道路洗扫车车外噪声源测试与诊断研究

吴智勇 郑伟光

1. 湖北新楚风汽车股份有限公司 湖北随州 4413002. 湖北省专用汽车研究院 湖北随州 441300

1 前言

随着我国公路里程与道路垃圾的不断增加，洗扫车在城市治理道路整洁方面的作用也越来越突出[1]，但洗扫车在工作过程中产生的噪声较大，已成为城市的主要噪声污染源之一。本文以降低车外噪声为目标，参照国家标准GB 1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》以及GB/T 14365-2017《声学 机动车辆定置噪声声压级测量方法》，对某公司新研制的罐式洗扫车的噪声进行测试与声源诊断[2]。

罐式洗扫车是垃圾厢结构为罐式结构的一种新型洗扫车，罐式结构垃圾厢与传统厢式结构垃圾厢相比具有成型简单、强度高、垃圾易倾卸无残留的优点。通过测试样车在不同工况下的噪声及振动情况，确定主发动机、副发动机、风机系统及洗扫机构等各部件噪声对整车的能量贡献及其主次顺序，获得该样车的主要噪声源，为科学地进行噪声控制提供依据[3]。新型罐式洗扫车如图1所示。

2 测试设备与方案

2.1 测试设备

图1 某型罐式洗扫车

测试采用的设备有LMS前端及测试分析系统、常温三轴加速度传感器、高温单轴加速度传感器、麦克风传感器（含电荷放大器、风罩），如表1所示。

2.2 测设方案

测试中各传感器的布置如图2所示。其中，矩形1、3、5、8、9、10、11、13为传声器，圆形2、4、6、7、12、14、15为加速度传感器。

表1 测试的主要设备

图2 传声器和传感器的布置

测试工况如表2所示。

表2 测试工况表

3 罐式洗扫车噪声识别及其频谱分析

3.1 评价点的选取

对于每一种测试工况，为排除环境因素干扰，选取评级点总声压级的中位数为测试数据组进行分析。各工况下左、右评价点及背景噪声声压级如表3所示。

表3 各工况下左右评价点及背景噪声声压级（A）

由表3可知：

a. 当洗扫车处于工况1（仅开启主发动机）时，评价点处的噪声最小，此时比工况0（环境噪声）高出20 dB以上。因此，测试结果满足国标GB/T 14365-2017中高出背景噪声10 dB的要求；

b.除开工况5（开盖工况）外，工况4下洗扫车的总声压级最大。

因此，在进行近场声源频率特性分析时，以工况4的左右评价点噪声频率峰值作为目标频率，并结合其他工况与近场数据进行综合分析。工况4左右评价点倍频程图如图3所示。

图3 工况4的左右评价点倍频程图

根据图3可知，左评价点的总声压级较大。通过计算可得：左评价点处各频段噪声能量占比如表4所示。

表4 工况4下洗扫车左评价点各频段噪声能量占比

工况4左评价点处的功率谱密度图如图4所示，主要噪声频率有32.5 Hz、48.25 Hz 、62.5 Hz、100.5 Hz与667.25 Hz。

图4 工况4左评价点功率谱密度图

3.2 基于分步运转法的各部件主要噪声源排序

洗扫车的分步运转法噪声诊断首先需测试得到所有装置装备同时运转时（即洗扫车全洗扫——工况4）的评价点总声压级。关闭风机及洗扫系统，测试单独运转主副发动机时（工况2）左右评价点总声压级。然后，运用分步运转法原理并结合洗扫工况下总声压级，采用式(1)的声级减法公式得到风机及洗扫系统噪声总声压级。再关闭副发动机，测试单独运转主发动机时（工况1）左右评价点总声压级，并结合主副发动机同时运转下总声压级，采用式（1）声级减法公式便可得到副发动机噪声总声压级[4]。

运用分步运转法得到的主发动机、副发动机、风机及洗扫机构三个噪声源的噪声排序如表5所示。

表5 基于分步运转法噪声源排序

3.3 基于相干分析法的传递路径与能量贡献

洗扫车各噪声源之间的相关性明显，所以在相干分析的基础上，利用偏相干法可以获取洗扫车外部评价点处空气噪声源的影响贡献因子[5-6]。各主要测点在主要峰值频率内的偏相干系数列于表6。

