振動壓路機駕駛室噪聲控制

王慶祝，劉 潔，李朋偉，孟 緒(徐工集團工程機械股份有限公司道路機械分公司，江蘇 徐州 221004)

?

振動壓路機駕駛室噪聲控制

王慶祝，劉 潔，李朋偉，孟 緒
(徐工集團工程機械股份有限公司道路機械分公司，江蘇 徐州 221004)

為了控制振動壓路機駕駛室噪聲，采用理論分析和樣機試驗相結合的方法，對駕駛室噪聲進行了摸底試驗、噪聲頻譜試驗和模態(tài)試驗。結果表明：駕駛室后玻璃的一階固有頻率為35 Hz，是造成振動輪小振工況下駕駛室噪聲較高的主要原因。通過結構優(yōu)化和改進，將后玻璃的一階固有頻率提高到了38 Hz。改進后左耳噪聲聲壓級由87.5 dB(A)降低到86.0 dB(A)，右耳噪聲聲壓級由88.6 dB(A)降低到86.8 dB(A)。

駕駛室噪聲；頻譜試驗；模態(tài)試驗；移頻

0 引 言

壓路機駕駛室噪聲是整機噪聲的重要影響因素。駕駛室內噪聲過大，不僅影響司機的身體健康，還會引起司機煩躁情緒，導致誤操作而引發(fā)事故[1-3]。

隨著降噪要求的不斷提高，如何降低壓路機駕駛室噪聲引起了學者們的廣泛關注。姜圣等以冷卻風扇為研究對象，通過選用合理的吸聲材料、優(yōu)化排氣吸風通道及冷卻風扇導風罩等措施對駕駛室進行降噪[4-6]。周龍剛等對冷卻風扇運轉參數和結構參數進行了綜合優(yōu)化，降低了冷卻風扇對駕駛室噪聲的影響[7-9]。胡代群等從機罩的結構、冷卻風扇的選型等方面進行研究，實現了駕駛室降噪[10-11]。孟凡皓等從多自由度解耦的角度出發(fā)，通過降低駕駛室多自由度間的振動耦合來提升駕駛室減振效果，從而實現降噪[12]。

針對某振動壓路機駕駛室噪聲聲壓級普遍較高的問題，本文擬通過理論分析和樣機試驗進一步探討駕駛室噪聲的影響因素，并實現對駕駛室噪聲的控制，從而達到降低駕駛室噪聲的目的。

1 噪聲測試試驗

為了識別影響某振動壓路機駕駛室噪聲的因素，首先對其進行摸底試驗，即參照相關國家標準和試驗規(guī)范進行駕駛室內噪聲測試，試驗結果見表1。

表1 駕駛室內噪聲測試結果

注：發(fā)動機轉速為2 000 r·min-1，試驗場地為某平整土質路面，背景噪聲為43 dB(A)。

試驗結果表明，振動輪在小振工況下，駕駛室內噪聲聲壓級較高，右耳噪聲為88.6 dB(A)，略高于國家標準。

2 噪聲來源分析

為了分析駕駛室內噪聲的主要來源以便實現噪聲控制，擬開展駕駛室噪聲頻譜試驗和結構模態(tài)試驗。駕駛室內噪聲頻譜試驗工況見表2。

表2 頻譜試驗工況

注：試驗場地為某平整土質路面，背景噪聲為44 dB(A)。

圖1～3為不同工況下駕駛室內噪聲頻譜。

圖1 小振時駕駛室噪聲頻譜

從圖1～3可以看出：在小振工況下，駕駛室內噪聲頻譜存在峰值，峰值處頻率為35 Hz，對應的峰值較高，約為0.53 Pa；而大振和不振工況下的駕駛室內噪聲頻譜峰值處頻率分別為445 Hz和463 Hz，對應的峰值約為0.11 Pa和0.13 Pa，比較小，這與噪聲測試結論吻合。

