張文杰，徐紅梅，李 航，王啟超，徐 正，尚昱君

（華中農業(yè)大學 工學院/農業(yè)農村部長江中下游農業(yè)裝備重點實驗室，湖北 武漢 430070）

【研究意義】隨著工農業(yè)的快速發(fā)展，粉碎機的使用量日益增多，在農產品加工領域起著舉足輕重的作用。但粉碎機在實際工作過程中不僅能耗高、工作效率低、粉碎不均勻，還存在振動噪聲大的問題[1]，而解決噪音問題的關鍵在于對粉碎機的主要噪聲源的識別，并根據識別結果對其進行優(yōu)化設計，以實現(xiàn)降低粉碎機噪聲、提高粉碎效率和能源利用率的目的?！厩叭搜芯窟M展】目前，國內外關于粉碎機的研究包括粉碎機理、粉碎過程、篩分效率等方面，而對粉碎機噪聲源識別相關研究還相對較少。識別粉碎機的主要噪聲源，是了解各個部件振動及噪聲產生的原因，進而實現(xiàn)裝置輻射噪聲控制的重要環(huán)節(jié)。關于噪聲源識別的方法多種多樣，如階次分析法、相干分析法、聲全息測試、表面振動測試等[2]，每種測試方法在運行成本、測試時間及環(huán)境要求等方面具有明顯的差異性，在選擇測試方案時，應綜合考慮測試條件、人員分配以及測量場地等影響[3]。賈繼德等[4]利用選擇運行的方法識別某客車的主要噪聲源，確定排氣消聲器和客車風扇為主要噪聲源并對其進行降噪處理，有效降低了整車的輻射噪聲。顧燦松等[5]利用各部件的表面加速度計算整機聲功率級，找出主要噪聲源，并對比了九點聲壓法與振動法測量汽油機聲功率級的差異，驗證了振動法預測汽油機噪聲的可行性。Fan 等[6]利用部分相干法與聲強法識別高速列車內部的噪聲源，判斷出地板振動輻射噪聲為主要內部噪聲源。劉帥等[7]采用表面近場聲壓法與振動加速度測試對柴油機進行噪聲源識別試驗，計算柴油機在不同工況下各部件的噪聲貢獻率。王成龍等[8]利用聲強測試技術對聯(lián)合收獲機進行噪聲源識別，確定發(fā)動機為非工作狀態(tài)下的主要噪聲源，而在工作狀態(tài)下主要噪聲源為發(fā)動機、脫粒裝置、割臺裝置等部件。孫宗翰等[9]為探究某型號變速軸流風扇氣動噪聲特性，分析其遠場噪聲頻譜特性，通過確定頻率幅值最大的部件，準確識別出風扇前三階葉片的周向聲模態(tài)分布?！颈狙芯壳腥朦c】雖然國內外對機械裝備的噪聲源識別已有較深的研究，但關于農產品加工裝備的相關研究較少，且對噪聲源的精準定位與識別缺乏系統(tǒng)深入的研究?！緮M解決的關鍵問題】本研究以某錘片式粉碎機為研究對象，采用試驗與仿真相結合的方式，對其進行整機聲學性能評估和主要噪聲源識別，探索一種識別農產品加工裝備噪聲源的行之有效的方法。

1 材料與方法

1.1 粉碎機聲學性能評估與噪聲源識別

1.1.1 基于九點聲壓法的整機聲學性能評估 以某粉碎機為研究對象，其整體尺寸為：長1 200 mm、寬560 mm、高1 100 mm。采用九點聲壓法測量機體包絡面九點的聲壓級，并依據九點的聲壓級計算出整機聲功率級，最后將其聲功率級結果與國家標準要求的噪聲聲功率級進行對比，從而實現(xiàn)對整機的聲學性能評估。

本試驗的測試儀器為BSWA309型聲壓計，主要由主機、風罩、MP309 聲學傳感器以及存儲卡等組成。測試時，假想一個包絡粉碎機的最小六面體當作基準體，粉碎機產生噪聲輻射并終止于此基準體的各個面。如圖1 所示，測量面為一個設想的矩形六面體，其各個面與基準體平行且距為1 m，因此包絡粉碎機的假想矩形六面體（不含底面）尺寸為：長3 200 mm、寬2 560 mm、高2 100 mm。同時需要注意的是，在測量過程中，選取圖中的點1 至9 作為九點聲壓法的測量點，而具體的操作過程嚴格按照JBT 9796—1999《固定式農業(yè)機械噪聲聲功率級的測定》、GB/T 1859—2000《往復式內燃機輻射的空氣噪聲測量》等相關規(guī)定進行[10-11]。

