民用客机后储藏室壁板结构隔声计算研究

徐俊伟，韩 峰，冯梓鑫，李晨曦，赵华勇，何立燕

( 上海飞机设计研究院 功能结构部绝热隔声室，上海201210)

近年来随着我国民用航空事业的飞速发展，国产民用支线客机、单通道干线客机和双通道宽体客机相继亮相。随着各类机型逐渐试飞和投入运营，工程技术人员发现客舱后部噪声水平对客舱后部乘客和乘务员的乘坐舒适性有较大影响。因此，结合客机的结构布局，对客舱后部噪声和发动机吊挂梁振动进行测量，明确了发动机N1（低压）和N2（高压）转子引发的结构振动引起了客舱后部的结构噪声，并且与吊挂前梁连接的加强框结构为主要噪声辐射源。

客机吊挂前梁连接的加强框附近无特殊的隔声处理，仅依靠后储藏室内饰壁板对该加强框结构进行遮挡。因此该壁板隔声性能的好坏将对客舱后部噪声水平有重要影响。

本文采用声学数值方法，通过结构有限元建模、声学有限元建模，模拟混响室-消声室方法计算后储藏室壁板对不同频率声源的隔声量，从而判定该壁板对发动机N1（低压）和N2（高压）转子引起的结构振动噪声是否有足够的隔声水平，并指导后续该机型的设计优化工作。

1 客舱后部结构布局及测试数据

客机客舱后部结构如图1所示。图1中噪声测点位于客舱内，噪声测点后侧即为本论文中待计算的后储藏室内饰壁板。后储藏室壁板后侧为机体结构加强框，该加强框与吊挂前梁直接连接。其中，后储藏室壁板与加强框结构分别与机身结构连接，两者之间存在间隙，无直接连接关系。飞行状态下，发动机N1（低压）和N2（高压）转子振动通过吊挂前梁传递至加强框，引起加强框的振动，从而引起结构的振动噪声。与加强框紧邻的后储藏室壁板不仅需要起到飞机内饰的作用，还需要对加强框振动产生的噪声起到隔声作用，因此需要计算后储藏室壁板对加强框结构振动噪声的隔声量。

图1 客舱后部结构布局俯视图

通过飞行测试，客机在高度35 000 英尺，空速0.78 马赫巡航工况下，噪声测点传声器测量得到的噪声频谱如图2所示。

图2 客舱后部噪声频谱

根据工程经验，噪声频谱中94 Hz 和274 Hz 的噪声峰值可能来自于发动机的N1（低压）和N2（高压）转子振动引发的噪声。为了进行验证，对飞行状态下吊挂与加强框位置的振动加速度进行了测量，测量得到的加速度频谱如图3所示。

图3振动加速度频谱中，X方向为飞机航向方向；Y方向为飞机翼展方向，即为侧向；Z方向为重力方向，即垂直方向。

图3 吊挂与加强框振动加速度频谱

通过调取发动机的转速数据，在巡航工况下发动机N1（低压）转子转速为5 640 r/min，发动机N2（高压）转子转速为16 440 r/min，对应了客舱后部94 Hz 和274 Hz 处的噪声峰值，分别为81.62 dB(A)和82.24 dB(A)，同时对应了吊挂前梁与加强框结构振动加速度94 Hz 和274 Hz 的振动峰值。其中，对于加强框上的振动加速度，94 Hz和274 Hz频率处Y向振动加速度幅值均为比X方向和Z方向大。94 Hz处，X、Y和Z方向振动加速度幅值分别为0.03 g、0.058 g 和0.03 g；274 Hz 处，X、Y和Z方向振动加速度幅值分别为0.107 g、0.413 g和0.185 g。

通过发动机转速数据与振动加速度频谱的对应关系，可以判定加强框结构上的振动主要来自于发动机N1（低压）和N2（高压）转子。发动机工作时，N1（低压）和N2（高压）转子振动通过吊挂前梁传递至加强框结构，引发加强框结构的振动，从而产生振动噪声。此外，后储藏室壁板作为紧邻加强框结构的内饰板，是加强框结构振动噪声向舱内辐射的重要传递路径，因此其隔声特性也对加强框壁板振动噪声传递及客舱后部噪声有重要影响。本论文中采用声学有限元方法对该壁板的隔声特性进行了定量的计算研究，说明了客舱后部存在94 Hz 和274 Hz噪声峰值的主要原因。

2 混响室—消声室隔声量计算理论

混响室—消声室法测试和计算试件隔声量的基本方法如图4所示。

图4 混响室-消声室法计算隔声量原理

左侧混响室发出一定强度的混响声源，声音通过中间试件传播到右侧消声室，从混响室通过试件入射的声功率计算公式为[1]

其中：It,1为入射声强，S为试件面积，prms为混响室一侧测量得到的声压均方根值，ρ0和c0分别为空气介质的密度和声速。

在右侧消声室可以计算得到通过试件的声功率Wt=It,2S，因此可以得到试件的透射系数最终计算得到隔声量为[4]

