Page 86 - 《应用声学》2020年第5期

728 2020 年 9 月

0.14 其中，R 双层夹层玻璃的隔声量，m 1 、m 2 为组成构
0.12 建的面密度，∆R 1 为双层构建中间层的附加隔声
Ҫဋ/mW 0.08 量，对于常用的 PVB 膜来说，当膜厚为 0.76 mm 时
0.10
0.06
0.04 取 5.5 dB；当膜厚为 1.14 mm 时取 6 dB；当膜厚为
0.02
1.52 mm 时取 7 dB；可以通过增加夹层厚度来提高
0
Ғ᮳૕ ࢻဝၕ᫃ Կဝၕ᫃ Ցဝၕ ࢻՑဝၕ ԿՑဝၕ ᮇ౜ अ౜ Ցڊ౜ 隔声量。左右侧板及后围板则主要以共振方式向驾
驶室传递能量，需要通过减少共振来达到降噪目的。
ߕጇፒ 可以通过粘贴阻尼材料减少噪声。
利用 VA ONE 软件中的 NCT 功能对子系统覆
图 13 驾驶室非共振能量输入
盖材料进行调整，以及修改软件各子系统材料属
Fig. 13 Non-resonant energy input to the cab
等方法对各种改进方案进行模拟，并仿真计算改进
后拖拉机驾驶室噪声声压级，与未改进数据进行对
4 改进措施
比，如表 3 所示，可以看出增加夹层玻璃夹层厚度
声学子系统间的能量传递通过非共振响应路 可以达到降噪效果，而增加玻璃厚度反而提高了噪
径且该路径占比较高时，增加子系统的阻尼可能不 声声压级；对侧板等板件粘贴阻尼材料也可以降噪
会减少声音的传输，此时需要通过改变子系统物理 0.6 dB 左右。最终改进方案为方案一、方案三、方
性质来增加隔声量。夹层玻璃隔声量计算公式为 案四综合，改进后驾驶室噪声在各频段均有一定下
降，整体声压级下降 2.5 dB。图 14为综合改进方案
R = 13.5 lg(m 1 + m 2 ) + 13 + ∆R 1 , (3) 仿真值与未改进仿真值对比。

表 3 改进措施及效果
Table 3 Improvement measures and effects

原车 改进 单独改进效果/dB
方案一 夹层 1.52 mm 玻璃 8 mm −0.6
前风挡 夹层 0.76 mm 玻璃 8 mm
方案二 夹层 0.76 mm 玻璃 12 mm +0.7
左右玻璃门及玻璃窗 钢化玻璃 5 mm 方案三 夹层 0.76 mm 玻璃 5 mm −0.8
左右侧板及后围板 PU 泡沫 10 mm 方案四 5 mm 阻尼材料 + 泡沫 10 mm −0.6

100 室模型，对比单一采用有限元方法建立的模型有着

80 建模速度快和分析时间短优势，相较于统计能量分
ܦԍጟ/dB(A) 60 析方法，FE-SEA混合法拓宽了其应用频段，提高了
噪声预测的精度，混合建模方法对比传统建模方法
40

20 ஈᤉՑ͌ᄾϙ 在中频段的使用有着较高的分析精度，是一种有效
ஈᤉҒ͌ᄾϙ
的中频段噪声研究分析方法。
0
20 32 50 80 125 200 315 500 800 1250 2000 3150 5000 (2) 分析了驾驶室声腔能量输入的主要途径和
1/3φᮠሮ˗ॷᮠဋ/Hz 子系统的贡献量，发现仅通过抑制板件的振动难以
达到较好的降噪的目的。
图 14 驾驶室改进仿真结果
(3) 针对性的增加隔声量和抑制振动可以使得
Fig. 14 Simulation results of improved cab
驾驶室噪声降低2.5 dB。
5 结论
参 考 文 献
(1) 使用有限元方法建立拖拉机驾驶车架结构
子系统，统计能量分析方法建立驾驶室板件子系统，
[1] 王德海, 周以齐, 燕同同. 拖拉机驾驶室模态分析与耳旁噪声
并正确耦合各个子系统所建立的FE-SEA混合驾驶 控制 [J]. 噪声与振动控制, 2018, 38(S2): 397–401.