燃氣輪機改裝坦克噪聲的測試與分析

邢俊文， 鮑立群， 張傳清， 樊新海， 趙 耀

(裝甲兵工程學院機械工程系，北京 100072)

燃氣輪機改裝坦克噪聲的測試與分析

邢俊文， 鮑立群， 張傳清， 樊新海， 趙 耀

(裝甲兵工程學院機械工程系，北京 100072)

坦克噪聲對乘員及戰場安全影響很大，根據國軍標噪聲測量要求，通過對某型燃氣輪機改裝坦克的噪聲進行實車測試與分析，得出了其車內穩態噪聲聲壓級、原地噪聲隱蔽性和車內噪聲1/3倍頻程頻譜分布狀況，對研究和降低燃氣輪機坦克噪聲具有參考價值。

坦克；燃氣輪機；噪聲測試

履帶裝甲車輛行駛路況復雜，結構特殊，使用的發動機功率大，使得其在工作時產生的噪聲高[1-5]。噪聲分為影響車內乘員舒適性的車內噪聲和以公害形式備受重視的車外噪聲[6]，其中：車內噪聲大，乘坐舒適性較差，對坦克戰斗人員的心理和身體會造成很大的不良影響，從而在一定程度上影響戰斗人員的戰斗力；車外噪聲大，在戰場上會降低車輛的噪聲隱蔽性，增大被敵人發現的概率，降低車輛的生存幾率。國內對以柴油機為動力的坦克噪聲研究已有很多，而對以燃氣輪機為動力的坦克噪聲研究則剛剛起步。因此，研究燃氣輪機坦克噪聲狀態具有重要意義。

1 燃氣輪機改裝坦克噪聲測試

以某型改裝國產三軸式燃氣輪機的主戰坦克為對象，進行噪聲的測試與分析，包括3方面內容：1)車內噪聲測試；2)噪聲隱蔽性測試；3)噪聲頻譜測試。

1.1 試驗條件

根據文獻[7]，試驗條件設置如下。

1) 道路條件：試驗道路為平直、干燥、整潔的水泥混凝土跑道，縱向坡度<1%，道路兩側30 m內均無大的反射物。

2) 車輛條件：試驗前檢查坦克的燃油、機油、冷卻液使用情況，并按使用標準加注；檢查和調整坦克的動力裝置、傳動裝置、操縱裝置和行動部分，確保坦克達到車輛使用技術條件的要求。

3) 試驗環境：試驗場地周圍無其他大背景噪聲源；微風，聲級計和聲壓傳感器使用防風罩，以保證對噪聲測量無影響。

試驗時背景噪聲對噪聲測量有一定影響，背景噪聲可以依照表1進行修正。

表1 背景噪聲修正 dB

1.2 試驗儀器

聲級計一部，可直接讀數，用于測量車內、外聲壓級；聲壓傳感器(帶防風罩，靈敏度為4.7 mV/Pa；多通道數據采集系統(系統采集卡和數據采集軟件構成的數據采集模塊可實現模擬和頻率信號的采集)；系統采用14 V鋰電池進行供電。

1.3 試驗方法

1) 車內噪聲測試。坦克停在試驗場地，試驗時坦克門窗關閉。坦克分別以高壓渦輪最高轉速(38 000 r/min)的75%、85%、90%、95%四個不同的轉速工況原地發動，車內選駕駛員(測點1)、炮長(測點2)、車長(測點3)3個測點。利用聲級計讀取A聲級，讀數時，觀測5～10 s，待讀數沒有明顯變化時再記錄。

2) 噪聲隱蔽性測試。坦克原地發動，門窗關閉。發動機仍以上述4個不同轉速工況穩定工作,選車側、車前、車后3個測點，每個測點距離車23 m。利用聲級計測量不同工況下的A聲級，同時利用聲壓傳感器、多通道數據采集系統和筆記本電腦進行不同工況的噪聲數據采集。

3) 噪聲的頻譜測試。坦克原地發動，門窗關閉。發動機仍以上述4個不同轉速工況工作，利用聲壓傳感器、多通道數據采集系統和筆記本電腦進行車內不同乘員位置處的噪聲測試。然后，坦克分別以2、5擋勻速行駛，試驗采樣頻率均為30 kHz。

2 噪聲試驗結果分析

坦克噪聲強度高，噪聲源復雜。車內噪聲主要是由動力傳動系統振動、發動機噪聲和車身結構振動等因素引起[1]。

2.1 車內穩態噪聲分析

聲級計測得車內噪聲聲壓級結果見表2。

表2 車內噪聲聲壓級測試結果 dB

試驗時，背景噪聲為43 dB，根據表1可得所測量噪聲與背景噪聲之差均大于10 dB，因此背景噪聲修正值為0 dB。由表2可見：在4個不同轉速工況下，噪聲的變化范圍為90.8～101.1 dB，裝甲車輛車內穩態噪聲的允許限值為113 dB(A)[8]，該改裝坦克噪聲符合要求。但是根據職業性噪聲暴露和聽力保護標準ISO 1999的規定，坦克乘員在此噪聲環境下的工作時間最好不要超過2 h，否則會對乘員的聽力造成損害,因此為使坦克乘員能夠長時間舒適工作，車內噪聲需要進一步降低。

