某工程機械散熱系統(tǒng)降噪研究與試驗驗證

邵 威，黃志亮，鄧習(xí)樹，雷新軍

（三一汽車制造有限公司，長沙 410100）

某工程機械散熱系統(tǒng)降噪研究與試驗驗證

邵 威，黃志亮，鄧習(xí)樹，雷新軍

（三一汽車制造有限公司，長沙 410100）

為了降低某工程機械整機噪聲，基于空氣動力性噪聲形成機理，結(jié)合噪聲信號處理分析方法及CFD流場仿真手段，識別出其主要噪聲源及形成原因；通過優(yōu)化導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)有效降低散熱系統(tǒng)空氣動力性噪聲。試驗驗證結(jié)果顯示，整機外場噪聲輻射聲功率級降低近4.0 dB(A)，操作者位置噪聲降低近2.0 dB(A)。

聲學(xué)；工程機械；散熱系統(tǒng)；空氣動力性噪聲；導(dǎo)風(fēng)罩

隨著工程機械行業(yè)的迅猛發(fā)展以及競爭的日益激烈，人們對工程機械產(chǎn)品的NVH性能提出了更高的要求；隨著發(fā)達國家在環(huán)保要求方面日趨嚴(yán)格，噪聲排放標(biāo)準(zhǔn)甚至成為發(fā)達國家進行貿(mào)易保護的合法“技術(shù)壁壘”。因此，在競爭激烈的國際工程機械市場上，提高產(chǎn)品振動噪聲水平已成為新的競爭焦點和技術(shù)發(fā)展方向。

工程機械機外輻射噪聲的來源源較為復(fù)雜，如發(fā)動機艙內(nèi)噪聲源；其主要包括機械噪聲、燃燒噪聲和空氣動力性噪聲三大類。其中散熱系統(tǒng)空氣動力性噪聲在噪聲源中占有非常大的比重。而隨著發(fā)動機的高功率化以及發(fā)動機艙設(shè)計的復(fù)雜化，機艙散熱與降噪成為了一個矛盾體，增大冷卻風(fēng)量常用措施是提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速或直徑、增加進出風(fēng)口面積，這會使得機外輻射噪聲增大；反之減小機艙的輻射噪聲往往以降低冷卻系統(tǒng)的散熱效果為代價。

本文基于空氣動力性噪聲形成機理，結(jié)合噪聲信號處理分析方法及CFD流場仿真手段，對某工程機械噪聲源進行了識別分析和降噪研究，并加以試驗驗證。為解決該產(chǎn)品降噪與散熱之間的矛盾，提供了最優(yōu)控制方法。

1 空氣動力性噪聲機理

散熱系統(tǒng)的空氣動力性噪聲包括風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)噪聲和渦流噪聲[1]。

旋轉(zhuǎn)噪聲主要是旋轉(zhuǎn)葉片周期性擾動空氣，引起空氣的壓力脈動而激發(fā)的噪聲。旋轉(zhuǎn)噪聲的頻率

式中n——風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，r/min；

z——風(fēng)扇葉片數(shù)；

i——1，2，3，……諧波序號。

渦流噪聲是風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時使得周圍的空氣產(chǎn)生渦流，由于渦流粘滯力的作用這些渦流又分裂成一系列的小渦流，這些渦流和渦流的分裂同樣會使空氣產(chǎn)生擾動，形成壓力波動，從而激發(fā)出噪聲[2]。

渦流噪聲的頻率為

式中Sr——斯特勞哈爾數(shù)，Sr=0.14～0.20，一般取0.185；

V——氣體與葉片的相對速度；

i——1，2，3，……諧波序號。

渦流噪聲頻率主要與氣流和葉片的相對速度V有關(guān)，而V又與風(fēng)扇的圓周速度u有關(guān)，u連續(xù)變化，所以渦流噪聲是一種寬頻帶的連續(xù)譜。

在研究渦流噪聲時，Lighthill提出了一般渦流噪聲聲功率的速度八次方定理[3]