圖1 粉碎機的測量表面Fig.1 Measuring surface of the hammer crusher

在測得九點的聲壓級基礎上，進一步計算出粉碎機的表面平均聲壓級和整機聲功率級，其計算公式分別如下：

1.1.2 基于聲陣列技術的粉碎機噪聲源識別 聲陣列技術的主要工作原理是將一套聲學傳感器均勻布置于垂直的陣列空間，并運用波束形成等技術對各組傳感器接收到的聲學信號進行相關處理[12-13]，最終將不同位置的經過聲學傳感器處理后的信號與被測物體的圖像結合，并通過聲壓云圖等方式呈現(xiàn)分析結果。對于粉碎機而言，其各個部件輻射噪聲總的噪聲貢獻量各不相同，通過聲陣列技術進行聲學特性分析是粉碎機噪聲源識別的重要手段之一。

本研究采用北京聲望公司SPS980 聲陣列測試儀（圖2）對粉碎機前、后、左、右四個側面進行測試，測試距離為2.5 m，同時，測試場地要求盡量空曠地面且沒有高大建筑，近似自由聲場，平均風速不大于5 m/s，氣溫適宜（-5～35 ℃），背景噪聲比測試噪聲低10 dB（A）以上等要求，而且在粉碎機正常運轉并待其穩(wěn)定后方能進行測試。根據采樣定理，采樣頻率必須高于最高分析頻率兩倍以上，為研究粉碎機在3 000 Hz 以內的輻射噪聲，將采樣頻率設置為10 kHz，確保測試結果的準確性。

圖2 聲陣列測試儀Fig.2 Test instrument for acoustic array

1.2 基于聲學邊界元法的粉碎機噪聲源識別

1.2.1 粉碎機聲學邊界模型的建立 選用Virtual.lab聲學分析軟件作為本次的仿真工具，其具有功能豐富、接口齊全、計算手段多樣等優(yōu)勢，適合分析大規(guī)模、內部結構復雜的裝置的聲學問題[14]。建立聲學邊界模型之前，首先要建立粉碎機的有限元網格模型，這里采用Solidworks建立三維實體模型，然后將模型導入Hypermesh 軟件對其進行前處理，并適當簡化粉碎機結構，從而建立粉碎機有限元網格模型，如圖3所示。在網格劃分時，需要注意模型網格尺寸的選擇和設置，必須綜合考慮計算準確性及計算效率，并且與試驗分析的最高求解頻率相關。一般而言，進行聲學仿真計算所需的聲學邊界元網格尺寸至少小于求解頻率最短聲波波長的1/6[15]，其表達式如下：

式中，L為網格單元尺寸，單位mm；c為空氣中的聲速，取值為340 m/s；fmax為聲學計算中求解的最高頻率，單位為Hz。本研究對粉碎機的聲學仿真分析中，最高求解頻率設定為3 000 Hz，由式（3）計算可得，最大網格尺寸要求不超過18.89 mm，因此本文將網格尺寸設定為18 mm，滿足計算要求。

建立有限元模型（圖3）之后，將模型導出為bdf文件格式，再將其導入Virtual.lab軟件用于聲學分析。由于邊界元網格要求模型必須為封閉的結構表面，因此還需要對粉碎機設定封閉處理方式，即填補粉碎機表面空洞使其成為封閉模型，如上入料口、箱體篩板等，最終構成一個二維的封閉邊界元模型。粉碎機聲學邊界元模型如圖4所示。

圖3 粉碎機有限元模型Fig.3 Finite element model of the crusher

圖4 粉碎機聲學邊界模型Fig.4 Acoustic boundary model of the crusher

1.2.2 振動噪聲激勵的獲取 噪聲源于振動，在對粉碎機進行聲學分析之前，首先要獲知其表面的振動強度及分布，從而得到聲學仿真的初始激勵條件。本研究使用加速度傳感器測試粉碎機表面振動加速度，選用東華DH311E 型傳感器作為測試儀器，其靈敏度為10 mV/g，數(shù)據采集器為東華DH5902 型采集器。測試部位則選取上入料口與箱體連接處的螺栓、轉子系統(tǒng)主軸周圍這兩個位置。如圖5 所示，測點1至3分布在轉子系統(tǒng)主軸的周圍區(qū)域，測點4至7分別布置在箱體上壁板連接處四周的螺栓孔位置。

圖5 粉碎機振動加速度測點分布Fig.5 Measuring point layout of vibration acceleration of the crusher

在數(shù)據分析平臺對各測點的振動加速度進行數(shù)據處理，從而計算出各測點在0～3 000 Hz 的振動加速度值。部分測點在X、Y、Z 3個方向的振動加速度規(guī)律如圖6所示：

圖6 粉碎機部分測點加速度頻譜Fig.6 Acceleration frequency spectrum of partial measuring points of the hammer crusher

