶驾驶室结构模态对声-振耦合系统计算声压值的参与量，可用于识别驾驶室声-振耦合系统声学响应最敏感的结构模态。在获得驾驶室结构节点振动以及声腔节点声压的基础上，可表示为驾驶室模态参与因子的函数，如：

式(4)中：Φs和Φa分别驾驶室的结构模态和声腔模态，ξs和ξa代表对应的模态参与因子。

应用Virtual.lab软件计算驾驶室内怠速噪声峰值频率32 Hz、64 Hz、96 Hz处的结构模态参与因子，如图6所示。声压峰值频率32 Hz 处的主要模态参与因子集中在第7阶模态，64 Hz处的主要模态参与因子集中在第54、55、57 阶模态，96 Hz 处的主要模态参与因子集中在第115、121、122阶模态。

2.4 驾驶室模态应变能分析

在驾驶室声-振耦合有限元计算时，第i阶模态的第j个单元的模态应变能为

式(5)中：Φi为第i阶模态振型向量；Kj为第j单元的刚度；

对单元的前N阶模态应变能进行叠加，便可得到单元的综合模态应变能为

计算得到各模态阶次叠加综合应变能如图7所示。32 Hz 对应的模态应变能集中区域在驾驶室顶棚位置；叠加第54、55、57阶模态应变能，得到64 Hz峰值频率点对应模态应变能集中区域为驾驶室后围右侧位置；96 Hz处的主要模态参与因子集中在115、121、122阶，对应模态应变能集中区域为驾驶室底部位置，以上区域作为驾驶室怠速噪声控制的对象。

图6 模态参与因子

图7 模态应变能分布云图

3 方案制定及验证

针对驾驶室顶棚位置，采用增加顶部加强筋方式提升结构强度，对应64 Hz以及96 Hz对应的应变能集中区域，采用铺设自由阻尼层的减振处理方式，如图8所示。图中黑色单元表示阻尼材料的位置，阻尼材料的弹性模量取为1.62 GPa，泊松比为0.49，密度为1 800 kg/m3。

首先，通过耦合声学有限元法，计算怠速噪声控制方案实施效果。采取结构局部加强以及阻尼布置方案后，32 Hz 处声压峰值衰减了5.2 dB，64 Hz 与96 Hz 处声压峰值分别衰减了2.2 dB、3.5 dB。怠速控制方案在峰值频率点处噪声衰减明显。

其次，应用LMS 噪声采集设备，测试并验证怠速噪声控制方案实施效果，如图9所示。通过试验测试，应用怠速控制方案，耳旁声压级降低了3.2 dB，可见已达到了良好的降噪效果，同时也证明了模态参与因子结合模态应变能分析的有效性。

图8 驾驶室怠速噪声控制方案

图9 改进前后驾驶员耳旁声压频谱

4 结语

(1)针对32 Hz及其倍频的重卡驾驶室怠速噪声问题，本文建立驾驶室声-固耦合有限元计算模型，获取了各峰值频率对应的结构模态参与因子。

(2)通过叠加各阶模态应变能，得到了各峰值频率点对应的模态应变能集中区域，为怠速噪声控制方案的制定，指明了方向。

(3)采用结构加强及铺设阻尼材料的方式，对模态应变能集中区域进行处理，通过有限元方法及试验测试，取得了良好的降噪效果。