孙春飞，王 娟，李明海

(大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁 大连 116028)＊

0 引言

随着轨道交通事业的发展，列车工作人员对自身工作环境的要求也越来越高，司机室是司乘人员工作的主要场所，司机室环境是否舒适直接关系到司乘人员的身心健康、工作效率和列车运行质量.给司乘人员营造一个良好的工作环境，不仅能够保证司乘人员的身心健康，而且能够提高司乘人员的工作效率、操作的准确性和他们对机车的认可程度［1］.因此，做降低机车司机室的噪声污染、改善司乘人员工作环境方面的研究是非常有意义的.

内燃机车司机室的噪声源主要有:柴油机、主发电机、辅助电机、风机和轮轨［2］.这些设备或结构的振动通过底架和转向架到达司机室，引起司机室的振动，随之产生噪声［3］.如果司机室结构模态和空腔的声学模态在某频率时达到了一致，结构的振动将与附近的空气相耦合，产生的振动噪声将急剧升高，所以，在设计和优化过程中为了更好的控制司机室的噪声和振动，对其进行结构模态和声学模态的分析就显得尤为重要［4］.本文将在结构模态和声学模态的基础上对司机室的耦合模态以及声场响应做详细的计算分析，为后续的改进和优化提供必要的参考依据.

1 司机室噪声预估

本文以东风系列某内燃机车为例进行了分析研究，根据设计图纸对未安装设备的机车白车身进行了三维建模，底架考虑了侧梁、前后四组旁承横梁、牵引梁、前后柴油机安装梁以及风道梁等主要梁结构，对司机室的钢架结构做了详细的建模.机车白车身有限元模型图，如图1所示.

图1 内燃机车白车身有限元模型

司机室空腔的声学有限元模型如图2(a)所示，采用的四面体网格单元，根据每个波长内至少容纳6个单元的要求，需结合自身声学计算的要求来调整网格单元大小水平［5］，经计算本模型单元可计算的最高频率为 923.5 Hz，可以满足400Hz以下计算要求.声学有限元模型节点数为129 880，单元数为609 408.机车总体结构由大量的板梁结构焊接而成，车身的蒙皮均采用2.5 mm厚的钢板，为了减少出现大量的局部模态，在不影响计算精度的情况下，有限元模型中去除了其他舱室的侧墙、顶棚和钢结构骨架，只保留了司机室的详细钢架结构，蒙皮、以及对其模态影响较大的底架钢结构.节点总数为 269 878，单元数为281565.统一采用 shell181单元，材料选用钢材料，弹性模量为2.1 ×1011N/m3，泊松比为0.3，密度为7 800 kg/m3.

计算声固耦合模型时利用了模态叠加法，控制模态参与系数为未知量.对于声学模态，利用司机室空腔声学模态计算结果;对于结构模态则利用机车整车结构有限元模型的模态计算结果，这就是声固耦合模型的构成［4］，如图2(b)所示.

图2 司机室两种有限元模型

应用LMS-virtual lab进行声场响应计算，在柴油机安装梁上加载X、Y、Z三个方向的单位激励载荷如图3所示［6］，计算司机室前200 Hz的声场响应，并且提取主驾驶员右耳处的声压级如图4所示.

图3 激励加载图

图4 右耳处声压响应

从声学计算的结果来看自90 Hz以后声压出现较为明显的峰值，表现较为明显的频率值主要有88、91、116、119、131、143、164、198 Hz.峰值出现的原因大体分为声学共振和结构共振两种，具体是由于哪一种共振引起的，需要对计算时结合的结构模态、声学模态以及耦合模态进行较为详尽的分析.

2 模态分析理论

2.1 声学模态理论

在理想流体媒质中，声音传播无衰减波动方程为:

其中，c为流体介质中的声速;p为瞬时声压;▽2为拉普拉斯算子.按有限元方法将司机室声场离散化，得到离散的波动方程矩阵形式为:

式中，［M］为流体质量矩阵;［K］为流体刚度矩阵;ρ［R］为单元耦合质量矩阵.

声学模态分析是对声波控制方程广义向量为零向量的计算求解，即边界元的结构向量为零向量，此时有限元波动方程为:

令 P =pejwt，则上式特征方程为，由此可求出声学空腔的自鸣频率，将其带入式(3)中，可得声压P，即声学空腔的声压分布.

