Page 75 - 《应用声学》2020年第2期

第 39 卷 第 2 期 苏俊收等： 某型振动轮噪声数值模拟及优化分析 233

上标 “+” 和 “−” 分别代表振动轮表面与辅助虚边 有限元模型如图 2 所示。然后进行 35 Hz 振动谐响
界域表面。边界元法声学计算方程矩阵形式为 应分析，结果如图3所示。
[ ] { } { }
B C T σ f 2.2 噪声仿真
= , (8)
C D µ g 将 振 动 轮 的 振 动 响 应 导 入 到 Virtual.Lab
其中，B、C 和 D 为系数矩阵，σ 为速度脉动向量， Acoustics 中进行，对振动轮的声场辐射噪声进行
µ 为压力脉动向量，f 和 g 是外界激励向量。求解 仿真预估 [2] 。如图4所示，建立了振动轮模型的声学
该方程可以得到边界单元各节点的单层势σ 和双层 边界元网格，将振动轮的振动响应数据映射到声学
势 µ。 网格上，得到振动轮模型的声场分布，如图5所示。

2 数值模拟

2.1 振动仿真

振动轮是通过减振器连接到框架上的，减振器
参数如表2所示。
在 ANSYS 软件中，减振器用 BUSHING 单元
来模拟，对振动轮施加约束。在轴承连接处，施加两
√
个相互垂直、相位差为 90 的激振力，F = A +B 2 图 4 振动轮的声学边界元模型
2
◦
= 173923.3 N，模拟振动轮受到的离心力，振动轮 Fig. 4 Acoustic boundary element model of vi-
bration wheel
表 2 减振器刚度
Table 2 Damper stiffness

个数 刚度/(N·mm −1 )
行走侧 6 1290
振动侧 4 1120

y
x
图 5 35 Hz 振动轮的声场分布
Fig. 5 Sound field distribution of 35 Hz vibration wheel

ஷҫሏॷҧ 按照GB/T 25612–2010标准，设定测量面半径
BUSHING 尺寸为 16 m，测量面上设置 6 个场点 [3] ，如图 6 所
ӭЋ
示，得到各点的声压值，如表 3 所示。利用声功率计
图 2 振动轮有限元模型
算公式 (9) 与公式 (10)，计算出振动轮 35 Hz 辐射声
Fig. 2 Vibration wheel finite element model
功率为83.5 dB(A)。

图 3 35 Hz 振动轮谐响应分析结果
图 6 振动轮的场点设置
Fig. 3 Analysis results of harmonic response of
Fig. 6 Field point setting of vibrating wheel
35 Hz vibration wheel