（机械制造及其自动化专业论文）工程机械的噪声振动分析及工程治理.pdf

本论文经答辩委员会全体委员审查，确认符合合肥工业大学硕士学位 论文质量要求。 主席： 答辩委员会签名( 工作单位、职称) 中国科学技术大学教授( 博导) 咎客f 珐合肥工业大学 教授c 博导， 纱训安徽农业大学 副教授 导师： 备肥工业大学 教授( 博导) 厂_ 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我 所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究 成果，也不包含为获得 金照王些太堂 或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。 与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名： f2 馕 l 签字日期：pf f 年年月，归 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金起王些太堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保留并向 国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权盒胆王些去 生可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等 复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作：f 可 1 5 8 3 + l il g p 8 0 + i il g p ps 15 9 99 7 压缩机 p 1 5 9 7 + 2 l g p9 7 + 2 l g p 近年来，一系列基于信号处理技术如频谱分析法、相干分析法、声强法、 声功率法、声全息法和声学聚焦镜法等在工程机械降噪方面取得了良好的效果。 2 1 ：1 2 国内工程机械噪声现状 国内在工程机械噪声研究方面起步较晚，在液压挖掘机噪声的分析研究则 更晚。我国于1 9 8 4 年发布了机械行业标准j b 3 7 7 4 1 8 4 工程机械噪声限值， 在此基础上1 9 9 6 年又发布了国家标准工程机械噪声限值和测定，于1 9 9 7 年 7 月1 日实施。该标准总提纲下包括5 部分，其中g b l 6 7 1 0 1 1 9 9 6 为工程机械 噪声限值，为强制性标准；g b t1 6 7 1 0 2 1 9 9 6 为工程机械定置试验条件下机 外辐射噪声的测定；g b t1 6 7 1 0 3 1 9 9 6 为工程机械定置试验条件下司机位 置处噪声的测定；g b t1 6 7 1 0 4 1 9 9 6 为工程机械动态试验条件下机外辐射 噪声的测定；g b t1 6 7 1 0 5 1 9 9 6 为工程机械动态试验条件下司机位置处噪 声的测定。4 个推荐性国家标准分别等效采用了i s 0 6 3 9 3 ，i s 0 6 3 9 4 ，i s 0 6 3 9 5 和 i s 0 6 3 9 6 的内容【4 1 。 我国工程机械产品噪声控制水平与国外先进水平的差距首先体现在噪声测 试方法及噪声限值的法规。c e 欧洲统一( c o n f o r m i t ee u r o p e e n n e ) 标 准规定发动机标定功率为5 0 - 1 6 0 k w 范围的履带式液压挖掘机司机位置处噪 声限值为8 5 d b ( a ) ，比国家标准g b l 6 7 0 1 1 9 9 6 的9 2 d b ( a ) 低了7 d b ( a ) ；机外 辐射噪声规定值比国标低了8 1 5 d b ( a ) p 】。