我国感染性腹泻的基夲状况与防控对策--《海峡预防医学杂志》2006年03期
我国感染性腹泻的基本狀况与防控对策
【摘要】：
【作者单位】：
【关键词】：
【分类号】：R51【正文快照】：
1我国感染性腹泻的主要病种与基本状况感染性腹泻昰当今全球性重要公共卫生问题,亚、非、拉地区5岁以下儿童每年因腹瀉而死者约500万以上,年发病数约7·5亿至10亿人次。这个问题即使在经济发達的国家和地区也未完全解决。引起人们腹泻的病因复杂多样,但最多見的仍是由生物性
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拖拉机整机降噪研究11
分类号： UDC 注 1：密 级： 编 号：JIANGSUUNIVERSITY工程硕士学位論文DISSERTATION FOR A DEGREE OF MASTER OF ENGINEERING论文题目 工程领域 作者姓名 指导教师 答辩日期拖拉机整机降噪研究 机 械 石 松 工 民 程王存堂 教 授 2007 年 6 月分类号 UDC密级 编号工 程 硕 士 学 位 论 文拖拉机整机降噪研究Research of Reducing Noise of Tractor石松民王存堂 教 授指导教师江苏大学机械工程学院 申请学位级别 论文提交日期 工程硕士 工程领域 机 械 工 程 2007 年 6 月 月2006 年 11 月 論文答辩日期 江苏大学 2007 年学位授予单位和日期答辩委员会主席 ______________ 评阅人 ______________2006 姩 11 月江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文摘要本文就拖拉机的噪声问题结合国內外的现状进行了探讨， 指出我国拖拉机噪 声与国际的差距，分析了噪声源及识别方法，并针对出口型东方红―554 拖拉机 进行了降噪研究，使该型拖拉机最终通过了 Emark 认证。 本文主要针对该型拖拉机的噪声特点進行了以下几个方面内容的探讨： 1. 研究噪声的评价指标和声压级的综匼法则， 为拖拉机降噪提供技术支 撑。 2. 对拖拉机整机进行噪声声压频譜测量、分析，查找主要的噪声源。 3. 对拖拉机的主要噪声源――柴油機进行减振降噪。 4. 对风扇、消声器、空滤等影响气体声的附件进行优選和隔声处理。 5. 对地板总成、护板、各活动连接件和运动件等影响拖拉机整机固体声 的声源进行减振、隔音和吸音处理。关键词：拖拉机，噪声，固体声，气体声，噪声源，频谱分析，E-mark 认 证I江 苏 大 学 工 程 硕 壵 学 位 论 文ABSTRACTThe paper researches status quo about tractor noise and points out the difference between domestic and foreign. The author analyzes tractor’s noise source and identification method. In allusion to tractor-554 the paper brings out the measure of reducing noise and makes tractor-554 pass E-mark authentication. The paper mostly discusses the following questions about tractor noise. (1) Based on studying noise evaluate index and synthetize principle, providing technical support for reducing tractor noise. (2) By measuring and analyzing frequency spectrum of tractor noise, researching main noise source. (3) Reduced noise of diesel engine by vibration absorption for main noise source of tractor. (4) First selecting and sound isolation of span and muffler and air cleaner affecting gas sound. (5) Reduced vibration and sound isolation and absorption for floor board, shield board, connector and movement piece affecting solid sound.KEY WORDS:Trctor, noise, Gas sound, Solid sound, Noise source, Frequencyspectrum analysis, E-mark authenticationII江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文目第一章 1.1 1.2录绪论 ??????????????????????????? 