王成龍，尚昱君，徐紅梅，姜 威，董佳俊

(華中農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，湖北 武漢 430070)

農(nóng)機裝備是建設(shè)現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的重要物質(zhì)基礎(chǔ)，是實現(xiàn)農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化進程中的核心支撐[1].提高農(nóng)機裝備整機性能，是實現(xiàn)農(nóng)業(yè)文明生產(chǎn)和農(nóng)業(yè)經(jīng)濟發(fā)展的基本途徑[2].作為重要的農(nóng)機裝備之一，谷物聯(lián)合收獲機是集收割、脫粒、分離、清選、集糧等功能于一體的聯(lián)合作業(yè)機械[3].自20世紀(jì)90年代至今，谷物聯(lián)合收獲機在全國范圍內(nèi)得到大面積推廣[4]，為土地產(chǎn)出率的提高和勞動生產(chǎn)力的解放做出突出貢獻.我國收獲機械的研究起步較晚，制造工藝水平和科研開發(fā)能力相對薄弱，谷物聯(lián)合收獲機仍以技術(shù)含量較低的中小型低端機為主[5]，其可靠性與舒適性較差，振動大、噪聲高的問題更是尤為突出.隨著農(nóng)業(yè)生產(chǎn)模式逐漸向規(guī)模化與自動化發(fā)展，谷物聯(lián)合收獲機將繼續(xù)發(fā)揮其重要作用，因此，對谷物聯(lián)合收獲機的整機性能要求越來越高.收獲機作業(yè)時，由于其體積較大且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，各部件受多變載荷激振，均以各自固有頻率和振型相互影響地進行非平穩(wěn)的瞬態(tài)振動，進而誘發(fā)較高噪聲，并通過多種途徑輻射至收獲機表面.谷物聯(lián)合收獲機在惡劣的作業(yè)環(huán)境下，振動強度高達4.28g[6]，在此強振動情況下，收獲機運行時產(chǎn)生的高噪聲作為一種即時性物理污染，不僅嚴(yán)重影響作業(yè)人員的健康，危害作業(yè)人員的聽力系統(tǒng)，而且對非聽力系統(tǒng)，如神經(jīng)系統(tǒng)、心腦血管系統(tǒng)、消化系統(tǒng)等也會產(chǎn)生不良影響[7]，甚至還會形成環(huán)境噪聲，影響其他非工作人員的身心健康.因此，要提高收獲機整機性能，改善作業(yè)人員的工作環(huán)境，必須對收獲機進行振動噪聲控制研究.國內(nèi)外學(xué)者針對上述問題做了大量的研究工作，文獻[8]對某谷物聯(lián)合收獲機在不同行駛速度下的座椅振動舒適性進行研究，發(fā)現(xiàn)在低速工況測得座椅振動水平較低，主要振源來自清選裝置與脫粒裝置，而高速行駛時，垂直振動水平較大，且能量主要集中在1.5～3.5 Hz頻率范圍內(nèi)，并為改善作業(yè)人員的工作環(huán)境提出針對性措施.文獻[9]對30臺小麥聯(lián)合收獲機(15臺具有駕駛室，15臺無駕駛室)進行駕駛員耳位噪聲測試，測試結(jié)果表明，具有駕駛室的收獲機駕駛員耳位噪聲范圍為76～81 dB(A)，而無駕駛室噪聲高達85～90 dB(A)，體現(xiàn)了駕駛室隔離谷物聯(lián)合收獲機噪聲的重要性.文獻[10]對某小麥?zhǔn)斋@機割臺進行不同運動狀態(tài)的割臺振動測試，經(jīng)測試結(jié)果分析，割臺垂直振動的主要激勵源主要有3個，分別是收獲機的發(fā)動機、切割器傳動機構(gòu)的慣性力以及隨機路面激勵，為進一步研究收獲機的振動規(guī)律，減小割臺振動提供了重要依據(jù).文獻[11]以某履帶式谷物聯(lián)合收獲機為研究對象，對其發(fā)動機進行隔聲罩設(shè)計和駕駛員左側(cè)安裝隔音板，使駕駛員耳旁噪聲降低了3.1 dB(A)，整機的動態(tài)環(huán)境噪聲降低了1 dB(A)，從控制傳播途徑減弱噪聲.文獻[12]以汽車發(fā)動機缸蓋罩為研究對象,利用ANYSY和Vir-tual.Lab聯(lián)合仿真,通過增加不見和局部加厚相結(jié)合的方法,有效地降低了聲功率,實現(xiàn)了減振降噪的目的.綜上所述，針對收獲機振動噪聲控制的研究雖然取得一定成果，但是大部分研究是通過控制傳播途徑降低振動噪聲水平.但收獲機的振動噪聲控制需從噪聲源控制、傳播途徑控制以及作業(yè)人員保護3個途徑進行[13]，其中噪聲源控制是降低和消除噪聲污染的根本途徑，而噪聲源識別是實現(xiàn)噪聲源控制的關(guān)鍵[14-15].若要合理控制收獲機振動噪聲水平，需要對噪聲源進行識別與精準(zhǔn)定位，得出主要的振動激勵源與噪聲源，并對輻射噪聲較大的結(jié)構(gòu)進行改進與優(yōu)化，從而達到提高收獲機聲學(xué)性能，改善作業(yè)人員工作環(huán)境的目的.基于此，本研究以某谷物聯(lián)合收獲機為研究對象，以識別收獲機主要噪聲源、提出合理的減振降噪措施為目標(biāo)，首先對收獲機聲學(xué)性能評估，之后采用聲強測試技術(shù)對收獲機的主要噪聲源進行識別與定位，計算各部件對整機噪聲的貢獻量，并在此基礎(chǔ)上，分析收獲機主要噪聲源的產(chǎn)生機理與聲輻射特性，相關(guān)研究成果可為收獲機結(jié)構(gòu)的低噪聲優(yōu)化設(shè)計提供一定的參考.

