装载机降噪论文.doc

摘 要随着经济的发展，工程机械凭借其高效的性能，越来越多地被应用于各种工程机械项目和生产过程中，至今已成为人们经济建设不可缺少的工具。而轮式装载机作为工程机械行业的主力军之一，其高效的铲运和装载性能备受人们青睐。作为工程机械的装载机以其高效的铲运和装载性能备受人们青睐。但正如大家在生活中所感受到的，包括轮式装载机在内的工程机械在行走和工作过程中会发出较大的噪声。这类噪声污染环境，干扰了人们的正常生活、学习和工作。而驾驶员更是直接的受害者，轮式装载机发出的噪声每时每刻都危害着他们的身心健康，引起各种疾病，严重的会造成他们永久性的听力损失乃至耳聋。另外驾驶员产生疲劳和烦躁，不仅降低了工作效率而且增加了安全事故的发生率。因此，工程机械的噪声问题得到了社会的普遍关注，国内外的工程机械生产厂家更是将降低噪声作为提高产品质量、加强产品在市场上的竞争性的重要因素。降噪成为了行业发展的必然趋势。降噪已成为工程机械生产厂家提高产品质量的一个重要因素。本文以某轮式装载机为样机，在进行大量试验的基础上，对影响驾驶室内噪声的主要噪声源和驾驶室本身的声学特性进行了分析。通过分析认为：目前样机驾驶室内噪声较大，而影响该驾驶室内噪声的主要声源是排气噪声、机体噪声、主阀噪声和驾驶室自身辐射的噪声，驾驶室本身的声学特性不理想是影响其内部噪声的另一个重要原因。本文在对国内外各种轮式装载机噪声源分析的基础上，提出了有效降低该驾驶室内噪声的措施。希望能为降低轮式装载机驾驶室内噪声的降低作参考。关键词：装载机，噪声污染，降噪第一章 装载机驾驶室噪声标准轮式装载机的噪声分机外辐射噪声和司机位置处噪声，机外辐射噪声主要造成环境公害，干扰机器附近人们的正常工作与休息；驾驶室内噪声影响驾驶员操作舒适性，增加驾驶员的疲劳感。为此，GB167101-1996工程机械噪声限值中规定了司机位置处噪声值不大于92dB(A)，该限值与欧盟EC指令要求司机位置处噪声值在85dbA以内有较大的差距，成为影响国产装载机参与市场竞争、出口创汇的不可忽略的因素之一。国内对工程机械噪声控制的研究较晚，早期集中在对驾驶室的降噪研究，随着行业的发展及各厂家产品质量的提升，整机噪声控制得到重视，相关科研院所及厂家开展了大量研究。但实际测试发现，国内外部分产品噪声水平仍存在较大差距，具体数值见下表。 表1.1国内外部分压路机噪声测试结果对比测试状态测 点位 置检测结果dB(A)国标限值YZ12YZ13YZ13DCC522BW202不行驶司机耳边81.981.188.586.681.294dB(A)左侧7.5m93.390.591.884.479.688dB(A)右侧7.5m92.190.790.782.479.6低速行驶司机耳边84.285.186.587.481.694dB(A)左侧7.5m93.191.589.385.381.588dB(A)右侧7.5m92.592.887.484.281.5高速行驶司机耳边81.284.389.988.185.094dB(A)左侧7.5m93.493.491.986.482.788dB(A)右侧7.5m92.792.893.185.283.7第二章 装载机噪声种类2.1发动机噪声的分类2.11 发动机噪声概述 发动机的振动、噪音是装载机振动和噪音的最大来源。