液压挖掘机发动机噪声分析与降噪设计.pdf

图 8 提简锁紧位置和终了位置图 注意 如若步骤 7 中所述位置发生干涉 ， 则调 整铰链 和铰链 G的位置， 因铰链 A和铰链 G的位 置直接影响动力液压缸的安装空间，是调整铰链与 液压缸外径 、 液压缸外径与支撑架上 M点干涉 的最 快方法。铰链位置的变化 ， 导致垃圾筒的轨迹 、 液压 缸的行程发生变化 ， 需重新检验步骤 7 中各干涉条 件 ， 反复调整铰链 ， 直到解决干涉现象 。 2 结语 经过对原提筒机构的重新设计，修改了原机构 的铰点和结构件 ，解决了原机构构件与销轴干涉问 题， 满足了使用要求。 提筒机构轨迹作图法 的总结 ，为其它类含有平 行 四杆机构的设计 、 运动校核提供了直观 、 精确、 简 易的作图方法 ，并且在机构各铰链位置的确定过程 中， 起到了加快设计速度 ， 节省设计时间的作用。 依据受力分析 ，得到动力液压缸和机构结构件 的选择和设计的理论数据 。 提筒机构各铰链位置确定的方法 ，为大小不同、 吨位不 同的系列后装压缩垃圾车的提筒机构的设计 提供 了可行的方法。因此， 本机构的设计过程对含有 平行四杆机构设计的探索提高具有一定的借鉴作用。 参考文献 【 1 】蒋崇贤， 何明辉． 专用汽车设计 ． 武汉 武汉工业大 学出版社出版 ， 1 9 9 4 ． 通信地址 山西省太原市中北大学 1 0 6 1 信箱 收稿 日期 2 0 0 9 0 9 1 5 液压挖掘机发动机噪声分析与降噪设计 石岩 ， 李永刚 山东力士德机械有限公 司 关键词 噪声； 吸声； 隔声； 阻尼减振； 消声器 长时间接触噪声 ， 人会出现耳鸣、 多梦 、 心慌及 烦躁 的现象 ，严重时直接引起听力下降甚至失聪 。 在工程施工中由于噪声而间接引发 的事故 ， 也并不 鲜见 。一些发达的工业国家 自2 O世纪 6 O年代末至 7 0年代初 ，相继制定标准来控制工程机械的噪声 ， 我国也在 1 9 9 6 年 出台了工程机械噪声限值国家标 作者简介 石岩 1 9 7 4 一 ， 男， 山东临沂人， 工程师， 硕士， 研究方向 挖掘机开发设计。 一 3 8 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 一 准 G B 1 6 7 1 0 ． 1 ～ G B 1 6 7 1 0 ．5 ， 以降低工程机械噪声 2 ． 2 发动机排气降噪设计 一 对人身健康的不良影响。 配置消声器是控制排气噪声的一种基本方法， 在对我公司生产的2 2 t 液压挖掘机进行噪声 正确选配消声器 或消声器组合 可使排气噪声降 l 一 测试时发现 测试结果如表 1 所示 ， 我公司产品的 低2 0 ～ 3 0 d B A 。根据消声原理， 消声器可分为阻性 0 i j 表1 2 2 t 液压挖掘机噪声测试结果 消声器和抗性消声器两大类。 i 作业 测试 噪声值， d B A ＼ ／ r -J tZ 1． 1 ．上1 门，’ _ i zr ＼ “ r J J 且 土 1 门厂 丌 ／ ．,o x - ， I J J i． t 。 7- 模式 条件 测试位置 声 材料 ， 以一定方式布置在管道 内， 当气流通过阻 1 次 2 次 3 次 平均 司机耳旁 7 9 7 9 7 9 7 9 性消声器时 ， 声波便弓 起吸声材料孔隙中的空气和 发动机 司机室 距转台最外缘 1 0 6 1 07 l O6 1 06 细小纤维振动 ， 由于摩擦和黏滞阻力 ， 声能变为热 最高转 门窗关 前方7 m 能而吸收 ，从而起到消声作用 。 