二手轮式装载机主要噪声源的判定与应对措施_装载机知识_二手装载机
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二手轮式装载机主要噪声源的判定与应对措施

当前栏目:装载机知识日期:2019-03-14 09:40:41浏览量:6

二手轮式装载机在工作过程中会发出较大噪声, 干扰正常生活与工作。以轮式装载机为研究对象, 在试验的基础上对其主要噪声源进行分析和判定。针对主要噪声源——装载机泵机构, 提出了应对措施。

一.研究背景

二手轮式装载机的噪声分为机外辐射噪声和司机位置处噪声。机外辐射噪声对环境造成公害, 干扰机器附近人们的正常工作与休息。驾驶室内噪声会影响驾驶员操作舒适性, 增加驾驶员的疲劳感。与装载机相关的噪声主要有发动机噪声、风扇噪声、传动系统噪声等。

通过对发动机、风扇、传动系统, 以及对发动机舱、驾驶室的声学包装来对装载机进行降噪, 首先要对最大噪声贡献源进行判断。频谱分析法可以有效地判断整车噪声的最大噪声源, 对噪声信号进行三分之一倍频程分析, 一般认为某中心频带的噪声高出其它频带3 dB以上, 即为主要噪声源。通过振动、噪声及声振粗糙度试验和LMS Test.lab频谱分析方法对装载机的主要噪声源进行测试分析, 确认引起装载机噪声超标的主要噪声源为变矩器及工作泵内部齿轮的啮合。通过对相应齿轮进行优化, 降低相应频段下的噪声, 最终使目标装载机的噪声水平达到国家标准, 整机噪声下降3 dB (A) , 为装载机的整车降噪提供了值得借鉴的方法。

二.主要噪声源判定

二手装载机噪声主要受到发动机噪声、风扇噪声、传动系统噪声等影响。通过研究西门子公司的LMS Test.lab模块, 对装载机整机进行振动、噪声及声振粗糙度试验, 判定装载机整机噪声的主要贡献源。

对装载机进行试验, 整机噪声超标, 机外辐射噪声为114 dB (A) , 超标1 dB (A) , 驾驶员耳旁噪声为89d B (A) , 超标3 dB (A) , 见表1。

表1.

对机外辐射噪声及驾驶员耳旁噪声进行频谱分析, 图2所示为发动机转速2 200 r/min时, 测点1的1/3倍频程图。

如图2所示, 在定置2 200 r/min工况时, 主要噪声频带为1 600 Hz, 为窄带噪声, 远远高于其它中心频带。

为了进一步确定1 600 Hz噪声来源, 进行如下试验:测试整车近场噪声, 试验工况为原地定置, 发动机从怠速到最高空车转速缓加油门。

图3所示为整车近场升速频谱图, 定义发动机曲轴转动产生的激励为1阶。

图2

图3

突出噪声存在阶次性, 分别为39。6、44阶, 在发动机2 200 r/min时, 恰好对应1 438 Hz、1 598 Hz左右频带, 通过滤波回放及频谱分析, 确定其为齿轮啮合噪声。

进一步查询整车配置, 发现变矩器主动齿轮为44齿, 工作泵内转向齿轮为12齿。当发动机运转时, 其啮合频率分别为曲轴转速的44倍与12倍。定义曲轴转频为1阶, 则变矩器主动齿轮啮合频率对应44阶, 工作泵内转向齿轮啮合频率对应12阶。

三。低噪声齿轮设计要点

在齿轮啮合过程中, 由于齿轮受力必将产生一定程度的弹性变形, 因此每当一对齿轮啮合时, 原来啮合齿轮的载荷就会相对减小, 它们就会立即向着载荷位置恢复变形, 从而给齿轮体一个切向加速度。再加上原有啮合齿轮在受载下的弯曲变形, 使新啮合的齿轮不能得到原设计齿廓的平滑接触而发生碰撞, 形成所谓的啮合冲击力。此外, 由于齿轮的几何参数、啮合点位置及瞬时传动比不断变化, 使齿轮刚度不断变化, 齿轮在啮合中不断互相冲击而激发齿轮振动, 因此产生齿轮啮合噪声。

设计低噪声齿轮时, 要降低啮入冲击速度, 尽量避免节圆冲击, 使啮入啮出冲击速度比值在一定的范围内。啮入冲击是影响噪声的主要因素, 实验数据表明, 啮出与啮入冲击速度比值在1.8~2.3范围内传动噪声最低。由于齿轮两侧摩擦力方向不同会引起节圆冲击, 因此设计时应尽量减少冲击, 即保证实际啮合起点与理论啮合起点位于中心线同一侧。

齿面粗糙度也是影响齿轮传动噪声的一个重要因素, 采用不同的加工方法可以获得不同的齿面粗糙度。通过齿轮修形, 使其动载荷及转速波动减小, 也是降低齿轮噪声的方法之一。

四.噪声优化

通过试验确定了造成试验二手装载机噪声超标的主要噪声源为变矩器主动齿轮的啮合以及工作泵泵内齿轮的啮合。为了降低整机噪声, 对变矩器及工作泵相关齿轮进行优化, 减小齿轮间的啮合冲击力, 将变矩器及工作泵中产生较高啮合噪声的齿轮副由直齿改为斜齿, 并在其表面采用镍钴合金进行镀层, 减小齿轮啮合时的啮合冲击力, 从而起到降低噪声的目的。

对优化后的装载机进行噪声测试, 机外辐射噪声为111 dB (A) , 比原状态下降3 dB (A) , 驾驶员耳旁噪声为86 dB (A) , 比原状态下降3 dB (A) , 均满足国标要求。测试结果见。

优化后整车近场原地定置变工况噪声频谱如图4所示。优化前后噪声总级对比如图5所示。

由图4可见, 噪声相对图3大幅下降。由图5可见, 优化齿轮后, 39。6阶、44阶噪声幅值在整个发动及转速段内大幅下降, 齿轮啮合噪声已不凸显。

图4.

图5

图6

定置工况下, 优化后测点1的噪声1/3倍频程图如图6所示。1 600 Hz中心频段噪声明显下降, 已不再是突出噪声。

五。结论

对影响二手装载机整机噪声的主要因素进行了分析, 再以某整机噪声超标的装载机为例, 采用振动、噪声及声振粗糙度试验分析手段, 确定了造成其噪声超标的主要原因为齿轮啮合噪声过大。另外, 分析了齿轮啮合噪声产生的机理及减小齿轮啮合噪声的设计方法, 通过优化液力变矩器的主动齿轮以及工作泵的泵内齿轮, 大大降低了齿轮啮合时产生的噪声幅值, 使试验装载机整机噪声下降3 dB (A) , 满足了国标要求, 整车噪声性能大幅提升, 从而验证了分析方法的正确性及控制方法的有效性。有关装载机异常响声的问题大家可以参考《二手装载机柴油机异常响声的故障处理》,谢谢!


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