俞松松，韓國(guó)勝，季振林，邢樹(shù)鑫

（1.廣西柳工機(jī)械股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力與能源工程學(xué)院，哈爾濱 150001）

聲學(xué)與CFD分析用于小型挖掘機(jī)的噪聲控制

俞松松1，韓國(guó)勝1，季振林2，邢樹(shù)鑫1

（1.廣西柳工機(jī)械股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力與能源工程學(xué)院，哈爾濱 150001）

針對(duì)某小型挖掘機(jī)輻射噪聲較大的現(xiàn)狀，應(yīng)用頻譜分析方法，識(shí)別主噪聲源為發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲。對(duì)原消聲器進(jìn)行了三維聲場(chǎng)與流場(chǎng)分析，結(jié)果表明對(duì)100 Hz～160 Hz頻段消聲量明顯不足。對(duì)三管迷路消聲器進(jìn)行了參數(shù)優(yōu)化，分析了穿孔率、穿孔孔徑、中間管管徑及進(jìn)氣管插入深度等對(duì)傳遞損失的影響，穿孔率與穿孔孔徑對(duì)傳遞損失影響不大，中間管管徑越小、插入深度越大，中低頻消聲效果越好。實(shí)測(cè)結(jié)果表明，優(yōu)化后消聲器中低頻消聲量明顯提高，與分析結(jié)果非常吻合，機(jī)外輻射噪聲降低了3.1 dB(A)之多，且背壓降低達(dá)86.1%。

聲學(xué)；小型挖掘機(jī)；機(jī)外輻射噪聲；頻譜分析；排氣消聲器；傳遞損失

發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣噪聲為挖掘機(jī)主要噪聲源之一[1]，而小型挖掘機(jī)尤為突出，因其大多采用三缸或四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，排氣基頻及諧次噪聲頻率較低，基頻一般低于80 Hz[2]。消聲器能阻礙聲音傳播且容許氣流通過(guò)[3]，其消聲量直接影響液壓挖掘機(jī)的機(jī)外輻射噪聲，但由于排氣溫度較高，內(nèi)部聲速較快，導(dǎo)致一般的消聲器對(duì)低中頻噪聲的消聲量不足，較難滿足以中低頻噪聲為主的小型挖掘機(jī)的消聲需求[4]。因此，針對(duì)小型挖掘機(jī)的噪聲特性，須設(shè)計(jì)一種中低頻消聲量大、排氣背壓小的消聲器，不僅可降低其機(jī)外輻射噪聲，同時(shí)可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性能，降低整機(jī)能耗[5]。阻抗復(fù)合式消聲器綜合了抗式和阻式兩種消聲器的優(yōu)點(diǎn)，普遍用于工程機(jī)械領(lǐng)域[6]。

本文采用三管迷路式結(jié)構(gòu)，通過(guò)分析穿孔孔徑、穿孔率、中間管管徑及進(jìn)氣管插入深度對(duì)傳遞損失（Transmission Loss，簡(jiǎn)稱TL）的影響，對(duì)比識(shí)別得到關(guān)鍵參數(shù)，提高了中低頻的消聲量。結(jié)合吸聲材料對(duì)的高頻吸聲特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了一款消聲頻率范圍廣的復(fù)合式消聲器，排氣背壓降低達(dá)86.1%。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，機(jī)外輻射噪聲降低3.1 dB(A)。

1 主噪聲源識(shí)別

按GB/T 25614-2010土方機(jī)械聲功率級(jí)的測(cè)定動(dòng)態(tài)試驗(yàn)方法，在整機(jī)外布置六個(gè)測(cè)點(diǎn)，如下圖1所示。對(duì)于小型挖掘機(jī)，測(cè)量球面半徑r=10 m。圖2為6個(gè)測(cè)點(diǎn)的實(shí)測(cè)頻譜，其中，right_rear為1號(hào)測(cè)點(diǎn)名稱，left_rear為6號(hào)測(cè)點(diǎn)名稱，以此類(lèi)推。由圖2可知，125 Hz附近的中心頻段噪聲最為突出，且對(duì)機(jī)外輻射噪聲的貢獻(xiàn)最大。為了識(shí)別整機(jī)的主噪聲源，首先對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)排氣、風(fēng)扇及液壓主泵等的噪聲基頻及諧頻進(jìn)行理論計(jì)算，如下式1—3[7]。

