挖掘机在现代化建设中起着举足轻重的作用，挖掘机的噪声、振动与声振粗糙度(NVH)性能已成为各大生产厂家和用户的关注焦点．常采用有限元法对挖掘机NVH性能进行诊断和预测，但由于整机结构复杂，因此动态响应求解周期长、存储空间大、振动分析困难．为此，模态综合思想经过不断完善逐渐形成动态子结构系统方法理论[1-2]．随着计算机技术的快速发展，子结构模态综合法在工程中得到广泛运用[3-5]．功率流法从系统的层次进行振动分析，文献[6-7]研究了平板和基座结构功率流的传递机理，在计算效率和精度上表现出明显优势[8-9]，该方法在振动控制领域也有大量成功的应用案例[10-11]．子结构和功率流相结合的方法将进一步提升大型复杂结构NVH性能分析效率[12]．为进一步提高挖掘机NVH性能分析效率，本研究综合运用子结构功率流法分析挖掘机回转平台结构振动特性对驾驶室内噪声的影响规律，并对子结构法的计算精度和计算效率进行验证，最终通过回转平台结构改进完成驾驶室内噪声水平的优化．1 子结构及功率流理论1.1　模态综合缩减理论子结构模态综合法的基本思想是将大型有限元模型划分成多个子系统，对各子系统自由度进行超单元缩减，通过装配各子系统超单元便得到整机子结构模型．采用综合精度较高的固定边界子结构模态综合法，基本原理及计算步骤如下．a. 子系统划分：选择合适的交界面将整个系统划分成若干子系统或部件，将须缩减的子系统处理为超单元，超单元与邻近系统或部件的连接点为边界节点．b. 提取固定边界下主模态参数：计算超单元在固定边界下的主模态参数．c. 提取约束模态参数：求解超单元在单位边界位移作用下的模态参数．d. 求解广义质量矩阵和广义刚度矩阵：合并上述主模态和约束模态，得到超单元假设模态．e. 模型总装及求解：将各超单元矩阵和未缩减部分的单元矩阵进行装配，得到整体质量矩阵和刚度矩阵，用于构建系统动力学方程并计算求解．1.2　功率流基本理论功率流表示单位时间内外力做功或结构耗散能量的能力[13]，可用于描述能量在系统中的传递，对结构振动与噪声控制具有重要的指导意义．结构中某点输入或输出功率P=Fv，(1)式中：F为该点所受外力；v为该点在外力F作用下的速度响应．2 挖掘机子结构有限元模型挖掘机上部回转体构成完整的输入和输出系统．作为噪声振动产生和传递的载体，建立其NVH性能分析的有限元模型，包括驾驶室、声腔、回转平台及动力总成四个部分．2.1　有限元模型为提高挖掘机有限元建模效率，在保证计算精度的同时简化建模流程，具体如下：简化几何模型中对力学性能影响较小的结构部位；采用二维和 三维单元模拟机身钣金件和实体类结构；使用ACM和adhesives单元模拟焊点和胶粘；内饰板等附件通过集中质量单元处理；采用CBUSH单元模拟密封条及橡胶悬置的各向阻尼和刚度．驾驶室有限元模型的精度对噪声振动计算结果影响较大，须对白车身进行模态对标，表1为模态对标结果．10.13245/j.hust.210107.T001表1白车身模态对标结果阶次模态频率/Hz误差/%模态振型仿真值 测试值135.8636.51-1.78右下侧围左右振动237.4735.605.25整体绕Z轴扭转341.1944.59-7.62整体绕X轴扭转443.3341.265.02顶棚上下振动由表1可知：驾驶室白车身模态仿真与试验测试结果相近，模态频率误差小于10%，驾驶室有限元模型可用于后续仿真分析计算．为验证整机有限元模型的可用性，求解实际激励作用下驾驶员耳旁噪声及座椅安装点振动加速度响应．约束回转平台底部环形支撑槽节点的6个自由度，发动机转速1 275 r/min工况下，以悬置被动侧3个方向实测加速度相对于发动机本体振动测点加速度的参考谱为有限元模型的强制加速度输入，计算20～200 Hz内测点声压和加速度响应，图1为噪声和振动测点位置．图2为驾驶员右耳旁噪声声压和座椅安装点振动加速度仿真预测曲线．图中：f为频率；L为声压；a为加速度幅值．10.13245/j.hust.210107.F001图1噪声和振动测点位置10.13245/j.hust.210107.F002图2有限元模型驾驶员右耳旁噪声声压和座椅安装点振动加速度仿真预测曲线由图2可知：整机有限元模型可用于动力学仿真分析；实际激励下噪声及振动响应曲线峰值呈现倍频关系，受发动机阶次激励影响，难以根据响应曲线识别由整机结构固有特性引起的峰值．2.2　子结构模型根据子结构模态综合法，将挖掘机划分为驾驶室(包含声腔)、回转平台和动力总成三大子系统，各系统间均通过CBUSH单元连接．