聲學與CFD分析用于小型挖掘機的噪聲控制

俞松松，韓國勝，季振林，邢樹鑫

（1.廣西柳工機械股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，哈爾濱 150001）

聲學與CFD分析用于小型挖掘機的噪聲控制

俞松松1，韓國勝1，季振林2，邢樹鑫1

（1.廣西柳工機械股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，哈爾濱 150001）

針對某小型挖掘機輻射噪聲較大的現狀，應用頻譜分析方法，識別主噪聲源為發動機排氣噪聲。對原消聲器進行了三維聲場與流場分析，結果表明對100 Hz～160 Hz頻段消聲量明顯不足。對三管迷路消聲器進行了參數優化，分析了穿孔率、穿孔孔徑、中間管管徑及進氣管插入深度等對傳遞損失的影響，穿孔率與穿孔孔徑對傳遞損失影響不大，中間管管徑越小、插入深度越大，中低頻消聲效果越好。實測結果表明，優化后消聲器中低頻消聲量明顯提高，與分析結果非常吻合，機外輻射噪聲降低了3.1 dB(A)之多，且背壓降低達86.1%。

聲學；小型挖掘機；機外輻射噪聲；頻譜分析；排氣消聲器；傳遞損失

發動機的排氣噪聲為挖掘機主要噪聲源之一[1]，而小型挖掘機尤為突出，因其大多采用三缸或四缸發動機，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[3]，其消聲量直接影響液壓挖掘機的機外輻射噪聲，但由于排氣溫度較高，內部聲速較快，導致一般的消聲器對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的消聲需求[4]。因此，針對小型挖掘機的噪聲特性，須設計一種中低頻消聲量大、排氣背壓小的消聲器，不僅可降低其機外輻射噪聲，同時可提高發動機的動力性能，降低整機能耗[5]。阻抗復合式消聲器綜合了抗式和阻式兩種消聲器的優點，普遍用于工程機械領域[6]。

本文采用三管迷路式結構，通過分析穿孔孔徑、穿孔率、中間管管徑及進氣管插入深度對傳遞損失（Transmission Loss，簡稱TL）的影響，對比識別得到關鍵參數，提高了中低頻的消聲量。結合吸聲材料對的高頻吸聲特點，設計了一款消聲頻率范圍廣的復合式消聲器，排氣背壓降低達86.1%。實驗結果表明，機外輻射噪聲降低3.1 dB(A)。

1 主噪聲源識別

按GB/T 25614-2010土方機械聲功率級的測定動態試驗方法，在整機外布置六個測點，如下圖1所示。對于小型挖掘機，測量球面半徑r=10 m。圖2為6個測點的實測頻譜，其中，right_rear為1號測點名稱，left_rear為6號測點名稱，以此類推。由圖2可知，125 Hz附近的中心頻段噪聲最為突出，且對機外輻射噪聲的貢獻最大。為了識別整機的主噪聲源，首先對發動機排氣、風扇及液壓主泵等的噪聲基頻及諧頻進行理論計算，如下式1—3[7]。

圖1 噪聲測點位置

圖2 機外輻射噪聲頻譜圖

式中ffire為發動機的排氣噪聲頻率；N為發動機的汽缸數；n為發動機的轉速，單位為r/min；ξ為行程系數，對于四沖程發動機，ξ=2；i=1,2,3……。

式中ffan為風扇的旋轉噪聲頻率；ηfan為風扇與發動機的轉速比；Zfan為風扇葉片數

式中fpump為液壓主泵的噪聲頻率；Zpump為液壓主泵的柱塞數。

機器相關參數如表1所示，將其代入上式1—3，可計算得各部件噪聲的基頻及諧頻，如表2所示。

表1 機器的相關參數

表2 各部件噪聲頻率

觀察圖2所示的頻譜可知，各測點聲能量主要集中在100 Hz～160 Hz等頻段；由表二可識別400 Hz為液壓主泵的基頻，但由于液壓系統為日本進口的低噪聲液壓系統，液壓主泵噪聲無法降低；而發動機的本體輻射噪聲被2.5 mm厚鋼制機罩阻隔，透射至外界的噪聲較小。由此判斷機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，說明消聲器對100 Hz～160 Hz的中低頻消聲量嚴重不足。

2 結構優化

2.1 結構設計

原消聲器的內部結構如圖3（a）所示，為雙節式結構，氣流通過進氣管的小孔后，繞過進氣管中間的隔板，再次穿過小孔由進氣端腔體流入進氣管，最后經過排氣管的小孔由排氣管排出。在聲學上，聲波多次穿過小孔，可提高中高頻噪聲的消聲量[8]，但對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中頻消聲量大的優點，尤其在100 Hz～500 Hz[10]，其結構如圖3（b）所示。氣流由進氣管直接流入排氣端腔體，再由中間管返回進氣端腔體，最后由進氣端腔體進入排氣管排出，具有流動阻力小的優點，可克服排氣背壓與消聲量相矛盾問題[11]。同時，在中間腔內填充吸聲材料，以增加中高頻的吸聲量。