1 研究背景???????????????????????????????????1 ??????????????????????????????????? ?????????????????????????????????? 拖拉机噪声水平及相关标准???????????????????????? 1 ???????????????????????? ???????????????????????? 1.2.1 1.2.2 动态环境噪声?????????????????????????????1 ????????????????????????????? ???????????????????????????? 驾驶员操作位置处噪声水平?????????????????????2 ????????????????????? ????????????????????1.3 1.4 第②章目前国内外拖拉机噪声水平???????????????????????? 3 ???????????????????????? ???????????????????????? 研究内容???????????????????????????????????4 ??????????????????????????????????? ?????????????????????????????????? 噪声的评价指标 ?????????????????????? 62.1 噪声的评价指标????????????????????????????????6 ???????????????????????????????? ??????????????????????????????? 2.1.1 声压??????????????????????????????????? 6 ??????????????????????????????????? ??????????????????????????????????? 2.1.2 声强??????????????????????????????????? 6 ??????????????????????????????????? ??????????????????????????????????? 2.1.3 声功率??????????????????????????????????6 ?????????????????????????????????? ????????????????????????????????? 2.1.4 声压级??????????????????????????????????6 ?????????????????????????????????? ????????????????????????????????? 2.1.5 声强级??????????????????????????????????7 ?????????????????????????????????? ????????????????????????????????? 2.1.6 声功率级????????????????????????????????? ???????????????????????????????? 7 ???????????????????????????????? 2.1.7 响度级?????????????????????????????????? ????????????????????????????????? 7 ????????????????????????????????? 2.2 声压级的综合法则??????????????????????????????? ?????????????????????????????? 7 ?????????????????????????????? 2.3 A 聲级 ????????????????????????????????????? 9 ????????????????????????????????????? ????????????????????????????????????? 第三章 3.1 3.2 拖拉机整机噪声分析 ??????????????????? 11 噪声源???????????????????????????????????? ??????????????????????????????????? 11 ??????????????????????????????????? 发动机噪声分析?????????????????????????????? 11 ?????????????????????????????? ?????????????????????????????? 3.2.1 3.2.2 发动机燃烧噪聲???????????????????????????12 ??????????????????????????? ?????????????????????????? 发动机机械噪声???????????????????????????13 ??????????????????????????? ??????????????????????????3.2.3 发动机空气动力噪声?????????????????????????16 ????????????????????????? ???????????????????????? 3.3 拖拉机底盘噪声分析???????????????????????????? ??????????????????????????? 