農用拖拉機駕駛員耳旁噪聲識別與控制

顧偉，王艷艷

（1.昆明云內動力股份有限公司，云南 昆明 650217；2.西南林業大學，云南 昆明 650224）

1 引言

農用拖拉機一直是我國農村在農業生產和經營活動中占主導的農業機械之一。隨著拖拉機的廣泛使用，農業機械化進程加快，但對駕駛員來說提供一個安全、舒適的工作環境非常重要[1]。拖拉機噪聲已成為衡量拖拉機優劣的重要指標。拖拉機駕駛員操作位置處噪聲(以下簡稱耳旁噪聲) 是指拖拉機在規定牽引工況下，在駕駛員耳旁規定位置處測得的最大噪聲。研究表面，駕駛員在90分貝（dB）的環境中能正常工作8小時，而在95分貝的噪聲環境中只能連續工作4小時，超出后就是非正常工作，事故發生的機率將成倍上升[2]。

對于駕駛員耳旁噪聲，國標GB 6376-2008給出了拖拉機加載工況下的限值。我國拖拉機的駕駛室基本為簡易駕駛室，安裝簡易駕駛室和無駕駛室的拖拉機限值為 95dB（A），而相應歐共體77/311/EEC的限值為90dB（A），我國的限值比歐共體高出5 dB (A)。可見，我國的拖拉機駕駛員耳旁噪聲控制方面和國外仍有一定的差距，并且有些生產企業雖然通過了“3C”認證或“E-mark”認證，但其產品在批量生產中卻很難保持產品的一致性，拖拉機降噪工作的形勢仍很嚴峻[3]。

2 試驗設備及方法

拖拉機裝在半消聲室測試臺架上，通過動力輸出端（PTO）與測功機連接，實現對拖拉機的加載。試驗用拖拉機的發動機為一臺四缸增壓柴油機，功率為 48kW。測試系統為 B&K公司數據采集系統，傳聲器的中心距離座椅中心平面250 mm，座位參考點上方790 mm，前方150 mm處。影響拖拉機駕駛員操作位置處噪聲的噪聲源主要有：發動機噪聲、傳動系噪聲、覆蓋件等振動噪聲。發動機噪音又包括排氣噪音、進氣噪音、風扇噪音、機罩噪音等[4]。在額定轉速全負荷和無負荷狀態下進行耳旁噪音測量，全負荷下駕駛員耳旁噪聲主要是發動機燃燒噪音頻率，帶寬為 500-2000 Hz。

3 主要噪聲源識別

整車噪聲源的識別是拖拉機噪聲控制工作的第一步，其主要目的是尋找主要噪聲源，以確定噪聲控制的主要目標。拖拉機噪聲源的識別主要采用覆蓋法和消元法[5]。覆蓋法是把某個噪聲源全部用鉛板或其他耐熱隔聲材料覆蓋起來，測量覆蓋前后的噪聲級，即可求得被覆蓋噪聲源的大小。消元法是將噪聲源拆除（或使其停止工作），測量拆除(或使其停止工作)前后的噪聲級，即可求得被拆除（或使其停止工作)的噪聲源大小。由于有的部件難以覆蓋，有的部件難以拆除，實際作法通常是把覆蓋法和消元法結合起來使用。

3.1 空氣噪聲源定量分析

空氣噪聲源是風扇、進氣管和排氣消聲器，通過消去法進行定量分析。測量有和沒有該元件前后的聲壓級（Sound Pressure Level，SPL）差△SPL，如表1所示?？梢钥闯觯艢庀暺鳟a生的△SPL最大，為6.5 dB，是主要的噪聲源。

表1 空氣噪聲源比較

3.2 發動機噪聲源分析

發動機噪聲有燃燒噪聲、機械噪聲和負荷噪聲。燃燒噪聲來自于活塞的氣壓力造成的振動。曲軸承受外部施加的力和由于慣性產生的內部力，這些力的合力造成了機械噪聲。負荷噪音是隨負荷變化產生的噪音。結構噪音源主要有曲軸、正時齒輪蓋（Timing Gear Cover，TGC）、油底殼以及附件，如油泵、發電機等。所有這些噪音的聲譜取決于它們的模態特性、表面積和振動速度。如果知道每個噪聲發射源對總噪音的貢獻率，那么噪音控制策略就會更加有效。最基本的也是將總發動機噪音分為機械噪音和燃燒噪音。

3.3 燃燒機械噪音分解分析

Izuho Hirano等人使用多元回歸分析分離噪音源[6]。將發動機噪音水平作為基準變量，氣缸壓力、發動機負荷作為應變量。發動機噪音可以用以下公式表示：

其中：SP為發動機總噪音，SPm為機械噪音，CP為氣缸壓力，H為氣缸壓力和燃燒噪音之間的傳遞系數，L為發動機扭矩的平方，G為扭矩和負荷噪音直接的傳遞系數。

圖1 發動機總噪音分解圖

通過多元回歸分析定量上述傳遞函數，將燃燒噪音從總噪音中分離。從圖1可以看出在總噪音中燃燒噪音起主導作用。從噪聲源識別結果可知，該拖拉機主要的噪聲源是消聲器、發動機油底殼、正時齒輪蓋和燃燒噪音。