3.4 基于频谱分析法的风机噪声特性分析

基于表6分析可知：全洗扫工况（工况4）下，洗扫车的主要噪声源是风机出口处。

表6 洗扫车左评价点处噪声在峰值频率下的贡献系数

图5 工况4下风机出口处自功率谱密度图

由图5可知：该工况下，风机出口处的主要噪声峰值频率为62.5 Hz、100.5 Hz以及667.25 Hz，对应频段分别为63 Hz、100 Hz与630 Hz，总能量占比超过80%。结合风机噪声特性可初步判断62.5 Hz与100.5 Hz噪声为涡流噪声；667.25 Hz为风机旋转噪声。

3.5 频率点噪声分析

3.5.1 频率点62.5Hz噪声分析

拟通过改变风机出口气流方向，来确定62.5Hz噪声的具体来源。考虑风机出风口的结构，设计了出风口转接头来改变出口处的气流方向，且转接头可另接橡胶水带。

对原始测试数据、仅安装转接头测试数据、安装转接头和延长管测试数据，选取工况4（即全洗扫工况）左评价点1/3倍频程谱图、气流出口功率谱密度图进行三种安装状态的对比，如图6、7所示。风机出口安装转接头后，评价点处63 Hz频段噪声大幅降低了13.37 dB(A)，因此可知63 Hz频段噪声应为气流冲击风机出口附近其他机械结构而产生的再生涡流噪声；在加装橡胶延长管后，高速气流被完全导出使得车内不存在气流冲击效应，左评价点63Hz频段噪声相较于仅安装转接头时下降了7.85 dB(A) ，从而进一步验证了结论的正确性。

图6 左评价点1/3倍频程谱图

图7 气流出口功率谱密度图

3.5.2 频率点100.5 Hz噪声分析

为验证100.5 Hz噪声是否为风机内部涡流噪声，设计了薄壁金属引流管将风机出口气流引到车后方，将风机出口处麦克风布置在引流管出口处，并在引流管外壁布置单轴加速度传感器，按照原测试方案测试安装引流管后的振动噪声信号。

洗扫车全洗扫工况时，左评价点处噪声信号1/3倍频程谱图在安装引流管前后对比如图8所示。安装延长管后，评价点处仅63 Hz频段噪声降低较多；100 Hz频段噪声同安装转接头试验结果的趋势相近，进一步验证了该频段噪声并非风机出口处气流冲击其他机械结构所产生。

图8 左评价点处噪声信号1/3倍频程谱图

由图9、10可知，安装延长引流管之后，引流管表面存在100 Hz的振动峰值，而风机壳体上振动没有该频率的峰值，表明延长引流管上100 Hz峰值是由风机气流激励而产生，而非由风机壳体振动传递而产生（非机械噪声）。

图9 金属管表面加速度信号

图10 风机进口、壳体Z方向加速度信号

图11 加装引流管后胶管口噪声信号

布置于延长引流管表面的加速度传感器的自功率谱密度图如图11所示：在管出口处仅存在103.75 Hz与678.75 Hz的噪声峰值。综上所述，可判断100.5 Hz频段为风机内部叶片处产生的涡流噪声。

3.5.3 频率点667.25Hz噪声分析

结合图4、5、9、11可知，667.25 Hz噪声频率（随工况和被测对象状态不同有小范围频率偏移）总能在气流出口和评价点处的测试数据中呈现单一峰值，来源于风机内部的气动噪声。根据风机噪声特性，可知630 Hz频段的噪声为与风机转速有关的旋转频率噪声。

4 噪声源识别结果分析

通过一系列的测试与分析，洗扫车在洗扫工况下主要噪声源信息及其控制措施如表7所示。

由表7可知，洗扫车主要噪声源依次为风机出口气流再生噪声、风机内部流体的涡流噪声及风机旋转频率噪声，其噪声能量占总声能量的80%以上，因此，研究风机排气系统及其消声器是控制洗扫车整车噪声的主要手段。

5 结语

本文以某洗扫车为研究对象，通过噪声测试与声源识别，得到以下几点结论：

a.分步运转法是确定复杂系统噪声源能量状况的有效方法，本文采用分步运转法得到了洗扫车的主要噪声源为风机噪声；

b.通过频谱分析与偏相干分析，得到了洗扫车风机噪声的频率特性及产生的原因，并确定了各主要噪声频率的来源及能量占比；

c.洗扫车噪声源识别结果表明，研制高性能的风机排气消声系统、改善风机出口的流场特性是降低洗扫车噪声的主要手段。

表7 洗扫车主要噪声源及控制方案