坦克原地發動時，發動機噪聲是車內主要噪聲源。從表2可以看出:1)對于同一個測點，隨著高壓渦輪轉速的增加，測點的噪聲聲壓級均明顯增加；2)對于不同測點、同一轉速工況下，測點1、2、3的噪聲逐漸變大。根據測點的分布以及發動機后置的布置形式可知:駕駛員離發動機最遠,此處噪聲最小;車長離發動機最近,此處噪聲最大。

2.2 原地噪聲隱蔽性測試結果分析

坦克原地發動車，外噪聲聲壓級測試結果見表3。

表3 車外噪聲聲壓級測試結果 dB

從表3可以看出:在同一工況下，測點1、2的噪聲級相差較小；由于發動機后置，測點3發動機噪聲明顯高于測點1、2的噪聲。

用聽覺無感覺距離極限值來確定裝甲車輛的噪聲隱蔽性，即在規定條件下，裝甲車輛的噪聲在多遠的距離上不被人耳所覺察。裝甲車輛試驗規程噪聲測量中規定：在各倍頻程中心頻率上，聽覺無感覺距離極限值計算公式為[9]

(1)

式中:r1為測量距離(從被測車輛到測點的直線距離,m);r2為聽覺無感覺距離(從被測車輛到聽覺無感覺點的直線距離,m);L1為r1上的聲壓級(dB);L2為r2上的聲壓級( 背景噪聲,dB),其取值如表4所示;Ae為噪聲衰減系數(dB/1 000 m),其取值如表5所示。

原地噪聲隱蔽性測試不同工況下的聲壓電信號，利用Matlab軟件將其轉換為聲壓值(Pa)。根據

表4 L2的取值

表5 Ae的取值

1/3倍頻程的上、下限頻率設計1個帶通濾波器(1倍頻程是指頻帶的上、下頻率之比為2∶1的頻程，而1/3倍頻程頻帶寬度僅為1倍頻程的1/3)，利用設計的濾波器得到1/3倍頻程中心頻率范圍內的聲壓值，然后利用Matlab軟件計算得到其均方根值Pi(Pa)。各中心頻率倍頻率聲壓級計算公式為[7]

(2)

式中：P0=2×10-5Pa，為基準聲壓，計算結果如表6所示。

表6 中心頻率倍頻帶聲壓級 dB

聽覺無感覺距離極限值具體計算方法：在噪聲衰減系數Ae=0的63、125、250 Hz 3 個中心頻率上，分別從實測倍頻帶聲壓級L1中減去相應中心頻率上L2的取值(見表4),即

(3)

取測量距離r1最大差值ΔL代入公式

(4)

求出噪聲在該頻率下的聽覺無感覺距離r2。將式(4)計算的r2值、測量距離r1的值，以及在中心頻率500、1 000、2 000、4 000、8 000 Hz的L2與Ae的取值代入式(1)中，求出在給定聽覺無感覺距離r2后在測量距離r1上應有的各倍頻帶聲壓級L1。在同一中心頻率上，將實測的聲壓級L1與其計算值進行比較：若實測值都不大于相應中心頻率上的計算值，則式(4)求出的r2值即為聽覺無感覺距離極限值；若不滿足上述條件，則適當增加r2的值，重新計算，直到滿足上述條件為止[7]。

根據表6的試驗結果，按上述方法計算坦克在不同工況下聽覺無感覺距離極限值，其計算結果如表7所示。

表7 聽覺無感覺距離極限值

由表7可見:坦克以高壓渦輪最高轉速原地發動時，聽覺無感覺距離極限值約為37 km。

2.3 噪聲的頻譜分析

噪聲是由大量不同頻率聲音成分復合而成，不同頻率成分在噪聲中的作用又有所不同[9]，因此，分析噪聲的頻譜有助于掌握噪聲特征和成因，并為進一步降噪設計提供依據。

2.3.1 穩態車內噪聲頻譜分析

利用Matlab軟件對測試數據進行頻譜分析，得到1/3噪聲頻譜圖，選取炮長處的噪聲數據進行分析。

在保證發動機穩定工作時，實際能達到的最低轉速和最高轉速的車內炮長處噪聲頻譜分別如圖1、2所示。可以看出:1)發動機以最低轉速工作時，在50、80、125、400 Hz處均出現了噪聲峰值，并且在6 300 Hz處也出現了較明顯的峰值；2)發動機以最高轉速時，在50、160、315、500 Hz也出現了明顯的噪聲峰值，隨著頻率的增加,噪聲峰值逐漸趨于平緩，在中高頻處沒有出現明顯的峰值；3)在50 Hz處，圖1、2均出現了較明顯的噪聲峰值，并且峰值出現的頻率位置沒有隨轉速的變化而變化，由此可以判斷這些噪聲峰值主要是由旋轉件(如旋轉軸和渦輪轉子)旋轉振動產生的噪聲；4)在6 300 Hz處,圖1出現了較明顯的峰值，而隨著發動機轉速增加，圖2高頻處沒有出現明顯的峰值，根據燃氣輪機的工作原理，此峰值應為氣流與排氣道結構件共振所產生,當高壓渦輪超過該轉速后，高頻噪聲強度減弱，影響減小，此時低中頻段的燃燒噪聲和零部件碰撞，旋轉振動產生的噪聲在車內噪聲中占主導地位。

