秸稈拋送裝置外殼振動輻射噪聲數值模擬與試驗驗證

翟之平，張 龍，劉長增※，李浩楠，崔紅梅（. 內蒙古工業大學機械學院，呼和浩特 0005；. 內蒙古農業大學機電工程學院，呼和浩特 0008）

秸稈拋送裝置外殼振動輻射噪聲數值模擬與試驗驗證

翟之平1，張 龍1，劉長增1※，李浩楠1，崔紅梅2
（1. 內蒙古工業大學機械學院，呼和浩特 010051；2. 內蒙古農業大學機電工程學院，呼和浩特 010018）

針對目前秸稈拋送裝置拋送葉輪擾動空氣及物料引發噪聲的原因尚不清楚，為了在秸稈揉碎機設計階段估算其拋送裝置的振動輻射噪聲，首先采用計算流體力學CFD方法對秸稈拋送裝置內部的氣-固非定常流場做了整場瞬態數值模擬，將作用在外殼表面的氣流和物料脈動壓力加載給拋送裝置外殼模型，并采用有限元方法對外殼進行了模態分析及動力響應分析，實現了從氣-固兩相流體到結構的單向耦合；將拋送裝置外殼振動響應作為聲學邊界條件，利用LMS Virtual Lab的間接邊界元Indirect Boundary Element Method聲振耦合模塊計算了非定常流動引起的外殼振動輻射噪聲，并進行了試驗驗證。數值計算與實測聲壓級變化趨勢相同；輻射噪聲最大的基頻100 Hz處個別測點仿真聲壓級較實測值高2.28 dB(A)，其余測點的仿真與試驗值相差不到1.5 dB(A)，結果表明理論分析和數值仿真的可靠性?；谏鲜龇椒ǎ容^分析了外殼壁厚對振動輻射噪聲的影響。研究結果表明：對應確定的激勵頻率，存在較合理的外殼壁厚尺寸組合。葉輪轉速為1 500 r/min時，較優壁厚為圓形外殼前后側板壁厚4 mm，其余壁厚為3 mm的尺寸組合，聲功率級為78.07 dB(A)，滿足飼草揉碎機噪聲限值90 dB(A)的國家標準要求。該研究可為秸稈揉碎機及葉片式拋送裝置低噪聲設計研究提供參考。關鍵詞：農業機械；振動；噪聲；測試；秸稈拋送裝置；拋送外殼；輻射噪聲

翟之平，張 龍，劉長增，李浩楠，崔紅梅. 秸稈拋送裝置外殼振動輻射噪聲數值模擬與試驗驗證[J]. 農業工程學報，2017，33(16)：72-79. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.16.010 http://www.tcsae.org

Zhai Zhiping, Zhang Long, Liu Changzeng, Li Haonan, Cui Hongmei. Numerical simulation and experimental validation of radiation noise from vibrating shell of stalk impeller blower[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(16): 72-79. (in Chinese with English abstract)

doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.16.010 http://www.tcsae.org

0 引 言

秸稈揉碎機是中國自行研制的一種新型飼草加工設備，主要由揉碎裝置和葉片式拋送裝置2部分組成，秸稈經揉碎裝置揉碎后由拋送裝置拋出機外[1-4]。工作時主要存在振動及噪聲大的缺點，研究表明其拋送裝置噪聲是主要噪聲源，實測發現其噪聲高達100～110 dB（A）[5-7]，超過了飼草揉碎機噪聲限值90 dB(A)的國家標準要求[8]。不僅影響整機工作性能和使用壽命，同時影響到工作環境和操作人員的身心健康[9]。

