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拖拉机驾驶室内低频噪声控制研究
王顺;马心坦;贺明佳
【期刊名称】《中国农机化学报》
【年(卷),期】2024(45)5
【摘要】为降低驾驶室内低频结构噪声,建立某拖拉机驾驶室结构有限元模型和耦合声学边界元模型,对结构进行谐响应分析,并以结构位移结果作为声场分析边界条件,基于间接边界元法对驾驶室内进行声场声振耦合频率响应分析;应用板件贡献量
法计算分析得到对驾驶员耳旁声压主要峰值频率处贡献显著的板件,并进行振动抑制;对分析结果中贡献量较大的顶棚,进行形貌优化处理,对右窗和右门进行加厚处理。
结果表明,车内噪声在频率20~200 Hz范围内的声压级水平得到比较明显的改善,
整体噪声水平下降3.01 dB(A),有效改善驾驶室内声学环境,为同类驾驶室内低噪声设计提供案例依据。
【总页数】6页(P134-139)
【作者】王顺;马心坦;贺明佳
【作者单位】河南科技大学车辆与交通工程学院
【正文语种】中文
【中图分类】S219;TB533
【相关文献】
1.拖拉机驾驶室噪声控制研究
2.拖拉机噪声源识别及驾驶室内噪声控制
3.拖拉机驾驶室内低频结构噪声响应分析
4.拖拉机驾驶室内的噪声控制
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电力机车司机室减振降噪设计摘要：为了提高安全驾驶和司机和乘客的舒适,额外的声学处理,如密封、吸声、隔音和阻尼处理,进行了许多地区的机车的身体结构,特别是在出租车,提高出租车的运营环境。
有些处理添加到车身或驾驶室结构护墙板上，有些附加到内饰上，有些直接与护墙板或内饰结合在一起。
虽然在噪声控制的设计中采取了许多减振降噪的措施，但在实际应用中，由于结构设计、制造工艺等原因，机车司机室的噪声仍然没有得到有效的控制。
关键词：电力机车；司机室；双层结构；减振；降噪；分析和研究了影响驾驶室振动和噪声的各种因素。
主要对双层隔声结构设计、密封结构设计计算、吸声材料及结构、减振设计进行分析，为驾驶室结构的减振降噪设计提供理论依据和设计建议。
一、司机室隔振与减振设计1.隔振技术。
隔振是控制固体声的一个重要方法，其基本原理是通过隔振结构将振源与基础隔开，或将与其他物体的近刚性连接改成弹性连接，以防止或减弱振动能量的传播，从而达到降低噪声的目的。
表征隔振效果的物理量很多，而常用的是传递率T。
传递率是通过隔振元件传递过去的力与总干扰力之比。
司机室座椅一般是外购件，其振动问题没有受到重视。
对司机室座椅的振动研究，目前还没有详细的报道。
司机室减振降噪的目的主要是为了提高司乘人员的舒适性，座椅的形态、位置及隔振情况，在机车振动研究过程中也将是一个重要的方面。
2.阻尼减振技术。
司机室蒙皮为金属薄板，当受到激振后，能辐射出强烈的结构噪声。
控制这种结构噪声，司机室设计中常用的方法是尽量减少噪声辐射面，同时在金属结构上喷涂阻尼涂料，抑制结构振动减小噪声，即阻尼减振。
主要是利用材料内损耗原理，当涂上阻尼材料的金属板面做弯曲振动时，阻尼层也随之振动，材料内部分子相互挤压、相互摩擦、相对位移和错位，使振动能量转化为热能而耗散掉。
一般阻尼结构可分为自由阻尼层结构和约束阻尼层结构。
约束阻尼结构是将黏弹性阻尼材料直接粘贴或涂在需要减振降噪的本体金属和一层刚性较大的约束层（如金属板、玻璃钢等）之间。
拖拉机全悬浮驾驶室振动理论研究摘要：本文主要是以KAT1804型拖拉机为原型，在其驾驶室的四个支点上加上减振装置，形成全悬浮型驾驶室，以达到减振的目的。
在查找了参考资料后，画出拖拉机模型简图，按车辆减振要求求出模型主要的参数。
同时利用已知参数推导出系统的运动微分方程，并整理成矩阵的形式。
然后利用MATLAB软件对支点处减振装置的刚度和阻尼系数进行了优化，得出合适的值。
最后将值输入到系统中进行仿真分析，用于检验驾驶室的垂直加速度和角加速度是否满足设计要求。
结果表明，研究方法科学，优化的数据行之有效。