圖1 高壓渦輪轉速28 500 r/min時車內炮長處噪聲頻譜

圖2 高壓渦輪轉速36 100 r/min時車內炮長處噪聲頻譜

2.3.2 坦克行駛時車內噪聲頻譜分析

圖3為坦克以5擋勻速行駛時的車內噪聲頻譜圖。可以看出：1)行駛時車內噪聲峰值主要出現在8、25、63、125 Hz，聲能量主要集中在這一頻段內;2)隨著頻率的增加，中頻段的聲能量衰減很快，在630 Hz處出現了噪聲峰值,1 000 Hz之后的聲能量衰減趨于平緩;3)車輛行駛時與車輛穩態時相比，聲能量主要集中在低頻段，并且行駛時車內噪聲聲壓峰值明顯高于穩態時的車內噪聲峰值。

圖3 坦克5擋行駛時車內炮長處噪聲頻譜圖

坦克行駛時，履帶與地面、主動輪、誘導輪、拖帶輪之間的碰撞，以及行動系統對車體的動態激勵產生的低頻噪聲是車內的主要噪聲源，而發動機噪聲相對較小，是車內噪聲第2噪聲源。針對車內噪聲源及噪聲傳播路徑，可以在動力艙與炮塔之間增加隔聲板，由于車內噪聲主要是低頻噪聲，低頻噪聲的吸聲材料沒有很好的吸聲效果，只有通過增大吸聲材料的厚度，才能改善對低頻噪聲的吸收效果。

3 結論

1) 燃氣輪機改裝坦克后，車內噪聲最大值為101.1 dB(A)，滿足裝甲車輛噪聲使用要求。

2) 燃氣輪機改裝坦克原地發動時，聽覺無感覺距離極限值約為37 km，車外噪聲隱蔽性差，需要進行降噪處理。

3) 靜態時，與柴油機坦克相比，燃氣輪機坦克車內最大噪聲降低了4 dB，車內最小噪聲提高了10 dB[2]，且車后噪聲最高，駕駛室內噪聲最低。針對噪聲分布，重點對燃氣輪機排煙裝置進行設計優化，以有效減小車外噪聲。

4) 在坦克行駛過程中，行動噪聲強于燃氣輪機噪聲，降噪需要綜合處理。

[1] 趙新樂，陳光，肖作江，等.履帶式車輛內部噪聲特性分析[J].長春工業大學學報，2008，26(5):562-565.

[2] 駱清國，張永峰，牛小波.某型履帶車輛穩態噪聲的分析與控制[J].裝甲兵工程學院學報，2004，18(4)：9-11.

[3] 徐玉林，楊云，趙騫.汽車整車噪聲源分析及降噪措施研究[J].天津汽車，2003(2)：18-20.

[4] 陳花嶺，張鐵山，胡選利，等.履帶式裝甲車輛噪聲研究[J].噪聲振動控制，1994(6)：22-26.

[5] 儀垂杰，黃協清，吳成軍，等.裝甲運兵車車內噪聲控制與研究[J].兵工學報，1995(3)：73-77.

[6] 日本自動車技術會編.汽車工程手冊7：整車試驗評價篇[M].中國汽車工程學會組，譯.北京：北京理工大學出版社，2010:144-145.

[7] GJB 59.2-86 裝甲車輛試驗規程:噪聲測量[S].

[8] GJB 2935-97 裝甲車輛車內噪聲允許限值[S].

[9] 趙立軍，白欣.汽車試驗學[M].北京：北京大學出版社，2008:241-244.

(責任編輯:尚菲菲)

Analysis and Test of Noise from Gas Turbine Modified Tank

XING Jun-wen, BAO Li-qun, ZHANG Chuan-qing, FAN Xin-hai, ZHAO Yao

(Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

The noise from tank affects the crews and safety very much. Based on the requirement of national military standard, analysis and test of the noise status from a type of gas turbine modified tank are conducted, the steady-state noise pressure level inside the tank, the noise hidden capacity on the spot and the noise third-octave band frequency spectrum distribution in the tank are obtained, which has a reference value for the study and reduction of noise from the gas turbine tank.

tank; gas turbine; noise test

1672-1497(2015)02-0052-04

2014-10-20

邢俊文(1969-)，男，副教授，博士。

TJ811

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2015.02.010