秸稈拋送裝置噪聲包括氣動噪聲和結構噪聲，其中結構噪聲是由拋送葉輪及外殼等結構的振動而產生的，因裝置外殼具有壁薄、表面較大且剛度較小等特點，很容易被葉輪攪動的脈動氣流及物料流激勵，產生相應振動并輻射噪聲。目前國內外相關研究多注重拋送裝置的拋送效率及拋送距離等性能指標[10-15]，而很少以低噪聲為目標進行設計研究。李林等[5-6]采用試驗研究方法對9R-40型揉碎機噪聲分析表明揉碎機噪聲主要是由轉子高速旋轉時拋送葉輪以及錘片架對空氣及物料流的擾動引起的，葉片式拋送裝置噪聲是主要噪聲源；王娟等[7]對9R-40型揉碎機內的氣流場進行了模擬，將其簡化為定常氣流場，且沒有考慮物料的存在，故預測結論存在一定誤差。張龍等[16]采用試驗方法，對拋送不同物料不同工況下葉片式拋送裝置空載和負載時的噪聲進行實測與分析，得出主要噪聲源均為氣動噪聲，且都是旋轉噪聲。但試驗研究方法成本較大、周期較長，對拋送葉輪如何擾動空氣及物料引發噪聲的原因尚不清楚。

為了能夠準確地預測拋送裝置外殼振動輻射噪聲，本文同時考慮氣流、物料與拋送裝置的耦合作用，采用數值模擬與試驗驗證方法對在氣流和物料耦合激勵作用下的外殼振動輻射噪聲進行仿真計算，并通過試驗加以驗證。在設計階段就能預測噪聲的大小，為揉碎機低噪聲設計奠定理論基礎。

1 流固耦合有限元及邊界元理論

1.1 流固耦合有限元理論

根據有限元理論及虛功原理可得流固耦合有限元方程為[17-19]

式中u為結構有限元節點的位移向量；kρ為氣流和物料混合相的混合密度，kg/m3；kp為流固耦合面氣流和物料混合流體單元節點壓力，Pa；Ms、Cs、Ks為整體結構的總質量矩陣、總阻尼矩陣以及總剛度矩陣；R為流固耦合界面上的耦合矩陣；Fs表示作用在結構上的已知機械力，N；Mk、Ck、Kk為氣固兩相混合流體的質量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣。

1.2 聲學邊界元理論

由于秸稈揉碎機拋送裝置為非封閉結構，故采用間接邊界元法計算拋送裝置外殼輻射聲場。間接邊界元法定義其內外兩側的速度差和聲壓差為單層勢和雙層勢，從而可以計算邊界元內外兩側的聲場。邊界元上每一個節點的單層勢iσ、雙層勢iμ以及全局函數iNσ和iNμ共同確定每一個單元內部的單層勢σ和雙層勢μ[20-21]

2 拋送裝置外殼振動輻射噪聲預測

2.1 拋送裝置內部非定常氣固兩相流動的數值模擬

采用Fluent軟件計算秸稈揉碎機拋送裝置內部的非定常氣固兩相流以獲取外殼（包括出料管）內壁面所受到的氣流和物料脈動壓力載荷。秸稈揉碎機拋送裝置的拋送葉輪外徑500 mm、葉片寬度160 mm、葉片厚5 mm，葉片數4，葉片傾角為0°，外殼壁厚均為2 mm；葉輪轉速1 500 r/min。所拋送物料為2015年呼和浩特市郊區秋后收獲的玉米秸稈揉碎段，平均密度92.1 kg/m3；物料喂入量為1.5 kg/s[16]。

使用三維建模軟件Pro/E建立拋送葉輪、外殼及出料管的三維實體模型，將其導入到CFD前處理軟件GAMBIT中生成流體區域的實體模型[14]，對其進行網格劃分，采用適應性較強的四面體單元網格，共劃分為981 271個網格，如圖1a所示。