1 聲強測試與p-p法的基本原理

1.1 聲強測試的基本原理

聲強是單位面積的平均聲功率[16].不同于標(biāo)量的聲壓，聲強是一個矢量，既有大小也有方向，故測試的聲學(xué)環(huán)境對其影響不大.常用的聲強測試方法主要有定點測量法與掃描式測量法[17].聲強測試的測點布置示意圖如圖1所示.聲強測試需要采用任意封閉包絡(luò)面包圍被測機器，理論上，只要封閉曲面唯一包圍被測聲源，測試結(jié)果就與曲面形狀和大小以及曲面外是否有其他噪聲源無關(guān)，因此聲強測試法適用范圍比較廣泛.

圖1 聲強測試示意圖

與聲壓測試相比，聲強測試條件要求較低，不需要消聲室或混響室等較嚴(yán)格的聲學(xué)環(huán)境.此外，聲強測試能夠區(qū)分不同聲源疊加場中的不同聲源輻射.

1.2 p-p法聲強測試原理

在工程實際中，常采用聲強探頭(由雙傳聲器構(gòu)成)裝置，并基于p-p法或p-u法對聲強進行測試.其中，p-p法又稱為間接測量法，是通過測量兩個相鄰點的聲壓近似估計聲場中的質(zhì)點速度，進而計算聲強.聲壓是易于測量的聲學(xué)參量，而聲壓梯度則是無法直接測量的，只能通過間接計算得到.p-p法聲強測試原理示意圖如圖2所示，根據(jù)有限差分原理，聲場中某點O處沿x方向的聲壓梯度，可由在x方向上2個相鄰點(參考點O1和O2)處的聲壓p1(t)與p2(t)近似估算.

圖2 p-p法聲強測試原理示意圖

O處沿x方向的聲壓梯度近似估算為

(1)

式中：Δd是兩個測點的間距，參考點O1和O2到O點距離相等.為保證上式成立，測點間距Δd應(yīng)遠小于被測聲波波長.

