驾驶室结构振动及其声固耦合噪声响应分析

图 4 厚度为 3 mm下驾驶员左耳声压曲线对比

图 2 驾驶员左耳处声压对比曲线
从图 2还可以看出 ,频率范围在 105 Hz～115 Hz、145 Hz～155 Hz和 182 Hz～190 Hz内 ,驾驶员左耳处的场点声 压比较小 ,这样驾驶员左耳听到的噪音也比较小 。当频率 范围在 88 Hz～100 Hz、126 Hz～138 Hz、169 Hz～172 Hz 内 ,场点声压出现波峰 ,这里 92. 93 Hz、131. 04 Hz、172. 71 Hz恰恰是驾驶室声模态的第 2、4、7 阶 ,引起了声腔共鸣 , 使驾驶员左耳听到的噪音很不舒适 。因此在进行驾驶室的 结构设计时 ,发动机对于驾驶室的激振频率要尽量避开这 3个频率段 ,底盘的调校也同样要避开这 3个频率段 ,使驾 驶员与乘员在驾乘过程中尽量不受到噪音的干扰 。 3. 2 声固耦合作用
式 (4)和式 (5)描述了完全耦合的结构流体运动方程 ,
用统一的矩阵形式表示为
MS 0 Β
CS
0
·
U
ρf R M f
·· + P
0
Cf
·+ P
KS
- RT
U =
FS
(6)
0 Kf P
0
根据弹性结构和流体相互耦合的离散化矩阵方程 ( 6)
可以得到结构表面 S 节点处的位移和声压 。
1. 2 声学边界元方程
(西北工业大学 机电学院 ,西安 710072)
摘 要 :利用有限元分析软件 ANSYS和声学分析软件 SYSNO ISE对卡车驾驶室的振动与内部声场耦合做了数值计 算分析研究 。介绍了振动频响分析方法 ,动力学计算与声学边界元模型耦合的具体步骤 。通过计算分析 ,分别研究 了驾驶室结构的声固耦合模型与非耦合模型对室内声场的影响 ,从而找出在不同的壁板厚度条件下 ,声固耦合作用 对室内噪声的影响 ,以及驾驶室内声场的变化规律 。 关 键 词 :驾驶室 ;振动 ;声学 ;有限元 ;边界元 ;声固耦合 中图分类号 : TH113 文献标识码 : A
第 25卷 第 7期 2006年 7月
机械科学与技术 M ECHAN ICAL SC IENCE AND TECHNOLOGY
Vol. 25 No. 7 July 2006
文章编号 : 100328728 (2006) 0720856204
驾驶室结构振动及其声固耦合噪声响应分析
刘 鹏
刘 鹏 ,刘 更 ,惠 巍
∫ S
p ( rq )
5G ( rp , rq ) 5n
+ ωj ρvn G ( rp , rq )
dS ( rq )
=
p ( r)
r∈E
1 2
p(
r)
r∈S
(9)
0
r∈ I
式中 : E、S、I分别表示观测点的位置在结构外部 、表面上和
内部 ; rp、rq 分别指观测点和表面上的积分点 ; G ( rp , rq ) =
1 基本方程
1. 1 结构 2流体耦合振动方程
假定流体是理想的声学介质 ,则声波动方程 [8 ]为
2p
=
1 c2
52 p 5t2
(1)
式中 : c为流体介质中的声速 ; p为瞬时声压 ; 2 为拉氏算
符 。为了进行单元离散的方便 ,引入散度和梯度向量形式
的运算符号如下
· ( ) = LT = 5 5 5 ( ) = L ( 2) 5x 5y 5z
该卡车驾驶室是由梁 、柱和板 (钢板和玻璃 )组成的封 闭空间 , 在建立驾驶室有限元模型时 , 假设门窗玻璃与驾 驶室车门的连接是刚性连接 , 不考虑橡胶密封条的弹性作 用 , 同时认为门关紧后和驾驶室的连接也为刚性连接 。整 个驾驶室结构采用板 、梁组合的有限元模型 。整个卡车驾 驶室结构划分为 248个梁单元和 2052个板单元 (其中钢板 单元有 1512,玻璃单元为 540) ,驾驶室内声场划分为 5720 个流体单元 ,总共 6804个节点 ,图 1 为该型号卡车驾驶室 声 2结构耦合振动的有限元分析模型 。模型结构参数 :密度 ρ = 7800 kg/m3 ,弹性模量 E = 2. 1 ×1011 N /m3 ,泊松比 μ = 0. 3。空气密度 ρ = 1. 21 kg /m3 ,声速 c = 344 m / s。计算时 频率计算区间设定为 : 0～300 Hz,频率增量步为 2 Hz,激励 点位于卡车底盘与驾驶室的连接处 。