4 駕駛員耳旁噪音控制措施

由于發現主要的噪聲源是消聲器、發動機油底殼、正時齒輪蓋TGC和燃燒噪音，因此主要的降噪措施為進行消聲器優化設計，油底殼、TGC結構優化和燃燒噪音優化。

4.1 消聲器優化設計

消聲器的傳遞損失只與其本體結構有關，不受聲源特性和尾管輻射特性的影響，是消聲器聲學性能研究中最常使用的評價指標。在優化設計階段對排氣管噪音使用傳遞損失法，使設計過程更接近于實際。優化過程中使用結合實驗和仿真技術的混合理論來模擬排氣管噪音，即利用邊界元理論（Boundary Element Method，BEM）進行消聲器建模，結合實驗獲取聲學特征，如內部阻擋和速度，作為模型的輸入[7]。噪音的阻抗可以通過經驗公式計算，傳遞速度可以通過對模型進行 BEM 分析來預測。試驗獲取的駕駛員耳旁噪音數據作為輸入的邊界條件。這種方法有兩個優點：第一，難以通過數值計算得到的聲學特征值可以通過測量估算；第二，BEM允許使用復雜的消聲器幾何模型。圖2給出了原消聲器結構示意圖，具有4個膨脹腔。通過上述的BEM方法來模擬排氣管噪音，利用實驗驗證，可以發現二者在低頻階段能很好的吻合，這主要是一階諧波。使用傳遞損失法進行消聲器優化設計，包括膨脹腔長度，膨脹腔個數和穿孔管參數等。優化后的消聲器有3個膨脹腔，如圖3所示。低頻和中頻噪音通過延長第一和第三個膨脹腔中的穿孔管進行控制。合理選擇延長管的長度和穿孔管的孔數以抵消寬帶流動噪音。針對各種尾氣管長度進行 BEM 分析，由此確定最小排氣噪音的長度，同時，排氣背壓可使用經驗公式計算。如圖 4，消聲器優化后模擬的駕駛員耳旁噪音降低了6.5 dB。

圖2 原消聲器結構

圖3 優化后的消聲器結構

圖4 優化后消聲器與原消聲器聲壓級比較

4.2 零部件結構優化

油底殼和正時齒輪蓋TGC為主要的結構噪聲源，這兩個部件都與驅動部件接觸，受震動力激勵，其振動行為受自身模態頻率和激振力的影響。在 NVH優化過程中，可以利用有限元 FEM 技術優化結構從而改變自激頻率，避免在重要頻率范圍內的共振。首先通過模態分析建立有限元模型，利用試驗模態測試數據對建立的零部件模型進行校核。在測試點獲取頻響函數，通過模態參數預估技術獲取自由頻率、模態和阻尼比，利用模態置信度MAC來檢查測試結果的正確性。然后進行零部件的有限元模型分析，評價頻響函數。通過校正模型形狀、質量和材料參數可以獲取模態頻率和模態之間的關系。其次通過模態分析和應變能分析找出需要優化結構的位置，通過多次優化，最終得到制造可行性下的最低噪音水平。圖5給出了油底殼的應變能分布，那些高應變能區域即為需要優化的地方，采用增加支撐板的方法來降低其振動噪音。圖6給出了增加加強筋后的結構。通過結構優化，在油底殼質量少量增加的情況下噪音降低了3dB，如圖7所示。對TGC也采用相同的方法，通過增加加強筋優化結構剛度。

圖5 油底殼的應變能

圖6 增加支撐板后的油底殼結構

圖7 油底殼結構優化前后的聲能級對比

4.3 燃燒噪音控制

對駕駛員耳旁噪音貢獻較大的是燃燒噪音。推遲供油提前角可以降低燃燒壓力升高率，從而降低燃燒噪音，但是推遲供油提前角同時也會影響發動機動力性能和排放性能[8]。通過試驗對比，最終決定推遲供油提前角 1.5度。這樣可以降低駕駛員耳旁噪音聲壓級 SPL2dB，而發動機動力性和排放性基本不變。

5 結論

對一輛農用拖拉機進行駕駛員耳旁噪音試驗，通過消去法識別出主要噪聲源，即消聲器、發動機油底殼、正時齒輪蓋和燃燒噪音。利用邊界元理論對消聲器進行重新設計，利用有限元法優化油底殼和正時齒輪蓋結構，利用推遲供油提前角降低燃燒噪音，最終將拖拉機的駕駛員耳旁噪音水平降低了6 dB。

（1）對行駛的拖拉機很難進行全負荷工況下的噪聲源識別，在半消聲室中可以很好的進行。

（2）消去法是識別拖拉機駕駛員耳旁噪音源的一種有效方法。

（3）混合理論可以較好的進行消聲器重新設計，預測和降低排氣管噪音。

（4）試驗模態分析結合有限元理論，可以有效的進行零部件結構優化，降低噪音。

（5）燃燒噪音可以通過推遲供油提前角來降低。