分别对回转平台和驾驶室两个子系统创建超单元，剩余部分不进行缩减．整体模型组装结束后，同传统有限元分析方法，设置边界条件并求解．为验证挖掘机子结构模态综合缩减模型的计算精度，基于子结构模型求解动力学频响，约束回转平台底部环形支撑槽节点的六个自由度，在发动机质心位置绕曲轴旋转方向施加单位简谐扭矩，频率步长设为1 Hz，20～200 Hz范围内驾驶员右耳旁噪声声压和座椅安装点振动加速度如图3所示．10.13245/j.hust.210107.F003图3子结构模型驾驶员右耳旁噪声声压和座椅安装点振动加速度由图3可知：子结构模态综合法与传统有限元法求解的驾驶员右耳旁噪声和座椅安装点振动响应曲线基本符合，子结构模态综合法具有很高的计算精度．2.3　子结构模型计算时效性分析采用子结构模态综合法求解挖掘机噪声及振动响应所用时间分为三部分，分别是驾驶室超单元创建、回转平台超单元创建和整机子结构模型求解，而传统有限元方法所需时间只包括整机模型求解一个部分．子结构及有限元模型计算时长如表2所示．10.13245/j.hust.210107.T002表2子结构及有限元模型计算时长计算模型子结构模型有限元模型驾驶室579回转平台339整机频响141 008s由表2可知：子结构模态综合法的计算总时长比传统有限元法缩短76 s，首次计算可节省7.5%的时间，计算效率有所提升，但首次计算优势并不显，对各子系统超单元的创建耗用了大部分时间，其计算优势主要体现在优化分析过程中．若要优化驾驶室则须对驾驶室有限元模型重新缩减；若要优化回转平台则须对回转平台有限元模型重新缩减；若要优化悬置则须修改CBUSH单元的刚度值．直接调用未修改子系统的超单元模型并进行装配求解．各子系统优化前后有限元模型计算时长如表3所示．由表3可知：子结构法在后续优化过程中具有明显的计算优势，单独优化驾驶室可节省41.2%的计算时长，单独优化回转平台可节省65.0%的计算时长，单独优化悬置可使效率提升98.6%，随着优化次数增加，子结构法的计算优势更加突出．10.13245/j.hust.210107.T003表3各子系统优化前后有限元模型计算时长计算模型计算总时长/s效率提升/%有限元子结构原模型1 0089327.5优化驾驶室1 00859341.2优化回转平台1 00835365.0优化悬置1 0081498.63 回转平台功率传递特性分析回转平台作为连接驾驶室和动力总成的唯一结构路径，在接受动力总成振动能量输入的同时也不断向驾驶室输出能量．在功率流传递过程中回转平台受阻尼作用各频段能量均有衰减，由于结构固有特性的影响，各频段的能量衰减效果不同．通过研究回转平台功率流的传递过程可分析其结构振动特性对驾驶室NVH性能的影响．以动力总成悬置被动侧安装位置作为功率输入点，驾驶室悬置主动侧安装位置作为功率输出点，建立挖掘机回转平台功率流传递模型，如图4所示．10.13245/j.hust.210107.F004图4挖掘机回转平台功率流传递模型3.1　回转平台功率流计算基于整机子结构功率流模型，在绕发动机曲轴旋转方向施加单位简谐扭矩，求解各功率输入和输出点的速度及节点力响应，根据式(1)计算20～200 Hz内各输入及输出点功率值．功率为标量可进行代数运算，对各输入及输出点功率求和得到回转平台总输入及总输出功率在频域上的分布曲线，如图5所示．10.13245/j.hust.210107.F005图5回转平台总输入和总输出功率在频率上的分布由图5可知：各频率点输出功率均小于输入功率，说明回转平台对能量传递有衰减作用．功率输入与输出曲线在22，28 Hz附近存在峰值，与动力总成的Bounce及Pitch模态频率相近，由发动机刚体模态引起．输入和输出功率曲线还存在36，42和55 Hz三个与驾驶室内噪声峰值相近的频率点，这些功率峰值可能与回转平台结构固有特性相关．除22 Hz外，功率曲线整体趋势呈现先增大后减小的规律，在150 Hz附近存在较大峰值，但与驾驶室内主要噪声峰值无明显联系，可不予关注．3.2　回转平台振动性能分析3.2.1　回转平台覆盖件振动分析分析输入和输出功率曲线上36，42及55 Hz三个峰值频率点下回转平台覆盖件的振动特性，计算回转平台在各频率点的模态振型，如图6所示．由图6可知：36 Hz下回转平台主要表现为主阀盖板、燃油箱、液压油箱及后侧隔板振动；42 Hz下回转平台主要表现为液压油箱、后侧隔板及机舱罩振动；55 Hz下回转平台主要表现为主阀盖板、燃油箱及后侧隔板振动．