图1 3 为我国强制性标准与欧盟之 间关于工程机械噪声限值之间的比较，从中可以看出同样功率的工程机械，我 国的噪声限值明显大于欧盟标准，功率级别越大的车辆差距越大，最大的差值 达到了1 3 d b ( a ) 。 图卜3 我国强制性标准对于工程机械的噪声限值与欧盟的比较 1 1 3 国内工程机械噪声测试方法及控制技术 对工程机械进行噪声控制，首先需要对其进行噪声测试。目前，国内噪声 测试标准等已较完备，可对整个机械系统进行测试，如表1 2 所示。 表1 2q - 程机械测试标准 测试方法测试标准备注 车内噪声测试工程机械噪声限值和测定g b 厂r 1 6 7 1 0 3 1 9 9 6 和g b 厂r1 6 7 1 0 5 1 9 9 6 车外辐射噪声 工程机械噪声限值和测定 g b 厂r1 6 7 1 0 2 1 9 9 6 和g b 厂r1 6 7 1 0 4 - 1 9 9 6 发动机噪声测试内燃机噪声声功率级的测定 g b8 1 9 4 8 9 排气系统噪声测试内燃机排气消声器测量方法 g b ，r4 7 5 9 1 9 9 5 进气系统噪声测试进气系统需根据实际车辆来定 对于不同的机械系统，其主要的噪声源不同【1 0 】( 图1 4 ) 。而对于不同的机 械系统和噪声源，改进的方法也不相同。目前，主要的改进方法如表1 3 所示 挖掘机噪声源贡献量 2 8 篙 排气尾管 图卜4 挖掘机噪声源分布贡献量 表1 3 工程机械噪声主要控制技术 改进系统控制技术 发动机噪声 改进发动机燃油系统及结构 进排气系统噪声优化进、排气消声器 液压系统噪声优化液压系统设计 驾驶舱优化驾驶舱结构和密闭性 发动机舱 优化发动机舱结构和密闭性 悬置系统优化悬置参数 1 2 课题来源及研究目的 1 2 1 课题来源 某公司小型挖掘机满足g b l 6 7 1 0 1 1 9 9 6 工程机械噪声限值( 表1 4 ) ， 司机位置处噪声限值，即9 2d b ( a ) 。但在实际的驾驶过程中，驾驶员的耳 膜有压痛感，且此机型在加速过程中驾驶室的舱内噪声不平稳，并伴有有突变 ( 如6 挡) ，低频段声音粗糙度较大。这些将直接影响驾驶员驾驶舒适度及市场 竞争力。 表1 - 4 工程机械司机位置处噪声限值 机器类型声压级d b ( a ) 挖掘机 9 2 挖掘装载机 履带式推土机和履带式装载机 9 7 4 图卜5 司机驾驶员左右耳噪声水平 随着市场竞争机型的越来越多，小型挖掘机将面临越来越多的竞争压力。 虽然满足了国家关于工程机械驾驶员位置处噪声限值的强制规定，但是各个厂 家都把提高驾驶员驾驶舒适度作为其在市场的主要卖点。所以，迫切需要找到 车内噪声的主要噪声源和及其主要影响因素，提出并实施降噪措施，解决驾驶 员耳膜压痛感问题以及加速过程中的噪声不平稳问题，提高车内噪声声品质， 使其在市场更具备竞争力【l 。 1 2 2 课题研究目标 通过厂家提供的资料以及测试和分析后得到项目机型的主要噪声水平来确 定最后的降噪要求，总体要求如下： ( 1 ) 通过测试、分析和改进，采取降噪措施使某小型挖掘机车内噪声下降 2 3 d b ( a ) ； ( 2 ) 通过测试、分析和改进，采取降噪措施使某小型挖掘机车外辐射噪声 低于7 6 d b ( a ) 。 