柴油机上的激振力可分为燃烧发生的直接激振力和柴油机工作时的机械力。 柴油机上的噪声按其产生的机理可分为三大类，即空气动力性噪声，燃烧噪声和机械噪声，而排气系统中的空气动力性噪声通常是主要的噪声源，一般来说，如果能够有效地降低柴油机的排气噪声，就能大幅度地降低柴油机的总噪声级。 在正常情况下，柴油机噪声随其转速的增加直线上升。自然吸气式四冲程柴油机每增加10倍转速，噪声增大30dB(A)，四冲程增压式柴油机每增加10倍转速，噪声增量为40dB。若在增速过程中出现噪声峰波，就是噪声源识别当中的问题所在，可以用13倍频程频谱分析，初步查明主要噪声成分。2.12 发动机噪声的种类发动机噪声可分为三类，分别是空气动力性噪声，燃烧噪声，机械噪声。1.空气动力性噪声 排气噪声产生机理：柴油机工作过程中，在排气阀处，气体的流动是不稳定的，它以压力波动的方式，传到排气系统的出口，在尾管出口处，连速度波动产生了辐射噪声，可见排气噪声来源于排气系统内的不稳定流动。排气噪声的定义通常指的是排气系统辐射出来的总的噪声，包括管壁和消音器壁的辐射噪声以及尾管出口的气动辐射噪声，若将排气系统的管壁和消音器壁假设为刚性的，则排气噪声指的是仅气体动力性噪声。降低排气噪声最有效方法就是设计安装一个高效、低阻力的排气消音器。影响排气噪声的主要有发动机转速、气缸数、负荷、排气管尺寸等。 内燃机排气开始时，燃气温度约为800-1000，压力约为0.4-0.5Mpa，但排气阀打开出现缝隙时，废气以脉冲的形式从缝隙中冲出，形成能量很高、频率很复杂的噪声。根据排气过程产生噪声的机理，有以下几种成分。 气压力脉动声； 流通过气门、气门座等处发生的涡流声； 由于边界层气流扰动发生的噪声 排气出口喷流噪声。 多缸柴油机排气噪声的频谱中，低频出往往存在一个明显的噪声峰值，这个噪声就是基频噪声。由于各气缸排气是在指定的相位上周期性进行。因而这是一种周期性噪声。基频噪声的频率和每秒钟的排气次数，即爆发频率是相同的。基频噪声的频率计算公式为： fNn60t 式中：N-柴油机气缸数； 柴油机转速；（rmin） 内燃机冲程系数；四冲程2，二冲程12.燃烧噪声 通常把燃烧时气缸压力通过活塞、连杆、主轴承传至发动机机体以及通过气缸盖等引起内燃机结构表面振动而辐射的噪声称为燃烧噪声。柴油机工作时燃烧室在极短时间内发生高温高压的燃烧，急速地释放出能量。这种急剧的压力升高激发起发动机结构振动，从而辐射出噪声。很明显，气缸压力是燃烧噪声的强制力，因此燃烧噪声与气缸压力有函数关系，此外还与发动机结构的刚度，发动机表面的声辐射效应及周围空气的传递特性有关。 柴油机的燃烧过程通常分为四个阶段着火延迟期、急燃期、缓燃期和后燃期。对柴油机燃烧过程的研究一般采用压力曲线分析的方法。 气缸压力与燃烧噪声都是周期现象，气缸压力的频率成分支配燃烧噪声的频率成分。将气缸压力与燃烧噪声都进行傅里叶分析可以了解到声压级与气缸压力级有明显的依赖关系是在较高的频段。降低燃烧噪声的关键是控制燃烧压力的升高率。也就是说，柴油机应力求选用柔和的工作过程。压力升高率取决于着火延迟和燃料喷射规律。3.机械噪声 由于柴油机上运动副很多，所以引起的机械激振力也很多，其中有活塞与气缸敲击产生的噪声，正时齿轮响声，燃油喷射系统噪声，配气机构噪声等。