朱东烈

　　(山重建机有限公司，山东临沂 276024)

摘　要：本文通过对挖掘机的噪声频谱进行分析确定主要噪声源，运用理论分析、仿真分析、试验测试等方法找到挖掘机噪声的改善方案。通过降低风扇转速、使用吸声材料、优化冷却空气的流通通道和风扇导风罩结构等方案，降低了挖掘机的整机噪声，提高了挖掘机的舒适性，对挖掘机噪声性能优化具有一定的参考和指导。

关键词：挖掘机；噪声源；频谱；风扇噪声；涡流噪声

中图分类号：TU621      文献标识码：B

1 挖掘机噪声优化背景及现状

　　挖掘机是一种工况和环境适应能力极强的工程机械，因其施工环境比较恶劣，在很长的一段时间内噪声问题没有引起重视。但是随着用户对整机舒适性要求的不断提高和在市政居民区施工越来越频繁，挖掘机的噪声问题越来越被重视，挖掘机噪声性能的改善也成为很多企业和科研机构研究的方向。

　　某液压挖掘机进入市场后，有用户反应机外辐射噪声大，对于用户反应的机型，根据GB/T 25612标准规定的方法^[1]进行噪声测试，该产品机外辐射静态噪声为103.5dB。采用GB/T 25614标准规定方法^[2]进行噪声测试，该产品机外辐射动态噪声为104.2dB。

2 挖掘机噪声标准

　　随着技术的发展和对人身健康的关注，我国对工程机械噪声控制也越来越严格，并分阶段的对噪声限值进行了要求。对于挖掘机的噪声限值，目前执行的标准是GB/T 16710，该标准对不同功率的挖掘机规定了不同的噪声限值。标准规定，从2015年起对于发动机净功率P小于15kW挖掘机，机外辐射噪声限值为93dB，对于发动机功率在15〜500kW之间的挖掘机，机外辐射噪声限值的计算公式为^[3]：

L_g =81.5+11 lgP   (1)

　　式中：L_g—挖掘机机外辐射噪声，dB;

　　P —发动机净功率，kW 。

　　根据GB/T 16936标准[4]要求，这款挖掘机净功率为116kW。根据公式(1)可计算出L_g为104.2dB。而挖掘机机外辐射噪声也恰好为104.2dB，恰好符合GB/T 16710标准要求。但为了使用户满意，需要对于用户提出的噪声问题进行了改善，目标是优于欧盟2000/14/EC噪声排放指令^[5]要求。欧盟2000/14/EC噪声排放指令，对挖掘机功率在15〜500kW时，机外辐射噪声限值计算公式为^[5]：

L_e=80+11 lgP    (2)

　　根据公式(2)可计算出净功率为116kW的挖掘机，机外辐射动态噪声限值为102.7dB，这款挖掘机噪声性能优化的目标是优于欧盟CE认证要求。

3 挖掘机噪声源分析

　　对于液压挖掘机来说噪声源有很多，经过分析挖掘机噪声源主要有五个方面：一是挖掘机液压系统噪声；二是风扇噪声和涡流噪声；三是发动机排气噪声；四是发动机裸机噪声；五是挖掘机整机异常振动噪声。

3.1 挖掘机液压系统噪声

　　挖掘机液压系统的液压油在管路内流动时，不可避免的会有产生节流的位置。而液压系统工作压力比较高可达34.3MPa，管路的横截面积却比较小，这样液压油流动的速度就非常快，如节流位置设计不合理就会产生节流噪声。挖掘机在工作过程时除液压系统会产生噪声外，工作装置之间的摩擦、履带与地面之间的撞击、各油缸行程末端的撞击等都会产生较大噪声。但一般认为如果挖掘机机外辐射动态噪声比静态噪声高不超过1dB，就属于正常范围。根据测试，该挖掘机机外辐射动态噪声为104.2dB，静态噪声为103.5dB，相差0.7dB，属于正常范围，可认为液压系统噪声对整机噪声的影响不是主要原因。

3.2 挖掘机风扇噪声和涡流噪声

　　挖掘机在工作过程中基本没有相对移动，为了满足挖掘机的散热性能，就需要风扇对液压系统和发动机进行强制散热。因为挖掘机结构比较紧凑，散热器的尺寸有一定限值，就需要风扇提供比较大的风量，风扇的转速也会比较高，叶尖旋转速度就会非常高。例如一款直径为694mm的风扇在转速2000rpm时，叶尖速度可达73m/s，这样就会产生非常大的风扇噪声。

　　冷却空气在挖掘机发动机舱内流通时，会在外观件开孔位置产生摩擦，也会有多股气流的相互扰动现象，这样都会产生比较大的风噪。如果冷却空气流通通道和风扇导风罩结构设计不合理，还会产生涡流噪声。