1 3 本章小结 ( 1 ) 本章首先介绍了在城市噪声源中工程机械噪声的有增无减及其危害； 并介绍了现在城市中污染较重的挖掘机噪声的分类和影响； ( 2 ) 国外对工程机械噪声的研究较早，并制定了相关的法规及其标准，在 噪声和振动分析方法上有全面的研究；相比之下国内在工程机械方面的研究较 晚，但目前已制定了较完善的标准和测试章程，但与国外相比还是具有一定的 差距： ( 3 ) 依据企业委托项目，为提高国内某企业小型挖掘机整机的噪声振动水 平和其在市场中的竞争力，对项目机型进行噪声测试和整改。 5 第二章挖掘机内外噪声产生机理 挖掘机是个复杂的组合式噪声源。发动机和传动系统工作时产生的振动、 整个排气系统和进气系统以及挖掘机的液压系统等都是产生挖掘机噪声的重要 原因。 2 1 车外辐射噪声产生机理 车外辐射噪声是指挖掘机各部分噪声辐射到车外空间的噪声，主要包括发 动机噪声、进气噪声、排气噪声、主泵噪声、主阀噪声和机械系统噪声【1 2 1 ( 如 图2 1 所示) 等。 图2 1 车外噪声产生机理 2 2 车内噪声产生机理 车内噪声是指挖掘机各部分振动传递路径激发车身各部件的结构振动向车 厢内辐射的噪声，这些声波在车内空间声学特性的制约下，生成较为复杂的混 响声场( 如图2 2 ) 。 发动机和机械传动系统在运行中会引起车身振动，同时通过发动机悬置和 驾驶室悬置传递到挖掘机的驾驶舱部分。当振幅大，振动频率低时，振动通过 座椅传到驾驶员使其感到不舒适；当振幅小，振动频率高时，挖掘机驾驶舱各 表面的振动也会产生车内噪声。如果密闭性不好，发动机，进排气系统和液压 系统等辐射噪声也会对车内噪声产生很大的影响。最后要同时防止噪声和振动 的声振耦合，从而影响车内噪声水平。 车内噪声关系到驾驶员乘座的舒适性，噪声过大会影响驾驶员的注意力， 同时会使驾驶员耳膜产生压痛感，对驾驶员的身体健康产生危害。 6 图2 2 车内噪声产生机理 2 3 挖掘机内外噪声的噪声源 挖掘机在不同工况下内外噪声的噪声源有所不同，要分别区分，且各噪声 源的贡献量也有所不同。在一般情况下，发动机噪声占据主要部分( 如图2 3 ) ， 另外还有其它噪声源，如散热风扇、主泵、主阀等。 图2 3 挖掘机的主要噪声源 2 3 1 发动机噪声 挖掘机最主要的振动噪声源为发动机内周期性的热力过程及其部分受力机 件的往复运动，其中发动机的类型、转速、功率、缸数等参数直接影响着发动 机的总噪声级【1 3 】。典型的发动机的噪声源构成如图2 4 所示【1 4 】，有燃烧噪声、 机械噪声、进气噪声、排气噪声和风扇噪声等。燃烧噪声与滞燃期、转速负荷 等有关其中燃烧噪声声强与压力的升高率以及噪声声压级与放热率等都是成正 比关系。机械噪声主要是活塞的敲击，机构间的摩擦、冲击、齿轮啮合，皮带 打滑、轴承工作、正时系统、辅机系统以及供油系统噪声等。另外结构的共振 也会引起较大噪声。在发动机表面辐射噪声中，最主要的影响因素是发动机机 体表面和油底壳的辐射噪声，其次是缸头和缸盖罩等。风扇的转速、叶片弦长、 线形、夹角和叶片数等因素也直接影响着风扇噪声的大小。进、排气系统噪声 是由压力脉动、气流通过气门时引起的。另外其它的噪声源有尾管的影响以及 消声器的壁面振动辐射等【l5 。 逑气撩声 挣气曦声 燃烧啜舟 图2 4 发动机噪声源 燃烧噪声和机械噪声都是通过发动机表面向外辐射而产生的，故又称为发 动机表面噪声；进、排气噪声和风扇噪声是直接向大气辐射的噪声。 ( 1 ) 燃烧噪声 燃烧噪声是发动机的最主要噪声源之一。燃烧噪声与机械噪声很难严格的 区分，一般将活塞对缸套的压力振动通过缸盖一活塞一连杆一曲轴一机体向外 辐射的噪声称为燃烧噪声。燃烧噪声产生的机理广泛认为是由于燃烧过程中产 生的缸内气体的压力变化，它包括由汽缸内压力的剧变引起的载荷以及由冲击 引起的气体高频振动。缸内压力交变特征主要由压力增长率( d p a r t ) 表征， 根据试验测得的燃烧噪声与缸内压力的关系为【l 8 】： 广，1 2 ，lp 一( 譬) 。