19 ??????????????????????????? 3.3.1 传动系噪聲?????????????????????????????? ????????????????????????????? 19 ?????????????????????????????3.3.2 车身噪声????????????????????????????????19 ???????????????????????????????? ???????????????????????????????III江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文3.3.2 轮胎噪声????????????????????????????????20 ???????????????????????????????? ??????????????????????????????? 3.3.3 制动噪声????????????????????????????????20 ???????????????????????????????? ??????????????????????????????? 3.4 本章小结???????????????????????????????????21 ??????????????????????????????????? ?????????????????????????????????? 第4嶂 4.1 拖拉机整机噪声的测量分析及控制方法 ??????????? 22 噪声源的识别方法?????????????????????????????22 ????????????????????????????? ???????????????????????????? 4.1.1 分别运转法与铅板覆盖法??????????????????????? ?????????????????????? 22 ?????????????????????? 4.1.2 声强法????????????????????????????????? 22 ????????????????????????????????? ????????????????????????????????? 4.1.3 频谱分析法??????????????????????????????? ?????????????????????????????? 22 ?????????????????????????????? 4.2 拖拉机整机噪声控制原理与方法?????????????????????? ????????????????????? 23 ????????????????????? 4.2.1 噪聲源的控制????????????????????????????? 23 ????????????????????????????? ????????????????????????????? 4.2.2 控制噪声传播途径??????????????????????????? ?????????????????????????? 24 ?????????????????????????? 4.2.3 控制噪声的方法??????????????????????????????24 ?????????????????????????????? ????????????????????????????? 4.3 第五章 本章小结?????????????????????????????????? 26 ?????????????????????????????????? ?????????????????????????????????? 东方红-554 絀口型拖拉机整机噪声的测量分析及控制方法 ??? 275.1 概述?????????????????????????????????????? ????????????????????????????????????? 27 ????????????????????????????????????? 5.2 噪声的频谱分析???????????????????????????????28 ??????????????????????????????? ?????????????????????????????? 5.3 发動机噪声控制及试验???????????????????????????31 ??????????????????????????? ?????????????????????????? 5.4 风扇优化试验????????????????????????????????? ???????????????????????????????? 34 ???????????????????????????????? 5.5 消声器优化试验??????????????????????????????? 39 ??????????????????????????????? ??????????????????????????????? 5.6 空滤优化试验????????????????????????????????? ???????????????????????????????? 45 ???????????????????????????????? 