根據(jù)理想流體媒質(zhì)的運動方程，測點的振速u(t)與聲壓之間的關(guān)系為

(2)

式中：ρ0為介質(zhì)密度.由式(1)和(2)可知，O點處的振速在x方向的投影分量u(t)為

(3)

O點處聲壓可以近似表達為兩參考點p1(t)與p2(t)的平均值，即p≈[p1(t)+p2(t)]/2，因而該處的瞬態(tài)聲強矢量在x方向的投影分量近似可表示為

(4)

根據(jù)式(4)，可采用2個壓力傳感器測量兩相鄰點處聲壓信號，從而間接計算聲強.因此，基于p-p法的聲強測試儀一般由2個壓力傳感器組成，且安裝在聲強測試儀的2個壓力傳感器應(yīng)具有完全相同的特性(頻率特性)，即相位和幅值應(yīng)完全匹配，并可通過傳遞函數(shù)等方法進行修正.只要將聲強探頭與被測表面保持一定距離的逐點測量，即可得到聲強分布，通過三維聲強測試儀測量還可獲得聲強矢量分布，進而分析聲場的能量流動和分布.p-p法聲強測試儀的傳感器排列方式如圖3所示，根據(jù)2個傳聲器的相對安裝位置，可分為并列式、串聯(lián)式、背置式、對置式[18].本研究所采用的聲強測試儀傳聲器為對置式.

圖3 p-p法聲強測試儀傳感器排列方式

2 聲強測試內(nèi)容與方法

為方便研究，將收獲機正視圖的測試面稱為前端，后視圖的測試面稱為后端，左視圖的測試面稱為左側(cè)面，右視圖的測試面稱為右側(cè)面.且根據(jù)收獲機實際作業(yè)情況，選取4個工況進行測試.收獲機的測試工況如表1所示.其中，工況1與工況2主要用于模擬收獲機的非工作狀態(tài)，此時，其切割、脫粒、清選等作業(yè)機構(gòu)停止運行，發(fā)動機轉(zhuǎn)速較低；工況3與工況4主要用于模擬收獲機的正常工作狀態(tài)，此時，其切割、脫粒、清選等作業(yè)機構(gòu)正常運行，發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高.

表1 收獲機測試工況

本研究將該收獲機等效成一個長方體，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 16404—1996《聲學(xué)聲強法測定噪聲源的聲功率級 第1部分：離散點上的測量》，每平方米至少布置1個測點，整個測量表面至少布置10個測點，其測點位置應(yīng)盡可能均勻分布于測試面[19].由收獲機基本參數(shù)可知，該收獲機的基本外形尺寸為5 240 mm×2 000 mm×2 500 mm.收獲機前、后端面的尺寸為2 000 mm×2 500 mm，結(jié)合實際尺寸和測試精度要求，在收獲機前端與后端均以250 mm為測點間距進行網(wǎng)格劃分.圖4所示為聲強測試收獲機前、后端測試面網(wǎng)格劃分示意圖.

圖4 聲強測試收獲機前、后端網(wǎng)格劃分示意圖

收獲機前端與后端兩個測試面分別劃分80個網(wǎng)格，每個端面共99個測點.收獲機左側(cè)面和右側(cè)面的尺寸均為5 240 mm×2 500 mm，均以250 mm測點間距進行網(wǎng)格劃分.圖5所示為收獲機左、右側(cè)面聲強測試網(wǎng)格劃分示意圖.