在发动机中，曲轴、飞轮、皮带轮等转动部件中的任何一个都会形成振动力，由于这个振动力与部件的不平衡量成正比，与其每分钟转速的平方成正比，因此，当转速增加时，振动也被急剧放大，所以转动部件之间的平衡量最好小一些。其它机械噪音来自发动机活塞、气门机构等，构成了发动机噪音的一部分，如活塞敲缸，挺杆噪音，气门开闭所产生的噪音，气门和气门弹簧振动所产生的噪音，以及正时链与链轮啮合时产生的噪音。 2.2传动系噪声 轮式装载机传动系主要部件包括三元件的液力变矩器、动力换挡变速箱、传动轴、驱动桥和轮胎等重要部件。这些部件在装载机工作时都要进行高速的运转，其中所包含的各种运动付零件相互作用时就会产生振动或噪声。例如齿轮和轴承是传动系大部分部件都具有的。齿轮在运行时由于制造精度、刚度等的不同情况，会产生不同程度的振动和噪声。而轴承由于其工作的固有性质，决定它总是存在摩擦和振动。这是它产生噪声的主要根源。齿轮噪声和轴承噪声是机械传动系噪声的主要根源。对于装载机使用的液力传动系，除了齿轮噪声和轴承噪声，液力变矩器的液流噪声也是一个重要方面。传动轴运行的不平衡作用力及销子的松动、磨损等都可以产生脉冲噪声。研究传动系各部件的噪声发生原因及其解决方法对于降低装载机辐射噪声是十分有效和重要的一个方面。 齿轮噪声产生机理在齿轮啮合过程中，节线冲力和啮合冲力是振动和发生噪声的激振源，受这两种力的激励，一方面它们将产生频率为啮合频率和高次谐波的受迫振动，另一方面它们还生频率为固有频率的瞬态自激振动。当啮合频率与固有频率互为整数倍时可能产生强烈的共振。因此，齿轮噪声有两种表现形式：一是啮合频率噪声，另一是以固有频率振动所产生的噪声。 齿轮噪声与载荷及转速有关。试验证明，在低速时，载荷增加一倍齿轮噪声约增加3dB(A)，当载荷一定时，转速增加一倍，噪声约增加6dB(A)。当在高速时，齿轮噪声与载荷的平方成正比，即齿轮载荷增加一倍，噪声级增加6dB(A)。齿轮传递的有效功率与节线速度和切向分力的乘积成正比，因此齿轮装置发出的声功率级与所传递的功率直接有关。传递的功率增加一倍，噪声级增加6dB(A)。齿轮噪声与载荷、速度有一定的线性关系。齿轮装置的润滑对噪声的影响也不可忽视。适当的润滑可以减少齿面间的摩擦力，吸收振动，起到一定的消声作用。 装载机传动系噪声主要包括齿轮啮合和振动而产生的变速器、驱动桥噪声，旋转和振动传递而产生的传动轴噪声，以及在车辆高速行驶时由于轮胎滚动而形成的轮胎噪声等几个方面，从对装载机总噪声贡献大小来看，相对于发动机噪声而言，传动系噪声能量较小。在目前情况下，传动系不是装载机主要噪声源，但随着其它各总成噪声水平的降低，其所占噪声能量比例将相对增大。2.3风扇噪声 风扇噪音是由冷却风扇转动产生的，与转速成正比。风扇噪音主要是由风扇叶片切割空气或由风扇后面的部件所产生的空气紊流产生的，通过改变叶片的直径、数量、形状或角度，以及采用可变叶片风扇或改进风扇罩形状都可以减少风扇噪音。 风扇噪声在内燃机噪声源中也占有较大比重。风扇噪声主要是由叶片旋转噪声和涡流噪声引起的，前者是窄带噪声，后者是宽带噪声。此外，风扇的护风圈等结构由于共振也会产生机械噪声。 