关键词：拖拉机；驾驶室；全悬浮设计；数据仿真；减振Research on vibration theory of the tractor’s suspended cabAbstract：This paper taken KAT1804 tractor as the prototype, and added the cab’s four fulcrum with damping device, forming a suspended cab, in order to achieve the purpose of reducing vibration. In search of reference data, I drew the tractor’s model diagram and got the major parameters of the model according to vehicle’s vibration damping requirements. At the same time I used the known parameters to deduce the system’s moveme nt differential equation and organized into the form of matrix. Then I optimized the pivot point’s damper stiffness and damping coefficients with the help of MA TLAB, selecting the appropriate value. Finally I input the values to the system simulation to in spect whether the cab’s vertical acceleration and angular acceleration can meet the requirements of the design. The results show that the method is scientific and the optimized data is effective.Key words: tractor；cab；full suspension design；data simulation; vibration damping引言目前,拖拉机主要使用在经济发展较为落后的农村,其运输行驶的道路路况较差,路面的突起较多,由于受路面不平整的影响,拖拉机在行驶过程中振动比较严重。
振动控制与降噪技术在工程机械中的应用随着科技的进步和社会的发展，工程机械在现代建设中扮演着重要的角色。
然而，工程机械的运行过程中常常会产生噪音和振动，给工作环境和操作人员带来困扰与危害。
为了解决这一问题，振动控制与降噪技术应运而生，被广泛应用于工程机械中，以提升运行效果和保护操作人员的健康。
本文将从振动控制和降噪两个方面，探讨这些技术在工程机械中的应用。
一、振动控制技术在工程机械中的应用振动是工程机械运行时常见的问题之一。
过大的振动会导致机械故障、损坏，甚至对操作人员造成不舒适和危害。
因此，振动控制技术在工程机械中显得尤为重要。
首先需要明确的是，振动控制技术分为主动控制和被动控制两种方式。
主动控制是指通过激励系统对机械进行振动控制，主动调节系统参数以降低振动幅值。
被动控制则是依靠被动元件，如减振器和隔振器，对振动进行消除。
目前，主动控制技术在工程机械中的应用相对较少，主要有振动力反馈控制、阻尼控制等。
而被动控制技术则十分常见，具有较好的效果和成本效益。
在工程机械中，常见的振动控制技术主要包括减振器的应用和隔振器的应用。
减振器可以有效地降低机械的振动幅值，提高工作效率和精度。
常用的减振器有弹簧减振器、液压减振器和气压减振器等。
弹簧减振器通过弹性变形吸收振动能量，减少振动传递，具有较好的减振效果。
液压减振器则利用油液的承载性能达到减振的目的，广泛应用于车辆悬挂系统和工程机械的底盘系统中。
气压减振器则通过气压的压缩和释放来实现振动控制，适用于高速旋转机械和高速运动的工程车辆。
除了减振器，隔振器也是常用的振动控制技术之一。
隔振器主要通过阻断振动的传播路径，减少振动的传递。
在工程机械中，常见的隔振器有弹性隔振器和吸振隔振器。
弹性隔振器一般采用弹簧和减震橡胶等材料，通过其弹性变形来阻断振动的传递，广泛应用于工程机械的底盘和机构中。
吸振隔振器则利用吸振材料的吸震性能来消除振动，具有良好的隔振效果。
在工程机械的座椅和驾驶室中，常常采用吸振隔振器来提供舒适的工作环境和保护操作人员的健康。
收稿日期:19980707陆森林 江苏理工大学汽车工程学院 副教授,212013 镇江市刘红光 江苏理工大学汽车工程学院 副教授刘志强 江苏理工大学汽车工程学院 副教授拖拉机驾驶室的隔振降噪陆森林 刘红光 刘志强 【摘要】 在对某50型拖拉机驾驶室振动噪声进行试验分析的基础上,根据驾驶室振动特点,对原驾驶室隔振装置进行改进设计,建立了由新的隔振装置和驾驶室组成的振动系统的力学模型,以对耳旁噪声影响最大的频率处的降噪量为设计目标,确定了新隔振装置的参数,使驾驶室内噪声降低了12dB(L )和3.3dB(A )。
