多物理场耦合激励下的高铁车内噪声分析

搭建了整备状态下的某高速列车动力车厢有限元模型,包括白车身、内饰件和牵引传动系统.提出了多物理场激励耦合作用下的高速列车车内结构辐射噪声分析方案,分别采用刚性多体动力学、边界元法和大涡模拟获取了二系悬挂力、轨道噪声和车体表面压力脉动,与车体模态耦合后得到车体结构的振动响应.完成了时速350,km/h下的列车搭载试验和车体结构响应计算,在地板上随机选取了一个振动测点,仿真与试验得到的振动速度级曲线趋势和幅值具有较高的一致性,验证了仿真模型与多物理场耦合激励的精度.最后采用耦合边界元分析了耦合激励下的车内结构辐射噪声.     

SRV车内声辐射分析

文章建立SRV(运动休闲车)车室声腔的声学模型,计算声腔的声学模态,并与白车身结构模态对比,分析声学模态和结构模态的耦合情况;根据车身频率响应,分析车内噪声声场及车身板件的结构振动对车内声学贡献的影响,车内噪声声场得到实验验证,为降低车内结构噪声提供依据.     

XMQ6182G型客车低频轰鸣声仿真分析与抑制

为了解决XMQ6182G型客车在30~80 km·h^-1匀速行驶时驾驶位存在低频轰鸣声的问题,开展实车噪声和振动测试,发现驾驶位噪声频率约为14.0 Hz时,出现驾驶位噪声声压级峰值.经对比分析和测试,确定轰鸣声主要来自路面激励,并构建车身结构和车内空腔的有限元模型,进行模态分析.结果表明:驾驶位低频轰鸣声是由车身第3阶结构模态与车内空腔第1阶声学模态的强耦合引起的;改进客车顶盖结构后,驾驶位噪声声压级最大降幅为4.7 dB(A).     

铝合金地铁车内低频结构噪声特性预测

针对轨道不平顺引起地铁车辆车体壁板振动产生的车内低频结构噪声问题,建立了铝合金地铁车辆车体结构有限元模型、车内声场边界元模型和车辆轨道耦合模型,进行了动力学分析,得到轨道随机不平顺激励下,车体所受激励载荷并施加于车体结构的有限元模型,在ANSYS软件中进行了车体结构谐响应分析,得到车体振动响应.将得到的车体振动响应作为边界条件传递给车内声场边界元模型,在SYSNOISE软件中计算了频率0～200 Hz范围内车内不同位置的低频结构噪声分布特性.结果表明:车内最大声压级超过75 dB;车体结构特点以及激励载荷情况直接影响车内结构噪声特性;减少轮轨激励载荷或优化车体结构,均可降低车内结构噪声.     

装载机驾驶室低频声分析与控制

针对装载机驾驶室中难以处理的低频噪声问题,分别建立结构声和透射声声场仿真模型,并进行驾驶室车内结构声和透射声数值仿真.同时验证驾驶室模型建立的准确性,确定驾驶室车内声场与结构声和透射声的关系,最后进行装载机驾驶室低噪声控制设计.结果表明,通过考虑可行性、经济性和轻量化,优化设计了驾驶室吸声和阻尼处理.以驾驶室人耳声压频响曲线为目标,对重要板件的厚度进行设计,改变了驾驶室结构模态与声场的耦合和隔声特性.从而使得驾驶室内噪声最高声压级降低了3.37 d B,总声压级降低了2.93 d B,取得了良好的低频声控制.     

高速列车室内结构噪声分析

针对国内高速列车的简化结构模型,采用Virtual Lab Acoustics专业声学求解器,建立了车厢结构声场耦合分析模型,对车厢结构模态、室内空腔模态及室内声振耦合系统进行了模型化分析.理论分析结果表明:在21.24 Hz和35.53 Hz处,车身结构模态的振动频率和空腔模态的振动频率接近,产生共振;在同一水平面上场点声压呈现强弱交替分布,随着频率的增加,车厢内部同一平面上沿横向和纵向的干涉条纹增加;不同测点声压级差异明显,噪声空间分布不均;在20～38Hz频段,声压级处于80 dB以上.     

不同参数下封闭矩形声腔的结构-声耦合特性分析

基于模态耦合分析法建立了板-声腔耦合系统的自由振动模型,分析了声腔深度对耦合系统共振频率、模态衰减时间的影响,并详细研究了声腔深度变化时,板模态和声腔模态耦合过程中的能量传递、系统共振频率和模态衰减时间的改变.分析表明,声腔深度改变时,影响声腔模态与板模态传递因子大小的因素有声腔深度和对应的耦合前共振频率差.在声腔模态与板模态出现强耦合的声腔深度附近,对应腔控模态和板控模态的共振频率出现跃变现象,而在耦合最强的声腔深度处耦合系统模态衰减时间趋于相等,声腔声场和板振动之间的能量传递最大.     