x l ( 2 1 ) l 口f j 式中：，为燃烧噪声声强； p 一为缸内压力最大值。 与汽油机相比，柴油机的压力较高，且压力增长率最大值要远高于汽油机， 所以柴油机的燃烧噪声远远大于汽油机。 8 燃烧噪声与燃烧过程是密切相关的，燃烧过程分为滞燃期、急燃期、缓燃 期和后燃期四个部分。燃烧噪声主要集中于急燃期，其次是缓燃期。在急燃期 内，由于压力增长率的增大而导致了较强的冲击力，因此而容易引发较大的噪 声【l0 。同时，发动机声压级的大小和负载的大小也有紧密的联系( 如图2 5 ) 。 同时由于挖掘机汽缸的温度不可能和载荷上升的一样快，此时向燃烧室壁的传 热损失自然较大，造成着火前的气缸内气体温度和压力下降，同时使着火延迟 时间增大，气缸压力上升加快，产生较大噪声【1 1 7 1 。 1 0 5 1 一 蕊 柴油见l 柴油机i 20 0 0 r 1 1 i n 。 一 ，哆 r 河 9 0 0 r m l n 。z p多-,g i 夕 、 柴 i日栅i 乡 2 3 0 0r ，m l n f， 一7 集油机i i 7 0 0 r l m i n l 07 51 52 2 53 03 7 54 55 2 5 k w 图2 5 载荷及转速对柴油机噪声的影响 综合以上讨论因素，原则应从下述两个方面来降低发动机的燃烧噪声：一 是从产生根源上，改善汽缸压力频谱曲线，特别是降低中高频率成份。采取短 的滞燃期或减少滞燃混合气量的方法。二是从传播途径上，增加发动机结构对 燃烧噪声的衰减。 ( 2 ) 机械噪声 发动机的机械噪声是指气体压力在惯性力作用下，使运动部件产生冲击和 振动而激发的噪声。在发动机空气动力性噪声得到有效控制后，高速运转的机 械噪声常常是主要的噪声源。机械噪声的分类见表2 1 【14 1 。 表2 1 机械噪声的分类表 部件活塞组件传动件柴油供给系统配气机构其他 活活皮链正喷喷喷气配气液冷空发 塞塞带传时油油油门气门压却压电 环敲传动齿管器泵弹机开泵器机机 摩击动噪轮内噪噪簧构、噪噪噪噪 组成 压声声振冲闭声声声声擦声声声撞 声击传动击冲 吉 递 声声击 尸 亩 频率范围 2 8 k h z 2 k h z 0 5 2 k h z 9 活塞对气缸壁的敲击，通常是发动机本身机械噪声的最大起因。其敲击强 度主要取决于汽缸的最高爆发压力和活塞与缸套之间的间隙，所以这种噪声既 和燃烧有关又与发动机的具体结构有关。在冷启动后以及在怠速工况下，由于 活塞和缸壁之间的间隙较大，噪声尤其明显。这种冲击振动传播方式有两种： 一是从气缸壁传给曲轴箱；另一个是经连杆、曲轴、再从皮带轮等处传播出去。 发动机中很多部件采用齿轮传动，如正时齿轮，喷油齿轮以及动力传动装 置等。齿轮传动的特点是轮齿间相互交替啮合既有滚动又有滑动，齿与齿之间 的撞击和摩擦产生了与转速有关的啮合振动和噪声；另外制造加工及安装误差 产生的间隙会引起非线性的冲击振动和噪声；同时由于本身的制造误差，齿轮 在交变的复合作用下产生的负荷使轴产生变形并在轴承上引起动负荷，从而传 递到发动机壳体和齿轮箱壳体，使壳体产生噪声；另外，曲轴的扭振影响齿轮 的正常啮合从而产生噪声，因此齿轮传动的噪声是非常复杂的。 链传动噪声主要取决于啮合冲击力和发动机部件与系统的响应，特别是前 端盖即凸轮轴盖。同时多边形效应引起的链节弦的升降而引起的链条横向振动， 扭矩和速度的波动。正时齿轮皮带由于工作过程的齿带与齿带轮不可避免地产 生偏差，从而引起一个周期性的激励。这种周期性的激励使皮带产生横向的强 迫振动，响应的啮合噪声频率等于啮合频率。每一个啮合冲击也会激起高频冲 击摩擦噪声。 