旋转噪声是由风扇旋转的叶片周期性打击空气质点，引起的压力脉动面激发的噪声，这种周期性的压力脉动是由一个稳态的基频和一系列谐波分量的叠加而成。这些脉动分量可用下式表示： inz60（HZ） 式中：z风扇叶片数； n风扇转速，（rmin）； i1，2，3。 风扇旋转时，涡流噪声的频率取决于叶片与气体的相对速度，而叶片的圆周速度随与圆心的距离而变化，因此，涡流噪声的频率是连续的，噪声的频谱也是连续的。涡流噪声一般是宽频带噪声，其主要峰值频率为：fkvd（Hz）式中：k常数；0.150.22 v风扇圆周线速度，（ms）； d叶片在气流入射方向上的厚度（m）。 影响风扇噪声的因素主要有以下几方面： 1.风扇转速、直径、静压 研究表明，风扇的风量越大，其噪声也就越高，风扇直径的大小、转速的高低直接影响风扇噪声。三者有以下关系式表示： LDM 式中：L噪声声压级； D风扇直径； N风扇转速。 风扇直径的大小、转速的高低与风扇风量的关系： VDN 式中：V风扇风量； D风扇直径； N风扇转速。 2.风扇、散热器、风罩的相对位置 工程机械风扇有吸风式和吹风式两种，选择的主要原则是风扇形成的空气流动方向必须与主机正向行驶时迎风空气流动方向一致。装载机发动机后置，一般采用吹风式风扇。 第三章 装载机噪声传播机理3.1 噪声传播的机理噪声传播的机理一般为：噪声源传播途径受声者，相应的可以分别采取不同措施，见表3.1表3.1 不同的噪声控制措施对比表处理对象措 施特 点噪 声 源改善声源，降低声能降噪效果最好，投入最大，研究周期最长传播途径吸声、隔声，使噪声衰减降噪效果好，投入较大，研究周期不太长受 声 者声 屏 蔽被 迫 选 择随着人们对工程机械噪声的认识，国内外工程机械厂家采取多种措施控制噪声。而在发动机安装部位或其他噪声源集中部位，安装密闭机罩，可以切断噪声传播途径，降低噪声向外辐射水平。密闭机罩安装时，要求活动部位安装弹性密封条，以减少噪声泄漏，保证降噪效果机罩安装吸声材料，增加噪声能量衰减 除了空气能吸收声波外，一些材料例如玻璃、毛毯、泡沫塑料等也会吸收声音，称为吸声材料。当声波通过这些多孔性吸声材料时，由于材料本身的内摩擦和材料小孔中的空气与孔壁间的摩擦，使声波能量受到很大的吸收并衰减，这种吸声材料能有效地吸收入射到它上面的声能。为了加快噪声能量衰减，进一步降低噪声水平，部分机型采用机罩内部安装吸声材料的方案，发动机排气噪声是工程机械整机重要噪声源之一，排气噪声主要包括周期性噪声、冲击噪声、辐射噪声和气流摩擦噪声，主要由排气压力的脉动噪声，气流通过气门座时所发出的涡流噪声，由于边界层气流的扰动而产生的噪声以及排气口处的喷流噪声所组成。采用高效消声器是降低发动机排气噪声的关键。3.2 现有驾驶室结构和安装方式 系列轮式装载机的驾驶室采用整体复合式结构，即驾驶室钢骨架及地板连成一体，主要有顶部蒙皮、背部蒙皮、左右侧蒙皮、左右侧门、“韩国绿防紫外线玻璃组件、驾驶室钢骨架及地板所构成，驾驶室内部采用环保型非织布进行表面装饰。驾驶室钢骨架通过螺栓与装载机后车架连接，通过橡胶垫在垂直方向上隔振降噪。按照国家相关标准GBT1671031996和GBT1671051996测试，结果表明司机位置处噪声值在8890dB(A) ，其中包含0.51dB(A)的空调噪声。