2.2 參數優化

TL可評價消聲器本身的消聲性能，但多用于聲學仿真與對比分析[12]。而插入損失（Insertion Loss，簡稱IL）可評價包括連接管在內的整個排氣系統的消聲效果，主要通過試驗進行對比。為了盡可能提高100 Hz～160 Hz的消聲量，分別對消聲器的穿孔率σ、穿孔直徑d、中間管直徑D及進氣管插入深度l，進行三維聲學仿真對比[13]，分析其對TL的影響，識別得到關鍵參數，為優化設計提供依據。其中，消聲器內部溫度取673 K，進氣管及排氣管定義為平面波。

圖3 內部結構對比

由于進氣管與發動機相連，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，d分別取2.5 mm、3.5 mm、4.5 mm與5.5 mm進行對比，發現d值不同，TL變化也非常小，說明σ、d對消聲頻率及消聲量均無明顯影響。

圖4 穿孔率σ對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，對比分析得到的TL曲線如下圖5所示。

圖5 中間管徑D對TL的影響

觀察TL曲線發現，D值越小，TL曲線越向低頻方向移動，對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，將損失發動機的動力性與經濟性[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對比曲線如下圖6所示。觀察可發現l值越大，TL曲線越向低頻方向移動，但最大消聲量卻有所減小，且l值的變化對500 Hz以上頻率幾乎無影響，故取l=50 mm。

圖6 進氣管插入深度l對TL的影響

3 性能對比

3.1 聲學對比

根據上述優化結果，消聲器參數分別取d=5.5 mm、σ=0.18、D=30 mm及l=50 mm，圖7為原消聲器與優化后消聲器的TL對比。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 優化前后TL對比

3.2 空氣動力學對比

過高的流速會造成氣體摩擦再生噪聲，故利用計算流體動力學（CFD）方法[14]，對優化前后消聲器進行對比。進氣口定義為mass-flow-inlet，根據發動機排量得流量約為0.03 kg/s，內部溫度取673 K，空氣密度取0.523 kg/m3；排氣口為pressure-outlet[15]，高斯壓力為0。對比結果見表3，原消聲器的背壓值高達28.53 kPa（一般應小于10 kPa），不滿足設計要求。而優化后消聲器背壓僅為3.97 kPa，降幅達86.1%之多，有利于提高發動機的動力性能，以此同時，內部流速也有所降低，可減小由于高速氣體摩擦產生的二次噪聲，有利于降低排氣高頻噪聲。

表3 空氣動力學對比

3.3 試驗對比

優化設計的消聲器實物如圖8所示，為了評價其IL及實際消聲效果，按GB/T 4759-2009內燃機排氣消聲器測量方法，在距消聲器排氣口0.5 m遠處進行對比測試，在最大油門滿負載工況下，測試的結果如下圖9所示。

圖8 優化后消聲器實物

圖9 排氣口0.5 m處噪聲對比

由圖9可知，在排氣口0.5 m處，聲壓級降低了2.9 dB(A)，降噪效果明顯，尤其體現在125 Hz附近的中低頻段，與仿真分析結果非常吻合（見圖7）。同時，由于最高流速的控制，減小了摩擦產生的二次噪聲，因此，在500 Hz以上的高頻段，消聲量也普遍提高。圖10為10 m測量半徑的左后測點（消聲器在左側）聲壓級，降幅達5.1 dB(A)之多，同時，按國標GB/ T 25614-2010綜合計算6個測點噪聲值，可得機外輻射噪聲降低達3.1 dB(A)。

圖1 0左后測點噪聲對比

4 結語

（1）原機機外輻射噪聲過大，緣由為原消聲器與發動機排氣噪聲不匹配，說明消聲器的設計應該根據發動機排氣噪聲的頻率特性，量身定制；

（2）穿孔率、穿孔孔徑對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；進氣管插入越深，越利于中低頻消聲，但消聲量減少；

（3）實驗證明搭載優化后消聲器的整機，機外輻射噪聲降低了3.1 dB(A)，驗證了設計與仿真方法的正確性。為中低頻噪聲問題消聲器的設計，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

國家863計劃資助（2014AA041502）

俞松松(1987－)，男，江西南昌人，碩士，主要研究方向為挖掘機的振動噪聲診斷與分析。E-mail:yuss0417@163.com