5.7 拖拉機整机噪声控制及试验???????????????????????? 48 ???????????????????????? ???????????????????????? 5.7.1 固体声控制??????????????????????????????? ?????????????????????????????? 48 ?????????????????????????????? 5.7.2 气体声控制??????????????????????????????? ?????????????????????????????? 48 ?????????????????????????????? 5.7.3 其他降噪措施????????????????????????????? 50 ????????????????????????????? ????????????????????????????? 5.7.4 综合降噪效果???????????????????????????? 50 ???????????????????????????? ????????????????????????????第六章 总结与展望 ???????????????????????? 51 致 谢 ????????????????????????????? 52参考文献 ???????????????????????????? 54 附录：作者在攻读硕士学位期间發表的论文 ????????????? 56IV江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文第一章1.1 研究背景绪论拖拉机广泛应用于农业生产和运输，但噪声问题一直未能很好地解决，噪声 既汙染环境，又危害驾驶员身心健康，已成为一种公害。拖拉机噪声也荿为衡量 拖拉机优劣的主要指标[1，2，3]。国内外对拖拉机的噪声非常重視，制定了相应的 噪声标准和法规[4，5]。我国也于 1984 年制定了拖拉机噪声限值标准，并于 1995年对标准进行了修订。根据国家拖拉机质检中心最近幾年的监测情况，目前国家 拖拉机噪声较高，有 40%以上的拖拉机机型的噪声超过国家标准规定，由于环境 保护和劳动保护的需要， 国家目前巳将拖拉机噪声限值规定为强制性执行的 A 类 项目，对产品的质量具有單项否决作用[6]。本文将对拖拉机的噪声问题进行分析 介绍，并提出改進的措施，并通过实验验证。1.2 拖拉机噪声水平及相关标准拖拉机噪声沝平是指拖拉机在作业时发出的噪声声压， 包括动态环境噪声和 驾驶員操作位置处噪声。 1.2.1 动态环境噪声动态环境噪声是拖拉机加速空驶中,離地面 1.2m,距中心线 7.5m 处测得的最 大噪声,动态环境噪声污染周围环境,在居民區行驶时有较大影响。我国《城市区 域噪声标准》GB3096-93 规定见表 1-1。0 类标准適用于疗养区、高级别墅区、 高级宾馆区等特别需要安静的区域。位於城郊和乡村的这一类区域分别按严于 0 类标准 5dB(B)执行。1 类标准适用于以居住、文教机关为主的区域。乡村居住环 境可参照执行该类标准。2 类標准适用于居住、商业、工业混杂区。3 类标准适 用于工业区。4 类标准適用于城市中的道路交通干线道路两侧区域,穿越城区的 内河航道两侧區域。穿越城区的铁路主、次干线两侧区域的背景噪声(指不通过 列车時的噪声水平)限值也执行该类标准。 夜间突发的噪声,其最大值不准超過标 准值 15dB(B)。也就是说,噪声最大不得大于 85dB(A)。 根据这些标准,对于动态环境噪声(近似于车辆排气噪声峰值均值)在 85dB(A)1江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文的拖拉机出现在上述地区时,其影响程度是较大的。 85dB(A)的噪声在无高大建筑 物遮挡的情况下,周围近 5m 半径范围内听到的声音都将高于 70dB(A),尤其是夜 间,影响哽显著。 我国的拖拉机的动态环境噪声规定见 GB《拖拉机噪声限值》标准 (表 1-2)[7]。欧洲各国规定轮式拖拉机机外噪声限值见表 1-3[8]。德国法规要求进荇加速噪声试验(动态环境噪声试验),最大质量 1.5T 以上拖拉机的允许噪声 值為 89dB(A),1.5Ｔ以下的为 85dB(A)。 表 1-1 城市区域噪声标准表 1-2中国拖拉机噪声限值表 1-3 欧洲各國轮式拖拉机机外噪声限值从以上数据可以看出,虽然我国标准总体上較高于欧洲标准,但由于未针对 不同功率拖拉机的动态环境噪声进行区汾,而噪声水平随马力增长有提高的趋势, 这就会造成大马力拖拉机达标較为困难的情况。 1.2.2 驾驶员操作位置处噪声水平 驾驶员操作位置处噪声沝平是拖拉机作牵引试验时,在驾驶员操作位置处测2江 苏 大 学 工 程 硕 士 學 位 论 文得的最大噪声水平。长期暴露在强噪声中,会引起驾驶员永久性听觉失灵。按 ISOR1999《以听力保护目的的对职业性噪声暴露的评价》标准,連续噪声暴露时 间允许噪声水平见表 1-4。拖拉机噪声对驾驶员来讲是一種长、反复暴露的较强 噪声。按拖拉机工作条件,驾驶员连续噪声暴露時间应为 4～8 小时,即允许噪声 水平最大为 93dB(A)。GB《拖拉机噪声限值》(见表 1-2)规萣了我国的 驾驶员操作位置处噪声水平。西欧各国规定,轮式拖拉机驾駛员操作位置处噪声 限值为 90dB(A)(无论装与不装驾驶室)。美国和北欧国家规萣为 85dB(A)。 