從圖6 可以看出，粉碎機表面振動信號能量主要集中在0～500 Hz 的頻率內，說明該粉碎機受到的激勵主要為中低頻激勵，在2 000～2 500 Hz 的頻率內振動信號也較為強烈，可能在此范圍內粉碎機結構共振或部件的強烈振動引起的。此外，在Z 方向上的加速度幅值較大，X、Y 方向上的加速度幅值較小。

1.2.3 添加聲學激勵與建立場點網格 以試驗測得的振動加速度作為振動激勵，計算粉碎機整體結構的振動加速度，然后將整體加速度映射到聲學邊界模型上，作為聲學分析的邊界條件，用于計算粉碎機的輻射噪聲，圖7為添加邊界條件后的聲學邊界模型。之后，還需要通過定義場點網格來計算聲場中的聲壓分布（圖8），搭建的場點網格相當于將傳感器測點分布在粉碎機的外表面，以測得粉碎機表面各個測點的聲壓，進而計算整機的聲功率級。

圖7 添加邊界條件后的聲學邊界模型Fig.7 Acoustic boundary model after adding boundary conditions

圖8 場點網格Fig.8 Field point grid

2 結果與分析

2.1 噪聲測試結果與分析

2.1.1 粉碎機的整機聲學性能 按照圖1的9個測點依次進行測量，測量結果如表1所示，同時根據公式（1）和（2），計算得到粉碎機的整體聲功率級為112.99 dB（A）。然而，根據國家標準SB/T 10117—1992 相關要求，粉碎機噪聲在空載下其聲功率級不允許超過110 dB（A），測量對象的聲功率級超出國家標準上限。由于本次試驗對象為課題組自行研發(fā)的粉碎機，在設計制造時并未考慮噪聲影響，并且還因使用年限過長，零部件老化等原因造成振動增加、輻射噪聲加劇，從而導致其噪聲超過國家標準限制。為了對粉碎機進行減振降噪的設計，首先需要對其主要噪聲源進行識別，以便對其進行改進與優(yōu)化。

表1 粉碎機的聲壓級值和聲功率級值Tab.1 Sound pressure level and sound power level of the hammer crusher

2.1.2 粉碎機噪聲源的識別 基于東華測試平臺分析粉碎機主要噪聲源，利用測試系統(tǒng)的聲陣列模塊對數(shù)據進行處理，得到粉碎機各個測試面的聲壓云圖。圖8 為粉碎機空載情況下正面和背面的聲壓云圖，根據不同的顏色來表示被測部位聲壓的強弱程度，紅色與藍色分別代表聲壓云圖中最大與最小的部位。由聲壓云圖8（a）可以發(fā)現(xiàn)，在粉碎機空載工況下，粉碎機正面的最大聲壓部位出現(xiàn)在箱體和齒輪罩中心位置，且最大聲壓級值為73 dB（A）；從圖8（b）觀察發(fā)現(xiàn)，粉碎機背面最大聲壓位于箱體和帶輪罩，最大聲壓級為74 dB（A）。在箱體表面輻射的聲壓，可能是由轉子系統(tǒng)產生的振動噪聲引起，而帶輪罩和齒輪罩表面的聲壓，應該是帶輪和齒輪高速旋轉，引起護罩殼體產生了振動。

圖8 空載工況下正面和背面聲壓云圖Fig.8 Sound pressure cloud atlas of front side and back side under no-load condition

圖9為空載情況下左側面和右側面的聲壓云圖，在圖9（a）中，最大聲壓位于箱體位置，達到了72 dB（A），可能是由于粉碎室內轉子系統(tǒng)高速旋轉，引起箱體左側面殼體的振動，并向四周輻射噪聲。觀察圖9（b）發(fā)現(xiàn)，粉碎機最大聲壓值位于汽油機附近，可能是由于汽油機氣缸產生了燃燒噪聲所致，而且汽油機內部的曲柄連桿機構高速運動也產生了一定的機械噪聲。此外，對比左右側噪聲聲壓發(fā)現(xiàn)，粉碎機左側的噪聲比右側稍大，說明箱體表面輻射噪聲比汽油機產生的噪聲更大。

圖9 空載工況下左側面和右側面聲壓云圖Fig.9 Sound pressure cloud atlas of left side and right side under no-load condition

2.2 聲學仿真結果與分析

2.2.1 粉碎機的整機聲學性能 基于Virtual.Lab 進行粉碎機聲學仿真分析，同時設定求解的仿真頻率為0～3 000 Hz，設置步長10 Hz，然后就可以進行仿真計算，得到粉碎機聲功率級頻域曲線如圖10所示。