由圖5可知，將該收獲機左、右兩個面分別劃分210個網(wǎng)格，每個測試面共有242個測點.根據(jù)GB/T 16404—1996《聲學(xué)聲強法測定噪聲源的聲功率級第1部分：離散點上的測量》，測點與聲源表面的平均距離應(yīng)大于等于0.5 m.如果測試距離太遠，由于聲波隨傳播距離衰減，會使測點間的聲強級梯度較小，難以識別主要噪聲源，因此實際測試時聲強探頭與測試面的距離設(shè)為0.7 m.測試時，采用網(wǎng)線將數(shù)據(jù)采集器DH5920與筆記本電腦相連，同時將聲強探頭SI512的雙通道數(shù)據(jù)傳輸線連接至采集器的1，2通道.在軟件參數(shù)設(shè)置中，將傳聲器靈敏度設(shè)為45 mV·Pa-1.由于收獲機輻射噪聲主要在10 kHz以下，為確保頻譜分析精度，根據(jù)奈奎斯特采樣定理，采樣頻率設(shè)為20 kHz.測量時，聲強探頭的軸線與測試面垂直，網(wǎng)格線的交點為測點，按照從左至右，從上至下的順序依次進行測量，且每個測點采樣時間為5 s.圖6為收獲機聲強測試現(xiàn)場圖.

圖5 聲強測試收獲機左、右側(cè)面網(wǎng)格劃分示意圖

圖6 收獲機聲強測試現(xiàn)場圖

3 收獲機噪聲源分析與識別

3.1 收獲機非工作狀態(tài)下的噪聲源分析與識別

圖7為收獲機在工況1測試條件下的前、后端聲強云圖.在聲強云圖中，采用不同的顏色表示不同的聲強值.藍色代表聲強最小，紅色代表聲強最大，顏色一致的區(qū)域，聲強基本相同.

圖7 工況1收獲機前、后端聲強云圖

從圖7a可以看出，前端測試面的最大聲強位于割臺裝置的輸送攪龍左側(cè)，此處聲強為74 dB(A).由于工況1，切斷作業(yè)機構(gòu)動力，故發(fā)動機為主要噪聲源.割臺裝置距離發(fā)動機較近，發(fā)動機運行產(chǎn)生的噪聲傳至收獲機前端，造成該處聲強最高，并向割臺裝置周圍輻射，造成收獲機前端的整個割臺均有較高聲強.由圖7b可知，后端測試面的最大聲強位于秸稈物料出口下方.由于該測試面的此處距離發(fā)動機表面較近，發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲快速傳播至收獲機后端，使秸稈物料出口下方聲強最大并向周圍進行輻射，最大聲強為72 dB(A).

圖8為收獲機在工況1測試條件下的左、右側(cè)面聲強云圖.

圖8 工況1收獲機左、右側(cè)面聲強云圖

由圖8a可知，左側(cè)面最大聲強位于收獲機的油箱處，最大聲強為72 dB(A).產(chǎn)生此結(jié)果的主要原因是發(fā)動機左側(cè)緊鄰油箱，發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲經(jīng)過油箱傳至左側(cè)面進行輻射.從圖8b可以看出，右側(cè)面最大聲強位于發(fā)動機位置，由于發(fā)動機的位置距離右側(cè)面最近，所以右側(cè)面的聲強輻射值最大，最大聲強為76 dB(A) .此外，對比分析發(fā)現(xiàn)，工況2噪聲源與工況1基本一致，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速不同，所以各測試面的最大聲強有所不同.表2所示為工況1，2收獲機各測試面最大聲強，可以看出，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加，收獲機噪聲值亦隨之增大.

表2 收獲機工況1與工況2各測試面最大聲強 dB(A)