三阶模态振型均显示液压油箱振动明显，引起相应频率下输入及输出功率过大，恶化驾驶室内噪声水平．回转平台的模态振型为结构优化指明了方向．10.13245/j.hust.210107.F006图6回转平台模态振型3.2.2　回转车架振动分析分析输入和输出功率曲线上36，42和55 Hz三个峰值频率点下回转车架覆盖件的振动特性，计算回转车架在各频率点的模态振型，如图7所示．由图7可知：36 Hz下回转车架主要表现为驾驶室右后安装座上下跳动；42 Hz下回转车架主要表现为驾驶室左前、左后及右后安装座上下跳动；55 Hz下回转车架主要表现为驾驶室左前及右后安装座上下跳动．三阶模态振型均显示驾驶室安装座上下跳动明显，局部刚度可能较弱．10.13245/j.hust.210107.F007图7回转车架模态振型挖掘机各子系统连接点的局部动刚度对整机NVH性能影响较大，动刚度不足将削弱挖掘机作业舒适性和结构件的疲劳寿命．输出回转平台上驾驶室4个悬置安装点的原点动刚度(E)曲线，如图8所示．由图8可知：右前悬置安装点动刚度值为1×106~1×107N/m，整体刚度较高，能够抵抗驾驶室振动向回转车架的传递；而左前、左后及右后悬置安装点动刚度基本位于1×106N/m以下，整体刚度不足，驾驶室的振动易通过悬置安装点向回转车架传递，同时也将恶化驾驶室的噪声振动水平．10.13245/j.hust.210107.F008图8输出回转平台驾驶室4个悬置安装点原点动刚度曲线4 结构优化与效果预测4.1　结构优化根据问题频率下回转平台的模态振型分别对液压油箱和驾驶室安装支座进行结构优化．液压油箱发生整体振动的原因是安装刚度不足，因此在油箱底部增加安装梁并连接燃油箱和液压油箱，如图9所示．10.13245/j.hust.210107.F009图9液压油箱底部结构优化驾驶室左前、左后及右后悬置安装座的悬臂设计导致动刚度不足，Z向支撑能力薄弱，在三个支座下方分别焊接厚度为5 mm的三角形支架，如图10所示．10.13245/j.hust.210107.F010图10悬置安装座结构优化4.2　效果预测图11(a)为回转平台优化前后输出功率对比曲线．优化后35和42 Hz附近输出功率减小，有利于降低驾驶室内34和43 Hz附近噪声峰值，55 Hz附近输出功率无明显改变．结构刚度提升后，20～150 Hz频段输出功率整体下降，150～200 Hz频段输出功率增大，有利于改善驾驶室内低频噪声特性．10.13245/j.hust.210107.F011图11回转平台优化前后功率传递特性对比图11(b)为回转平台优化前后功率传递比(β)曲线．34 Hz处传递比峰值降低0.136，43 Hz处传递比峰值增大0.03，49 Hz处传递比峰值降低0.139，110 Hz附近传递比整体下降，主要噪声峰值频率点附近的功率传递比有所下降．优化后回转平台功率传递比整体趋势更为平缓，即各频段功率输出更加均匀，有利于提升驾驶室NVH性能．图12为回转平台优化前后驾驶室内噪声响应对比曲线．优化后34 Hz附近噪声平均降低2 dB，39～49 Hz范围内噪声平均降低1 dB，57 Hz附近噪声平均降低2 dB，110 Hz附近噪声平均降低6 dB，整体优化效果明显．10.13245/j.hust.210107.F012图12回转平台优化前后驾驶室噪声响应对比5 结论为解决回转平台振动分析复杂、整机动力学计算效率低的问题，综合运用子结构功率流法研究回转平台的振动特性对驾驶室内噪声的影响规律，并完成回转平台的结构优化设计，具体结果如下．a. 子结构模型在不降低计算精度的同时可大幅提升运算速度．单次优化驾驶室运算效率提升约41.2%；单次优化回转平台运算效率提升约65%；单次优化悬置系统运算效率提升约98.6%．b. 采用功率流法从能量的角度研究回转平台的功率传递过程简化了多输入与输出系统的振动分析过程.36，42及55 Hz功率峰值与液压油箱振动及回转车架上驾驶室悬置安装座原点动刚度不足有关，为回转平台的结构优化指明了方向．c. 通过结构修改提高液压油箱安装刚度及悬置安装座原点动刚度，驾驶室内噪声水平得到明显改善．34 Hz附近噪声平均降低2 dB，39～49 Hz范围内噪声平均降低1 dB，57 Hz附近噪声平均降低2 dB，110 Hz附近噪声平均降低6 dB．