Page 17 - 《应用声学》2021年第2期

第 40 卷 第 2 期 刘志恩等： 挖掘机驾驶室低频结构噪声分析与优化 185

2.3 结果分析 图，确定振动位移较大的结构，进行优化。由于篇幅
汽 车 行 业 规 定 车 身 声 学 灵 敏 度 目 标 值 为 所限，这里仅列出前两个工况的模态贡献量柱状图，
55 dB，考虑到挖掘机驾驶室和汽车驾驶室的结 如图6所示。
构差异以及工程机械NVH 性能要求没有汽车严格， 图 7 为驾驶室第 11 阶结构模态振型图，可以看
设定挖掘机驾驶室声学灵敏度目标值为 60 dB。对 出：驾驶室右侧围板的振动位移最大，因此需要对该
所得到的NTF 曲线进行分析，将峰值大于 60 dB所 处结构进行优化，提高其刚度，进而降低驾驶员耳旁
对应的频率定义为危险频率，通过对12个工况的危 的声压级。
险频率进行统计，频率 35 Hz 出现的次数最多，所以
140
将 35 Hz 确定为需优化的频率。其中频率 35 Hz 所 133.9
120
对应的 7 个危险工况分别为左前悬置安装点、左后
100
悬置安装点、右后悬置安装点的 y、z 向激励和右后 80
വগ᠈࿹᧚/% 60
悬置安装点的z 向激励。

3 模态声学贡献度计算 40
20
0 0.98
-2.8 -2.38 -2.12 -2.08 -1.4 -1.16 -4.22
3.1 模态声学贡献度基本理论 -20 -10.08 -8.64
M11 M13 M18 M24 M16 M19 M15 M20 M14 M8 Х̵
模态是结构系统的固有振动特性，机械结构中 വগ᫽஝
任何一点的响应都可以表示为各阶模态的线性组 (a) ࢺц1
合，即m点的响应可以表示为 160
140 135.6
x m (ω) = φ m1 q 1 (ω) + φ m2 q 2 (ω) + φ m3 q 3 (ω) + · · · 120
N 100
∑
+ φ mN q N (ω) = φ mr q r (ω) , (2) വগ᠈࿹᧚/% 80
r=1 60
式 (2) 中，φ mr 是响应点 m 的第 r 阶模态振型系数； 40
20
q r 是第r 阶的模态坐标。 0 2.82 1.68 1.37
-3.74 -2.8 -2.27 -1.79 -8.09
-12.86 -9.93
模态声学贡献度的计算即是求某阶模态所引 -20
M11 M13 M18 M12 M10 M24 M15 M16 M7 M8 Х̵
起的响应在对总响应中的比重，也就是求模态坐标。 വগ᫽஝
(b) ࢺц2
通过方程变换可以求得模态坐标为 [7]
f mr 图 6 驾驶室模态声学贡献度
q r = , (3)
2
Fig. 6 Contribution of modal acoustics in the cab
K r − ω M r + jωC r
式(3)中，f mr 、K r 、M r 、C r 别表示第r 阶激励力、刚
度矩阵、质量矩阵、阻尼矩阵。
3.2 计算结果与分析
通过有限元软件进行模态声学贡献度分析，
找出 35 Hz 下各个工况噪声峰值的主要模态贡献
阶数，进而根据驾驶室结构模态振型对振动位移
较大的局部结构进行优化，达到降低噪声峰值的
目的。
在驾驶室声 -固耦合模型中分别加载 7 个危险
工况对应的激励，计算出驾驶室结构在 35 Hz 下的
模态贡献量。综合统计这7个工况的模态贡献量，确 图 7 驾驶室第 11 阶模态振型云图
定对 35 Hz 噪声峰值贡献量最大的模态阶数都为第 Fig. 7 The 11th-order modal shape cloud image
11阶模态，然后根据驾驶室结构第11阶模态的振型 of the cab