朱東烈

　　(山重建機有限公司，山東臨沂 276024)

摘　要：本文通過對挖掘機的噪聲頻譜進行分析確定主要噪聲源，運用理論分析、仿真分析、試驗測試等方法找到挖掘機噪聲的改善方案。通過降低風扇轉速、使用吸聲材料、優化冷卻空氣的流通通道和風扇導風罩結構等方案，降低了挖掘機的整機噪聲，提高了挖掘機的舒適性，對挖掘機噪聲性能優化具有一定的參考和指導。

關鍵詞：挖掘機；噪聲源；頻譜；風扇噪聲；渦流噪聲

中圖分類號：TU621      文獻標識碼：B

1 挖掘機噪聲優化背景及現狀

　　挖掘機是一種工況和環境適應能力極強的工程機械，因其施工環境比較惡劣，在很長的一段時間內噪聲問題沒有引起重視。但是隨著用戶對整機舒適性要求的不斷提高和在市政居民區施工越來越頻繁，挖掘機的噪聲問題越來越被重視，挖掘機噪聲性能的改善也成為很多企業和科研機構研究的方向。

　　某液壓挖掘機進入市場后，有用戶反應機外輻射噪聲大，對于用戶反應的機型，根據GB/T 25612標準規定的方法^[1]進行噪聲測試，該產品機外輻射靜態噪聲為103.5dB。采用GB/T 25614標準規定方法^[2]進行噪聲測試，該產品機外輻射動態噪聲為104.2dB。

2 挖掘機噪聲標準

　　隨著技術的發展和對人身健康的關注，我國對工程機械噪聲控制也越來越嚴格，并分階段的對噪聲限值進行了要求。對于挖掘機的噪聲限值，目前執行的標準是GB/T 16710，該標準對不同功率的挖掘機規定了不同的噪聲限值。標準規定，從2015年起對于發動機凈功率P小于15kW挖掘機，機外輻射噪聲限值為93dB，對于發動機功率在15?500kW之間的挖掘機，機外輻射噪聲限值的計算公式為^[3]：

L_g =81.5+11 lgP   (1)

　　式中：L_g—挖掘機機外輻射噪聲，dB;

　　P —發動機凈功率，kW 。

　　根據GB/T 16936標準[4]要求，這款挖掘機凈功率為116kW。根據公式(1)可計算出L_g為104.2dB。而挖掘機機外輻射噪聲也恰好為104.2dB，恰好符合GB/T 16710標準要求。但為了使用戶滿意，需要對于用戶提出的噪聲問題進行了改善，目標是優于歐盟2000/14/EC噪聲排放指令^[5]要求。歐盟2000/14/EC噪聲排放指令，對挖掘機功率在15?500kW時，機外輻射噪聲限值計算公式為^[5]：

L_e=80+11 lgP    (2)

　　根據公式(2)可計算出凈功率為116kW的挖掘機，機外輻射動態噪聲限值為102.7dB，這款挖掘機噪聲性能優化的目標是優于歐盟CE認證要求。

3?挖掘機噪聲源分析

　　對于液壓挖掘機來說噪聲源有很多，經過分析挖掘機噪聲源主要有五個方面：一是挖掘機液壓系統噪聲；二是風扇噪聲和渦流噪聲；三是發動機排氣噪聲；四是發動機裸機噪聲；五是挖掘機整機異常振動噪聲。

3.1?挖掘機液壓系統噪聲

　　挖掘機液壓系統的液壓油在管路內流動時，不可避免的會有產生節流的位置。而液壓系統工作壓力比較高可達34.3MPa，管路的橫截面積卻比較小，這樣液壓油流動的速度就非常快，如節流位置設計不合理就會產生節流噪聲。挖掘機在工作過程時除液壓系統會產生噪聲外，工作裝置之間的摩擦、履帶與地面之間的撞擊、各油缸行程末端的撞擊等都會產生較大噪聲。但一般認為如果挖掘機機外輻射動態噪聲比靜態噪聲高不超過1dB，就屬于正常范圍。根據測試，該挖掘機機外輻射動態噪聲為104.2dB，靜態噪聲為103.5dB，相差0.7dB，屬于正常范圍，可認為液壓系統噪聲對整機噪聲的影響不是主要原因。

3.2?挖掘機風扇噪聲和渦流噪聲

　　挖掘機在工作過程中基本沒有相對移動，為了滿足挖掘機的散熱性能，就需要風扇對液壓系統和發動機進行強制散熱。因為挖掘機結構比較緊湊，散熱器的尺寸有一定限值，就需要風扇提供比較大的風量，風扇的轉速也會比較高，葉尖旋轉速度就會非常高。例如一款直徑為694mm的風扇在轉速2000rpm時，葉尖速度可達73m/s，這樣就會產生非常大的風扇噪聲。

　　冷卻空氣在挖掘機發動機艙內流通時，會在外觀件開孔位置產生摩擦，也會有多股氣流的相互擾動現象，這樣都會產生比較大的風噪。如果冷卻空氣流通通道和風扇導風罩結構設計不合理，還會產生渦流噪聲。