叙词:拖拉机 驾驶室 噪声控制 前言从声学角度看,拖拉机驾驶室相当于一个隔声罩,具有一定的隔声作用。
但是,许多国产拖拉机装上驾驶室后,驾驶员耳旁噪声不仅没有降低,反而比无驾驶室时增大了许多。
究其原因,主要是驾驶室固体声超过了驾驶室本身的隔声降噪效果。
固体声主要来自驾驶室壁面的声辐图1 驾驶室内固体声频谱射,因此设法减小驾驶室的振动是降低固体声的关键。
本文以国产某50型轮式拖拉机为样机,讨论驾驶室的隔振降噪问题。
1 原驾驶室噪声及振动特点当拖拉机停在原地、发动机以转速为2000r /min 空负荷运转(以下简称静态)时,耳旁噪声为97.5dB(A),其中由发动机引发的驾驶室壁面振动而辐射的噪声,即固体声为94.0dB(A )。
图1是在驾驶员耳旁位置测得的固体声频谱。
在固体声中,中心图2 发动机和驾驶室壁面振动频谱频率为63Hz 处的噪声占主导地位。
驾驶室的振动取决于振源、传递途径和驾驶室本身的动态特性。
在静态时驾驶室振源主要是发动机,在动态时还有来自地面和传动系的激励。
试验表明,造成该驾驶室振动噪声较大的根本原因是发动机的二阶不平衡惯性力。
图2是在静态时测得的发动机及驾驶室壁面振动的频谱,图中66Hz 为发动机二阶不平衡惯性力频率。
所以,要从根本上解决驾驶室的振动问题,降低耳旁噪声,应设置发动机二阶惯性力平衡机构。
如何巧妙消除拖拉机噪音
1.保证拖拉机经常处在良好的技术状态下工作。
2.保证拖拉机工作部件的完整可靠。
特别要安装好排气管，因为排气管上大都设有消音器，它会减少很大一部分噪声。
3.防止零部件的松动，零件松动会产生振动。
4.做好拖拉机保养检查工作。
按规定加注合格的润滑油、润滑脂，以防各相对运动件润滑不良而产生干摩擦或半干摩擦，使噪声增大。
5.保持相对运动件的良好配合间隙。
驾驶员一定要按技术要求进行装配或调整。
6.不得随意改变供油量。
如果供油量变大，会使喷入汽缸中的燃油不能完全燃烧，这样既浪费了燃油、污染空气，又增加了拖拉机的噪声。
7.供油提前角要调整准确。
供油提前角调整的准确与否，不仅直接影响拖拉机功率的发挥，而且还会影响拖拉机噪声的大小。
我们常会遇见一些拖拉机在排放废气时声音特别大，时常伴有“啪、啪”的响声，这就是因为供油提前角过大造成的。
- 1 -。
拖拉机噪声设计指南引言
- 拖拉机噪声是一个重要的环境和人体健康问题- 噪声过高会影响农民的听力和心理健康
- 制造商需要遵守噪声排放标准
噪声源识别
- 发动机噪声
- 传动系统噪声
- 冷却系统噪声
- 空气动力噪声
降噪设计策略
- 隔振装置降低振动噪声
- 消声器和隔热罩降低排气噪声
- 合理布局优化气流降低风噪
- 使用低噪声元件(如液压泵)
测试和验证
- 噪声测试程序和标准
- 驾驶员位置和旁观者位置测试
- 模拟和优化设计反馈
噪声控制法规
- 不同国家和地区的噪声排放限值
- 未来趋势和更严格的标准预期
这只是一个简单的概述,具体内容需要专业的声学工程师和拖拉机设计师的深入研究和测试数据。
我尽量避免抄袭任何现有的指南资料。
收稿日期:19980707陆森林 江苏理工大学汽车工程学院 副教授,212013 镇江市刘红光 江苏理工大学汽车工程学院 副教授刘志强 江苏理工大学汽车工程学院 副教授拖拉机驾驶室的隔振降噪陆森林 刘红光 刘志强 【摘要】 在对某50型拖拉机驾驶室振动噪声进行试验分析的基础上,根据驾驶室振动特点,对原驾驶室隔振装置进行改进设计,建立了由新的隔振装置和驾驶室组成的振动系统的力学模型,以对耳旁噪声影响最大的频率处的降噪量为设计目标,确定了新隔振装置的参数,使驾驶室内噪声降低了12dB(L )和3.3dB(A )。
叙词:拖拉机 驾驶室 噪声控制 前言从声学角度看,拖拉机驾驶室相当于一个隔声罩,具有一定的隔声作用。
但是,许多国产拖拉机装上驾驶室后,驾驶员耳旁噪声不仅没有降低,反而比无驾驶室时增大了许多。
究其原因,主要是驾驶室固体声超过了驾驶室本身的隔声降噪效果。
固体声主要来自驾驶室壁面的声辐图1 驾驶室内固体声频谱射,因此设法减小驾驶室的振动是降低固体声的关键。
本文以国产某50型轮式拖拉机为样机,讨论驾驶室的隔振降噪问题。
1 原驾驶室噪声及振动特点当拖拉机停在原地、发动机以转速为2000r /min 空负荷运转(以下简称静态)时,耳旁噪声为97.5dB(A),其中由发动机引发的驾驶室壁面振动而辐射的噪声,即固体声为94.0dB(A )。
图1是在驾驶员耳旁位置测得的固体声频谱。
在固体声中,中心图2 发动机和驾驶室壁面振动频谱频率为63Hz 处的噪声占主导地位。