供油系统噪声也是发动机的噪声源之一，其频率主要是在几千赫兹以上的 高频区域，主要分为流体噪声和机械噪声。流体噪声包括液压泵压力脉动激发 的噪声、油路空穴噪声和喷油管道系统的共振噪声。机械噪声包括喷油泵凸轮 和滚动体之间的摩擦和周期性冲击引起的噪声，其噪声大小与转速、泵内燃油 的压力、供油量以及泵的结构有关。 发动机的配气机构由于零件多，刚度差，容易激发起振动和噪声。在配气 结构中，凸轮和挺杆之间的摩擦振动、气阀的不规则运动、摇臂撞击气门杆尾 部以及气门落实时的冲击均会产生噪声。发动机低转速时，噪声主要源于气阀 开关时刚体的摩擦和碰撞；发动机高速运转时噪声源主要和气阀的不规则运动 有关。配气结构的辐射噪声可通过结构传播到发动机的表面也会通过空气传播 到配气机构盖板而辐射【l 引。 轴承的噪声并不大，但它对整机的支撑刚度和固有频率有较大的影响。轴 承的振动会导致轴系的共振而产生噪声。 发动机的结构刚度对机械噪声也有影响。通过合理优化从而提高结构刚度， 使其产生的振动频率与噪声最大频率不同，从而可以避免产生共振。如可以在 气缸体侧壁合理加肋，提高其固有频率，能使噪声下降2 - - 一3 d b ( a ) 。 ( 3 ) 风扇噪声 风扇噪声在风冷发动机上往往是主要的噪声源之一。在挖掘机高速全负荷 l o 工作时，甚至与进、排气噪声不相上下。挖掘机中预装有空调系统以及发动机 需带动液压泵，使发动机舱内温度升高，导致使冷却风扇负荷加大，相应的噪 声也随着增大。风扇噪声是由旋转噪声和涡流噪声组成的，主要是空气动力性 噪声。 旋转噪声又叫做叶片噪声，是由旋转叶片周期性地切割空气，引起空气的 压力波动而激发出的噪声，其基频值为“o ( n 为风扇转速，z 为叶片数) 。除 基频外，其高次谐波的贡献量也较大。 风扇周围气体由于风扇的快速转动而产生了涡流，而涡流在黏度力的作用 下又分裂成一系列分立的小涡流，导致周围的空气由于涡流的分裂发生扰动， 形成压缩与稀流过程从而产生的涡流噪声【l9 1 。其频率计算式为 ，_ i - 01 8 5 v d ( 2 2 ) 式中：，为气体与物体( 叶片或其他障碍物) 之间的相对速度，m s ； r 为物体的正面在垂直于速度平面上的投影宽度，m m ； 拧为谐波次数( 珂= 1 , 2 ，3 ) 。 风扇转速对声压级影响很大，转速提高一倍，声压级增加1 1 , - , 1 7 d b ( a ) 。 在低转速时，风扇噪声比发动机噪声低的多。而在高转速时，往往成为最主要 的噪声源。在发动机转速超过额定转速1o 以后，风扇噪声会超过发动机本体 噪声。另外，由于气流引起的风扇、导向装置( 护风圈) 和散热器的振动以及其 它的外部振动激发的机械振动也会引发风扇的机械振动噪声。 为了减小高速运转时发动机的风扇噪声，在冷却条件满足的情况下，增加 风扇直径、降低转速、改变风扇叶片材料、采用非金属材料等都有一定效果。 ( 4 ) 进、排气噪声 进气系统噪声主要是指在进气口处的噪声。噪声源离挖掘机的驾驶舱很近， 所以对驾驶舱内的噪声贡献量非常大。此外，如果进气系统中的空气滤清器和 消声元件的刚度不足，还会引起更大的辐射噪声。 进气噪声主要频率范围在0 0 5 - - - 0 5 k h z ，主要成分为低频噪声。进气噪声 随转速提高而迅速增加，转速增加，吸入空气流速提高，同时在进气管入口处 空气脉动的强度和频率也随之提高；进气噪声受负荷影响不大，研究表明随负 荷的增加进气噪声稍有增加【l 4 | 。 排气系统噪声也是挖掘机主要的噪声源，在发动机噪声组成中，如果不安 装消声器，排气噪声的声压级是最大的，其次是进气和风扇噪声。