圖1 噪聲測(cè)點(diǎn)位置

圖2 機(jī)外輻射噪聲頻譜圖

式中ffire為發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣噪聲頻率；N為發(fā)動(dòng)機(jī)的汽缸數(shù)；n為發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；ξ為行程系數(shù)，對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，ξ=2；i=1,2,3……。

式中ffan為風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)噪聲頻率；ηfan為風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速比；Zfan為風(fēng)扇葉片數(shù)

式中fpump為液壓主泵的噪聲頻率；Zpump為液壓主泵的柱塞數(shù)。

機(jī)器相關(guān)參數(shù)如表1所示，將其代入上式1—3，可計(jì)算得各部件噪聲的基頻及諧頻，如表2所示。

表1 機(jī)器的相關(guān)參數(shù)

表2 各部件噪聲頻率

觀察圖2所示的頻譜可知，各測(cè)點(diǎn)聲能量主要集中在100 Hz～160 Hz等頻段；由表二可識(shí)別400 Hz為液壓主泵的基頻，但由于液壓系統(tǒng)為日本進(jìn)口的低噪聲液壓系統(tǒng)，液壓主泵噪聲無(wú)法降低；而發(fā)動(dòng)機(jī)的本體輻射噪聲被2.5 mm厚鋼制機(jī)罩阻隔，透射至外界的噪聲較小。由此判斷機(jī)外輻射噪聲的主噪聲源為排氣噪聲，且以排氣噪聲的2階與3階諧頻為主，說(shuō)明消聲器對(duì)100 Hz～160 Hz的中低頻消聲量嚴(yán)重不足。

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

原消聲器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖3（a）所示，為雙節(jié)式結(jié)構(gòu)，氣流通過(guò)進(jìn)氣管的小孔后，繞過(guò)進(jìn)氣管中間的隔板，再次穿過(guò)小孔由進(jìn)氣端腔體流入進(jìn)氣管，最后經(jīng)過(guò)排氣管的小孔由排氣管排出。在聲學(xué)上，聲波多次穿過(guò)小孔，可提高中高頻噪聲的消聲量[8]，但對(duì)提高低頻消聲量作用不大，且背壓變大[9]。

三管迷路消聲器具有對(duì)中頻消聲量大的優(yōu)點(diǎn)，尤其在100 Hz～500 Hz[10]，其結(jié)構(gòu)如圖3（b）所示。氣流由進(jìn)氣管直接流入排氣端腔體，再由中間管返回進(jìn)氣端腔體，最后由進(jìn)氣端腔體進(jìn)入排氣管排出，具有流動(dòng)阻力小的優(yōu)點(diǎn)，可克服排氣背壓與消聲量相矛盾問(wèn)題[11]。同時(shí)，在中間腔內(nèi)填充吸聲材料，以增加中高頻的吸聲量。

2.2 參數(shù)優(yōu)化

TL可評(píng)價(jià)消聲器本身的消聲性能，但多用于聲學(xué)仿真與對(duì)比分析[12]。而插入損失（Insertion Loss，簡(jiǎn)稱IL）可評(píng)價(jià)包括連接管在內(nèi)的整個(gè)排氣系統(tǒng)的消聲效果，主要通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比。為了盡可能提高100 Hz～160 Hz的消聲量，分別對(duì)消聲器的穿孔率σ、穿孔直徑d、中間管直徑D及進(jìn)氣管插入深度l，進(jìn)行三維聲學(xué)仿真對(duì)比[13]，分析其對(duì)TL的影響，識(shí)別得到關(guān)鍵參數(shù)，為優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。其中，消聲器內(nèi)部溫度取673 K，進(jìn)氣管及排氣管定義為平面波。