圖10 粉碎機聲功率級曲線Fig.10 Sound power level curve of the crusher

為了綜合性地評估粉碎機在0～3 000 Hz 的頻率內的聲功率級，通過能量疊加的方式計算得到粉碎機的整機聲功率級，其計算公式為：

式（4）中，LW為整機聲功率級，LWi為各個頻率對應的聲功率級。通過上式計算得到粉碎機整機聲功率級為113.67 dB（A），而利用九點聲壓法測試的聲功率級為112.99 dB（A），兩者在數(shù)值上相差0.68 dB（A）且誤差僅為0.60%，這反映出通過仿真和試驗得到的結果具有很好地一致性，同時也驗證了本次測量結果的可靠性。與此同時，從圖10粉碎機聲功率級曲線中可以看出，主要峰值點的頻率為21，191，301，821，1 281，2 441 Hz，即粉碎機在以上峰值頻率點產生較強的輻射噪聲，原因可能是以上頻率接近粉碎機固有頻率，粉碎機產生了共振現(xiàn)象。

2.2.2 粉碎機噪聲源識別 識別粉碎機主要噪聲源，需找出對結構聲壓級貢獻量較大的零部件，從而為粉碎機的振動噪聲優(yōu)化提供參照。在對粉碎機進行板塊貢獻量分析前，需要將其劃分為若干板塊，如圖11 所示為粉碎機分塊的布局。粉碎機某個部件是由不同板塊構成的，組成該部件的不同板塊噪聲貢獻量之和即為其噪聲貢獻量，表2即為主要部件對應的板塊編號。本研究基于Virtual.Lab軟件將粉碎機劃分為若干個板塊，計算0～3 000 Hz粉碎機各板塊部件的噪聲貢獻量，步長設置為10 Hz。

表2 主要部件與板塊對應關系Tab.2 Corresponding table of main parts and plates

圖11 聲學貢獻量的板塊劃分Fig.11 Plates divisions of acoustic contribution

在軟件中設置噪聲貢獻量分析，可以得到不同頻率下各板塊的聲壓貢獻量柱狀圖，這里設定九點聲壓法中測點1為參考噪聲測點，并選擇聲功率級較高的21 Hz和191 Hz作為板塊貢獻量的分析頻率。圖12為粉碎機各個頻率對應的各個板塊的聲壓貢獻量柱狀圖，最右側柱形表示粉碎機總的貢獻量，為各個板塊的數(shù)值之和，其余各柱形為劃分的每個板塊貢獻量，各個板塊對測點的聲壓貢獻量有正有負，且不同板塊的聲壓貢獻量各有差異。從圖13（a）可以看出，當頻率為21 Hz時，測點聲壓的正貢獻區(qū)域主要為粉碎機箱體板塊、側入料口板塊與上入料口板塊，并且對測點的聲壓貢獻量都較為顯著。在圖13（a）中，當頻率為191 Hz時，測點聲壓的正貢獻區(qū)域主要為箱體，其次為齒輪罩，負貢獻區(qū)域主要為帶輪罩，但其貢獻量比較小；上入料口與側入料口的正負貢獻量雖然比較大，但近似相等，可以相互抵消；所有板塊對測點聲壓的總貢獻為正。

圖12 各個頻率下各板塊的聲壓貢獻量Fig.12 Histogram of the sound pressure contribution of each plate at different frequencies

根據聲壓幅值柱狀圖可以明顯看出箱體部件占比最高，說明箱體部件為粉碎機的主要噪聲源，此結果與采用聲陣列識別粉碎機噪聲源的結果具有較好的一致性，因此后續(xù)對粉碎機進行減振降噪優(yōu)化時，應重點關注聲壓幅值較大的箱體板塊，該板塊是導致粉碎機噪聲值偏高的主要原因。

3 討論與結論

針對粉碎機工作過程中振動噪聲大等突出問題，以某錘片式粉碎機為研究對象，對其進行噪聲源識別研究。采用九點聲壓法測試出粉碎機的整機聲功率級為112.99 dB（A），而采用聲學邊界元計算的整機升功率級為113.67 dB（A），二者具有較強的一致性，且都表明該粉碎機超出了國家標準上限（110 dB（A））。因此需要進行減振降噪優(yōu)化設計，而其關鍵步驟在于識別出粉碎機的主要噪聲源。在識別粉碎機噪聲源的過程中，同樣也采取了測試技術和仿真分析相結合的方式。聲陣列測試的結果顯示，粉碎機的主要噪聲源為箱體，且汽油機、帶輪罩等也產生了不同程度的機械噪聲；采用聲學邊界元計算發(fā)現(xiàn)，在21 Hz 和191 Hz 兩個產生噪聲劇烈的頻率下，箱體為噪聲聲壓貢獻最顯著的部件，這與聲陣列所測試的結果一致。相關研究結果不僅為粉碎機的減振降噪設計提供一定的參考，同時也為農產品加工機械與裝備的噪聲源識別提供一種行之有效的方法。