式中KV——常數(shù)，在不要求精確計算的場合，可取10-4；

ρ——流體密度；

ρ0——媒質(zhì)靜態(tài)密度；

c0——聲在流體中的傳播速度；

v——流體速度；

D——聲源的特征長度。

2 噪聲源識別分析

該工程機械噪聲測試參照《GB/T 25612-2010土方機械聲功率級的測定 定置試驗條件》的相關(guān)要求，測點布置示意圖，如圖1所示[4]。

圖1 測點布置示意圖

由于該機器設(shè)備基本長度L＞4 m，故測量半球面半徑r為16 m。

以外場1#和4#測點為例，對該設(shè)備的噪聲頻率特性進行了分析，如圖2—圖3所示。

外場噪聲能量主要集中在中心頻率200 Hz，以及中心頻率400 Hz～2 500 Hz頻帶范圍內(nèi)，如圖2所示。

圖2 外場1#、4#測點噪聲1/3倍頻帶頻譜

圖3 外場1#、4#測點噪聲頻譜

對于中心頻率400 Hz～2 500 Hz較高頻率成分的噪聲能量，通過隔聲、吸聲等降噪措施能有效降低其能量；而對中心頻率200 Hz的噪聲能量，其屬于低頻噪聲，由于低頻噪聲的透射和衍射特性，很難通過隔聲和吸聲降低其能量；因此，對于中心頻率200 Hz的能量，需從源頭著手采取相應(yīng)的解決方案。

通過分析，中心頻率200 Hz的噪聲主要是由187 Hz左右寬頻帶的能量貢獻的，其具有渦流噪聲頻譜的一般特征，如圖3所示。

根據(jù)風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速、以及幾何特征參數(shù)，由式(2)計算得到風(fēng)扇渦流噪聲頻率與187 Hz左右寬頻帶的測試結(jié)果相符。

該設(shè)備的風(fēng)扇渦流噪聲的能量明顯高于旋轉(zhuǎn)噪聲的，如圖3所示。為了分析渦流噪聲能量較高的原因，對導(dǎo)風(fēng)罩內(nèi)部流場進行了分析。

冷卻風(fēng)扇導(dǎo)風(fēng)罩三維實體模型，如圖4所示。

圖4 冷卻風(fēng)扇導(dǎo)風(fēng)罩三維實體模型

為了便于分析，在不影響分析精度的前提下，將分析模型做一些簡化，忽略小孔、倒角等局部細(xì)節(jié)[5]。

由于導(dǎo)風(fēng)罩截面是非呈流線型的，當(dāng)吸風(fēng)氣流流經(jīng)導(dǎo)風(fēng)罩時，這樣的突變截面會引起渦流的產(chǎn)生，如圖5所示。

圖5 冷卻風(fēng)扇導(dǎo)風(fēng)罩流場仿真計算結(jié)果

原始導(dǎo)風(fēng)罩的拐角處存在明顯的渦流區(qū)。這些渦流本身會引發(fā)較強的噪聲，同時渦流加大了風(fēng)扇來流的紊流度使得風(fēng)扇的渦流噪聲加大[6]。

3 導(dǎo)風(fēng)罩的降噪設(shè)計與效果驗證

3.1 導(dǎo)風(fēng)罩降噪方案設(shè)計

在不改變冷卻風(fēng)扇導(dǎo)風(fēng)罩固定、裝配以及總的幾何尺寸情況下，對導(dǎo)風(fēng)罩就行了流線型設(shè)計，如圖6所示。它可以在一定程度上更好地提高氣流的均勻性[7]。

圖6 新導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)三維實體模型

采用原始結(jié)構(gòu)相同的邊界條件，對其進行了流場仿真分析。如圖7所示。

導(dǎo)風(fēng)罩內(nèi)部渦流區(qū)域明顯減小，由此可以推斷其可以有效降低渦流噪聲。

3.2 試驗驗證

為了驗證新導(dǎo)風(fēng)罩的降噪效果，對其進行了裝機試驗，并對噪聲數(shù)據(jù)進行了測試分析，分別見圖8－圖11。

從測試的結(jié)果來看，新設(shè)計的導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)在降低散熱系統(tǒng)空氣動力性噪聲取得了顯著的效果。