2.2 耦合模态理论

不考虑声压对结构振动的影响时，结构振动的控制方程为:

式中，［M］为质量矩阵，［C］为结构阻尼矩阵，［K］为结构刚度矩阵，［F］结构激励力矩阵.为了完整描述整个流体-结构耦合问题，还必须考虑声压对结构振动的影响，这时还需在界面上加上流体压力载荷向量，此时的结构动态有限元方程为:

将式(2)与式(5)联合得到完整的流体-结构耦合问题的有限元方程:

3 模态分析

3.1 空腔声模态计算结果

司机室空腔声模态对于司机室的设计研发及改良优化提供了很有价值的参考信息.设计人员可以在避免车身壁板与室内空腔产生共振的问题上加以研究，另外，声模态可以确定室内空腔是否被激起了强烈的声学共振［7］.表1中列举了分析结果中有代表性的几阶声学模态.

表1 声模态部分分析结果

表2 耦合模态部分分析结果

3.2 耦合模态计算结果

由于车身结构中大量薄板件的存在，忽略其他舱室侧墙及顶棚的影响下，模态密集现象有所缓解但仍然存在.根据后续声学计算的结果，表2中列举了对声场影响较大的几阶耦合模态结果.

由司机室结构模态的频率及振型的分析结果来看，司机室整体刚度是达标的，在60 Hz以下是趋于稳定的，但由于司机室存在很多薄板结构，模态密集.根据噪声产生的机理来看，当这些局部模态频率被激发，壁板的振幅骤增，司机室内的辐射噪声升高非常明显.若壁板振动与内部声腔恰好耦合时，引起强烈的空腔共鸣，司机室内的声压级将会更剧烈的升高.诸如116、143、198 Hz周围声模态和耦合模态的频率十分接近，极有可能在此处引起结构与内部声腔的强烈共鸣，司机室内部声压在此产生峰值.

4 振动响应及声学响应分析

4.1 振动响应分析

振动响应的分析是验证噪声预测当中峰值出现的原因是否是由模态频率的激发所致的有力证据，所以需要对结构的振动响应进行分析［8］.

表3 最大振动响应与最大声压级对比

表3提供了产生声压峰值的频率值所对应的振动响应和声压值，由振动响应的结果分析可知，存在很剧烈的声压峰值的频率点都伴随有强烈的结构振动，而且耦合模态的振型与振动响应的云图非常接近.如:91、119、131、143、170、198，图5 和图6为91和119 Hz的模态振型和振动响应对比.从表格总体对比来看，振动响应的加速度越大，其声压级也就越大，但其中也存在诸如116、131、143和164 Hz处，振动响应较小的情况下产生了很明显的声压峰值，需要进一步进行分析讨论.

图5 91.006 Hz耦合模态和91Hz振动响应云图

图6 119.265 Hz耦合模态和119Hz振动响应云图

4.2 声场响应分析

由声学模态及耦合模态的分析结果可以看出:116、131、143以及164 Hz处耦合模态和声学模态的数值非常接近.对于116和143 Hz两个频率响应，从如图7、图8所示声学模态和声压级云图的情况来看，二者振型基本一致，在此处空腔的声学模态被剧烈激发，从而在振动响应不太大的情况下产生了尖锐的声压峰值.

131和164 Hz处声模态与声场响应云图局部一致，说明结构壁板与声腔发生了部分耦合，导致了声压级也相对较高.

图7 116.334Hz声模态振型和116Hz声学响应云图

图8 143.194Hz声模态振型和143Hz声学响应云图

5 结论

(1)没有结构共振及声学共振的参与的情况下，振动的加速度(幅值)越大，司机室的声压级越大;

(2)司机室壁板共振是导致91、119、131、143、170，198处产生声压峰值的主要原因;

(3)司机室的壁板振动与室内空腔的声模态完全或部分耦合导致了声腔共鸣，激发了声模态导致了116、131、143以及164 Hz在振动幅值不大的情况下声压较大;

(4)司机室的地板在耦合模态分析过程中是导致模态密集重要原因之一，在振动响应分析中振动幅度较大，对司机室声压的贡献度较大.

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［2］张萍，刘岩.内燃机车司机室噪声特性及吸声材料研究［J］.内燃机车 ，2006(12):16-17.

［3］徐浩，张代胜 .轻卡驾驶室声固耦合系统动态特性分析［J］.汽车科技 ，2012(5):18-22.

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［5］朱茂桃 ，樊婷.微型电动轿车驾驶室内的低频噪声分析［J］.噪声与振动控制 ，2012(4):96-102.

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［8］詹福良，徐俊伟 .Virtual.lab Acoustics声学仿真计算从入门到精通［M］.西安:西北工业大学出版，2013.