計算時選取Fluent中的Euler模型，非定常計算的數學模型采用三維雷諾守恒型N-S方程和標準k-ε湍流模型，控制方程采用隱式耦合算法求解。采用多重參考坐標系（MRF）模型，拋送葉輪區域設為轉速1 500 r/min的運動坐標系，其余區域設在固定坐標系。計算區域的入口均設為速度進口邊界條件[22]。其中進料入口處氣體相的速度和物料相的進料速度均設為15 m/s，入口處物料相的體積分數設為0.2并假定物料體積濃度均勻分布；兩側軸承座旁的入口處只有空氣進入，空氣流速度為5 m/s。計算區域的出口采用壓力出口，壓力邊界采用標準大氣壓。時間步長采用5×10-4s，每步迭代次數設為20次。

圖1 拋送裝置內流體網格、外殼結構網格及監測點位置Fig.1 Fluid grid inside blower, structured grid of shell and position of monitoring points

為了分析外殼受到的壓力脈動情況，在外殼上設置了如圖1c所示的10個監測點，其中1點和6點為外殼前后側板對稱的2個點，2、3、4和5點為外殼圓弧板上的4個點（間隔90°）；7、8、9和10為外殼出料管上的4個點。

10個監測點中外殼前后側板上的1點和6點的氣-固流體壓力脈動幅值接近且較大；2～5點次之，其中2、4和5點壓力脈動幅值較接近，3點由于接近進料口壓力脈動幅值變化范圍較大；出料管上的7～10點壓力脈動幅值接近且最小。選取其中有代表性的1、3、4及8點進行分析，外殼上各監測點的壓力脈動隨時間變化如圖2a所示，可以看出，波動具有準周期性；取監測點1的壓力脈動做FFT變換，結果如圖2b所示。其他點的壓力脈動信號的功率譜密度類似，限于篇幅略。

圖2 監測點壓力及功率譜密度曲線Fig.2 Pressure and power spectral density curves of monitoring points

由于拋送葉輪轉速為1 500 r/min，葉輪的葉片數為4，葉輪葉片擾動氣-固兩相流產生的激勵頻率為

式中n為拋送葉輪轉速，r/min；z為拋送葉輪的葉片數；i為諧波數，i=1，2，3…，當i=1時為基頻，基頻為100 Hz；當i=2時為2倍頻，頻率為200 Hz；當i=3時為3倍頻，頻率為300 Hz…。

從壓力脈動幅值頻譜圖2b可以看出，外殼上受到的物料及氣流脈動壓力以葉輪擾動流場激勵頻率的基頻100 Hz為主，其次為2倍頻200 Hz及3倍頻300 Hz，且能量依次降低；4倍頻400 Hz及以后各階倍頻能量非常小。

2.2 拋送裝置外殼模態分析及振動響應分析

拋送裝置外殼的模態及動力響應分析在有限元分析軟件ANSYS Workbench中進行。將Pro/E中建立的外殼三維實體模型導入到Workbench中劃分網格。為了便于建立相互之間的耦合關系，對于結構和氣-固兩相流域均采用相同尺寸的四面體單元網格，外殼有限元模型單元數為26 800，節點數為40 532，外殼及出料管有限元網格模型如圖1b所示。將氣流-物料兩相流體和殼體內壁的接觸面定義為耦合面，節點之間建立一一對應的耦合關系。

2.2.1 模態分析

外殼網格劃分完畢，應用ANSYS Workbench軟件對其進行模態分析。根據拋送裝置工作時實際的邊界條件將兩側軸承座表面處進行約束。創建部件的材料屬性，外殼材料為Q235，定義模型的參數為：彈性模量2.06× 1011Pa，泊松比0.3，密度為7.85×103kg/m3。

模態分析用于確定包括結構固有頻率和振型在內的系統振動特性。一般而言動態特性受低階振動頻率及振型的影響最大。結合拋送裝置工作的實際情況計算求解外殼系統前13階固有頻率如表1所示。

表1 不同壁厚外殼的模態頻率Table 1 Modal frequency of different thick shells

比較表1和圖2b可知，外殼壁厚為2 mm時，5階模態頻率114.87 Hz偏離激振基頻100 Hz的14.8%即避開率為14.87%，不足15%[23-26]，易發生共振；13階模態頻率200.69 Hz和激振頻率2倍頻200 Hz避開率只有0.69%；盡管外殼的13階模態頻率功率譜密度值較小，但應通過改進結構避免共振發生。

