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1、基于 CFD 技术的挖掘机排气系统噪声控制 李志辉 卢书湘 俞松松 广西柳工机械股份有限公司 摘 要： 针对某大型挖掘机在样机开发阶段出现的机外辐射噪声异常问题, 对噪声信号进行处理与分析。应用信号处理与频谱分析方法, 识别出挖掘机主噪声源头为排气系统的二次再生噪声;采用 CFD 技术, 找到二次再生噪声的关键因素为排气系统产生的湍流。对排气尾管结构进行改进后, 排气尾管末端的湍流强度明显减弱, 且实测对比结果表明, 采用圆弧型排气尾管的机外辐射噪声降低了 5.9 d B (A) , 效果十分显著, 验证了噪声识别及 CFD 分析方法的有效性与正确性。关键词： 排气系统; 二次再生噪声; CF
2、D; 涡流强度; 作者简介：李志辉 (1963) , 男, 四川成都人, 工程师, 研究方向:挖掘机的总体设计、制造与质量控制。通信地址:柳州市柳工大道 2 号柳工国际工业园 (545100) 作者简介：卢书湘, 通信地址:柳州市柳工大道 2 号柳工国际工业园 (545100) 作者简介：俞松松, 通信地址:柳州市柳工大道 2 号柳工国际工业园 (545100) 收稿日期：2017-06-20基金：国家“863”计划项目 (2014AA041502) Noise Control of Exhaust System in Excavators as Based on CFDAbstract： I
3、n view of R&D on a king-size excavator where abnormal outer noise radiation was a problem such noise signals have to be processed and analyzed.Using the signal process and frequency spectrum analysis can identify the noise source from the excavator as the exhaust systems secondary noise regeneration
4、.Again, using CFD can find critical factors of the secondary noise regeneration to be rapids created by the exhaust system, which can be obviously minimized thru modification at end of the exhaust pipe and the noise level can be lowered by 5.9 dB (A) when a round-section exhaust pipe is used in outs
5、tanding results, thus verifying effectiveness and correctness of the noise identification and the CDF.Keyword： Exhaust system; Secondary noise regeneration; CDF; Vortex intensity; Received： 2017-06-20挖掘机的主要噪声源有发动机本体辐射噪声与排气噪声、风扇噪声、液压系统噪声等1, 风扇噪声包含风扇的旋转噪声与气动噪声, 排气噪声包含点火噪声与二次再生噪声。其中, 风扇的气动噪声与排气的二次再生噪声,
6、 是由气流掠过相关物体导致气流方向突变, 引起局部湍流而产生的, 且气流速度越快, 湍流强度越大, 产生的再生噪声越大2-3。在汽车行业, 在概念设计与 CAE 分析阶段, 针对排气系统噪声, 具有成熟的分析规范与技术要求, 而目前挖掘机行业对空气动力学的关注度不足, 且开展相关研究起步较晚, 缺乏成熟的分析手段与评估方法。本文针对某大型挖掘机在样机开发阶段出现的机外辐射噪声异常问题, 对噪声信号进行了处理与分析, 识别出排气系统为主噪声源, 并发现排气噪声以二次再生噪声为主。为此, 应用 CFD 技术 (Computational Fluid Dynamics, 计算流体动力学) , 仿真分
7、析找到了产生二次再生噪声的关键区域, 在此基础上, 对排气系统进行结构优化与对比测试, 结果表明, 改进排气系统后的机外辐射噪声降低了 5.9 d B (A) , 效果十分显著。1 噪声测试与分析1.1 噪声测试针对某挖掘机噪声异常问题, 按 ISO 6395 试验方法, 在 r=16 m 的半球面上布置 6 个测点 (见图 1) 进行机外辐射噪声试验, 图 2 为 6 个测点的实测噪声值及频谱图。由图 2 可知, 整机右侧 (排气系统侧, 测点 4、5、6) 噪声明显大于左侧 (风扇侧, 测点 1、2、3) , 最大差异 (测点 1 与测点 4) 高达 10.6 d B (A) , 说明整机
8、的主噪声源位于排气系统侧, 且排气系统的后向测点 4 的噪声 84.59 d B (A) 明显大于前向测点 6 噪声 80.28 d B (A) , 进一步表明异常噪声来源于排气系统。图 1 噪声测试的 6 个测点 下载原图图 2 机外辐射噪声测试结果 下载原图1.2 噪声频谱分析鉴于上述测试结果, 主噪声源为排气系统, 对发动机点火噪声基频及谐频进行理论计算3:式中:N 为发动机的气缸数, 取值为 6;n 为发动机转速, 取 1 0002 000 r/min; 为行程系数, 对于四冲程发动机, =2;i 为阶次, i=1, 2, 3, 。由式 (1) 可知, f fire的基频在 50300