　　为了验证风扇噪声是否是整机噪声大的主要原因，对整机噪声进行了频谱采集，采集频谱图如图1 所示。

图1 挖掘机噪声频谱

　　通过噪声频谱可以看出，在频率为225.72Hz时噪声值最大，并且随着时间的推移这个频率的噪声始终在高噪声值，由此可以推断这个噪声源是随着发动机的运转一直存在。发动机在工作过程中，因冲程数、气缸数和转速的不同，产生的激励频率也不同，根据发动机的工作特点可以推导出发动机的基频计算公式^[6]：

            (3)

　　式中：n —发动机转速，r/min;

　　i—发动机的气缸数;

　　τ—发动机冲程数。

　　该发动机为六缸四冲程发动机，测试转速为1935r/min，根据公式(3)由此可以计算出发动机的基频为96.75Hz，而225.72 Hz不是96.75Hz的整倍数，说明此频率不是发动机的倍频产生的。通过计算可以推断产生此频率的噪声源，有可能是转速13543rpm的旋转部件产生，或者是随发动机旋转有7个翅片的部件产生。通过排查风扇叶片数量正好为7个，风扇照片见图2，初步判断此噪声源为风扇。

图2 挖掘机风扇图纸

　　为了验证该频率的噪声是否是风扇引起的，对该挖掘机风扇拆除后重新测试噪声，测试机外辐射静态噪声为96.9dB，而拆除风扇前的噪声为103.5dB，由此可确定产生225.72Hz频率的噪声源是风扇。如果把拆除风扇后的挖掘机噪声看作一个噪声源，风扇作为一个噪声源，可以计算出两个噪声源各自对挖掘机噪声的贡献量，除风扇外的其他噪声源对挖掘机的贡献量计算公式为^[7]：

        　(4)

　　式中：n₁—其余噪声占比;

　　L_P1 —拆除风扇后静态噪声;

　　L_P —原整机静态噪声。

　　通过公式(4)可以计算出发动机的排气噪声、发动机裸机噪声和一些其他异常振动噪声共占整机噪声的22%，这样风扇产生的噪声占整机噪声贡献值的78%，因此可判断该挖掘机噪声的主要来源为风扇噪声和涡流噪声。

4 整机降噪方案分析

　　通过对噪声源的频率分析得知，风扇噪声是主要的噪声源，因此对整机降噪重点就是降低风扇噪声和因空气流通产生的涡流噪声。通过分析可以从五个方面进行优化：一是优化风扇本身噪声性能；二是降低风扇转速；三是优化外观件开孔面积；四是优化冷却空气流通通道结构;五是增加吸声材料。

4.1 优化风扇性能

　　风扇属于高速旋转部件，风扇的叶片数量、叶片形状、叶片倾角、叶片材料、叶片长度、轮毂直径和生产工艺等都会对噪声有较大影响，同时这些因素与风扇的吸风能力也是密切相关。正常来说，同一款风扇吸风能力越强产生的噪声也会越大，因此设计时需要综合平衡考虑，选择最合适的风扇。

　　这款挖掘机采用的是国外某知名品牌风扇，直径为694mm，在此吨位挖掘机上广泛应用，是设计开发时综合性能比较好的风扇。而且这款风扇采用异形叶片，在开发时也进行了降噪设计，风扇匹配上总体合理，为了尽快确定优化方案，暂不对风扇结构进行优化。

4.2 降低风扇转速

　　风扇的工作原理和水泵一样，是通过叶片的旋转在风扇前端产生负压促使空气的流动，因此同一款风扇转速越高吸风能力就越强，噪声也就越大，转速和噪声是成正相关。该挖掘机的风扇和发动机采用刚性连接，风扇和曲轴转速比为1：1，为了降低风扇噪声就需要降低风扇转速。通过调研同吨位挖掘机，风扇与曲轴速比一般在0.85〜1.1之间，为了降低噪声同时考虑发动机结构限制，风扇速比确定为0.92。降低风扇速比后，虽然噪声会降低，但是风扇吸风能力会下降，进风量就会减少，会影响整机的散热能力，为了获得同样的进风量需要增大风扇直径。根据风扇性能实验数据分析，风扇直径需要由694mm增大到714mm才能获得与原转速相近的风量。

　　降低风扇转速并增大风扇直径后，对机外辐射静态噪声测试为103dB，比原始状态降低了0.5dB,说明通过降低转速增大风扇直径方案具有一定效果。

4.3 外观件开孔面积优化和增加吸声材料

　　挖掘机外观件上开孔面积和位置，对冷却空气的流通和噪声有重要影响，如果开孔面积大进风阻力就小，进风量就会大，散热效果就会好，但是也会使内部噪声更容易传出，造成机外辐射噪声大。图3是这款产品为了取得良好的散热效果，进风侧的侧门上留有大量进风孔。

　　为了验证侧门开孔对噪声的影响，对侧门的开孔进行封堵，并对原侧门开孔位置增加了吸音海绵见图4，同时风扇速比也是0.92，直径为714mm。在此状态下整机噪声再次进行测试，整机机外辐射静态的噪声降为101.7dB，降低1.3 dB。说明通过取消侧门开孔和增加吸声材料，噪声效果的改善明显。