在小振工況下，駕駛室內噪聲頻譜峰值處頻率為35 Hz，屬于低頻范疇，一般為結構振動噪聲，是由其他振源引起駕駛室結構強烈振動造成的，而振動壓路機的振動源主要是發(fā)動機和振動輪。發(fā)動機工作時，由主軸轉動引起不平衡旋轉和往復運動的激振頻率為

(1)

式中：Q為激振力的階數，對于一階不平衡力Q=1，二階不平衡力Q=2；n為發(fā)動機轉速。

當Q=1、最大油門額定轉速為2 000 r·min-1時，其頻率為

可見，發(fā)動機曲軸旋轉基頻33.3 Hz與駕駛室噪聲頻譜峰值35 Hz不符；而振動輪在小振工況下的激振頻率為35 Hz，正好與噪聲頻譜分析結果相吻合，說明振動輪在小振工況下激起駕駛室振動是造成該工況下駕駛室噪聲較高的主要原因。由于振動輪激振頻率不能改變，因此應從優(yōu)化振動傳播途徑和受激部件的角度來實現降噪。

3 駕駛室模態(tài)試驗

由于駕駛室噪聲是由振動輪和駕駛室結構發(fā)生共振所引發(fā)的。為了分析駕駛室內發(fā)生共振的具體位置，需要對振動壓路機駕駛室進行模態(tài)試驗。

(1)試驗條件：室外溫度在18 ℃～29 ℃之間，并且同一個試驗過程中溫度變化不超過6 ℃，濕度不大于75%；環(huán)境噪聲低于70 dB(A)，周圍無腐蝕性介質，沒有顯著的電磁場干擾，電源電壓的波動在額定值的10%以內。

(2)試驗儀器主要為多通道數采儀和模態(tài)分析系統(tǒng)。

(3)試驗方法：將駕駛室用彈力繩吊起，并盡量避免其對駕駛室固有特性的影響；然后采用錘擊法進行模態(tài)測試。試驗采用單點激勵輸入、多點三方向輸出方式，結果如圖4所示。

圖4 駕駛室模態(tài)試驗結果

從圖4可以看出：駕駛室存在35 Hz的模態(tài)頻率，為駕駛室整體模態(tài)，振型為整體扭轉和頂部局部振動。該頻率與小振工況下得到的駕駛室噪聲頻譜峰值頻率相吻合。

為進一步確定結構共振的具體位置，對駕駛室后玻璃進行模態(tài)試驗。試驗條件、儀器和方法與前述相同，駕駛室后玻璃模態(tài)試驗結果如圖5所示。

圖5 駕駛室后玻璃模態(tài)試驗結果

從圖5可以看出：后玻璃的一階固有頻率約為35 Hz，與噪聲頻譜峰值頻率相吻合，因此可以確定在振動輪小振時，振動輪與駕駛室后玻璃發(fā)生了結構共振，導致駕駛室噪聲聲壓級較高。

4 駕駛室后玻璃優(yōu)化

為了對后玻璃的固有頻率進行移頻，使用玻璃膠將后玻璃與駕駛室框架進行粘合。再次對后玻璃進行模態(tài)試驗，試驗條件、儀器和方法與前述相同，模態(tài)試驗結果如圖6所示。試驗結果表明：后玻璃的一階固有頻率由改進前的35 Hz提高到了38 Hz，實現了移頻。該頻率也與發(fā)動機轉速為2 000 r·min-1時的曲軸旋轉基頻不同，從而避免了共振。

圖6 改進后后玻璃模態(tài)試驗結果

在對駕駛室后玻璃進行改進后，測試了駕駛室內噪聲聲壓級，結果見表3。

從表3可以看出：改進后小振工況下駕駛室內左耳噪聲聲壓級平均為86.0 dB(A)，比原始噪聲降低了1.5 dB(A)；右耳噪聲聲壓級平均為86.8 dB(A)。比原始噪聲降低了1.8 dB(A)，降噪效果顯著。同時，在大振和不振工況下，左、右耳噪聲聲壓級也有所改善。