速 闭 距转台最外缘 1 0 5 1 0 6 1 0 5 1 O 5 2 抗性 消声器是将不同形状 的管道 和共振腔 左方7 m 进 仃 迫 地 驵 百， 佰 删 丁 目 坦 做回 利 形 州 化叨 各项 噪声值 与 国外 同类 产 品相 比平 均高 出 5 d B 引起 的声阻抗不匹配所产生的反射 和干涉作用 ， 达 A 。 为此 ， 我公司对 2 2t 液压挖掘机进行了噪声分 到衰减噪声的 目的。其消声效果 ， 与管道形状、 尺寸 析并采取了一系列降噪措施设计， 取得了良好的降 和结构有关 ， 一般适用于窄带噪声和低、 中频噪声 噪效果 ， 提高了挖掘机的总体性能和市场竞争力。 的消减。 液 压 挖 掘 机 噪 声 分 析 保 证 署 篙 对 2 2 t 液压挖掘机噪声进行分析后发现， 其主 消声性能外， 还需要有较好的空气动力性能和结构 要噪声来源包括 发动机噪声、 液压系统噪声、 上下 性能。液压挖掘机中的柴油发动机排出的高温高压 车的机械传动噪声、 车身共振噪声 由于车身覆盖 废气中含有碳烟 、 尘垢和油粒等 ， 不宜采用阻性消 钣金件单薄， 挖掘机在施工或行走时覆盖件容易产 声器 ， 一般选用根据声波的滤 波原理而设 计的抗性 生共振 ， 以及驾驶室 内的共 鸣噪声 由于驾驶室 内 消声器 。图 1 即为 2 2 t 液压挖掘机原来所采用的消 空间狭窄， 噪声不能有效地被吸收而互相碰撞产生 声器。 i 共鸣 等， 其中发动机噪声的贡献最大， 是降噪设计 圈 中需要考虑的重点 因素 。 _ 一． I 豳 l i ● ．2 发动机排气噪声的分析 排气噪声是发动机空气动力噪声 的主要部分 ， 鹱 要有 以下几种成分 1 周期性的排气所引起的低频脉动噪声 ； 2 排气管道内的气柱共振噪声 ； 3 气缸的亥姆霍兹共振噪声 ； 4 高速气流通过排气 门环隙及 曲折 的管道时 所产生的喷注噪声 ； 5 涡流噪声以及排气系统在管内压力波激励 下所产生的再生噪声 ， 涡流噪声具有连续性高频噪 声谱 ， 频率均在 1 0 0 0 H z以上 ， 随气流速度增加 ， 频 率会显著提高。 消声器的设计主要考虑消声量 、 消声频率范围 主要为消声量峰值的频率范围及阻力损失等 3 大指标 ， 此外消声器还应具有结构 刚性 好 、 能 防止 受激振 而辐射再生噪声 、 尺寸适宜 ， 以及便 于安装 等特性 ， 在 某些情 况下 ， 还要求其 内部结 构能耐高 温和抗腐蚀 。 根据发动机制造商提供的公式可以确定消声 器的容积 比，即消声器总容积 与发动机排量 之 比 一 3 9 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m V 、 ／ 式中 为常数， K 3 0 0 0 0 ，此值适用于工程机械； n 为发动机转速 ， r ／ mi n ； 』 、 『 为发动机气缸数量 。 2 2 t 液压挖掘机采用的是 6 B T A一 5 ． 9型柴油发 动机 ， 该发动机转速 n 2 1 0 0 r ／ m i n ， 气缸数量 N 6 。 将 以上数据代入公式 1 中进行计算 ， 所得容积 比 为 5 ． 8 ，而 2 2 t 挖掘机原消声器的容积比经计算为 4 ． 7 ， 低 于 5 ． 8的理论计算值 ， 可见原来配置的消声 器容积比偏小。 根据以上计算结果并结合消声器在挖掘机上 的总体布置 隋况 ， 进行降噪设计时选用 的新消声器 容积比为 6 ． 0 ， 略大于理论计算值。 2 ． 2 ． 2 吸声材料的选用 当声波入射到物体表面时 ， 部分声能要被物体 吸收转化为其他形式 的能量 ， 称为吸声 。