图3 挖掘机侧门原始状态图          图4 挖掘机侧门改善后状态图

4.4 冷却空气流通风道和导风罩结构优化

　　流通通道对冷却空气的流通和噪声都有较大的影响，为了验证冷却空气的流动情况，对这款产品的通道进行流场仿真分析，仿真分析结果如图5所示。通过仿真分析发现，从左侧门上方进入的气流和从空气滤清器一侧进入的气流相遇后产生进气涡流，这不仅降低了进风量和风速，影响散热效果，还会产生涡流噪声。

图5 进出通道流场仿真分析结果图  图6 空滤进风侧增加导流板方案图  图7 空滤进风侧增加导流后分析结果图

　　通过分析发现，空气滤清器一侧是一个开放的空间，冷却空气进入时气流流动没有固定方向，很容易受侧门上方进风气流的影响产生涡流。为了减小两股气流的相互影响，使气流流动更加平稳，需要在空气滤清器一侧的进气通道增加导流板，使冷却空气的流动具有一定的方向，增加导流板的方案如图6所示。

　　增加导流板后使空气滤清器一侧进入的冷却空气流动具有一定方向，可避免与侧门上方的气流冲撞形成涡流。增加导流板后对通道进行仿真分析，分析结果见图7所示，从仿真分析结果可以看出，增加导流板后散热器前的涡流基本消除。

　　在进行通道优化分析时，冷却空气在导风罩内也形成涡流，如图8所示。这样冷却空气就不能及时的从导风罩内流出形成有效风速，降低了风扇的工作效率，这样不仅会增大涡流噪声还会使流通风量降低。

　　为了避免冷却空气在导风罩内形成涡流，降低整机噪声、增大风速，对导风罩结构进行了优化分析，通过分析发现把导风罩的圆形风圈加长或者把罩体变成曲面，都可以消除冷却空气在导风罩内的涡流现象，护圈加长后的分析结果如图9所示。通过分析可以发现，护圈加长后导风罩内空气流通比较顺畅，不会再有涡流出现，为了降低制作难度和成本，没有选用罩体为曲面结构。

图8 空气在导风罩内形成涡流图          图9 护圈加长后分析结果图

　　增加导流板并优化导风罩结构后对噪声进行测试，机外辐射静态噪声降为100.4dB，机外辐射动态噪声降为101.2dB。优于欧盟CE噪声标准里要求的机外辐射动态噪声102.7dB，基本达到预期目的。

　　因为挖掘机左侧门开孔取消，通过测试发现热平衡效果变差，尤其是液压油温余量只有1.2℃，为了使挖掘机具有更强的环境适应能力，使挖掘机具有更好的热平衡效果，采取的方案是把液压油散热器加厚10mm，测试完后的数据和原始测试数据见表1。

表1 热平衡测试数据

　　散热器变更后对噪声重新进行测试，测试结果基本没有变化，测试热平衡水温有3.7℃余量，油温有2.8℃余量，满足标准要求。

5 结论

　　为了进一步验证噪声改善方案的效果，更加详细的反映出噪声源的频谱特性，对不同状态下的频谱进行1/3倍频程对比分析，分析结果见图9，风扇噪声频率是225.72dB在250dB倍频带上。通过图9可以看出，在改善前250dB这个频带噪声值最大，通过两轮改善方案后，250dB频带的噪声大幅降低，其他频率噪声也有不同程度降低，进一步说明上述改善方案对挖掘机噪声改善明显，为挖掘机降低噪声方案具有一定的参考。

图10 不同状态下1/3倍频程图

　　总的来说，通过降低风扇速比、增大风扇直径、增加吸声材料、取消左侧门开孔、增加导流板、改善导风罩结构等方案，这款挖掘机的噪声由104.2dB降为101.2dB，降低了3dB，降噪幅度比较大，效果明显。此降噪方案实施后目前已有八百多台挖掘机进入市场，进行了一年多的市场验证，用户对噪声水平整体比较满意，后期市场走访过程中没有用户再提出噪声大的问题，市场使用情况良好。

参考文献

[1] GB/T 25612-2010，土方机械.声功率级的测定定置试验条件[S].

[2] GB/T 25614-2010，土方机械.声功率级的测定动态试验条件[S].

[3] GB 16710-2010，土方机械.噪声限值[S].

[4] GB/T 16936，土方机械发动机净功率试验规范[S].

[5] 2000/14/EC，欧洲会议和欧洲联盟关于使各成员国有关户外用设备在环境中排放噪声的法律趋于一致的指令[S].

[6] 朱东烈，魏敬成，王成，付信玉. 挖掘机动力总成悬置系统的设计方法[J].工程机械,2017(10)：43-50.

[7] GB/T 3768-2017，声学声压法测定噪声源声功率级和声能量级采用反射面上方包络测量面的简易法[S].

(责任编辑：休鱼）