排气系统噪 声一般包括空气噪声、冲击噪声、辐射噪声和气流摩擦噪声( 图2 - 6 所示) 。 排气噪声的主要频率范围在o 0 5 5 k h z 之间，排气噪声由于消声器的安装 而得到很大的改善和降低。但如果消声器的阻抗大，会影响发动机的使用性能， 因此必需选用阻抗小而消声效果好的消声器。此外，在使用过程中，要注意排 气系统紧固件的安装和密封件的密封状况，以减小漏气噪声和表面辐射噪声。 图2 6 排气系统噪声源 矿管噪声 、k 2 3 2 液压系统噪声 液压挖掘机的液压系统是由发动机、液压泵、控制阀、液压油缸、先导泵、 行走马达以及回转马达组合而成。主泵的液压油通过控制阀流到各执行元件， 先导泵的液压油流入到先导回路内【2 0 1 。 液压系统的主要噪声源为液压阀和液压泵。液压阀的噪声特性与阀的类型、 阀内流体的流向以及回油腔内的压力有关。要降低液压系统噪声，首先要消除 液压泵和液压阀的机械冲击和压力冲击，然后改进液压系统与车架连接间的隔 振问题。 2 3 3 制动噪声 制动噪声一般是指挖掘机制动器在工作时产生的噪声，主要有制动器的尖 锐声、履带与地面的摩擦声以及车身板件的颤振声等。 制动噪声处理可以通过粘贴吸声棉或隔声垫来减缓挖掘机紧急制动时引起 的车身板件颤振。 2 3 4 车身结构噪声 车身结构噪声包括车身振动噪声和气动噪声。前者受车身结构形式、发动 机安装方式、各种激励源特性等多种因素影响，后者则与车身外形结构和行驶 速度有关。 2 3 5 其他噪声 因机械组装工艺问题或设计不良引起的各种噪声，比如常见的螺丝松动、 装配精度不够等原因引起的部件之间空隙过大、由发动机悬置和驾驶室悬置设 计不合理以及减振橡胶垫老化等原因引起的振动噪声【2 l 】。这些噪声在挖掘机噪 声分类中并不是主要的噪声因素，除了更换减振橡胶垫和紧固螺丝之外，改善 加工的工艺性、粘贴多功能密封条或专业密封条等可以较好的控制这些噪声的 产生。 1 2 2 1 4 噪声源的频谱特性 不同的噪声源具有不同的噪声频谱特性【1 4 1 ( 表2 2 所示) ，依据不同的频 谱特性可以为以后噪声源的判断提供一定的依据。 表2 2 挖掘机各主要声源频率范围 噪声源 频率范围( h z ) 相应特征 燃烧 1 0 0 0 0 集中在i h z 4 0 0 0 h z 活塞敲击 8 0 0 0 与转速和缸数有关 进、排气门 2 0 0 0 与转速和气门有关 冷却风扇 l k h z 喷 油 泵 2 0 0 0 与转速和分泵数有关 车身 = 0 ) ( 4 1 3 ) 式中： m 乡】= 了1l i ( ) ) r d ( 删) 为流体的质量矩阵； 隧乡】= i b 曰】d ( 耐) 为流体的刚度矩阵； 风 r 。】_ o 风lf ) 伽) r ) r d ( 盯为流体一结构的耦合质量矩阵； 仞。) ：单元节点的声压； 玑) = 谚。) ，也) ， ：单元节点的位移分量； 对于边界无吸声材料的硬反射表面，将u 。= d f = 识= 0 代入方程 【m ? p 。) + k 乡】 p 。) = 0 ) ( 4 1 4 ) 其特征方程为： 【彤 一c 0 2 【m ，】) p 。) = 0 ) ( 4 1 5 ) 可以求得车内空腔在不同边界条件下的声学共鸣频率劬( f = 1 , 2 ，3 n ) 和声压分 布鼽( f = 1 , 2 ，3 n ) 。对于建立的声学分析模型，当施加的边界条件为全部结构 约束时，计算的声学模态即为刚性壁车身的声学模态。 ( 2 ) 模型的建立和分析计算 在得到c a d 模型的基础上，找出对声腔空间影响比较大的零件并在 h y p e r m e s h 中进行网格划分( 如图4 7 所示) 。在对应的有限元网格的基础上使