3 后储藏室壁板分析模型

3.1 结构有限元模型

后储藏室壁板结构如图5所示，壁板边缘和底部与机体结构固定连接。

图5 后储藏室壁板结构示意图

后储藏室壁板为夹层结构，两侧分别为两层0.25 mm的玻璃纤维，中间为13.7 mm厚的芳纶纸基蜂窝材料，根据夹层结构特性建立的壁板结构有限元模型如图6所示。

对于两侧玻璃纤维，定义为各向同性材料；对于中间芳纶纸基蜂窝材料，由于后储藏室壁板在几何尺度上属于接近薄壁结构，因此在有限元计算中将其简化为只有平面压缩弹性模量的材料，两种材料的力学参数如表1所示[2，5]。

表1 材料和模型参数

图6 后储藏室壁板截面结构有限元模型

3.2 声学有限元模型

采用声学软件LMS Virtual.Lab 中声学有限元计算方法，建立结构和声学耦合的有限元模型，并对声学有限元模型表面赋予AML 属性，实现对混响室-消声室法计算隔声量的模拟模型[1]，如图7所示。

图7 结构和声学耦合有限元模型

3.3 隔声量计算结果

根据建立的计算模型，采用LMS Virtual.Lab中直接声振耦合计算方法，计算20 Hz 至10 000 Hz 范围内三分之一倍频程隔声量，计算得到的隔声量曲线如图8所示。

对应每个中心频率的隔声量数值如表2所示。

从隔声量曲线图8及表2中可以得出，对应后储藏壁板隔声量，20 Hz 至100 Hz 频率范围属于劲度控制区，100 Hz 至250 Hz 频率范围属于阻尼控制区，250 Hz至1 600 Hz频率范围属于质量控制区，吻合频率在2 500 Hz附近，属于吻合效应区[3]。

将后储藏室壁板隔声量曲线与客舱后部噪声频谱和吊挂与加强框位置测量得到的振动加速度进行对比，可以得出如下结论：

图8 后储藏室壁板隔声量曲线

表2 后储藏室壁板隔声量

(1)在飞机巡航阶段，发动机N1（低压）和N2（高压）转子分别产生94 Hz和274 Hz频率的振动，该振动通过吊挂前梁传递到加强框结构，引起加强框的振动，并产生明显的94 Hz和274 Hz噪声；

(2) 加强框结构产生的94 Hz 和274 Hz 噪声向客舱辐射，由于后储藏室壁板在100 Hz附近刚好处于隔声量最弱的第一共振频率范围，因此后储藏室壁板对发动机N1（低压）转子引起的结构振动噪声基本没有隔声能力；对于274 Hz 噪声，由于后储藏室壁板在该频率范围内隔声量刚好处于阻尼控制区和质量控制区交替的范围，隔声量略好于94 Hz，但仍然处于较低水平，因此客舱内274 Hz噪声也非常明显；

(3) 对比吊挂前梁与加强框位置测量得到的振动加速度，虽然发动机N1（低压）转子振动加速度比发动机N2（高压）转子振动加速度小，但由于后储藏室壁板对94 Hz 频率噪声的隔声能力弱于274 Hz，导致客舱内对应发动机N1（低压）转子和N2（高压）转子引起的结构振动噪声都非常明显。

4 结语

本文通过分析吊挂梁与加强框结构的振动加速度和舱内噪声信号频谱，并结合机体结构形式，初步判定后储藏室壁板结构隔声能力较弱为客舱后部发动机振动噪声的重要原因。然后，通过建立后储藏室壁板结构有限元模型和声学模型，计算得到后储藏室壁板结构隔声量，最终表明了该型客机后储藏室壁板结构隔声量不足是导致客舱后部94 Hz 和274 Hz 噪声较大的重要因素，并通过分析得到如下结论：

(1)发动机工作时N1(低压)和N2(高压)转子产生的振动通过吊挂前梁直接传递到加强框结构，引起加强框振动，产生与发动机N1(低压)和N2(高压)转子同频率的结构振动噪声；

(2) 由于后储藏室壁板对94 Hz 和274 Hz 噪声的隔声能力很弱，导致加强框结构振动产生的噪声向舱内明显传递，因此在舱内可测量得到94 Hz 和274 Hz噪声峰值。

对于发动机振动引发的结构振动噪声问题，后续可考虑采取如下措施对客舱后部进行降噪工作：

(1)对于隔声能力较弱的后储藏室壁板，根据质量定律，可采取面密度较大的蜂窝材料，并可考虑在壁板上铺设橡胶化的隔音棉，以提高该壁板的隔声能力；

(2)从引起结构振动噪声的源头出发，在后续优化中可考虑对发动机采取减振安装设计，降低发动机N1(低压)和N2(高压)转子振动向机体结构的传递，从而降低结构振动噪声。