(1)各測點的噪聲在187 Hz左右寬頻帶的能量均得到有效降低，對應(yīng)中心頻率200 Hz的噪聲能量降低達到7.8 dB(A)以上。

(2)整機外場噪聲輻射聲功率級降低近4.0 dB (A)；操作者位置噪聲降低近2.0 dB(A)。

圖9 更換導(dǎo)風(fēng)罩前后，外場4#測點噪聲頻譜

圖10 更換導(dǎo)風(fēng)罩前后，外場1#測點噪聲1/3倍頻帶頻譜

圖11 更換導(dǎo)風(fēng)罩前后，外場4#測點噪聲1/3倍頻帶頻譜

4 結(jié)語

基于空氣動力性噪聲形成機理，結(jié)合噪聲信號處理分析方法及CFD流場仿真手段，識別出了某工程機械的主要噪聲源為散熱系統(tǒng)動氣動力性噪聲；其中，原始導(dǎo)風(fēng)罩拐角處的渦流加大了風(fēng)扇來流的紊流度，使得風(fēng)扇的渦流噪聲加大。通過優(yōu)化導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)以及實車驗證，新設(shè)計的導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)對降低散熱系統(tǒng)空氣動力性噪聲具有顯著的效果。

(1)各測點的噪聲在187 Hz左右寬頻帶的能量均得到有效降低，對應(yīng)中心頻率200 Hz的噪聲能量降低達到7.8 dB(A)以上。

(2)整機外場噪聲輻射聲功率級降低近4.0 dB (A)；操作者位置噪聲降低近2.0 dB(A)。

[1]王斌，吳錦武，陳志軍.風(fēng)扇系統(tǒng)噪聲對發(fā)動機整機噪聲的影響[J].內(nèi)燃機工程，2005，25(6)：52-54.

[2]湯黎明.工程機械冷卻風(fēng)扇流場特性與氣動噪聲研究[D].長春：吉林大學(xué)，2014.

[3]張強.氣動聲學(xué)基礎(chǔ)[M].北京：國防工業(yè)出版社，2012.

[4]閻堃，郭志強，任越光.GB/T 25612-2010，土方機械聲功率級的測定 定置試驗條件[S].北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2011.

[5]王福軍.計算流體動力學(xué)分析——CFD軟件原理與應(yīng)用[M].北京：清華大學(xué)出版社，2004.

[6]季偉鋒，陳光冶.微型軸流風(fēng)扇噪聲特性分析及試驗研究[J].噪聲與振動控制，2003，23(1)：19-22.

[7]MAALOUM A,KOUIDRI S,BAKIR F,et al.Effect of Inlet Duct Contour and Lack Thereof on the Noise generated of an Axial Fan[J].Applied Acoustics,2003,6 (4):999-1010.

表2 剛度與電流關(guān)系

6 結(jié)語

本文以坦克發(fā)動機懸置為背景，通過Matlab仿真得出：改變隔振器的剛度能夠避開機身對擾動輸入的共振頻率，達到移頻減振的目的。

設(shè)計制造了一種新型的基于磁流變彈性體的坦克發(fā)動機隔振器，通過試驗驗證了該隔振器具有較高的磁流變效應(yīng)，能夠用于發(fā)動機懸置變剛度減振。

參考文獻：

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[3]YUN H Y,NAGI G N,RAO V D.A literature review of automotive vehicle engine mounting systems[J].Mechanism and Machine Theory,2001,36:123-142.

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[9]趙景波.Matlab控制系統(tǒng)仿真與設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010：175-228.

Noise Reduction Study and Experimental Verification for the Cooling System of a Construction Machine

SHAOWei,HUANG Zhi-liang,DENG Xi-shu,LEI Xin-jun
(SANYAutomobiles Manufacturing Co.Ltd.,Changsha 410100,China)

In order to reduce the noise of a construction machine,the main noise sources are identified by using the digital signal processing method and CFD simulation models.The aerodynamic noise generated by the cooling system of the machine is greatly reduced after the structural optimization of the shroud.The testing results show that the sound power level of the machine and the sound pressure level at the operator position are reduced nearly by 4.0 dB(A)and 2.0 dB(A) respectively.

acoustics;construction machine;cooling system;aerodynamic noise;shroud

TB53

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2017.01.025

1006-1355(2017)01-0113-04

2016-08-05

國家科技支撐計劃資助項目（2015BAF07B03）

邵威（1971－），男，西安市人，博士生，主要研究方向為工程機械振動與噪聲控制。

黃志亮，男，機械工程師。E-mail:huangzhiliang1985@163.com