2.2.2 振動響應分析

本文在數值計算時只考慮了氣-固耦合非穩態流場作用引起的外殼振動，沒有考慮其他因素帶來的載荷變化，忽略了轉子-軸承系統不平衡轉動以及裝置某些部位的螺栓連接等帶來的影響。

進行模態分析后，在ANSYS Workbench軟件中再添加諧響應模塊，對外殼施加載荷并采用完全法進行諧響應計算，得到拋送裝置外殼的節點變形位移。其中各面所施加的載荷為流場計算中監測點輸出的脈動壓力值。

由圖2b可見，作用在殼體上由于葉輪擾動氣-固兩相流產生的激勵頻率以其基頻、2倍頻及3倍頻為主，激勵頻率范圍主要集中在100～300 Hz。圖3所示為100 Hz、200 Hz和300 Hz頻率下外殼的諧響應變形云圖。從圖3中可知，殼體表面變形大小和分布隨著激勵頻率的變化而變化。100 Hz為激勵基頻，該頻率和殼體5階模態頻率的避開率為14.87%，較易發生共振，因此殼體表面變形較大，最大變形為6.216 0 mm；相比之下，激振頻率的2倍頻200 Hz和13階模態頻率避開率只有0.69%，故盡管激振能量較低，殼體表面變形也較大，最大變形為4.545 9 mm；激振頻率的3倍頻300 Hz激振能量很低且和外殼最低階模態頻率避開率大于15%，不易發生共振，故殼體表面變形最小，最大變形為0.545 01 mm。不同頻率時外殼兩側面的振動位移總是最明顯，變形量最大，其余殼體部分變形量較小。這是由于物料和氣流流動存在渦流現象，使得此處（圖1c中1和6監測點附近）外殼所受到的脈動壓力幅值較大，故殼體變形量較大。

圖3 拋送裝置外殼諧響應變形云示意圖Fig.3 Harmonic response deformation cloud for shell of impellerblower

2.3 拋送裝置外殼振動輻射噪聲的數值預測

將在ANSYS中計算完成后包含結構網格數據以及振動數據的.rst文件直接導入到LMS Virtual. Lab中，然后將外殼三維實體模型在CAE前處理軟件Hypermesh中劃分2D面網格后導入到LMS Virtual. Lab作為聲學網格。為了將結構網格的振動數據轉移到聲學網格上，采用LMS Virtual. Lab軟件中Maximum Distance算法進行2種網格之間的數據映射，并將轉換后的振動位移定義為邊界條件進行聲學間接邊界元數值計算，結果如圖4所示。

圖4為不同頻率聲壓級分布云圖。由圖可知，不同頻率時聲壓級分布規律相似，外殼輻射的球面上均為靠近圓形外殼兩側向下位置聲壓級較高，且進料口一側聲壓級最高（圖4d），這是由于拋送裝置內脈動氣-固兩相流場作用到圓形外殼兩側板上的法向壓力較大，且進料口處由于氣流轉向會產生渦流使得脈動氣流波動幅度較大的緣故；其次，出料管出料口附近聲壓級較高，原因是出料口處氣動噪聲較大[27-30]，使得出口管壁振動也較大，故產生較高的振動輻射噪聲。由圖4可見，激振基頻100 Hz時A計權最大聲壓級為85.90 dB(A)（圖4a，未經過A計權的最大聲壓級為105.80 dB）；2倍頻200 Hz時A計權最大聲壓級88.64 dB(A)（圖4b，未經過A計權的最大聲壓級為99.54 dB）；3倍頻300 Hz時A計權最大聲壓級為86.48 dB(A)（圖4c，未經過A計權的最大聲壓級為93.58 dB）；4倍頻及以后倍頻噪聲非常小，忽略不計。由于未經過A計權的聲壓級表征的是葉片式拋送裝置振動輻射噪聲的大小，比較可知，激振基頻100 Hz時振動輻射噪聲最大，200 Hz時振動輻射噪聲次之，300 Hz時較小，這和外殼振動響應分析結果基本一致，可見振動輻射噪聲數值預測結果合理。A計權聲壓級是考慮人耳對噪聲的主觀感受通過頻率計權網絡確定的聲級，頻率越低，A計權聲壓級衰減越嚴重，故A計權后200 Hz處聲壓級最大，300 Hz處次之，基頻100 Hz處最小。假定接收場點為球面，則其半徑為2.041 m，可求得拋送裝置的聲功率級為95.04 dB(A)。