3.3降噪原理和结构设计在不改变发动机、车架、驾驶室钢骨架、地板和驾驶室蒙皮材料的前提下，降低驾驶室内噪声的主要途径是控制噪声的传播和抑制驾驶室及蒙皮的振动。根据现有驾驶室的结构特点及其连接安装方式，可在降噪型驾驶室的结构设计中应用吸声、隔声、阻尼减振和隔振等技术，实现司机位置处特定的降噪目标。第四章 装载机噪声控制根据装载机噪声产生和传播的分析，控制噪声主要从三方面实施：一是对噪声声源的控制，二是对噪声传播途径的控制，三是对噪声接受者的保护。其中对噪声源的控制是最根本、最直接的措施，但是对噪声源难以进行控制时，就需要在噪声的传播途径中采取措施，例如吸声、隔声、消声、减振及隔振等措施。4.1发动机振动与噪声的控制降低发动机噪声是装载机噪声控制的重点，发动机是产生振动和噪声的根源，发动机的噪声是由柴油燃烧，配气机构、齿轮室及活塞连杆机构的敲击噪声等合成的。在发动机与车架之间采用弹性元件连接，对发动机支撑系统采取有效的减振措施，都可以相应地抵消发动机振动噪声。降低发动机噪声首先就要设计发动机过程中提高机体的结构刚度，采用严密的配合间隙。另外，给发动机涂阻尼材料也是一个有效的办法。阻尼材料能降低各个零件的传振能力，增加了零件的隔振能力。另外是降低燃烧噪声，降低燃烧噪声的一般方法有两个方面： 提高压缩比，适当延迟喷油提前角，使用十六烷值高的燃料。这类措施用于缩短着火延迟期。 减小初期的燃料喷射率，利用进气涡流减少着火前的可燃混合气量。 进、排气噪声也是发动机的主要噪声源之一，并且随发动机转速的提高而增强。目前作为装载机动力的柴油机有非增压式和增压式两种。增压式柴油机的进气噪声主要来自增压器的压气机。有效的方法是采用进气消声器。将其与空气滤清器结合起来(即在空滤器上增设共振腔和吸声材料，)就成为最有效的进气消声器，消声量最多可超过20dBA。优化设计性能良好的消声器，同样是降低发动机排气系统噪声的重要手段之一。发动机的机械噪声包括活塞敲击声、气门机构冲击声、正时齿轮运转声等。减小活塞敲击声，可采取减小活塞与缸壁之间的间隙和使活塞销中心与曲轴中心偏移等方法。气门机构冲击噪声的大小是由气门间隙决定的，气门间隙太小会使密封不好，太大则在气门开启和关闭时造成很大冲击，产生强烈的噪声，加剧磨损。在使用过程中气门间隙应经常调整，使之处于规定的间隙，一般是在凸轮轴的基本外形(工作段)前后加入缓冲段以减少冲击，或使用液力挺柱。气门传动机构中的推杆与摇臂的刚性不足会引起气门运动时出现严重的振动和噪声，甚至使气门失去控制；气门弹簧的脉动也会产生噪声，因此对气门弹簧要求质量高、弹力足，而且安装时要给予一定的预紧力。正时齿轮运转时的噪声在柴油机中是很大的噪声源，装配时应将正时齿轮的记号对准，采用不同材料(如塑料、夹布胶木等)制造的正时齿轮能大大减小噪声，链条传动比齿轮传动能明显有效地降低传动噪声。活塞敲缸是活塞侧面敲击缸壁所产生的噪音，当作用到活塞上的压缩压力转变为燃烧压力时，就产生了敲缸。活塞敲缸因活塞间隙的不同而不同，活塞间隙大时，最有可能产生敲缸声。活塞敲缸的特点是发动机冷态时很响，因此时活塞间隙大，随着发动机的温升，声音也变小。要减轻活塞敲缸，必须减少主侧压力，因此有些发动机将活塞销的中心与活塞中心线偏离一定距离，即可减少敲缸声。