驾驶室的振动取决于振源、传递途径和驾驶室本身的动态特性。
在静态时驾驶室振源主要是发动机,在动态时还有来自地面和传动系的激励。
试验表明,造成该驾驶室振动噪声较大的根本原因是发动机的二阶不平衡惯性力。
图2是在静态时测得的发动机及驾驶室壁面振动的频谱,图中66Hz 为发动机二阶不平衡惯性力频率。
所以,要从根本上解决驾驶室的振动问题,降低耳旁噪声,应设置发动机二阶惯性力平衡机构。
在1999年7月农业机械学报第30卷第4期底盘和驾驶室之间安装隔振装置以削弱振动激励,是减小驾驶室振动,降低驾驶室内噪声的另一有效途径。
原样机驾驶室已装有简易的隔振装置,但试验表明,由于隔振装置的结构和参数选择不合理,未能起到有效的隔振作用。
图3 原驾驶室隔振装置简图(a)结构简图 (b)力学模型1.拖拉机底盘 2.弹性块 3.驾驶室底板2 原隔振装置的性能简析图3a 是原隔振装置的结构简图,它实际上是一个弹性垫块。
如不考虑螺钉孔与螺钉间的横向干涉、摩擦等,其连同驾驶室构成的力学模型可用图3b 表示,图中G 是限位机构,相当于图3a 中的螺钉。
该力学模型的隔振特性有以下几种情况: (1)当间隙 >0,且(y -x )max < 时,系统的特性符合单自由度受迫振动的规律,即满足下面的微分方程my +R (y -x )+K (y -x )=0(1) (2)当 =0,且弹簧的预压缩量 恰好满足K =mg 时。
在振动过程中当y -x <0时,x 和y 之间仍用式(1)表示;但当质量块和基础相互远离,并在y -x =0的瞬时,限位机构将发生碰撞。
假定m 远小于基础的质量,则运动微分方程为my +R (y -x )+K (y -x )=0 y -x <0y =x碰撞瞬时y 2=y 1-(1-k )(y 1-x 1)碰撞结束(2)式中 x 1、y 1——基础和质量块在碰撞前的瞬时速度 y 2——质量块在碰撞后的瞬时速度 k ——恢复系数碰撞现象存在,必然产生冲击力。
对驾驶室而言,由于冲击力的有规律激励,因而,除产生与激励频率 一致的基本振动外,还将激起其他频率的振动。
反映在振动和噪声的频谱特性上,将是以激励频率为主的宽频带频谱。
而且由于冲击的存在,将使驾驶室的振动明显增大。
(3) =0,且K ≥mg +my0时,对驾驶室而言,相当于联接螺钉的预紧力大于驾驶室的重力与其惯性力的和。
此时,在基础振动过程中,质量块将无法克服预紧力而与基础产生相对运动,整个结构相当于刚性联接,弹性元件将失去意义。
(4) =0,且mg <K <mg +my 0时,即介于(2)和(3)情况之间。
此时,在振动过程中仍然会产生冲击,但冲击的程度要弱于第2种情况。
由上述分析可知,在一般情况下,这种简单对穿联接式隔振装置很难产生有效的隔振作用。
在实际中,当驾驶室及底盘的联接孔和联接螺钉之间产生干涉时更是如此。
将样机的隔振垫拆除,用螺钉直接联接,此时驾驶室的振动和内部噪声无明显变化(原驾驶室隔振装置的联接螺钉预紧力较大,相当于第3种情况)。
这种形式的隔振装置仅当拖拉机遇到深坑冲击时,方具有一定的缓冲作用。
3 隔振装置的改进设计由于拖拉机底盘在x 、y 、z 三个方向对驾驶室都有振动激励,因而考虑隔振器在三个方向都必须具有隔振效果。
因此,建立图4所示的驾驶室隔振系统力学模型。
该隔振系统的振动微14农 业 机 械 学 报1999年图4 驾驶室隔振系统力学模型分方程为M g +C g +K g =C g 0+K g 0(3)式中 M 、C 、K ——振动系统的广义质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵 g 、g 0——拖拉机驾驶室及底盘振动位移列向量由于原隔振装置几乎没有隔振效果,所以隔振装置改进以后,在频率为f 处的减振降噪量 L pf 可用下式估算L p f =20lg T f =20lg 13(T xf +T y f +T z f )(4)式中 T f ——频率为f 时,在x 、y 、z 三个方向上的平均振动加速度传递率 T xf 、T yf 、T z f ——频率为f 时,分别在x 、y 、z 三个方向上振动加速度传递率将66Hz 处的降噪量作为目标参数,要求 L p 66≥15dB 。
因驾驶室对称于x 轴,故令k 1x =k 3x ,k 2x =k 4x ,k 1y =k 3y ,k 2y =k 4y ,k 1z =k 3z ,k 2z =k 4z 。
考虑到隔振器在z 向的刚度对驾驶室的稳定性比较重要,要求k iz =(2-2.5)k ix =(2-2.5)k iy (i =1,2,3,4)。