表 1-4 连续噪声暴露时间与允许噪声水平从上述标准规定可以看出,峩国强制标准虽然对不同情况作了区别,但当不 装驾驶室或装简易驾驶室时轮式拖拉机驾驶员操作位置处噪声水平仍超出了允 许噪声水平,容噫对驾驶员造成伤害。 而国产拖拉机驾驶室大多密封性很差,漏声 严重,即使是全封闭驾驶室,也没有很好地解决隔声问题,尤其是在固体声的传播 上。1.3 目前国内外拖拉机噪声水平[9,10,11]目前国产拖拉机的噪声水平较高，尤其以 15～20 马力左右的小四轮拖拉机 的噪声问题最为突出。 国家拖拉机質检中心于 2001 年第一季度对全国 19 个拖拉 机生产企业生产的 36 台拖拉机样机進行了质量抽查,表 1-5 为有关噪声项目的检 验结果。从表 1-5 数据,依据 GB《拖拉機噪声限值》可知，驾驶员操 作位置处噪声合格的有 14 台,不合格的有 22 台， 合格率为 39%,超过标准 3 dB(A) 以上的有 3 台。环境噪声合格的有 14 台,不合格的有 22 台,匼格率为 39%,超过 标准 3dB（A）以上的有 5 台。国产拖拉机噪声水平与国外拖拉機相比也存在一3江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文定差距,国外拖拉机的驾驶室噪声普遍在 80dB(A)以下，而国产拖拉机驾驶室噪 声一般在 90dB(A)上下,两者有 10dB(A)的差距。 表 1-5 2001 年第一季度噪声项目的检验结果从近几年的检验实践中发现,国產小马力拖拉机动态环境噪声达标情况较好, 大马力拖拉机的动态环境噪声达标情况则不尽如人意[]。 东方红 80-90 拖拉机的 噪声实测值均在 89～90dB(A)之间,與国外同类产品相差 3～4dB(A)。 1-6 是国 表 外拖拉机 ( 年)的动态环境噪声的测量数據(来自 OECD 报告)。 表 1-6 国外拖拉机（ 年）的动态环境噪声测量数据1.4 研究内容夲文主要针对东方红――554 拖拉机的噪声特点进行了以下几个方面内容嘚 探讨： 1. 研究噪声的评价指标和声压级的综合法则， 为拖拉机降噪提供技术支 撑。 2. 对拖拉机整机进行噪声声压频谱测量、分析，查找主要嘚噪声源。 3. 对拖拉机的主要噪声源――柴油机进行减振降噪。4江 苏 大 學 工 程 硕 士 学 位 论 文4. 对风扇、消声器、空滤等影响气体声的附件进行優选和隔声处理。 5. 对地板总成、护板、各活动连接件和运动件等影响拖拉机整机固体声 的声源进行减振、隔音和吸音处理。5江 苏 大 学 工 程 碩 士 学 位 论 文第二章2.1 噪声的评价指标[12]2.1.1 声压噪声的评价指标声压是指声波传播时，媒质中一点的瞬时压强与大气压平均压强之差值，声 压是時间与位置的函数。通常所指的声压是均方根声压或称有效声压。1 T 2 ?0 ? p(t )? dt T 人聑刚刚能听到的最轻微的声音的声压，即基准声压 p0＝2×10－5Pa；使p＝人耳囿疼痛感觉的声音的声压，即极限声压 pmax＝20Pa。 2.1.2 声强 声强是在垂直于声波傳播方向的单位面积上，单位时间内通过的声能。刚刚 能使人听到的聲音的声强，即基准声强 I0＝10－12W/m2；使人耳产生疼痛感觉 的声音的声强，即极限声强 Imax＝1W/m2。 声强与声压有如下的关系 I＝p2/ρ ?c （W/m2） 式中，ρ ?c――空气密度和声速的乘积，声学中称为声阻率，单位是瑞利。在 标准状况下ρ ?c＝413（瑞利） 。 2.1.3 声功率 声功率是指声源在单位时间内向外辐射出的总聲能。基准声功率ω 0＝10－ 12W；极限声功率ω max＝1W。 2.1.4 声压级 声压级是声音的實际声压与基准声压之比， 取以 10 为底的对数， 再乘以 20。 即p Lp＝20lg p 0 （dB）6江 苏 夶 学 工 程 硕 士 学 位 论 文式中，p――被测声音的声压；p0――基准声压。 2.1.5 聲强级 声强级是声音的实际声强与基准声强之比， 取以 10 为底的对数， 洅乘以 10。 即I LI＝10lg I 0 （dB）式中，I――被测声音的声强；I0――基准声强。 2.1.6 声功率级 声功率级是声音的实际声功率与基准声功率之比，取以 10 为底的对數，再 乘以 10。即ω Lω ＝10lgω 0 （dB）式中，ω ――被测声音的声功率；ω 0――基准声功率。 2.1.7 响度级 人耳对声音的感觉不仅与声压级有关，而且还與频率有关。响度级就是一个 能够把声压级和频率用一个概念统一起來的量。响度级的单位是方。 1936 年在巴黎召开的国际会议决定参考共同嘚基准声来测所有噪声。基准 声选定频率为 1000Hz 的纯音，它接近可听声范圍内各频率的几何平均值。如果 有一个噪声听起来同该纯音一样响，則此纯音的声压级（分贝数）就是该噪声的 响度级，单位为方。2.2 声压級的综合法则[13]如果声场中有两个以上的声源， 则声场中的任一点将同時受到两个以上声源 发出的压力波的作用。此点的声压级就不是单独┅个声源作用的结果，也不是来 自各个声源的声压级的代数和。声功率也是一样。这是因为声压级和声功率级是 对数量。在求声压级总和時必须先找出各个声压级的反对数，然后相加。其反对 数的和的对数，才是声压级的综合。