振动压路机驾驶室噪声控制

王庆祝，刘 洁，李朋伟，孟 绪(徐工集团工程机械股份有限公司道路机械分公司，江苏 徐州 221004)



振动压路机驾驶室噪声控制

王庆祝，刘 洁，李朋伟，孟 绪
(徐工集团工程机械股份有限公司道路机械分公司，江苏 徐州 221004)

为了控制振动压路机驾驶室噪声，采用理论分析和样机试验相结合的方法，对驾驶室噪声进行了摸底试验、噪声频谱试验和模态试验。结果表明：驾驶室后玻璃的一阶固有频率为35 Hz，是造成振动轮小振工况下驾驶室噪声较高的主要原因。通过结构优化和改进，将后玻璃的一阶固有频率提高到了38 Hz。改进后左耳噪声声压级由87.5 dB(A)降低到86.0 dB(A)，右耳噪声声压级由88.6 dB(A)降低到86.8 dB(A)。

驾驶室噪声；频谱试验；模态试验；移频

0 引 言

压路机驾驶室噪声是整机噪声的重要影响因素。驾驶室内噪声过大，不仅影响司机的身体健康，还会引起司机烦躁情绪，导致误操作而引发事故[1-3]。

随着降噪要求的不断提高，如何降低压路机驾驶室噪声引起了学者们的广泛关注。姜圣等以冷却风扇为研究对象，通过选用合理的吸声材料、优化排气吸风通道及冷却风扇导风罩等措施对驾驶室进行降噪[4-6]。周龙刚等对冷却风扇运转参数和结构参数进行了综合优化，降低了冷却风扇对驾驶室噪声的影响[7-9]。胡代群等从机罩的结构、冷却风扇的选型等方面进行研究，实现了驾驶室降噪[10-11]。孟凡皓等从多自由度解耦的角度出发，通过降低驾驶室多自由度间的振动耦合来提升驾驶室减振效果，从而实现降噪[12]。

针对某振动压路机驾驶室噪声声压级普遍较高的问题，本文拟通过理论分析和样机试验进一步探讨驾驶室噪声的影响因素，并实现对驾驶室噪声的控制，从而达到降低驾驶室噪声的目的。

1 噪声测试试验

为了识别影响某振动压路机驾驶室噪声的因素，首先对其进行摸底试验，即参照相关国家标准和试验规范进行驾驶室内噪声测试，试验结果见表1。

表1 驾驶室内噪声测试结果

注：发动机转速为2 000 r·min-1，试验场地为某平整土质路面，背景噪声为43 dB(A)。

试验结果表明，振动轮在小振工况下，驾驶室内噪声声压级较高，右耳噪声为88.6 dB(A)，略高于国家标准。

2 噪声来源分析

为了分析驾驶室内噪声的主要来源以便实现噪声控制，拟开展驾驶室噪声频谱试验和结构模态试验。驾驶室内噪声频谱试验工况见表2。

表2 频谱试验工况

注：试验场地为某平整土质路面，背景噪声为44 dB(A)。

图1～3为不同工况下驾驶室内噪声频谱。

图1 小振时驾驶室噪声频谱

从图1～3可以看出：在小振工况下，驾驶室内噪声频谱存在峰值，峰值处频率为35 Hz，对应的峰值较高，约为0.53 Pa；而大振和不振工况下的驾驶室内噪声频谱峰值处频率分别为445 Hz和463 Hz，对应的峰值约为0.11 Pa和0.13 Pa，比较小，这与噪声测试结论吻合。

在小振工况下，驾驶室内噪声频谱峰值处频率为35 Hz，属于低频范畴，一般为结构振动噪声，是由其他振源引起驾驶室结构强烈振动造成的，而振动压路机的振动源主要是发动机和振动轮。发动机工作时，由主轴转动引起不平衡旋转和往复运动的激振频率为

(1)

式中：Q为激振力的阶数，对于一阶不平衡力Q=1，二阶不平衡力Q=2；n为发动机转速。

当Q=1、最大油门额定转速为2 000 r·min-1时，其频率为

可见，发动机曲轴旋转基频33.3 Hz与驾驶室噪声频谱峰值35 Hz不符；而振动轮在小振工况下的激振频率为35 Hz，正好与噪声频谱分析结果相吻合，说明振动轮在小振工况下激起驾驶室振动是造成该工况下驾驶室噪声较高的主要原因。由于振动轮激振频率不能改变，因此应从优化振动传播途径和受激部件的角度来实现降噪。

3 驾驶室模态试验

由于驾驶室噪声是由振动轮和驾驶室结构发生共振所引发的。为了分析驾驶室内发生共振的具体位置，需要对振动压路机驾驶室进行模态试验。

(1)试验条件：室外温度在18 ℃～29 ℃之间，并且同一个试验过程中温度变化不超过6 ℃，湿度不大于75%；环境噪声低于70 dB(A)，周围无腐蚀性介质，没有显著的电磁场干扰，电源电压的波动在额定值的10%以内。

