拖拉机驾驶室模态分析与耳旁噪声控制

拖拉机机件运转时产生的噪声和振动较大，驾驶员长时间接触噪声，会引起头晕、耳鸣、烦躁以及注意力下降等现象，严重的还会直接对身体造成损伤[1]。驾驶室耳旁噪声是由噪声源发出的直接传入驾驶室直达声和直达声被壁板多次反射行程的混响声组成。为减小车辆耳旁噪声，通常使用面板贡献度的方法确定车内板件的声学贡献[2]，利用传递路径法和统计能量法也可以很好的确定汽车驾驶员耳旁噪声贡献最大的板件，通过优化板件或者优化发动机悬置装置达到降低耳旁噪声的目的[3–4]。但是，拖拉机结构不同于乘用车辆，其本身刚度较小，在外界激励的作用下壁板产生振动而辐射出很强的噪声，同时驾驶室外透射进室内的噪声和壁板振动辐射噪声都会在驾驶室内壁板间多次反射形成混响，形成由直达声和混响声叠加的噪声声场[5]，因此，以驾驶员耳旁噪声为目标确定噪声源的方法，容易出现误差。

本文针对某出口型号拖拉机驾驶室的结构设计合理性与结构噪声的关系问题，利用模态分析的方法对驾驶室结构有限元模型进行研究，对不利于耳旁噪声的结构进行优化，并使用传感器等测试设备对优化前后的耳旁噪声和振动进行了对比测试。

1 模型的建立

1.1 驾驶室CAD模型的建立

根据某型号拖拉机驾驶室图纸，按照1:1的比例在Creo软件中建立了拖拉机驾驶室的各个零件模型，装配成拖拉机驾驶室的三维CAD模型。

1.2 驾驶室结构网格和声腔网格模型的建立

将拖拉机驾驶室装配文件*.asm文件导入Hypermesh软件中，模型进行网格划分，建立拖拉机驾驶室的白车身结构模型。在建立网格模型时，进行几何清理，忽略小的圆角和凹凸，检查网格的质量如扭曲角、四边形内角等。焊接、减振、螺栓分别采用ACM2[6]焊接单元、弹簧单元和RBE3单元进行模拟。建立的结构网格模型如图1(a)所示。

图1 驾驶室结构和声腔网格模型

内声腔的网格密度依照公式=0[7]确定，其中L为单元长度，c为声速为最高计算频率。因为所关心的频率范围在20 Hz～200 Hz[8]，因此单元尺寸选为50 mm满足要求。声腔网格模型如图1中(b)所示。

2 结构和声腔模态分析

2.1 结构模态分析

结构模态反映结构振动固有形态，其本质反映的是结构的的刚度分布特性，为了降低模态频率下的结构振动响应，结构模态振型应与结构形状相匹配[9]。在有限元模型中多采用无阻尼自由振动系统[10]，方程为

式中：[M]——质量矩阵

[K]——刚度矩阵

{x(t)}——系统的位移响应

设无阻尼自由振动的解为

代入方程，得

其特征方程为

式(4)是一个关于ω2的n阶多项式，可以解出方程的一组离散的根，这n个根的算术平方根即为系统的无阻尼固有频率。

将固有频率代入式（3），可得一组关于振幅向量的值，即可解出第i阶的模态振型。

拖拉机驾驶室结构的固有动态特性决定了车内结构噪声的动态特性[11]。利用Hypermesh软件计算得到拖拉机结构模态振型如图2所示，云图中颜色越深表示振动的位移越大。

图2 结构模态振型

从表1中模态振型结果可以看出，驾驶室的前6阶模态中既有整体模态，也存在局部模态。整体模态主要涉及前围板和左右护板等大范围的振动，局部模态主要涉及白车身车顶支架、驾驶室底板和驾驶座下板，这些位置刚度不足，外部的激励容易产生大的变形。第5阶和第6阶模态在70 Hz附近，壁板振动较为剧烈，这与发动机的激励信号产生的共振有关，可导致驾驶室噪声恶化。

表1 结构模态及振型描述 24.9 44.8 47.5 58.7 69.1 72.0 81.4 88.9顶棚横梁振动两侧护围板振动A柱、B柱与车顶支架结合处振动两侧护围板、前挡风玻璃钢架振动驾驶室底板振动驾驶室前挡板振动座椅底板振动顶梁振动

2.2 声腔模态分析

同结构系统类似，声腔也具有模态振型和模态频率，在某一声学模态频率下，声波在驾驶室声腔内传播时，入射波与反射波相互消减或者相互叠加，在不同位置处产生不同的声压分布，称为声学模态形状[12]。当边界的结构运动向量为零向量时有限元流体方程为

其中分别为流体质量和刚度矩阵为单元节点的声压。

其特征方程为

式中：ωi为声学模态频率为模态矩阵。

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