减少活塞敲缸的另一方法是在活塞裙部安装钢架，用以减少活塞裙部的热变形，从而可使用尺寸略大的活塞，将活塞间隙减小，使活塞敲缸声变小。 因此，控制发动机噪声常采取以下措施:增加预喷射减少燃烧噪声,增加机体刚度减少机体的表面振动噪声,采用复合板油底壳增加阻尼减少油底壳辐射噪声等。增加机体刚度来减少机体的表面振动噪声常用的方式主要有采用加强筋、外壁制成曲面、在机体与油底壳之间装加强板、阶梯式机架等。同时，采取隔离振动和局部阻尼相结合的方法可以衰减中高频噪声。声源发出的噪音在媒介中传播时，其声压或声强将随着传播距离的增加而逐渐衰减。噪音声波在传播过程中经常会遇到障碍物，这时声波将从一个媒质(空气)入射到另一媒质中去。由于这两种媒质的声学性质不同，一部份声波从障碍物表面上反射回去，而另一部份声波则透射到障碍物里面去。利用介质不同的特性阻抗，可以达到减噪目的。4.1.2蒙皮阻尼减振及内部吸声结构设计薄板振动时有若干个固有频率，当入射声波的频率与薄板振动某一固有频率一致时，薄板发生共振，振幅很大，而且又作为新的噪声源辐射噪声。由于外部干扰力的频率难以控制，抑制共振就只能应用阻尼减振技术。因此，对于薄板型驾驶室蒙皮，可在其内侧粘贴自粘沥青阻尼型吸声毛粘，并采用环保型非织布进行表面装饰。上述结构使原弹性薄板构件变成自由阻尼层结构，有效地控制了共振振幅，抑制了薄板的声发射；同时毛毡具有一定的吸声效果，既降低了噪声，又抑制了驾驶室内的空腔共鸣现象4.2风扇噪声的控制风扇效率的普遍规律是，风扇效率越低，消耗功率越大，风扇噪声越大。 风扇消耗之功率为： 式中：风扇风量； 风扇的液力效率； 风扇的机械效率； 风扇的容积效率； 由式可见，如果风扇的总效率提高，则同样风量时风扇消耗功率越小，噪声亦随之减小。通常变化不大，只要提高风扇的液力效率和容积效率，实际上都有利于降低噪声。 风扇的叶片形状、材料、叶片数 风扇叶片的形状对风扇效率影响也很大。风扇叶片的形状直接影响叶片附近的涡流强度，从而影响风扇的效率。因此，改进叶片的形状，使之有较好的流线型和合适的弯曲角度，不仅有利于减少涡流噪声，而且可以大大提高风扇效率。 试验表明，风扇的叶片材料，对其噪声也有一定程度的影响例如：铸铝的叶片比冲压钢板的叶片噪声小；尼龙叶片比金属的叶片噪声小。一般说来，材料的损耗系数越大，其噪声越小。 增加风扇的叶片数，在转速不变的条件下，可以增加风扇的风量。或者在获得同等风量的前提下，可以降低风扇的转速，从而降低风扇噪声。但叶片数在6片以上时，增加叶片数，风量增加有限，且在降噪特性上往往有负面的作用。 低速宽叶风扇与高速窄叶风扇在相同的风量情况下，前者比后者产生的噪声声压级低4dB(A)，并且功率消耗要减少。缩小风扇与护风圈的间隙，防止气流紊乱，可以降低风扇噪声。试验表明，当间隙为零时，风量增加，而噪声下降3dB(A)，降低转速使风量回到原有水平，噪声又可以下降2dB(A)。 降低风扇噪声，也可以从风扇冷却系统的结构参数以及各部件之间的相互位置来考虑。适当选择风扇与散热器之间的距离以及风扇与风罩之间的间隙，对降低风扇噪声也是有意义的。随着风扇与散热器之间的距离的增加，风扇的冷却能力、流量和噪声都要增加。而且各自在某一点达到最大值，然后又逐渐减小。试验表明，风扇端面离散热器芯子过近或过远，会出现无风区或发生回流现象。