拖拉机驾驶室的隔振降噪

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。