农用拖拉机驾驶员耳旁噪声识别与控制

顾伟，王艳艳

（1.昆明云内动力股份有限公司，云南 昆明 650217；2.西南林业大学，云南 昆明 650224）

1 引言

农用拖拉机一直是我国农村在农业生产和经营活动中占主导的农业机械之一。随着拖拉机的广泛使用，农业机械化进程加快，但对驾驶员来说提供一个安全、舒适的工作环境非常重要[1]。拖拉机噪声已成为衡量拖拉机优劣的重要指标。拖拉机驾驶员操作位置处噪声(以下简称耳旁噪声) 是指拖拉机在规定牵引工况下，在驾驶员耳旁规定位置处测得的最大噪声。研究表面，驾驶员在90分贝（dB）的环境中能正常工作8小时，而在95分贝的噪声环境中只能连续工作4小时，超出后就是非正常工作，事故发生的机率将成倍上升[2]。

对于驾驶员耳旁噪声，国标GB 6376-2008给出了拖拉机加载工况下的限值。我国拖拉机的驾驶室基本为简易驾驶室，安装简易驾驶室和无驾驶室的拖拉机限值为 95dB（A），而相应欧共体77/311/EEC的限值为90dB（A），我国的限值比欧共体高出5 dB (A)。可见，我国的拖拉机驾驶员耳旁噪声控制方面和国外仍有一定的差距，并且有些生产企业虽然通过了“3C”认证或“E-mark”认证，但其产品在批量生产中却很难保持产品的一致性，拖拉机降噪工作的形势仍很严峻[3]。

2 试验设备及方法

拖拉机装在半消声室测试台架上，通过动力输出端（PTO）与测功机连接，实现对拖拉机的加载。试验用拖拉机的发动机为一台四缸增压柴油机，功率为 48kW。测试系统为 B&K公司数据采集系统，传声器的中心距离座椅中心平面250 mm，座位参考点上方790 mm，前方150 mm处。影响拖拉机驾驶员操作位置处噪声的噪声源主要有：发动机噪声、传动系噪声、覆盖件等振动噪声。发动机噪音又包括排气噪音、进气噪音、风扇噪音、机罩噪音等[4]。在额定转速全负荷和无负荷状态下进行耳旁噪音测量，全负荷下驾驶员耳旁噪声主要是发动机燃烧噪音频率，带宽为 500-2000 Hz。

3 主要噪声源识别

整车噪声源的识别是拖拉机噪声控制工作的第一步，其主要目的是寻找主要噪声源，以确定噪声控制的主要目标。拖拉机噪声源的识别主要采用覆盖法和消元法[5]。覆盖法是把某个噪声源全部用铅板或其他耐热隔声材料覆盖起来，测量覆盖前后的噪声级，即可求得被覆盖噪声源的大小。消元法是将噪声源拆除（或使其停止工作），测量拆除(或使其停止工作)前后的噪声级，即可求得被拆除（或使其停止工作)的噪声源大小。由于有的部件难以覆盖，有的部件难以拆除，实际作法通常是把覆盖法和消元法结合起来使用。

3.1 空气噪声源定量分析

空气噪声源是风扇、进气管和排气消声器，通过消去法进行定量分析。测量有和没有该元件前后的声压级（Sound Pressure Level，SPL）差△SPL，如表1所示。可以看出，排气消声器产生的△SPL最大，为6.5 dB，是主要的噪声源。

表1 空气噪声源比较

3.2 发动机噪声源分析

发动机噪声有燃烧噪声、机械噪声和负荷噪声。燃烧噪声来自于活塞的气压力造成的振动。曲轴承受外部施加的力和由于惯性产生的内部力，这些力的合力造成了机械噪声。负荷噪音是随负荷变化产生的噪音。结构噪音源主要有曲轴、正时齿轮盖（Timing Gear Cover，TGC）、油底壳以及附件，如油泵、发电机等。所有这些噪音的声谱取决于它们的模态特性、表面积和振动速度。如果知道每个噪声发射源对总噪音的贡献率，那么噪音控制策略就会更加有效。最基本的也是将总发动机噪音分为机械噪音和燃烧噪音。

3.3 燃烧机械噪音分解分析

Izuho Hirano等人使用多元回归分析分离噪音源[6]。将发动机噪音水平作为基准变量，气缸压力、发动机负荷作为应变量。发动机噪音可以用以下公式表示：

其中：SP为发动机总噪音，SPm为机械噪音，CP为气缸压力，H为气缸压力和燃烧噪音之间的传递系数，L为发动机扭矩的平方，G为扭矩和负荷噪音直接的传递系数。

图1 发动机总噪音分解图

通过多元回归分析定量上述传递函数，将燃烧噪音从总噪音中分离。从图1可以看出在总噪音中燃烧噪音起主导作用。从噪声源识别结果可知，该拖拉机主要的噪声源是消声器、发动机油底壳、正时齿轮盖和燃烧噪音。