圖4 拋送裝置外殼輻射噪聲聲壓級分布云圖Fig.4 Distribution pattern of sound pressure levels of radiation noise for shell of impeller blower

3 聲學試驗驗證

試驗是在葉片式拋送裝置試驗臺上進行的，具體參數、工況及所拋送物料與數值模擬相同。

試驗采用北京東方振動和噪聲技術研究所研制的TES-1352A可程式噪音計，INV3060S型信號采集分析儀以及DASP V10分析軟件。為了驗證噪聲數值預測結果，本試驗麥克風陣列與噪聲數值模型所建立的場點網格相對應，麥克風的位置（即測點位置）如圖5a所示，圖中1、2、3、4為4個測量點位置。測量噪聲時，將麥克風置于與噪聲數值模型場點網格對應的測點1～4點上測量聲壓，再通過INV3060S型信號采集分析儀采集信號并將其輸入PC機，由DASP V10分析軟件完成信號的記錄、分析，以獲取時頻特性參數，噪聲測試分析流程如圖5b所示。

圖5 聲壓測點1～4布置及試驗流程Fig.5 Arrangement of sound pressure monitoring points 1-4 and experimental process

對麥克風測點直接測量的聲壓級結果與該點的數值計算結果進行比較，如圖6所示。由圖6a可知，100 Hz時除了測點3仿真聲壓級較實測值高2.28 dB(A)，其他3個測點的仿真結果與試驗結果相差不到1.5 dB(A)；由圖6b和6c可以看出，200和300 Hz時各測點仿真結果較試驗結果大，最大相差5.51 dB(A)。這是由于數值計算時將模型進行了簡化（例如省略了機殼兩側用于上下機殼連接及加強的三角鋼結構以及出料管連接鋼結構等），使外殼的剛度變小振動變大，同時使其模態頻率發生變化在200和300 Hz時發生共振的緣故。對比圖6a、6b和6c各測點的聲壓級變化規律可知，數值計算與實測結果的變化趨勢是一致的，且基頻100 Hz時（輻射噪聲最大）仿真結果與試驗結果基本吻合。說明所建立的噪聲預測模型基本準確，預測方法是可行的。

圖6 裝置外殼輻射噪聲聲壓級仿真與實測對比Fig.6 Results contrast between simulation and experimental radiation noise sound pressure levels for shell of impeller-blower

4 外殼壁厚對振動輻射噪聲的影響

外殼壁厚是影響裝置振動輻射噪聲的主要參數，為了研究不同壁厚對振動輻射噪聲的影響，不改變其他參數，分別計算相同壁厚以及不同壁厚組合外殼的振動輻射噪聲。其中相同壁厚外殼有壁厚均為2、3、4和5 mm 4種；不同壁厚組合外殼有前后側板為3 mm其余壁厚為2 mm的組合，前后側板為4 mm其余壁厚為3 mm的組合以及前后側板為5 mm其余壁厚為4 mm的組合3種。計算結果見圖7。