材料 的吸 声性能用 吸收 系数来表示 ， 吸声系数越大 ， 则表示 材料的吸声性能越好。材料的吸声性能与材料的性 质 、 结构和声波 的入射角度及声波的频率有关 。多 孑 L 吸声材料 的吸声机理是 材料 内部有无数细小 的 相互贯通的孔洞 ，当声波入射到这些材料 的表面 ， 进而入射到这些细小的孔隙内时 ， 会引起孔隙内的 空气运动 ， 紧靠孔壁和纤维表面 的空气 因摩擦 和黏 滞运动阻力而不易运动， 使声能转化为热能而消耗 掉。故性能 良好 的吸声材料应多孔且孔与孔之间互 相贯通 ， 同时贯通的孔洞要与外界连通 ， 使声波能 进人材料 内部 。改进设计后选用的新消声器的第 1 腔和第 4腔内即布置有多孔吸声材料。 柴油发动机 的排气消声器选用的吸声材料除 应有较高的吸声系数外 ， 还应具有耐高温 、 耐腐蚀 的特性。考虑到发动机排气噪声中高频 2 5 0 ～ 4 0 0 0 H z 成分最多 ， 故分别选用超细玻璃纤维 和岩棉作 为新消声器吸声材料 ， 这两种 吸声材料的吸声系数 都很高 ，特别在 中高频上 的平均 吸声系数均超过 0 ． 8 ，超细玻璃纤维能耐 7 0 0℃高温 ，岩棉可耐 6 5 0 高温， 而且这两种材料均具有较好的耐腐蚀性能， 完全满足液压挖掘机上发动机的使用条件。 2 ． 2 ． 3 增加穿孔声学元件 穿孔声学元 件主要 利用 小孔对气 流的阻滞作 用达到消声的 目的。穿孔声学元件 的降噪量主要与 穿孔率 、 小孔孔 径有关 ， 穿孔率越 小 ， 小孔孔径越 小， 消声量越大。但穿孔率过小， 小孔孔径过小 ， 气 - - 4 0-- 流的流动阻力损失则越大 ， 造成发动机功率损失也 越大 ， 经济性能变差 。一般穿孔声学元件小孔孔径 取为 3 8 m m， 穿孔率可取为 7 ％～ 1 5 ％。 新消声器的穿孔管穿孔率为 9 ．5 ％，孔径为 6 m m， 穿孔板穿孑 L 率为 1 1 ． 3 ％， 孔径 4 r n l n ， 图 2所示 为改进后使用的新消声器照片。 图 2 改进后的新消声器 2 ． 3 发动机机械噪声和燃烧噪声的分析与控制 2 ． 3 ． 1 发动机机械噪声和燃烧噪声的分析 发动机机械 噪声主要 是 由于发动机 中各运 动 零部件在运转过程中受气体压力和运动惯性力的 周期作用所引起的振动或相互 冲击而产生的 ， 其中 最主要的有 以下几种噪声成分 1 活塞曲柄连杆机构的噪声 高频噪声为主 ； 2 配气机构的噪声 主要为低 、 中频噪声 ； 3 传动齿轮噪声 噪声谱是一种连续而宽广的 频谱 ； 4 不平衡惯性力引起 的机械振动及噪声。 燃烧噪声是 指燃烧 过程 产生的结构振动和噪 声。在发动机气缸 内燃烧噪声 尤其是低频部分 声 压级是很高的， 但是， 发动机结构中大多数零件的 刚性较 高 ， 其 自振频率多处 于中高频 区域 ， 由于对 声波传播频率响应不匹配 ， 因而在低频段很高的气 缸压力 级峰值不能顺利地传出 ， 而 中 、 高频段 的气 缸压力级则相对易于传 出。 2 ． 3 ． 2 控制发动机机械噪声和燃烧噪声的方法 1 进行 隔振处理 。发动机 的隔振一 般采 用 高效减振胶 垫 ， 这样发 动机表 面的振动将被有 效 隔断 。图 3所 示 为 2 2 t 液 压挖掘 机 上的发 动机 减 振器 。 2 在噪声 的传播通道上进行 降噪处理 ， 减 少 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 图 3 发动机减振器 声源对外的辐射。