(2)试验仪器主要为多通道数采仪和模态分析系统。

(3)试验方法：将驾驶室用弹力绳吊起，并尽量避免其对驾驶室固有特性的影响；然后采用锤击法进行模态测试。试验采用单点激励输入、多点三方向输出方式，结果如图4所示。

图4 驾驶室模态试验结果

从图4可以看出：驾驶室存在35 Hz的模态频率，为驾驶室整体模态，振型为整体扭转和顶部局部振动。该频率与小振工况下得到的驾驶室噪声频谱峰值频率相吻合。

为进一步确定结构共振的具体位置，对驾驶室后玻璃进行模态试验。试验条件、仪器和方法与前述相同，驾驶室后玻璃模态试验结果如图5所示。

图5 驾驶室后玻璃模态试验结果

从图5可以看出：后玻璃的一阶固有频率约为35 Hz，与噪声频谱峰值频率相吻合，因此可以确定在振动轮小振时，振动轮与驾驶室后玻璃发生了结构共振，导致驾驶室噪声声压级较高。

4 驾驶室后玻璃优化

为了对后玻璃的固有频率进行移频，使用玻璃胶将后玻璃与驾驶室框架进行粘合。再次对后玻璃进行模态试验，试验条件、仪器和方法与前述相同，模态试验结果如图6所示。试验结果表明：后玻璃的一阶固有频率由改进前的35 Hz提高到了38 Hz，实现了移频。该频率也与发动机转速为2 000 r·min-1时的曲轴旋转基频不同，从而避免了共振。

图6 改进后后玻璃模态试验结果

在对驾驶室后玻璃进行改进后，测试了驾驶室内噪声声压级，结果见表3。

从表3可以看出：改进后小振工况下驾驶室内左耳噪声声压级平均为86.0 dB(A)，比原始噪声降低了1.5 dB(A)；右耳噪声声压级平均为86.8 dB(A)。比原始噪声降低了1.8 dB(A)，降噪效果显著。同时，在大振和不振工况下，左、右耳噪声声压级也有所改善。

5 结 语

(1)驾驶室噪声频谱试验结果表明：在小振工况下，驾驶室噪声频谱中35 Hz处的峰值较高，峰值频率与振动轮的激振频率相同。

(2)驾驶室及其后玻璃模态试验结果表明：后玻璃的一阶固有频率约为35 Hz，与噪声频谱中峰值频率相吻合，是引起驾驶室受激共振造成噪声较高的主要原因。使用玻璃胶将后玻璃与驾驶室框架进行粘合后，使后玻璃的一阶固有频率由35 Hz提高到了38 Hz，实现了移频。

表3 改进前后驾驶室噪声声压级对比 dB(A)

注：试验场地为某平整土质路面，背景噪声为46 dB(A)。

(3)改进后试验结果表明：小振工况下驾驶室内左、右耳噪声声压级比原始噪声均有所减小，降噪效果显著。

[1] 王 峰.浅析振动压路机的减振降噪控制[J].科技创新导报,2009,126(28):62.

[2] 王 政,张湘云.YZC12Ⅱ型振动压路机的降噪技术浅析[J].工程机械,2007,38(7):71-72.

[3] 舒 霞.针对振动压路机噪声控制的研究[J].科学中国人,2015,46(5):42.

[4] 姜 圣,肖 春,胡代群,等.压路机司机耳边噪声测试分析与降噪研究[J].工程机械,2013,44(1):20-23.

[5] 姜 圣,李 焕,刘 超.压路机噪声测试分析及降噪研究[J].建筑机械,2012(5):90-96.

[6] 李立民,冯忠绪,周龙刚.双钢轮振动压路机噪声的防治研究[J].广西大学学报,2013,38(5):1067-1073.

[7] 魏 亚,曹源文,周庆丰.压路机实时压实信号的降噪研究[J].筑路机械与施工机械化,2013,30(2)：58-61.

[8] 周龙刚,赵金鹏,王 成,等.压路机冷却风扇对整机噪声的影响[J].工程机械,2013,44(2):13-17.

[9] 谭艳辉,毕道坤,王 涛.轮式装载机机外发射噪声降噪方法和应用[J].建筑机械,2015(10):57-61.

[10] 胡代群,张步坤,姜 圣.压路机噪声源定位和降噪研究[J].建筑机械,2011(19):107-110.

[11] 赵金鹏,周龙刚,徐会敢.压路机噪声试验研究[J].建筑机械,2013(4):81-84.

[12] 孟凡皓,刘治文,余志龙,等.基于振动解耦的振动压路机驾驶室减振优化[J].工程机械,2015,46(5):27-32.

[责任编辑: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

江苏省科技成果转化专项资金项目(BA2013007)

王庆祝(1966- )，男，江苏徐州人，高级工程师，工学学士，研究方向为筑养路机械。

U415.52

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