3.2 收獲機正常工作狀態(tài)下的噪聲源分析與識別

圖9為收獲機在工況4所測試的前、后端聲強云圖.從圖9a可以看出，收獲機前端測試面最大聲強主要分布在2個位置.位置1對應(yīng)于輸送攪龍左側(cè)，此處與工況1前端基本一致，主要是由于在工況4測試條件下，作業(yè)機構(gòu)與發(fā)動機輸出動力連接，割臺裝置處于正常工作狀態(tài)，此時除發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲傳至此之外，還有前端割臺裝置的輸送攪龍轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的噪聲，發(fā)動機與割臺裝置產(chǎn)生的噪聲進行疊加，進而造成輸送攪龍左側(cè)噪聲較大；位置2對應(yīng)于輸送槽入口和割臺的伸縮撥指處，伸縮撥指機構(gòu)隨輸送攪龍一起轉(zhuǎn)動的同時實現(xiàn)伸出與縮進的過程，由于轉(zhuǎn)動和伸縮過程產(chǎn)生較大摩擦力進而產(chǎn)生較高噪聲.此外，輸送槽中輸送鏈隨上、下輸送總成一起轉(zhuǎn)動，會產(chǎn)生較高噪聲，且噪聲極易通過輸送蓋板形成強烈聲波反射，通過輸送槽口向大氣輻射，造成輸送槽入口和割臺的伸縮撥指處聲強較大.綜上分析可知，前端測試面的噪聲源主要為發(fā)動機，割臺裝置以及中間輸送裝置，最大聲強為105 dB(A).從圖9b可知，收獲機在工況4測試條件下，后端測試面最大聲強主要分布在3個位置.位置1對應(yīng)于清選裝置尾部，清選裝置中的清選風(fēng)機產(chǎn)生的空氣動力性噪聲和振動篩往復(fù)運動產(chǎn)生的機械噪聲，造成該位置聲強較大.位置2對應(yīng)于秸稈物料出口，物料在脫粒滾筒中脫粒，在導(dǎo)向螺旋的作用下，凹板篩上方的物料向秸稈出物料出口輸出過程中產(chǎn)生機械噪聲，在脫粒室內(nèi)形成混響，傳播至秸稈物料出口，造成該位置聲強最大.由于位置1與位置2的距離較近，故在聲強云圖中僅顯示出一個區(qū)域.位置3對應(yīng)于發(fā)動機排氣管位置，造成該處聲強最大的主要原因是發(fā)動機排氣系統(tǒng)產(chǎn)生的空氣動力性噪聲.綜上分析可知，后端測試面噪聲源主要為清選裝置和脫粒裝置及發(fā)動機排氣系統(tǒng)，最大聲強為103 dB(A).

圖9 工況4收獲機前、后端聲強云圖

圖10為收獲機在工況4測試條件下的左、右側(cè)面聲強云圖.

圖10 工況4收獲機左、右側(cè)面聲強云圖

從圖10a可以看出，左側(cè)面最大聲強主要分布在2個位置.位置1對應(yīng)于割臺裝置的輸送攪龍，已切割的作物通過輸送攪龍送至輸送槽，輸送攪龍轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的噪聲以及伸縮撥指機構(gòu)的伸縮過程產(chǎn)生較大噪聲進行疊加，并輻射至右側(cè)面.位置2對應(yīng)于收獲機的脫粒滾筒.測試所用收獲機為雙脫粒滾筒式，滾筒為釘齒式，作物進入脫粒裝置被高速旋轉(zhuǎn)的釘齒滾筒抓取并拖入脫粒室，谷粒在釘齒的沖擊和揉搓作用下脫落，在此過程中，脫粒滾筒的高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生較高噪聲，并經(jīng)過脫粒室蓋板輻射至左側(cè)面.綜上分析可知，左側(cè)面噪聲源主要為割臺裝置和脫粒裝置，最大聲強為108 dB(A).從圖10b可以看出，右側(cè)面最大聲強主要分布在2個位置.位置1對應(yīng)于發(fā)動機，此工況發(fā)動機以2 400 r·min-1轉(zhuǎn)速運行，產(chǎn)生較大的表面輻射噪聲.位置2對應(yīng)于割臺裝置的輸送攪龍，此處與左側(cè)面一致，主要是由割臺裝置的輸送攪龍轉(zhuǎn)動及伸縮撥指機構(gòu)的伸縮產(chǎn)生較高噪聲輻射至右測試面.綜上分析可知，右側(cè)面噪聲源主要為發(fā)動機和割臺裝置，最大聲強為110 dB(A).此外，對比分析發(fā)現(xiàn)，工況3的噪聲源與工況4基本一致，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速不同，所以最大聲強有所不同.表3所示為不同工況下收獲機各測試面最大聲強，從表中可以看出，隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高，各測試面的聲強值均明顯增大.