对发动机机舱内壁粘贴高效吸声 材料， 使噪声源在传出机舱前就被有效衰减。 2 ． 4 冷却风扇噪声和排风通道噪声的控制 风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成 。旋转噪 声 由于旋转 风扇叶片切 割空气 流产 生周 期性扰动 而引起 ； 涡流噪声是气流在旋转 的叶片截 面上分离 时 ， 由于气体具有黏性 ， 便滑脱或分裂成一 系列 的 漩涡流 ， 从而辐射 出一种非稳定 的流动噪声 。排风 通道直接与外界相通 ， 空气流速很大 ， 气流噪声 、 风 扇噪声和机械噪声经此通道辐射出去 。 控制风扇噪声和排风通道噪声 的手段 ， 主要是 设计一个好 的排风吸声通道 ， 这个 吸声通道 可由导 风槽和排风降噪舱组成 ， 也可 由导风槽与一 至几组 的吸声挡板组成。排风降噪舱的工作原理类似于阻 性消声 器 ， 可通过更换 吸声材料 改变材料 的吸声 系数 ， 改变 吸声材料 的厚度 、 排风通道 的长度 、 宽 度等参数来 提高吸声效果 。在设计 排风吸声通道 时 ， 要特别注意排风 口的有效面积必须满足发动机 散热的需要 ， 以免排风 口风阻增大而致排风噪声增 大和发动机水温过高。 2 ． 5 发动机进气噪声的控制 发动机在近似封闭的发动机舱 内工作 ， 从广义 上讲，进气系统包括进风通道和发动机的进气系 统 。进风通道和排风通道一样直接与外界相通 ， 空 气 的流速很大 ， 气流 的噪声和发动机运转 的噪声都 经进风通道辐射到外界。发动机进气系统 的噪声是 由进气 门周期性开 、闭而产生的压力波动所形成 ， 其噪声频率一般处于 5 0 0 Hz 以下的低频范围。 涡轮增压型发动机 ，由于增压器的转速很高 ， 进气噪声 明显高于非增压型发动机 。涡轮增压器的 压气机噪声是 由叶片周期性 冲击空气而产 生的旋 转噪声和高速气流形成 的涡流噪声所组成 ， 且是一 种连续性高频噪声 ， 其主要能量分布在 5 0 0 ～ 1 0 0 0 0 H z 范围。 发动机一般都配置有设计合理 的空气滤清器 ， 其本身就具有一定的消声作用 ， 考虑到进气噪声相 对较低，故对发动机的进气系统一般不做另外处 理。对进气通道 ， 则要从风道 的设计和隔声材料的 选用等方面进行综合控制 ， 基本思路是 1 进风通道的设计要符合设计规范， 以保证发 动机的进气系统和冷却系统有足够的新鲜空气； 2 进风通道需经 吸声处理 ， 一般采用进风百叶 窗 导风槽 消声挡板的组合形式。 3 结论 采取以上降噪措施后 ， 重新对 2 2 t 液压挖掘机 的噪声进行检测 ， 检测结果如表 2 所示。 表 2 采取降噪措 施后 2 2 t 液压挖掘机的噪声测试 结果 作业 测试 噪声值／ ．| B A 模式 条件 测试位置 1次 2次 3 次 平均 司机耳旁 7 3 7 3 7 3 7 3 发动机 司机室 距 转 台最外 9 9 98 9 9 9 9 最高转 门窗关 缘前方 7 m 速 闭 距 转 台 最 外 9 8 9 8 9 9 9 8 缘左方 7 m 由表 2可知无论 是驾驶室 内噪声还是 挖掘机 的辐射 噪声都 比原机降低 了 6 d B A 左右 ， 说 明所 采取 的降噪方法和措施可行。 通 信 地 址 山东 省 临 沫 县 2 7 6 7 0 0 山 东 力 士 德 机 械 有 限公 司 收稿 日期 2 0 0 9 0 7 1 9 一 41一 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m