　　為了驗證風扇噪聲是否是整機噪聲大的主要原因，對整機噪聲進行了頻譜采集，采集頻譜圖如圖1 所示。

圖1?挖掘機噪聲頻譜

　　通過噪聲頻譜可以看出，在頻率為225.72Hz時噪聲值最大，并且隨著時間的推移這個頻率的噪聲始終在高噪聲值，由此可以推斷這個噪聲源是隨著發動機的運轉一直存在。發動機在工作過程中，因沖程數、氣缸數和轉速的不同，產生的激勵頻率也不同，根據發動機的工作特點可以推導出發動機的基頻計算公式^[6]：

            (3)

　　式中：n —發動機轉速，r/min;

　　i—發動機的氣缸數;

　　τ—發動機沖程數。

　　該發動機為六缸四沖程發動機，測試轉速為1935r/min，根據公式(3)由此可以計算出發動機的基頻為96.75Hz，而225.72 Hz不是96.75Hz的整倍數，說明此頻率不是發動機的倍頻產生的。通過計算可以推斷產生此頻率的噪聲源，有可能是轉速13543rpm的旋轉部件產生，或者是隨發動機旋轉有7個翅片的部件產生。通過排查風扇葉片數量正好為7個，風扇照片見圖2，初步判斷此噪聲源為風扇。

圖2?挖掘機風扇圖紙

　　為了驗證該頻率的噪聲是否是風扇引起的，對該挖掘機風扇拆除后重新測試噪聲，測試機外輻射靜態噪聲為96.9dB，而拆除風扇前的噪聲為103.5dB，由此可確定產生225.72Hz頻率的噪聲源是風扇。如果把拆除風扇后的挖掘機噪聲看作一個噪聲源，風扇作為一個噪聲源，可以計算出兩個噪聲源各自對挖掘機噪聲的貢獻量，除風扇外的其他噪聲源對挖掘機的貢獻量計算公式為^[7]：

        　(4)

　　式中：n₁—其余噪聲占比;

　　L_P1 —拆除風扇后靜態噪聲;

　　L_P —原整機靜態噪聲。

　　通過公式(4)可以計算出發動機的排氣噪聲、發動機裸機噪聲和一些其他異常振動噪聲共占整機噪聲的22%，這樣風扇產生的噪聲占整機噪聲貢獻值的78%，因此可判斷該挖掘機噪聲的主要來源為風扇噪聲和渦流噪聲。

4?整機降噪方案分析

　　通過對噪聲源的頻率分析得知，風扇噪聲是主要的噪聲源，因此對整機降噪重點就是降低風扇噪聲和因空氣流通產生的渦流噪聲。通過分析可以從五個方面進行優化：一是優化風扇本身噪聲性能；二是降低風扇轉速；三是優化外觀件開孔面積；四是優化冷卻空氣流通通道結構;五是增加吸聲材料。

4.1?優化風扇性能

　　風扇屬于高速旋轉部件，風扇的葉片數量、葉片形狀、葉片傾角、葉片材料、葉片長度、輪轂直徑和生產工藝等都會對噪聲有較大影響，同時這些因素與風扇的吸風能力也是密切相關。正常來說，同一款風扇吸風能力越強產生的噪聲也會越大，因此設計時需要綜合平衡考慮，選擇最合適的風扇。

　　這款挖掘機采用的是國外某知名品牌風扇，直徑為694mm，在此噸位挖掘機上廣泛應用，是設計開發時綜合性能比較好的風扇。而且這款風扇采用異形葉片，在開發時也進行了降噪設計，風扇匹配上總體合理，為了盡快確定優化方案，暫不對風扇結構進行優化。

4.2?降低風扇轉速

　　風扇的工作原理和水泵一樣，是通過葉片的旋轉在風扇前端產生負壓促使空氣的流動，因此同一款風扇轉速越高吸風能力就越強，噪聲也就越大，轉速和噪聲是成正相關。該挖掘機的風扇和發動機采用剛性連接，風扇和曲軸轉速比為1：1，為了降低風扇噪聲就需要降低風扇轉速。通過調研同噸位挖掘機，風扇與曲軸速比一般在0.85?1.1之間，為了降低噪聲同時考慮發動機結構限制，風扇速比確定為0.92。降低風扇速比后，雖然噪聲會降低，但是風扇吸風能力會下降，進風量就會減少，會影響整機的散熱能力，為了獲得同樣的進風量需要增大風扇直徑。根據風扇性能實驗數據分析，風扇直徑需要由694mm增大到714mm才能獲得與原轉速相近的風量。

　　降低風扇轉速并增大風扇直徑后，對機外輻射靜態噪聲測試為103dB，比原始狀態降低了0.5dB,說明通過降低轉速增大風扇直徑方案具有一定效果。

4.3?外觀件開孔面積優化和增加吸聲材料

　　挖掘機外觀件上開孔面積和位置，對冷卻空氣的流通和噪聲有重要影響，如果開孔面積大進風阻力就小，進風量就會大，散熱效果就會好，但是也會使內部噪聲更容易傳出，造成機外輻射噪聲大。圖3是這款產品為了取得良好的散熱效果，進風側的側門上留有大量進風孔。