圖7為基頻100 Hz處不同壁厚時裝置的振動輻射噪聲聲壓級云圖。由圖7可知，隨著外殼壁厚的增加，振動輻射噪聲聲壓級分布規律變化不是很大，但聲壓級幅值在下降。壁厚由2 mm增加到3 mm，最大聲壓級下降了3.03 dB(A)；由3 mm增加到4 mm，最大聲壓級下降了14.33 dB(A)；由4 mm增加到5 mm，最大聲壓級下降了5.91 dB(A)，可見壁厚由3 mm增加到4mm外殼振動輻射噪聲降低幅度最大，壁厚繼續增大輻射噪聲降低幅度減小。其中只增加圓形外殼側板厚度后，聲壓級值下降較明顯，尤其是壁厚由3 mm增加到前后側板為4 mm其余壁厚為3 mm的組合，最大聲壓級下降了12.90 dB(A)。壁厚為4-3 mm時，基頻100 Hz的最大聲壓級為69.97 dB(A)，200 Hz的最大聲壓級為70.80 dB(A)，300 Hz的最大聲壓級為69.31 dB(A)，400 Hz及更大頻率下的聲壓級較低可忽略不計，同理假定接收場點為球面(半徑為2.041m)可求得拋送裝置的聲功率級為78.07 dB(A)。

圖7 100 Hz時裝置外殼不同壁厚聲壓級對比Fig.7 Contrast of sound pressure level in frequency 100 Hz for shell with different thickness

由以上分析可知，前后側板為4 mm其余壁厚為3 mm的組合時，聲功率級由壁厚為2 mm的95.04 dB(A)降低為78.07 dB(A)，滿足飼草揉碎機噪聲限值90 dB(A)的國家標準要求[8]。如果繼續增加壁厚，噪聲降低幅度減小，整個裝置材料和成本均會增加，故該壁厚尺寸為較合理的壁厚組合。前后側板為4 mm其余壁厚為3 mm的組合時外殼的前13階模態頻率見表1。從表1中可以看出，原壁厚2 mm的5階固有頻率與激振基頻100Hz避開率為14.87%（小于15%），12階、13階固有頻率與激振諧頻200Hz避開率只有1.91%及0.35%，極容易被誘發產生共振；壁厚為4-3 mm時，外殼固有頻率與激振基頻100 Hz避開率大于15%，盡管13階模態頻率296.23 Hz和激振頻率3倍頻300 Hz較接近，但由于激振3倍頻時能量較小且13階模態頻率功率譜密度值較小，和原壁厚外殼相比有利于降低產生共振的可能性，故振動輻射噪聲較小。

5 結 論

本文采用有限元、邊界元以及試驗方法，對秸稈拋送裝置外殼振動輻射噪聲進行計算與分析，得到如下結論。

1）秸稈拋送裝置外殼振動輻射噪聲仿真結果與試驗結果變化趨勢一致；基頻100 Hz時仿真與試驗聲壓級基本吻合；由于數值模型簡化使外殼剛度變小以及模態頻率變化發生共振等原因使200和300 Hz時仿真與試驗值差距較大，總之所建立的噪聲數值預測模型基本準確，預測方法可行。

2）激振基頻時外殼的諧響應變形及振動輻射噪聲最大；2倍頻時次之；3倍頻時變形與輻射噪聲較小；4倍頻及以后倍頻變形與噪聲非常小，可忽略不計。A計權后200 Hz時聲壓級最大，300 Hz時次之，基頻100 Hz時最小。

3）不同頻率時聲壓級分布規律相似，圓形外殼兩側尤其是進料口側振動輻射噪聲最大，出料口處輻射噪聲次之。

4）對不同壁厚外殼的振動輻射噪聲分析表明，裝置內部非定常氣-固流動激發外殼振動所輻射的噪聲，對應于確定的激勵頻率存在一個較合理的壁厚尺寸組合。葉輪轉速為1 500 r/min時，較優壁厚為前后側板為4 mm其余壁厚為3 mm的組合的尺寸組合，聲功率級由壁厚為2 mm的95.04 dB(A)降低為78.07 dB(A)，滿足飼草揉碎機噪聲限值90 dB(A)的國標要求。該分析結果可為秸稈揉碎機及拋送裝置低噪聲設計提供參考。