圖3 內(nèi)部結(jié)構(gòu)對(duì)比

由于進(jìn)氣管與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，直徑為定值40 mm，先將各管的直徑取40 mm，穿孔的孔徑d取3.5 mm，穿孔率σ分別取0.09、0.12、0.15與0.18，得到的TL曲線如圖4所示。由圖可知，在各頻率處，不同σ得到的TL基本相同。同理，各管的直徑不變，穿孔率σ=0.18時(shí)，d分別取2.5 mm、3.5 mm、4.5 mm與5.5 mm進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)d值不同，TL變化也非常小，說(shuō)明σ、d對(duì)消聲頻率及消聲量均無(wú)明顯影響。

圖4 穿孔率σ對(duì)TL的影響

基于上述分析，為了提高吸聲材料的高頻吸聲效果，取d=5.5 mm，且σ=0.18。中間管的直徑D分別取30 mm、35 mm、40 mm與45 mm，對(duì)比分析得到的TL曲線如下圖5所示。

圖5 中間管徑D對(duì)TL的影響

觀察TL曲線發(fā)現(xiàn)，D值越小，TL曲線越向低頻方向移動(dòng)，對(duì)100 Hz～160 Hz的噪聲消聲效果越好，且各頻率處的消聲量也有所提高。但D值不能太小，D值越小，消聲器的背壓越大，將損失發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性[12]。

同理，在σ=0.18，d=5.5 mm，D=30 mm的前提下，l分別取30 mm、50 mm、70 mm與90 mm，得TL對(duì)比曲線如下圖6所示。觀察可發(fā)現(xiàn)l值越大，TL曲線越向低頻方向移動(dòng)，但最大消聲量卻有所減小，且l值的變化對(duì)500 Hz以上頻率幾乎無(wú)影響，故取l=50 mm。

圖6 進(jìn)氣管插入深度l對(duì)TL的影響

3 性能對(duì)比

3.1 聲學(xué)對(duì)比

根據(jù)上述優(yōu)化結(jié)果，消聲器參數(shù)分別取d=5.5 mm、σ=0.18、D=30 mm及l(fā)=50 mm，圖7為原消聲器與優(yōu)化后消聲器的TL對(duì)比。由圖可知，中低頻消聲量明顯大于原消聲器，尤其在100 Hz～400 Hz頻率段。雖然在400 Hz以上頻率段消聲量稍有減小，但由于排氣主噪聲成分為100 Hz～160 Hz頻率段，不僅不影響消聲器的消聲量，且增加了TL與排氣噪聲的匹配性。

圖7 優(yōu)化前后TL對(duì)比

3.2 空氣動(dòng)力學(xué)對(duì)比

過(guò)高的流速會(huì)造成氣體摩擦再生噪聲，故利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)（CFD）方法[14]，對(duì)優(yōu)化前后消聲器進(jìn)行對(duì)比。進(jìn)氣口定義為mass-flow-inlet，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量得流量約為0.03 kg/s，內(nèi)部溫度取673 K，空氣密度取0.523 kg/m3；排氣口為pressure-outlet[15]，高斯壓力為0。對(duì)比結(jié)果見(jiàn)表3，原消聲器的背壓值高達(dá)28.53 kPa（一般應(yīng)小于10 kPa），不滿足設(shè)計(jì)要求。而優(yōu)化后消聲器背壓僅為3.97 kPa，降幅達(dá)86.1%之多，有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性能，以此同時(shí)，內(nèi)部流速也有所降低，可減小由于高速氣體摩擦產(chǎn)生的二次噪聲，有利于降低排氣高頻噪聲。