4 驾驶员耳旁噪音控制措施

由于发现主要的噪声源是消声器、发动机油底壳、正时齿轮盖TGC和燃烧噪音，因此主要的降噪措施为进行消声器优化设计，油底壳、TGC结构优化和燃烧噪音优化。

4.1 消声器优化设计

消声器的传递损失只与其本体结构有关，不受声源特性和尾管辐射特性的影响，是消声器声学性能研究中最常使用的评价指标。在优化设计阶段对排气管噪音使用传递损失法，使设计过程更接近于实际。优化过程中使用结合实验和仿真技术的混合理论来模拟排气管噪音，即利用边界元理论（Boundary Element Method，BEM）进行消声器建模，结合实验获取声学特征，如内部阻挡和速度，作为模型的输入[7]。噪音的阻抗可以通过经验公式计算，传递速度可以通过对模型进行 BEM 分析来预测。试验获取的驾驶员耳旁噪音数据作为输入的边界条件。这种方法有两个优点：第一，难以通过数值计算得到的声学特征值可以通过测量估算；第二，BEM允许使用复杂的消声器几何模型。图2给出了原消声器结构示意图，具有4个膨胀腔。通过上述的BEM方法来模拟排气管噪音，利用实验验证，可以发现二者在低频阶段能很好的吻合，这主要是一阶谐波。使用传递损失法进行消声器优化设计，包括膨胀腔长度，膨胀腔个数和穿孔管参数等。优化后的消声器有3个膨胀腔，如图3所示。低频和中频噪音通过延长第一和第三个膨胀腔中的穿孔管进行控制。合理选择延长管的长度和穿孔管的孔数以抵消宽带流动噪音。针对各种尾气管长度进行 BEM 分析，由此确定最小排气噪音的长度，同时，排气背压可使用经验公式计算。如图 4，消声器优化后模拟的驾驶员耳旁噪音降低了6.5 dB。

图2 原消声器结构

图3 优化后的消声器结构

图4 优化后消声器与原消声器声压级比较

4.2 零部件结构优化

油底壳和正时齿轮盖TGC为主要的结构噪声源，这两个部件都与驱动部件接触，受震动力激励，其振动行为受自身模态频率和激振力的影响。在 NVH优化过程中，可以利用有限元 FEM 技术优化结构从而改变自激频率，避免在重要频率范围内的共振。首先通过模态分析建立有限元模型，利用试验模态测试数据对建立的零部件模型进行校核。在测试点获取频响函数，通过模态参数预估技术获取自由频率、模态和阻尼比，利用模态置信度MAC来检查测试结果的正确性。然后进行零部件的有限元模型分析，评价频响函数。通过校正模型形状、质量和材料参数可以获取模态频率和模态之间的关系。其次通过模态分析和应变能分析找出需要优化结构的位置，通过多次优化，最终得到制造可行性下的最低噪音水平。图5给出了油底壳的应变能分布，那些高应变能区域即为需要优化的地方，采用增加支撑板的方法来降低其振动噪音。图6给出了增加加强筋后的结构。通过结构优化，在油底壳质量少量增加的情况下噪音降低了3dB，如图7所示。对TGC也采用相同的方法，通过增加加强筋优化结构刚度。

图5 油底壳的应变能

图6 增加支撑板后的油底壳结构

图7 油底壳结构优化前后的声能级对比

4.3 燃烧噪音控制

对驾驶员耳旁噪音贡献较大的是燃烧噪音。推迟供油提前角可以降低燃烧压力升高率，从而降低燃烧噪音，但是推迟供油提前角同时也会影响发动机动力性能和排放性能[8]。通过试验对比，最终决定推迟供油提前角 1.5度。这样可以降低驾驶员耳旁噪音声压级 SPL2dB，而发动机动力性和排放性基本不变。

5 结论

对一辆农用拖拉机进行驾驶员耳旁噪音试验，通过消去法识别出主要噪声源，即消声器、发动机油底壳、正时齿轮盖和燃烧噪音。利用边界元理论对消声器进行重新设计，利用有限元法优化油底壳和正时齿轮盖结构，利用推迟供油提前角降低燃烧噪音，最终将拖拉机的驾驶员耳旁噪音水平降低了6 dB。

（1）对行驶的拖拉机很难进行全负荷工况下的噪声源识别，在半消声室中可以很好的进行。

（2）消去法是识别拖拉机驾驶员耳旁噪音源的一种有效方法。

（3）混合理论可以较好的进行消声器重新设计，预测和降低排气管噪音。

（4）试验模态分析结合有限元理论，可以有效的进行零部件结构优化，降低噪音。

（5）燃烧噪音可以通过推迟供油提前角来降低。