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Numerical simulation and experimental validation of radiation noise from vibrating shell of stalk impeller blower

Zhai Zhiping1, Zhang Long1, Liu Changzeng1※, Li Haonan1, Cui Hongmei2
(1. College of Mechanical Engineering, Inner Mongolia University of Technology, Hohhot 010051, China; 2. College of Mechanical and Electrical Engineering, Inner Mongolia Agricultural University, Hohhot 010018, China)

Stalk rubbing machine is a new type of forage processing equipment developed in China. It is mainly composed of rubbing device and impeller blower. When the stalk rubbing machine is working, the material is thrown out by the impeller blower after rubbed by the rubbing device. Its main problem is an increased level of vibration and noise of the impeller blower during the stalk rubbing machine running. However, the research of impeller blowers at home and abroad mainly focused on reducing the power consumption, increasing the throwing distance and throwing efficiency. There were few researches on reducing the vibration and noise of the impeller blowers. Because of the limitation of the experimental method, it was difficult to find out how the shell was excited by the pulsating gas-solid two-phase flow inside the impeller blower and how it produced vibration and radiated noise outwards. Aimed at these problems, the vibration radiated noise of the shell of the impeller blower was analyzed by the co-simulation method to predict the impeller blower’s noise at the design stage of the stalk rubbing machine. Firstly, the ANSYS Fluent software was used to simulate the unsteady solid-gas two-phase turbulent flow in the impeller blower. Then the fluctuating pressure of the two-phase flow field was loaded into the inner surface of the shell. Secondly, the modal analysis and dynamic response analysis of the shell were carried out by using the finite element method which realized unidirectional coupling from gas-solid two-phase fluid to structure. With the vibration response of the shell as the acoustic boundary condition, the vibration radiation noise of the shell caused by unsteady flow was calculated by using the indirect boundary element method (IBEM) of the LMS Virtual Lab. Thirdly, Comparisons between the simulated values and the measured values of the vibration radiation noise of the shell were made, and the reliability of the numerical simulation was verified. Finally, the influence of shell thickness on the vibration radiation noise was analyzed based on the above co-simulation method. Research results showed that: 1) The fundamental frequency sound pressure levels for the simulation and experiment were basically the same. The changing trends of simulation results and the experimental results of the fundamental frequency and harmonics were also the same. Because the simplified simulation model made its stiffness smaller, the simulation results at the second and the third harmonic were slightly higher than the experimental results. Thus, it could be proved that the results of the co-simulation were credible. 2) The fundamental frequency sound pressure level was the highest. The second harmonic one came second, the third harmonic one was low, and the rest harmonic ones were very low and were neglected. 3) The sound pressure level of the radiated noise at the sides of the shell was the highest, particularly at inlet. And it was higher at outlet, too. 4) When the impeller rotational speed was 1 500 r/min, the best wall thickness was the combination of front and rear round shell thickness of 4 mm and the others’ thickness of 3 mm. The research will provide the reference for further research on the noise of stalk rubbing machines and impeller blowers.

agricultural machinery; vibrations; noise; test; stalk impeller blower; throwing shell; radiation noise

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.16.010

TH232；TB533+.1

A

1002-6819(2017)-16-0072-08

2017-03-15

2017-07-10

國家自然科學基金資助項目（51165025）；內蒙古自然科學基金資助項目（2014MS0512）

翟之平，女，河北邢臺人，副教授，高級工程師，博士，主要從事農牧業機械設計及理論研究。呼和浩特 內蒙古工業大學機械學院，010051。Email：ngdzhaizhiping@163.com

※通信作者：劉長增，男，內蒙古呼倫貝爾人，副教授，主要從事機械設計及理論研究。呼和浩特 內蒙古工業大學機械學院，010051。

Email：38892900@qq.com