基于车身板件声学贡献分析的声振优化

以降低车内低频结构噪声为目标,优化车身板件.采用子结构模态综合的方法建立结构动力学模型,并以其在实车工况下的振动响应作为声学边界元模型的边界条件,以车内驾驶员右耳位置为目标响应点,结合计算得到的声传递向量,对汽车车身进行板件声学贡献分析.通过计算得到车身各板件对车内噪声的声学贡献,分析出影响比较显著的关键面板,根据分析结果对车身相应板件进行振动抑制.经试验验证,怠速工况下,车内噪声在频率为20～100 Hz范围内的声压级水平得到比较明显的改善,主要峰值频率最大降幅5.70 dB,整体噪声水平下降了3.89 dB.结果表明:板件贡献分析方法可以为控制车内低频噪声提供合理的建议.     

基于改进遗传算法的车身板件厚度优化

为了在车身设计阶段降低车内噪声,以HyperMesh软件建立的车身声固耦合模型为研究对象,提出一种改进的遗传算法优化车身板件厚度.采用Hammersley实验设计方法,建立白车身一阶整体模态、车身质量、车内目标点最大声压级响应面.以目标点最大声压级为性能指标,改进的遗传算法用于车身板件厚度优化.目标点声压级最大值降低4...     

高速列车车内噪声预测及分析

以高速列车为研究对象,利用有限元法建立其车身结构和车室空腔模型,并建立车室声固耦合模型,计算出考虑声固耦合时车身模态与相应的结构模态,经分析得出:车室声腔对车身的作用不能忽略。为了了解高速列车的车内噪声情况,在高速列车上进行了现场噪声测试,得出车体振动主要引发车内中低频段噪声。另外,在考虑车身内饰和座椅吸声性能情况下,对车内噪声进行仿真和计算,获得了车内噪声的声场分布情况,从而可以指导高速列车车体结构的低噪声设计,节约产品研发时间及成本。     

高速列车车内“声振”特性试验

为分析高速列车车内低频噪声主要来源,利用振动声辐射理论研究了车内声场特性与内饰板振动的关系.实验室半实物试验结果表明,内饰板振动和车内声场耦合响应特性在空气声和结构声传播过程中具有普遍适用性.应用该方法对某高速列车不同速度级、明线和隧道运行条件下的车内噪声特性进行分析.结果表明,列车运行速度越高,内饰板低频振动幅值增加越显著,这导致车内低频噪声的峰值更加突出.对于350km·h~(-1)速度工况,明线工况的低频噪声峰值主要来源于地板结构声辐射,而隧道环境下的噪声增加主要来源于侧墙和车顶结构的声辐射,并对各面板贡献度进行了定量化计算.最后,用工况噪声传递路径分析(OTPA)方法开展了噪声源贡献度定量化计算,结果表明,气动噪声所占比重最大,但振动激励的总和达60%,尤其是160Hz的峰值频率处,风机振动激励的贡献度最大.     

轿车车内低频噪声预测与控制

针对某型开发中的轿车,首先建立了白车身有限元模型并进行自由模态分析,通过与模态试验结果的对比进行模型修正,在此基础上,建立了含门窗的整车模型和车身-声场耦合有限元模型,并使用虚拟样机技术提取对车身的激励载荷,然后在SYSNOISE软件中进行车内低频（20～200Hz）噪声预测,最后通过板件贡献分析找出对车内噪声主要峰值贡献较大的板件并进行结构改进,计算表明取得了良好的降噪效果。该文的研究内容为新车型开发中的降噪设计提供了可借鉴的方法。     

基于统计能量分析的注水泵站内噪声计算与测量

为预示高压离心注水泵站室内的声能水平,通过统计能量分析方法建立泵站室内声腔能量计算模型并对注水泵站系统进行子系统划分,构建声能平衡方程组并通过理论公式计算各子系统主要参数包括模态密度、内损耗因子及耦合损耗因子,进而求解方程组并对高压离心注水泵站室内声腔噪声水平进行估算。通过比较泵站室内声腔声压级的实际测量结果和公式计算值,发现实验结果与计算值的变化趋势相近,并通过分析主要参数对泵站声压级的影响进而为注水泵站的噪声治理提供指导。     

基于ATV技术的驾驶室低频噪声优化控制

文章建立了某卡车驾驶室结构有限元模型,通过数值与试验模态的相关性分析验证了模型的精确性,并在此基础上建立耦合声学边界元模型;通过实车60km/h匀速行驶工况下的道路试验,测得悬置点处的振动加速度信号和驾驶室内的声压响应;基于声传递向量(acoustic transfer vector,ATV)技术,将所测激励信号施加于耦合边界元模型进行低频段(20~220 Hz)驾驶室内频率响应分析;最后应用板件贡献量分析和模态参与因子分析找出对驾驶室内主要噪声峰值贡献显著的板件并进行结构优化。仿真和试验结果表明,驾驶室内低频噪声得到明显改善,基于ATV技术的优化分析方法可以有效控制驾驶室内的低频噪声。     

力激励与声激励作用下圆柱壳声振性能试验

以单、双层环肋圆柱壳为对象,通过模型试验分析圆柱壳内部介质与壳体的耦合对壳体声振性能的影响,进而对比分析力激励与声激励下,壳体振动与声辐射的关系以及单、双壳的声振性能.结果表明:当圆柱壳内部介质为空气时,声激励作用下声腔模态与结构模态耦合与否对壳体振动以及内部声场的影响很小;当壳体受力激励作用时,外场声辐射与壳体结构模态有关,当壳体受声激励作用时,外场声辐射与壳体结构模态、声腔模态有关;双壳的外壳对力激励和声激励时的振动与声辐射均起到屏蔽作用.     