推荐风扇端面距离散热器芯子的距离为风扇直径的1015，这样既能充分发挥风扇的冷却能力，又可以使噪声最小。 风扇前后的导风罩是产生涡流噪声的重要来源之一，风扇入口处应呈流线型，风扇与导风罩组成的气流通道表面应光滑，以改善冷却风的流动状态，从而降低冷却系统的噪声。风扇与导风罩之间要有适当的间隙，径向间隙一般应控制在2.5风扇直径内，最大不宜超过3，否则将大大降低风扇效率。通常风扇和导风罩的前后关系应是：吸风风扇有23风扇投影宽度在导风罩内，吹风式风扇在导风罩内的宽度以13风扇叶片宽度为宜。 液压驱动独立散热系统可以根据载荷的需要改变风扇转速，减少功率消耗，它也使得周围噪音水平降低，更符合环保要求，可以方便整机辐射噪声的控制。卡特、沃尔沃、小松、现代等生产的新型装载机已采用独立散热系统。 采用温控离合器风扇或电控风扇都可减少风扇噪音。目前，通过电子控制的液压控制风扇也可很好地减轻风扇噪音，这种变速风扇专为减少风扇噪音而设计，风扇的控制器获得发动机转速和冷却温度数据以及其它信号。用以控制液压泵高压端的电磁阀，调节供给液压马达的液流量，从而改变风扇转速。由于装载机工作环境恶劣，冷却系统能力要求高，风扇负荷加大，风扇噪声相对汽车变得更加严重，在整机噪声中的贡献相对更大。 在轮式装载机各个系统的匹配和设计当中，协同考虑以上几个方面的影响因素，就可以在保证系统冷却能力的前提下，获得最小的风扇噪声。4.3传动系噪声的控制装载机传动系噪声来源于变速箱齿轮副啮合引起的振动和传动轴旋转振动。一般采取的措施是：一是选用低噪音变速器，二是发动机与变速箱及后桥主减速器等部件与底盘用橡胶减震垫进行柔性连接，从而达到隔振的目的；三是控制转动轴的平衡度，降低扭转振动。4.4驾驶室噪声的控制4.4.1驾驶室连接处隔振器的设计 根据上述司机位置处噪声源分析，降低驾驶室的整体振动，是控制固体传播噪声的有效途径之一。降噪型驾驶室采用橡胶隔振器，根据驾驶室质心位置，建立数学模型，将相关数据输入Harminy进行动力学分析，得到驾驶室纵向、横向及垂直方向的前三阶固有频率，据此设计三向隔振器，而不仅仅在垂直方向隔振4.4.2提高驾驶室的密封性能，减少或隔绝噪声的空气传播途径实践证明，提高驾驶室的密封性、堵塞缝隙和孔道是阻止噪声传入的有效方法之一。空气传播进入驾驶室内的噪声通道，主要有左右侧门的缝隙、驾驶室地板的线和管孔、各种操纵杆孔、空调蒸发器进出管孔、制动踏板、油门踏板等外连接孔。针对上述孔道和缝隙，采取如下降噪措施：采用优质密封条，提高侧门的制造精度，进而减小左右侧门的缝隙；地板内侧粘贴一层复合橡胶地板，并对开口处采取相应的密封处理；外侧粘贴自粘沥青阻尼型吸声毛粘，既提高了驾驶室的密封性，有效地隔绝噪声的传播途径，又有效地抑制了驾驶室地板的共振噪声，同时对驾驶室内的附属装置如仪表台架、操纵箱、空调蒸发器等有一定的减振效果。结 论综合采取多种措施，保证降噪效果。工程机械的噪声控制涉及的因素较多，单一降噪措施一般效果不明显，综合采用多种措施，大大降低整机噪声水平。如发动机安装在密闭机罩里，其噪声向外衰减的能量大大降低，采用高效消声器，进一步降低发动机排气噪声。 按照国家标准测试，实施降噪措施，司机位置处的噪声值稳定在8485dB(A)；综合实施上述三项降噪措施后，司机位置处的噪声值稳定在