5 結 語

(1)駕駛室噪聲頻譜試驗結果表明：在小振工況下，駕駛室噪聲頻譜中35 Hz處的峰值較高，峰值頻率與振動輪的激振頻率相同。

(2)駕駛室及其后玻璃模態(tài)試驗結果表明：后玻璃的一階固有頻率約為35 Hz，與噪聲頻譜中峰值頻率相吻合，是引起駕駛室受激共振造成噪聲較高的主要原因。使用玻璃膠將后玻璃與駕駛室框架進行粘合后，使后玻璃的一階固有頻率由35 Hz提高到了38 Hz，實現了移頻。

表3 改進前后駕駛室噪聲聲壓級對比 dB(A)

注：試驗場地為某平整土質路面，背景噪聲為46 dB(A)。

(3)改進后試驗結果表明：小振工況下駕駛室內左、右耳噪聲聲壓級比原始噪聲均有所減小，降噪效果顯著。

[1] 王 峰.淺析振動壓路機的減振降噪控制[J].科技創(chuàng)新導報,2009,126(28):62.

[2] 王 政,張湘云.YZC12Ⅱ型振動壓路機的降噪技術淺析[J].工程機械,2007,38(7):71-72.

[3] 舒 霞.針對振動壓路機噪聲控制的研究[J].科學中國人,2015,46(5):42.

[4] 姜 圣,肖 春,胡代群,等.壓路機司機耳邊噪聲測試分析與降噪研究[J].工程機械,2013,44(1):20-23.

[5] 姜 圣,李 煥,劉 超.壓路機噪聲測試分析及降噪研究[J].建筑機械,2012(5):90-96.

[6] 李立民,馮忠緒,周龍剛.雙鋼輪振動壓路機噪聲的防治研究[J].廣西大學學報,2013,38(5):1067-1073.

[7] 魏 亞,曹源文,周慶豐.壓路機實時壓實信號的降噪研究[J].筑路機械與施工機械化,2013,30(2)：58-61.

[8] 周龍剛,趙金鵬,王 成,等.壓路機冷卻風扇對整機噪聲的影響[J].工程機械,2013,44(2):13-17.

[9] 譚艷輝,畢道坤,王 濤.輪式裝載機機外發(fā)射噪聲降噪方法和應用[J].建筑機械,2015(10):57-61.

[10] 胡代群,張步坤,姜 圣.壓路機噪聲源定位和降噪研究[J].建筑機械,2011(19):107-110.

[11] 趙金鵬,周龍剛,徐會敢.壓路機噪聲試驗研究[J].建筑機械,2013(4):81-84.

[12] 孟凡皓,劉治文,余志龍,等.基于振動解耦的振動壓路機駕駛室減振優(yōu)化[J].工程機械,2015,46(5):27-32.

[責任編輯:杜敏浩]

Cab Noise Control of Vibratory Roller

WANG Qing-zhu, LIU Jie, LI Peng-wei, MENG Xu
(Road Machinery Branch of XCMG Construction Machinery Co., Ltd ., Xuzhou 221004, Jiangsu, China)

In order to control the cab noise of vibratory roller, the diagnostic test, noise spectrum test and modal test were conducted on the noise in the cab by combining theoretical analysis and prototype testing. The results show that the first-order natural frequency of the rear glass of the cab is 35 Hz, which is the main reason for the high noise of the cab under the vibration condition. Through the structural optimization and improvement, the first-order natural frequency of the rear glass is raised to 38 Hz. The sound pressure level of the left ear noise is reduced from 87.5 dB (A) to 86.0 dB (A) after the improvement, and the sound pressure level of the right ear noise is alleviated from 88.6 dB (A) to 86.8 dB (A).

cab noise; spectrum test; modal test; frequency shift

1000-033X(2017)06-0098-04

2017-01-10

江蘇省科技成果轉化專項資金項目(BA2013007)

王慶祝(1966- )，男，江蘇徐州人，高級工程師，工學學士，研究方向為筑養(yǎng)路機械。

U415.52

B