表3 收獲機各測試面最大聲強 dB(A)

綜上分析，在工況1與工況2測試條件下，切斷作業(yè)機構(gòu)動力，結(jié)合各測試面的最大聲強分布位置，分析出發(fā)動機為主要噪聲源.分析工況3與工況4可知，作業(yè)機構(gòu)與發(fā)動機輸出的動力連接，各測試面主要噪聲源有所不同，且存在多個噪聲源.收獲機前端測試面噪聲源主要為發(fā)動機、割臺裝置和中間輸送裝置；后端測試面噪聲源主要為清選裝置、脫粒裝置及發(fā)動機排氣系統(tǒng)；左側(cè)面噪聲源主要為割臺裝置和脫粒裝置；右側(cè)面噪聲源主要為發(fā)動機和割臺裝置.

綜上所述，收獲機的發(fā)動機、割臺裝置、脫粒裝置、清選裝置以及中間輸送裝置為主要噪聲源.因此，若要對收獲機的振動噪聲水平進行控制，首先應(yīng)考慮對收獲機的主要噪聲輻射部件進行優(yōu)化設(shè)計.如對發(fā)動機，可以建立其有限元模型，確定主要部件的振動模態(tài)，通過設(shè)置加強筋或平面變曲面等優(yōu)化方法，減少發(fā)動機運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的振動；對割臺裝置，其振動主要由于輸送攪龍的剛度不夠，縮短軸的懸臂長度和增加軸套，可有效增加其剛度，降低輸送攪龍的彎曲振動；在設(shè)計脫粒滾筒時，應(yīng)進行模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使其固有頻率避開外部激振頻率，從而減小脫粒滾筒工作時的振動；對收獲機整機，可以采取一定的隔振手段，如安裝隔振器，以減小工作部件對機架的影響.

4 結(jié) 論

采用聲強測試對谷物聯(lián)合收獲機的噪聲源進行分析與識別.首先，對聲強測試原理進行研究，重點介紹了p-p法聲強測試原理.其次，采用p-p法測試收獲機表面聲強，并根據(jù)聲強分布，分析識別各測試面的主要噪聲源.根據(jù)測試結(jié)果分析可知，當(dāng)收獲機切割、脫粒、清選等作業(yè)機構(gòu)均停止工作(即聯(lián)合收獲機處于非工作狀態(tài)下時)，發(fā)動機為主要噪聲源，而當(dāng)切割、脫粒、清選等作業(yè)機構(gòu)正常運行(即收獲機處于工作狀態(tài)時)，各測試面的主要噪聲源均不相同.收獲機前端噪聲源主要為發(fā)動機、割臺裝置及中間輸送裝置；后端噪聲源主要為清選裝置、脫粒裝置及發(fā)動機排氣系統(tǒng)；左側(cè)面噪聲源主要為割臺裝置和脫粒裝置；右側(cè)面噪聲源主要為發(fā)動機和割臺裝置.最后，通過噪聲源識別結(jié)果發(fā)現(xiàn)，收獲機的發(fā)動機、割臺裝置、脫粒裝置、清選裝置及中間輸送裝置為主要噪聲源.為降低收獲機整機噪聲，可對發(fā)動機添加加強筋或變平面為曲面，減少發(fā)動機運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的振動，而對割臺裝置，可縮短軸的懸臂長度和增加軸套，降低輸送攪龍的彎曲振動，此外，還可以對脫粒滾筒進行模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使其固有頻率避開外部激振頻率，從而降低脫粒滾筒結(jié)構(gòu)共振產(chǎn)生的強烈振動與噪聲.