以k 1z 作为设计变量,经计算确定隔振器刚度如表1所示。
表1 隔振器刚度kN /m k 1xk 2x k 1yk 2y k 1z k 2z 3897963897969121824图5 改进后的隔振装置简图1.底盘2.内防护圈3.驾驶室底板4.弹性块5.外防护圈图5是经改进后的隔振器结构简图。
由于拖拉机工作条件比较恶劣,在隔振器上增加了两个防护圈,其作用之一是保护隔振器的弹性元件。
在拖拉机正常工作时,外防护圈和驾驶室底板之间具有一定的间隙,隔振器可以正常工作;当驾驶室在上下方向产生强烈振动而使隔振器变形过大时,防护圈和底板之间的间隙被消除,直接和底板接触,从而保护了弹性元件。
同样,内外防护圈的配合可保护弹性元件,使其在纵向和横向发生不正常的强烈振动时不受损坏。
防护圈的另一个作用是起安全保护作用。
当拖图6 隔振装置改进前后耳旁噪声的比较拉机发生意外时,可保护联接螺栓不被剪断。
4 隔振降噪效果采用图5所示的隔振器后,主要激励频率66Hz 处驾驶室联接点的振动峰值由原来的1.24m /s 2下降到0.34m /s 2,中高频段的振动峰值基本消除。
耳旁噪声的线性声压级由原来的116dB(L)下降到104dB(L),A 声级由94.2dB(A )下降到90.9dB (A )。
图6是隔振装置改进前后测得的耳旁噪声频谱。
可以看出在63Hz 频段上的噪声下降很多。
在原驾驶室耳旁噪声中,63Hz 这一频段的噪声一直很大,降低这一频段的噪声是解决耳旁噪声的主要矛盾之一。
由声学理论可知,吸声和隔声一般对中15第4期 陆森林等:拖拉机驾驶室的隔振降噪16农 业 机 械 学 报1999年高频噪声具有较好的效果,但对低频噪声效果不大,所以新隔振器在低频段具有良好的降噪效果,恰好弥补了隔声和吸声的不足。
参考文献1 陆森林,宫镇.拖拉机驾驶室噪声分析.江苏工学院学报,1990,11(3):43～552 陆森林,郑辉.拖拉机驾驶室隔声降噪.江苏工学院学报,1992,13(4):32～363 张准,汪凤泉.振动分析.南京:东南大学出版社,1991.156～2544 霍玉云.橡胶制品设计与制造.北京:化工工业出版社,1984.5 严济宽.机械振动隔离技术.上海:上海科学技术出版社,1986.NOISE REDUCTION OF TRACTOR BYVIBRATION ISOLATIONLu Senlin Liu Ho ng guang Liu Zhiqiang(J iangsu Univ ersity of S cience and Technology)AbstractIt is proved by the ex periments that the heav y noise in the cab of a model50tr actor co mes fro m the vibr ation of the cab w alls.A lthough the source of the vibratio n is tractor en-gine,the key factor respo nsible for that is poor perform ance o f the orig inal cab isolators. The analysis o f the isolators show s that this po or perfo rmance is mainly caused by im pro per desig n of the isolator structure.Based on the vibration characteristics of the tractor and cab w alls,the fo rmer cab isolators are impr oved.On the basis of mechanical mo del of the vibra-tio n sy stem co mpo sed of cab and iso lator s,the parameters of the new designed isolator are calculated aiming at reduction of vibrating frequency which dominates the ear no ise.As a r e-sult,the driver's ear noise in the cab is reduced about12dB(L)and3.3dB(A).Key words Wheeled tr actor,Cab,Noise control。