e- jkR ( rp, rq) 4πR ( rp , rq )
是自由空间的格林函数 ,
R
(
rp ,
rq )
= | rp -
rq | 。
对表面 Helmholtz积分方程进行离散 ,可以得到边界元
求解方程
Ep = D vn
( 10)
在结构面 S 上 i节点处单频声场的声强为 Ini
Ini
=
1 2
在流固耦合面 S 上 ,存在边界条件
5p 5n
=-
ωj ρvn
(7)
式中 : vn是边界表面的法向速度 ;ω为圆频率 。在无限远处
要满足 Sommerfeld的辐射条件
lim r
r→∞
5p 5r
+
jkp
=0
(8)
式中 : k为波数 。利用波动方程式 (7) 、式 ( 8) ,对于单频声
场 ,可转化为 Helmholtz积分方程
32声固耦合作用为了研究在不同壁板厚度条件下驾驶室内空腔流体介质对驾驶室内噪声的影响分别采用声固耦合模型和非声固耦合模型仿真计算了壁板厚度为2mm一7mm下驾驶室室内噪声对应2mm一5mm的计算结果分别如图3厚度为2mm下驾驶员左耳声压曲线对比l20llo100要90誉80诅70605o频率hz厚度为3mm下驾驶员左耳声压曲线对比02o4o6o8olo012o14ol6ol8o2o0频率hz厚度为4mm下驾驶员左耳声压曲线剥比频率hz厚度为5mm下驾驶员左耳声压dli线对比从总的趋势来看驾驶室的壁板较薄时空气对驾驶室内噪声影响还是比较大的非耦合模型产生的最大声压要比声固耦合模型高
应用 Galerkin过程 ,并乘以声压的变分 δp,在流体区域
V 内积分 ,经过运算 [9 ]得
µ µ κ V
1 c2
δp
552t2pdV
+
V
(LTδp) (L p) dV
= ρf δpnT
S
52 U 5t2
dS
(3) 式中 : u为 S 面上位移向量 。
第 7期 刘 鹏等 :驾驶室结构振动及其声固耦合噪声响应分析
85 8 机 械 科 学 与 技 术 第 25卷
型都出现了声压值的波峰 ,在同一频率同时出现了波峰 ,厚 度 5 mm 的模型在波峰处的声压值为 100 dB ,在厚度为 2 mm～7 mm这 6个驾驶室计算模型中声压值最高 。当激振 力分别为 130 Hz和 170 Hz时 ,各模型计算也同时达到声 压的波峰 。
3 计算结果与分析 3. 1 壁板厚度变化
为了研究驾驶室壁板厚度对受激振力作用的驾驶室内 部噪声的影响 ,本文对厚度分别是 2 mm ～7 mm 的驾驶室 进行了室内噪声分析 ,不同厚度的驾驶室声固耦合模型在 驾驶员左耳处 (见图 1)声压曲线如图 2所示 。
由图 2可以看出 ,在频率 80 Hz之前 ,不同壁板厚度时 驾驶员左耳旁的场点声压曲线相差较大 ,壁板厚度的增加 将有效的降低噪声 。当壁板厚度较薄时 (如 2 mm ) ,驾驶 室整体刚度小 ,在激振力作用下 ,驾驶室比较容易发生变 形 ,在驾驶员左耳处产生的声压较大 。随着厚度的增加 ,第 一次出现波峰处的频率依次变大 ,并且波峰波谷处的声压 值依次减小 。在频率为 92 Hz处 ,所有厚度的声固耦合模
857
将流体方程离散化 ,分成若干个有限单元 ,单元内任意
一点的声压和质点的位移及其对时间的各阶导数均可由该
单元结点上相应值插值表示 ,并将声压变分约去 ,可得流体
区域内声场的有限元矩阵方程为
··
M f P + Kf P
+ρf R Β
=0
(4)
式中 : M f 为流体等效质量矩阵 ; Kf 为流体等效刚度矩阵 ; R
Re
pi · ( vni ) 3
( 11)
式中 : Re[ ]表示取实部 ;上标“3 ”表示共轭 。
2 卡车驾驶室声固耦合模型 某卡车驾驶室有限元模型长 1. 7 m ,宽度 2 m ,高度为
1. 7 m (如图 1 所示 ) ,建立三维驾驶室有限元分析模型时 对驾驶室做了部分简化 。
图 1 某型卡车驾驶室声 2结构耦 合振动有限元分析模型
Ana lysis of Cab Structure V ibra tion and its Acoustic Coupling No ise Respon se L iu Peng, L iu Geng, Hui W ei