　　為了驗證側門開孔對噪聲的影響，對側門的開孔進行封堵，并對原側門開孔位置增加了吸音海綿見圖4，同時風扇速比也是0.92，直徑為714mm。在此狀態下整機噪聲再次進行測試，整機機外輻射靜態的噪聲降為101.7dB，降低1.3 dB。說明通過取消側門開孔和增加吸聲材料，噪聲效果的改善明顯。

圖3?挖掘機側門原始狀態圖          圖4?挖掘機側門改善后狀態圖

4.4?冷卻空氣流通風道和導風罩結構優化

　　流通通道對冷卻空氣的流通和噪聲都有較大的影響，為了驗證冷卻空氣的流動情況，對這款產品的通道進行流場仿真分析，仿真分析結果如圖5所示。通過仿真分析發現，從左側門上方進入的氣流和從空氣濾清器一側進入的氣流相遇后產生進氣渦流，這不僅降低了進風量和風速，影響散熱效果，還會產生渦流噪聲。

圖5 進出通道流場仿真分析結果圖  圖6 空濾進風側增加導流板方案圖  圖7 空濾進風側增加導流后分析結果圖

　　通過分析發現，空氣濾清器一側是一個開放的空間，冷卻空氣進入時氣流流動沒有固定方向，很容易受側門上方進風氣流的影響產生渦流。為了減小兩股氣流的相互影響，使氣流流動更加平穩，需要在空氣濾清器一側的進氣通道增加導流板，使冷卻空氣的流動具有一定的方向，增加導流板的方案如圖6所示。

　　增加導流板后使空氣濾清器一側進入的冷卻空氣流動具有一定方向，可避免與側門上方的氣流沖撞形成渦流。增加導流板后對通道進行仿真分析，分析結果見圖7所示，從仿真分析結果可以看出，增加導流板后散熱器前的渦流基本消除。

　　在進行通道優化分析時，冷卻空氣在導風罩內也形成渦流，如圖8所示。這樣冷卻空氣就不能及時的從導風罩內流出形成有效風速，降低了風扇的工作效率，這樣不僅會增大渦流噪聲還會使流通風量降低。

　　為了避免冷卻空氣在導風罩內形成渦流，降低整機噪聲、增大風速，對導風罩結構進行了優化分析，通過分析發現把導風罩的圓形風圈加長或者把罩體變成曲面，都可以消除冷卻空氣在導風罩內的渦流現象，護圈加長后的分析結果如圖9所示。通過分析可以發現，護圈加長后導風罩內空氣流通比較順暢，不會再有渦流出現，為了降低制作難度和成本，沒有選用罩體為曲面結構。

圖8 空氣在導風罩內形成渦流圖          圖9 護圈加長后分析結果圖

　　增加導流板并優化導風罩結構后對噪聲進行測試，機外輻射靜態噪聲降為100.4dB，機外輻射動態噪聲降為101.2dB。優于歐盟CE噪聲標準里要求的機外輻射動態噪聲102.7dB，基本達到預期目的。

　　因為挖掘機左側門開孔取消，通過測試發現熱平衡效果變差，尤其是液壓油溫余量只有1.2℃，為了使挖掘機具有更強的環境適應能力，使挖掘機具有更好的熱平衡效果，采取的方案是把液壓油散熱器加厚10mm，測試完后的數據和原始測試數據見表1。

表1?熱平衡測試數據

　　散熱器變更后對噪聲重新進行測試，測試結果基本沒有變化，測試熱平衡水溫有3.7℃余量，油溫有2.8℃余量，滿足標準要求。

5?結論

　　為了進一步驗證噪聲改善方案的效果，更加詳細的反映出噪聲源的頻譜特性，對不同狀態下的頻譜進行1/3倍頻程對比分析，分析結果見圖9，風扇噪聲頻率是225.72dB在250dB倍頻帶上。通過圖9可以看出，在改善前250dB這個頻帶噪聲值最大，通過兩輪改善方案后，250dB頻帶的噪聲大幅降低，其他頻率噪聲也有不同程度降低，進一步說明上述改善方案對挖掘機噪聲改善明顯，為挖掘機降低噪聲方案具有一定的參考。

圖10?不同狀態下1/3倍頻程圖

　　總的來說，通過降低風扇速比、增大風扇直徑、增加吸聲材料、取消左側門開孔、增加導流板、改善導風罩結構等方案，這款挖掘機的噪聲由104.2dB降為101.2dB，降低了3dB，降噪幅度比較大，效果明顯。此降噪方案實施后目前已有八百多臺挖掘機進入市場，進行了一年多的市場驗證，用戶對噪聲水平整體比較滿意，后期市場走訪過程中沒有用戶再提出噪聲大的問題，市場使用情況良好。

參考文獻

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(責任編輯：休魚）