9、 Hz 范围, 且呈阶次关系, 而通过分析异常测点 4 的噪声信号 (见图 3) , 发现其噪声能量主要集中于 3002500 Hz 的中高频4, 且明显不呈阶次关系 (见图 4) , 因此, 可排除点火噪声为主噪声源。2 噪声源识别与 CFD2.1 动态特性分析为更准确地识别噪声源, 按 GB/T 47592009 内燃机排气消声器测量方法, 对排气噪声进行发动机升转速工况动态测试, 排气噪声随转速变化关系如图 5 所示。由图 5 可知发动机上升到 1 500 r/min 后, 排气噪声除发动机的点火基频噪声外, 在 3002 500 Hz 范围内出现了中高频的宽频噪声, 且转速越高该特性越
10、明显。与此同时, 随着发动机转速的升高, 排气量越来越大, 排气流速越来越高, 高速气流与消声器壁面摩擦, 产生二次再生噪声, 且二次再生噪声为中高频噪声, 由此初步判断该异常噪声为排气系统的二次再生噪声。图 3 测点 4 与测点 6 噪声能量谱对比 下载原图图 4 测点 4 与测点 6 噪声频谱对比 下载原图2.2 流场分析为验证上述分析并找到二次再生噪声的源头, 应用 CFD 仿真分析方法5, 对排气系统进行流场分析, 进气口定义为 mass-flow-inlet, 根据发动机特性设定排气流量为 0.415 kg/s, 内部温度为 773 K, 空气密度取 0.45 kg/m;排气口定义为
11、 pressure-outlet, 高斯压力为 0 Pa, 消声器内部流场如图 6 所示。可知消声器排气口的排气流速最大 (达 81.2 m/s) , 明显大于进气口的流速, 说明排气流速得到了放大, 存在产生二次再生噪声的因素。图 5 原机排气噪声随发动机转速变化 下载原图图 6 消声器的内部流场分析 下载原图为了更准确地识别二次再生噪声的源头, 采用相同方法, 对排气尾管进行 CFD分析, 得到的湍流强度分布如图 7 所示, 由图可知排气出现了明显湍流, 且在排气尾管折弯处的末端, 湍流最为严重 (湍流强度最大) 。2.3 噪声源识别为了验证 CFD 分析的准确性与有效性, 采用去除法进行
12、对比测试, 拆除排气尾管后, 以相同方法进行升转速工况测试, 结果如图 8 所示。由图 8 可知无排气尾管时, 3002 500 Hz 以上的中高频噪声基本消失 (对比图 5) , 排除消声器结构设计不合理的因素, 进一步证明排气尾管是产生二次再生噪声的源头。图 7 原排气尾管的湍流强度分布 下载原图3 优化设计与验证3.1 结构优化产生二次再生噪声的主要因素有:管道突然转弯、管道横截面积过小或存在障碍物等6。上述对比测试结果说明管道的突然转弯是产生湍流的关键因素, 从而产生二次再生噪声。结合 CFD 分析发现 (见图 7) , 湍流强度最大的部位为排气尾管的折弯处末端, 鉴于此, 为了防止排
13、气气流突变引起湍流7, 将折弯型排气尾管改为圆弧型, 如图 9 所示。图 8 去除排气尾管后排气噪声随发动机转速变化的情况 下载原图图 9 改进前、后的排气尾管 下载原图采用相同方法, 对圆弧型排气尾管进行 CFD 分析, 图 10 为其湍流强度分布云图, 对比图 7 与图 10 可知, 排气尾管末端的湍流强度明显减弱, 且分布均匀。图 1 0 圆弧型排气尾管的湍流强度分布 下载原图3.2 试验验证为了验证 CFD 分析的正确性, 将圆弧型排气尾管安装于整机上, 并按 ISO 6395标准进行机外辐射噪声对比测试。结果表明采用圆弧型排气尾管, 机外辐射噪声降幅达 5.9 d B (A) , 同
14、一测点 (测点 4) 的噪声能量谱对比如图 11 所示。由图 11 可知, 在 0300 Hz 范围, 噪声无明显变化, 而在 300 Hz 以上, 噪声能量得到明显削弱, 同时, 该测点 (测点 4) 噪声值降低了 6.8 d B (A) , 效果十分显著。图 1 1 测点 4 的噪声对比 下载原图4 结束语(1) 排气系统的二次再生噪声呈现宽频特性, 其能量主要集中在 3002500 Hz以上的中高频, 且对机外辐射噪声影响非常大。(2) 排气系统的声学性能与空气动力学性能为矛盾体, 考虑排气系统声学性能的同时, 应避免因湍流产生二次再生噪声。(3) 排气尾管由折弯型改为圆弧型后, 排气尾
15、管末端的湍流强度明显减弱, 且机外辐射噪声降幅达 5.9 d B (A) 。参考文献1温学芹, 贺元成, 洪震, 等.挖掘机噪声分析与控制J.机械管理开发, 2011 (2) :23-25. 2姚杰.基于多腔的消声器气流再生噪声研究D.重庆:重庆大学, 2012. 3刘丽萍, 肖福明, 陶莉莉, 等.消声器结构对气流再生噪声的影响J.农业机械学报, 2005, 36 (4) :48-50. 4俞松松, 韩国胜, 季振林, 等.声学与 CFD 分析用于小型挖掘机的噪声控制J.噪声与振动控制, 2015, 35 (2) :137-140. 5邓兆祥, 赵海军, 杨杰, 等.基于 CFD 的半主动排气消声器消声性能研究J.内燃机工程, 2009, 30 (5) :83-87. 6庞剑, 谌刚, 何华, 等.汽车噪声与振动-理论与应用M.北京:北京理工大学出版社, 2006. 7蔡克强.汽车消声器声学性能分析研究D.合肥:合肥工业大学, 2010.
