挖掘机驾驶室结构振动及噪声分析
利用有限元分析软件ANSYS对挖掘机驾驶室的振动与内声场耦合做了数值计算分析研究。本文介绍了振动模态分析方法，谐响应分析方法的具体步骤。通过计算分析,得到壁板厚度对挖掘机驾驶室振动噪声的影响，从而找到振动最大的部位，对该部位进行结构改进，最终达到降噪的效果。挖掘机驾驶室内的噪声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。挖掘机的声学品质又是提高产品竞争能力的重要方面, 所以研究挖掘机驾驶室内噪声特性, 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。研究表明, 质量轻的机身和类似的减轻挖掘机质量的措施增大了挖掘机驾驶室的振动和驾驶室内部噪声, 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改进挖掘机驾驶室结构。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等人应用有限元方法对汽车车身内部结构噪声进行了分析, 并首次考虑了驾驶室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 , 但是随着驾驶室壁板结构改变后耦合作用的研究还比较少, 本文应用有限元法对挖掘机驾驶室结构振动和车内噪声问题进行了研究, 并且提出了改进方案并得到验证从而达到了降噪的效果。
1基本方程
1.1结构模态分析理论
根据达朗伯原理，在结构所受的载荷中加入惯性力，用类似于建立静力学平衡方程
的方法建立结构的动力学方程：
其中：为结构的总质量矩阵;为结构的总刚度矩阵;为结构的阻尼矩阵;{δ}为节点位移列阵;{Fp}为节点等效载荷列阵; {δ}为节点位移的二阶导数列阵，即加速度列阵;{δ}为节点位移的一阶导数列阵，即速度列阵。
在结构的动力学方程中，令{Fp}=0，并且考虑无阻尼自由振动的情况，此时得方程组：
1.2声固耦合分析理论
所以对于涉及到流体—结构耦合的问题，除了耦合子矩阵和外，声学流体单元将产生所有上标为P的子矩阵，其它子矩阵将由模型中的结构单元生成。
2挖掘机驾驶室声固耦合模型
某挖掘机驾驶室有限元模型长1555mm, 宽度960mm, 高度为1570mm 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 驾驶室声-固耦合模型
图2 谐响应分析加载示意图
该挖掘机驾驶室是由梁、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。整个驾驶室结构划分为292个梁单元和2108个板单元(其中钢板单元有1528, 玻璃单元为580), 驾驶室内声场划分为5730个流体单元, 总共6854个节点, 图1为挖掘机驾驶室声-结构耦合振动的有限元分析模型。模型结构参数: 壁板密度ρ= 7800 kg /m3, 弹性模量E = 2. 1 e11 N /m3, 泊松比∀ =0. 3。玻璃密度ρ=2500 kg /m3，弹性模量E = 2. 1 e11 N，泊松比∀ =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~ 200 H z, 频率增量步为2 H z, 激励点位于挖掘机底盘与驾驶室的连接处。
3计算结果与分析
3. 1驾驶室声-结构耦合模态分析
车身受到外界激励后引起车身壁板振动，同时车身壁板的振动还受到驾驶室空腔气体的影响。板壁产生噪声，再经过驾驶室内空腔气体放大或衰减，产生的噪声反过来加剧或抑制了车身壁板的振动，外界激振力输入后经过这样的耦合最后形成车内噪声。所以单独考虑车身结构本身的振动或单独考虑空腔气体声学模态都不能反映驾驶室内噪声的振动的实际情况。这就需要进行把车身结构振动和空腔气体综合起来考虑的。因为低频模态对驾驶室的噪声具有决定的影响，所以取分析频率范围为0-200HZ，分析得到驾驶室的模态值如表1所示。
表1 驾驶室声-结构耦合模态值
3. 2 驾驶室谐响应及声压级分析
驾驶室在行驶过程中受到的激振力主要来自发动机运转和路面不平度引起的地盘振动，通过承载它的大梁传至驾驶室。加载情况如图2，为看的更清楚，略去了有限元网格及壁板玻璃只显示了驾驶室梁结构图。在地板与梁接触的四个角点处施加幅值为10N的简谐载荷，并且约束四个角点的X和Z轴方向上的平移自由度，和顶棚对角线交汇处节点的Y方向上的自由度。计算频率范围为0HZ-200HZ，步长为2HZ。
按上述加载方法计算，根据相关标准选定驾驶员右耳处(本文选择2972号节点)为参考点，得到此处的声压幅值、相位及换算后的声压级随频率变化的曲线如图3，图4，图5所示。
图3 左耳处声压幅值图
图4 左耳处相位图
图5 左耳处声压级值
由图3和图5可知，人左耳声压值和声压级值最大处在频率为180HZ的位置，与第50阶固有频率179.93HZ很接近。其中最大声压值和最大声压级值分别为100Pa和137.5分贝。噪声值明显过大，所以得进行结构改进。
3. 3 驾驶室结构改进及分析
由上可知，驾驶室人耳噪声最大值在180HZ处，由此得到该频率处的整个驾驶室的振动声压值模型。如图6所示。
图6 驾驶室振动声压分布图
由图6所知，后窗玻璃和右边玻璃窗振动幅度最大，所以对该几处进行结构改进，由5mm厚度改为7mm。改进后得到人左耳处的声压幅值、相位及换算后的声压级随频率变化的曲线如图7，图8，图9所示。
图7 改进后左耳处声压幅值图
图8 改进后左耳处相位图
图9 改进后左耳处声压级值图
由图7和图9可知，改进后的人左耳声压值和声压级值最大处在频率为180HZ的位置，其中最大声压值和最大声压级值分别为6.4Pa和110分贝。噪声降低了27.5分贝，所以结构改进方案合理。
4结论
在本文模型下, 当激振频率小于200 H z时，壁板厚度对驾驶员左耳旁的场点声压影响较大, 壁板厚度的增加将有效地降低噪声。本人通过增加壁厚，改进驾驶室的结构从而达到了降低驾驶室振动噪声的作用，进而对挖掘机及工程机械的降噪具有一定的参考价值。
转自：http://mp.weixin.qq.com/s?__biz=MzA3MjM1ODQyNQ==&mid=2655947216&idx=1&sn=b15b7e5428e3d94a5537f258c50d24d5&scene=1&srcid=0815DM89vboUN0BUrEsNFWGu#rd
页:
[1]