基于传递路径分析的电动汽车车内噪声研究

针对某微型低速纯电动汽车车内噪声问题,基于传递路径分析(TPA)方法,利用LMS/TPA软件,以驾驶员耳旁为目标点,以动力总成为激励源建立了整车TPA模型,并进行了车内噪声分析。结果表明,车内噪声主要是由结构传播引起的;左悬置z方向和后悬置x方向的贡献量最大,为车内噪声的主要传递路径。路径激励力分析结果表明,左悬置z方向和右悬置x方向的激励力最大。综合分析表明,车内噪声主要是悬置的激励力引起的,为悬置的优化提供了依据。     

拖拉机驾驶室的模态声学贡献度分析

为确认影响拖拉机驾驶员耳旁噪声的主要振动模态,建立了拖拉机驾驶室声场中声压值与结构模态及模态声学贡献度数值的计算模型.利用驾驶室声-固耦合有限元模型进行仿真,分析了驾驶员耳旁噪声各频段峰值处的各阶模态贡献度值,并确认了峰值处的主导振动模态;利用主导振动模态来指导驾驶室主要振动模态的整改,且对主要模态整改前后驾驶员耳旁噪声声压级进行了对比.结果表明:驾驶室主要模态的改进可明显降低驾驶员耳旁噪声信号峰值,且峰值所在频段内的声压级也有所降低,可以实现分频段控制噪声,有效降低噪声.     

高速铁路无砟轨道区段轮轨滚动噪声特性分析

为了预测与控制高速铁路无砟轨道区段轮轨表面粗糙度激扰的轮轨滚动噪声,应用车辆-轨道耦合动力学理论和声辐射理论建立了轮轨滚动噪声预测模型,计算分析了无砟轨道结构对轮轨滚动噪声的影响,研究了高速车辆运行于无砟轨道时产生的轮轨滚动噪声的特性,研究结果表明,①在无砟轨道路基区段高速列车运行产生的轮轨滚动噪声中,钢轨辐射的主要是500~2 000Hz的中、高频噪声,车轮辐射的主要是1 600~4 000Hz的高频噪声,轨道板或道床板辐射的主要是125~500Hz频段的噪声;②随着车速增加,轮轨噪声辐射的最大声级相应增加;③轮轨路旁瞬时声压级以钢轨最大,轨道板最小,车轮处于两者之间;④在距线路中心线5~50m范围内,随着水平距离加倍,高速列车轮轨噪声辐射声级相应地衰减3~6dB.     

某型内燃机车驾驶室噪声分析

为研究某型内燃机车驾驶室噪声产生的原因,基于实车试验,构建内燃机车驾驶室声学数值模型对驾驶室进行噪声特性分析。将试验测量的激励信号加载到发动机4个悬置点上计算声学响应,结合板块贡献量分析、振动试验、声学模态分析、耦合模态分析明确驾驶室噪声形成机理,在此基础上提出措施改善驾驶室内噪声环境。研究结果表明,驾驶室内噪声和壁板振动加速度在74Hz、110Hz处存在明显峰值,并且与发动机基础转频密切相关;在39Hz、74Hz、110Hz处驾驶室左、右、前壁板与室内声腔存在耦合共振响应,最终形成驾驶室特殊噪声分布。相关研究结果可以为降低驾驶室异常噪声提供参考。     

基于沟槽橡胶复合结构的高速列车受电弓隔振降噪研究

采用沟槽橡胶复合隔振结构降低受电弓振动引起的车厢噪声。高速列车运行中,受电弓与电网接触并产生振动,振动传递至列车车厢后将引起车厢内部噪声。通过对弓网系统进行简化,建立弓网耦合系统的动力学模型,并预测列车在360 km/h车速下受电弓对车厢的激励力频幅特性。计算结果显示,受电弓对车厢的激励幅值随着频率的增加逐渐降低,低频激励力幅值接近200 N,高频激励力幅值在100 N以上。对比沟槽橡胶复合隔振结构、纯橡胶隔振结构及无沟槽橡胶复合隔振结构在30～2 000 Hz范围内频幅特性,对比结果显示,沟槽橡胶复合隔振结构在中低频范围内具有更低的响应。借助边界元法,将预估得到的相关激励力频幅设定成输入内容,分析一定观测平面中30～2 000 Hz区间中的声压曲线。计算结果显示,沟槽橡胶复合隔振结构能够将车厢内的噪声平均降低约20 dB,具有明显的降噪效果。