( School of M echatronics Engineering, Northwestern Polytechnical University, Xi′an 710072) Abstract: The numerical calculation and analysis for the coup ling of vibration and interior sound field of a truck cab has been carried out by using the FEM and the acoustic analysis software. The p rocedures for coup ling dynam ic calculation w ith the boundary element method (BEM ) to analyze vibro2acoustic charac2 ters of the cab are p resented. The effects of the p late thickness around the cab on interior sound p ressure levels are discussed by using structural2acoustic coup ling models and noncoup ling models. Key words: cab; vibration; acoustics; FEM; B EM; acoustic coup ling
收稿日期 : 2005 09 14 作者简介 :刘 鹏 (1978 - ) ,男 (汉 ) ,山东 ,硕士研究生
E2mail: npuliug@ nwpu. edu. cn
驾驶室壁板结构改变后耦合作用的研究还比较少 ,本文应 用有限元和边界元方法对汽车车身结构振动和车内噪声问 题进行了研究 ,并且比较了声固耦合模型与非耦合模型在 不同壁板厚度下的噪声响应 。
为保持有限元模型与边界元模型结点的一致性和数据 输入的正确性 ,在建立驾驶室声学边界元模型时 ,将图 1建 立的有限元模型网格作为声学边界元模型网格 。在计算 中 ,取结点振动速度作为声学输入 ,得到驾驶室三维声学边 界元模型 。模型节点总数 2054,单元数 2052,边界元网格 满足分析频率的计算要求 。
卡车驾驶室内的噪声 [1, 2 ]不仅危害驾驶员的身体健康 而且对心理产生不良影响 ,削弱驾驶员对各种外界信号的 感受能力 ,危及行车安全 。卡车的声学品质又是提高产品 竞争能力的重要方面 ,所以研究卡车驾驶室内噪声特性 ,降 低室内噪声具有重要的现实意义 。
车内噪声主要是由发动机 、传动系 、轮胎 、液压系统及 结构振动引起 。现代汽车愈来愈趋于轻量化和高速化 ,研 究表明 ,质量轻的车身和类似的减轻汽车质量的措施增大 了汽车车身振动和车辆内部噪声 ,特别是低频噪声 。人们 试图以吸声材料来降低车内噪声 ,但是吸声材料虽然能够 较好地吸收高频噪声 ,但对低频噪声的作用不大 ,显然这个 问题最实际的解决办法是修改汽车结构 [3, 4 ] 。这就首先要 求对驾驶室内部声学特性进行声学动态特性分析 , 1984 年 , GM 的 S. H. Sung和 D. J. Nefske[5 ]应用有限元方法对 完整车身内部结构噪声进行了分析 ,并首次考虑了车身结 构和声场的耦合作用 。近些年来国内许多研究者在驾驶室 声固耦合领域也进行了不懈的努力和探索 [6, 7 ] ,但是随着
为流体和结构的耦合矩阵 ; Β为单元节点的位移 U 对时间
的二阶导数 ; P为结点声压的矩阵 。
以上建立了离散形式的波动方程 。在流体与结构的交
界面上 ,声压对结构同时也产生一个面力的作用 ,将其变换
到结点上 ,于是结构方程可以写为
·
M S Β + CS U + KS U = FS + Ff
(5)
式中 : Ff = RT P 。
为了研究在不同壁板厚度条件下 ,驾驶室内空腔流体 介质对驾驶室内噪声的影响 ,分别采用声固耦合模型和非 声固耦合模型仿真计算了壁板厚度为 2 mm～7 mm下驾驶 室室内噪声 ,对应 2 mm ～5 mm的计算结果分别如图 3～图 6所示 。