表3 空氣動(dòng)力學(xué)對(duì)比

3.3 試驗(yàn)對(duì)比

優(yōu)化設(shè)計(jì)的消聲器實(shí)物如圖8所示，為了評(píng)價(jià)其IL及實(shí)際消聲效果，按GB/T 4759-2009內(nèi)燃機(jī)排氣消聲器測(cè)量方法，在距消聲器排氣口0.5 m遠(yuǎn)處進(jìn)行對(duì)比測(cè)試，在最大油門(mén)滿負(fù)載工況下，測(cè)試的結(jié)果如下圖9所示。

圖8 優(yōu)化后消聲器實(shí)物

圖9 排氣口0.5 m處噪聲對(duì)比

由圖9可知，在排氣口0.5 m處，聲壓級(jí)降低了2.9 dB(A)，降噪效果明顯，尤其體現(xiàn)在125 Hz附近的中低頻段，與仿真分析結(jié)果非常吻合（見(jiàn)圖7）。同時(shí)，由于最高流速的控制，減小了摩擦產(chǎn)生的二次噪聲，因此，在500 Hz以上的高頻段，消聲量也普遍提高。圖10為10 m測(cè)量半徑的左后測(cè)點(diǎn)（消聲器在左側(cè)）聲壓級(jí)，降幅達(dá)5.1 dB(A)之多，同時(shí)，按國(guó)標(biāo)GB/ T 25614-2010綜合計(jì)算6個(gè)測(cè)點(diǎn)噪聲值，可得機(jī)外輻射噪聲降低達(dá)3.1 dB(A)。

圖1 0左后測(cè)點(diǎn)噪聲對(duì)比

4 結(jié)語(yǔ)

（1）原機(jī)機(jī)外輻射噪聲過(guò)大，緣由為原消聲器與發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲不匹配，說(shuō)明消聲器的設(shè)計(jì)應(yīng)該根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲的頻率特性，量身定制；

（2）穿孔率、穿孔孔徑對(duì)TL影響不大；中間管管徑越小，中低頻消聲效果越好，且消聲量更大，但背壓增大；進(jìn)氣管插入越深，越利于中低頻消聲，但消聲量減少；

（3）實(shí)驗(yàn)證明搭載優(yōu)化后消聲器的整機(jī)，機(jī)外輻射噪聲降低了3.1 dB(A)，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)與仿真方法的正確性。為中低頻噪聲問(wèn)題消聲器的設(shè)計(jì)，提供了參考。

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Acoustic and CFDAnalyses for Noise Control of a Small Excavator

YU Song-song1,HAN Guo-sheng1,JI Zhen-lin2,XING Shu-xin1
(1.Guangxi Liugong Machinery Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China; 2.School of Power and Nuclear Energy Engineering,Harbin Engineering University, Harbin 150001,China)

In view of the large radiation noise of a small excavator,the exhaust noise was found to be the main noise source using spectrum analysis method.The sound field and CFD of the original muffler of the excavator were simulated. The simulation results showed that the noise elimination of the original muffler was obviously insufficient in the frequency range from 100 Hz to 160 Hz.Then,the parameters of the impedance mixed muffler with three tubes were optimized.The effects of perforation rate,diameter of the holes,diameter of the middle tube and insertion depth of the inlet on transmission loss were analyzed.The results show that perforation rate and diameter of the holes have little effect on the transmission loss.Small diameter of the middle tube and large insertion depth can lead to good noise elimination effect in low and median frequency ranges.The test results show that after the optimization of the muffler,the noise elimination effect is raised obviously in low and median frequency range,which is consistent with the results of the analysis.The radiation noise has been reduced by 3.1 dB(A),and the back pressure of the exhaust has been reduced by 86.1%.

acoustics;small excavator;radiated noise;spectrum analysis;exhaust muffler;transmission loss

TB53

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.031

1006-1355(2015)02-0137-04

2014－10－02

國(guó)家863計(jì)劃資助（2014AA041502）

俞松松(1987－)，男，江西南昌人，碩士，主要研究方向?yàn)橥诰驒C(jī)的振動(dòng)噪聲診斷與分析。E-mail:yuss0417@163.com