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    二手輪式裝載機主要噪聲源的判定與應對措施

    當前欄目:裝載機知識日期:2019-03-14 09:40:41瀏覽量:6

    二手輪式裝載機在工作過程中會發出較大噪聲, 干擾正常生活與工作。以輪式裝載機為研究對象, 在試驗的基礎上對其主要噪聲源進行分析和判定。針對主要噪聲源——裝載機泵機構, 提出了應對措施。

    一.研究背景

    二手輪式裝載機的噪聲分為機外輻射噪聲和司機位置處噪聲。機外輻射噪聲對環境造成公害, 干擾機器附近人們的正常工作與休息。駕駛室內噪聲會影響駕駛員操作舒適性, 增加駕駛員的疲勞感。與裝載機相關的噪聲主要有發動機噪聲、風扇噪聲、傳動系統噪聲等。

    通過對發動機、風扇、傳動系統, 以及對發動機艙、駕駛室的聲學包裝來對裝載機進行降噪, 首先要對最大噪聲貢獻源進行判斷。頻譜分析法可以有效地判斷整車噪聲的最大噪聲源, 對噪聲信號進行三分之一倍頻程分析, 一般認為某中心頻帶的噪聲高出其它頻帶3 dB以上, 即為主要噪聲源。通過振動、噪聲及聲振粗糙度試驗和LMS Test.lab頻譜分析方法對裝載機的主要噪聲源進行測試分析, 確認引起裝載機噪聲超標的主要噪聲源為變矩器及工作泵內部齒輪的嚙合。通過對相應齒輪進行優化, 降低相應頻段下的噪聲, 最終使目標裝載機的噪聲水平達到國家標準, 整機噪聲下降3 dB (A) , 為裝載機的整車降噪提供了值得借鑒的方法。

    二.主要噪聲源判定

    二手裝載機噪聲主要受到發動機噪聲、風扇噪聲、傳動系統噪聲等影響。通過研究西門子公司的LMS Test.lab模塊, 對裝載機整機進行振動、噪聲及聲振粗糙度試驗, 判定裝載機整機噪聲的主要貢獻源。

    對裝載機進行試驗, 整機噪聲超標, 機外輻射噪聲為114 dB (A) , 超標1 dB (A) , 駕駛員耳旁噪聲為89d B (A) , 超標3 dB (A) , 見表1。

    表1.

    對機外輻射噪聲及駕駛員耳旁噪聲進行頻譜分析, 圖2所示為發動機轉速2 200 r/min時, 測點1的1/3倍頻程圖。

    如圖2所示, 在定置2 200 r/min工況時, 主要噪聲頻帶為1 600 Hz, 為窄帶噪聲, 遠遠高于其它中心頻帶。

    為了進一步確定1 600 Hz噪聲來源, 進行如下試驗:測試整車近場噪聲, 試驗工況為原地定置, 發動機從怠速到最高空車轉速緩加油門。

    圖3所示為整車近場升速頻譜圖, 定義發動機曲軸轉動產生的激勵為1階。

    圖2

    圖3

    突出噪聲存在階次性, 分別為39.6、44階, 在發動機2 200 r/min時, 恰好對應1 438 Hz、1 598 Hz左右頻帶, 通過濾波回放及頻譜分析, 確定其為齒輪嚙合噪聲。

    進一步查詢整車配置, 發現變矩器主動齒輪為44齒, 工作泵內轉向齒輪為12齒。當發動機運轉時, 其嚙合頻率分別為曲軸轉速的44倍與12倍。定義曲軸轉頻為1階, 則變矩器主動齒輪嚙合頻率對應44階, 工作泵內轉向齒輪嚙合頻率對應12階。

    三.低噪聲齒輪設計要點

    在齒輪嚙合過程中, 由于齒輪受力必將產生一定程度的彈性變形, 因此每當一對齒輪嚙合時, 原來嚙合齒輪的載荷就會相對減小, 它們就會立即向著載荷位置恢復變形, 從而給齒輪體一個切向加速度。再加上原有嚙合齒輪在受載下的彎曲變形, 使新嚙合的齒輪不能得到原設計齒廓的平滑接觸而發生碰撞, 形成所謂的嚙合沖擊力。此外, 由于齒輪的幾何參數、嚙合點位置及瞬時傳動比不斷變化, 使齒輪剛度不斷變化, 齒輪在嚙合中不斷互相沖擊而激發齒輪振動, 因此產生齒輪嚙合噪聲。

    設計低噪聲齒輪時, 要降低嚙入沖擊速度, 盡量避免節圓沖擊, 使嚙入嚙出沖擊速度比值在一定的范圍內。嚙入沖擊是影響噪聲的主要因素, 實驗數據表明, 嚙出與嚙入沖擊速度比值在1.8~2.3范圍內傳動噪聲最低。由于齒輪兩側摩擦力方向不同會引起節圓沖擊, 因此設計時應盡量減少沖擊, 即保證實際嚙合起點與理論嚙合起點位于中心線同一側。

    齒面粗糙度也是影響齒輪傳動噪聲的一個重要因素, 采用不同的加工方法可以獲得不同的齒面粗糙度。通過齒輪修形, 使其動載荷及轉速波動減小, 也是降低齒輪噪聲的方法之一。

    四.噪聲優化

    通過試驗確定了造成試驗二手裝載機噪聲超標的主要噪聲源為變矩器主動齒輪的嚙合以及工作泵泵內齒輪的嚙合。為了降低整機噪聲, 對變矩器及工作泵相關齒輪進行優化, 減小齒輪間的嚙合沖擊力, 將變矩器及工作泵中產生較高嚙合噪聲的齒輪副由直齒改為斜齒, 并在其表面采用鎳鈷合金進行鍍層, 減小齒輪嚙合時的嚙合沖擊力, 從而起到降低噪聲的目的。

    對優化后的裝載機進行噪聲測試, 機外輻射噪聲為111 dB (A) , 比原狀態下降3 dB (A) , 駕駛員耳旁噪聲為86 dB (A) , 比原狀態下降3 dB (A) , 均滿足國標要求。測試結果見。

    優化后整車近場原地定置變工況噪聲頻譜如圖4所示。優化前后噪聲總級對比如圖5所示。

    由圖4可見, 噪聲相對圖3大幅下降。由圖5可見, 優化齒輪后, 39.6階、44階噪聲幅值在整個發動及轉速段內大幅下降, 齒輪嚙合噪聲已不凸顯。

    圖4.

    圖5

    圖6

    定置工況下, 優化后測點1的噪聲1/3倍頻程圖如圖6所示。1 600 Hz中心頻段噪聲明顯下降, 已不再是突出噪聲。

    五.結論

    對影響二手裝載機整機噪聲的主要因素進行了分析, 再以某整機噪聲超標的裝載機為例, 采用振動、噪聲及聲振粗糙度試驗分析手段, 確定了造成其噪聲超標的主要原因為齒輪嚙合噪聲過大。另外, 分析了齒輪嚙合噪聲產生的機理及減小齒輪嚙合噪聲的設計方法, 通過優化液力變矩器的主動齒輪以及工作泵的泵內齒輪, 大大降低了齒輪嚙合時產生的噪聲幅值, 使試驗裝載機整機噪聲下降3 dB (A) , 滿足了國標要求, 整車噪聲性能大幅提升, 從而驗證了分析方法的正確性及控制方法的有效性。有關裝載機異常響聲的問題大家可以參考《二手裝載機柴油機異常響聲的故障處理》,謝謝!


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