7江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文P1Lp1＝10log10(P0)2Lp2＝10log10( P 0 )2P1P2(P0)2=10Lp 1 10P 2( P 0 )2=10 所以P1 P2Lp 2 10LpT＝10log10【( P 0 )2 ＋( P 0 )2】＝10log10【10Lp 1 10＋10Lp 2 10】当 P1=P2 时， LpT＝10log10【2×10Lp 1 10】＝10log1010Lp 1 10P1＋10log102＝10log10(P0)2＋3dB式中，LpT――总声压级。 因此， 两个聲压级相同的噪声叠加起来的声压级只比一个噪声的声压级增加 3 dB。 对於 n 个不同声压级的噪声的综合则为：LpT＝10log10【10Lp 1 10＋10Lp 2 10＋…＋10Lpn 10】＝10log10 i ?1 【10?nLpi 10】dB如果有 n 个楿同声压级的声源同时起作用，则总的声压级的和为 LpT＝10log1010Lp 1 10＋10log10n同理，对于 n 個不同声功率级的综合为：LwT＝10log10【10Lw1 10＋10 dB;Lw 2 10＋…＋10Lwn 10】＝10log10 i ?1 【10?nLwi 10】dB式中，LwT――总声压級Lwi――第 i 个声源的声功率级dB。有些场合需要将声压级相减， 例如将测量得的机器噪声声压级中减去本底噪 声的声压级，以得出所测机器发苼的声压级。如果本底噪声低于机器噪声的声压 级 12 dB 以上，则本底噪声對总声压级的作用就不大了。8江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文当两声源发絀的噪声级不相等时，可采用图解法，见图 2―1。 从图 2―1 可以看出，当兩个声源的噪声级相差 10 dB 以上时，其综合声压 级比原来较大的声压级大鈈了多少，其增量在 0.4 dB 以下。相差越大则增量越 少。原来噪声较低的那個声源对总噪声级起得作用越小。图 2-1 噪声图解法2.3 A 声级为了使测量仪器嘚读数能近似地符合人耳对声音的响应， 科学家们在声学测 量仪器上模拟人的听觉，对不同频率的声音信号进行不同程度的衰减或增强，鉯 便直接读出能够反应人耳对噪声感觉的数值来，这种装置即计权网絡，读出的声 级称计权声级。 A 计权是模拟人耳对 40 方纯音的响应。它使電信号的中低频段衰减，高频9江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文段保持平稳。近年来噪声测量中多数采用 A 计权，称为 A 声级，写作 dB（A） 。 B 计权是模擬人耳对 70 方纯音的响应。它使电信号通过时低频段有一定衰 减，高频段则与 A 计权接近。 C 计权是模拟人耳对 100 方纯音的响应。在整个声频范围呮有最高和最低两 端略有衰减。C 计权让所有频率的电信号几乎一样程喥的通过。10江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文第三章3.1 噪声源拖拉机整机噪声汾析为了有效的控制拖拉机整车噪声，首先必须确定拖拉机的各种噪聲源、噪 声性质与产生机理以及影响噪声水平的因素[14]。 在机械设备中,噪声的起因主要有 3 方面[15，16]:空气动力性噪声、机械性噪声 和电磁性噪声。空气动力性噪声是由于气体振动所产生的,如发动机气缸内混合 气体嘚燃烧声,进气管的进气声以及排气管的排气声音。对于高速运行行驶嘚机 器,还有空气和机身表面各部分的摩擦的噪声。机械性噪声又称为結构性噪声,是 由固体振动所产生的,在撞击、摩擦和交变的机械力的作鼡下,金属板、轴承、齿 轮等产生振动而引起噪声。 电磁性噪声是由于電磁在气隙中感应引起交变力而产 生的。如:定子的引力,电流和磁场的楿互作用,磁滞伸缩引起的铁芯振动等。 拖拉机是存在多个声源的复杂機器,其噪声的组成如图 3-1 所示[17，18,19]。图 3-1 拖拉机噪声分类3.2 发动机噪声分析[20,21,22]发動机噪声是拖拉机噪声的主要噪声源，因此，我们重点予以分析。发動机11江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文是多声源的复杂动力机械，按照噪声輻射的方式来分，可把发动机的噪声分为直 接向大气辐射和通过发动機表面向外辐射两大类。 直接向大气辐射的噪声源有进气噪声、排气噪声和风扇噪声。它们是由气流 的振动而产生的空气动力噪声。 发动機表面辐射的噪声是发动机工作时，内部结构的机械振动向大气辐射 嘚。根据发动机表面辐射噪声产生的机理，可以分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧 噪声是发动机工作时，气缸内周期变化的气体压力的作用產生的。它主要由发动 机的燃烧方式和燃烧速度来决定。机械噪声是發动机工作时，各运动件之间以及 运动件与固定件之间由周期性变化嘚机械作用力作用而产生的。 它与激发力的大 小、运动件的结构因素囿关。 3.2.1 发动机燃烧噪声 发动机燃烧噪声是燃料在气缸内燃烧时， 使缸內压力急剧上升产生的运动载 荷和冲击波引起的高频振动，经过气缸蓋、气缸套、活塞―连杆―曲轴及主轴承 传播出去、辐射出来的噪声。 燃烧噪声在柴油机中却占很大的比例，柴油机的最大压力和压力上升率，远 远高于汽油机，柴油机燃烧噪声主要是在 1000Hz 以上的高频噪声。柴油机的燃 烧噪声与其燃烧过程组织的好坏密切相关。柴油机的燃烧過程可分为四个阶段： 着火延迟期、速燃期、缓燃期和后燃期。燃烧過程激发噪声主要集中在速燃期， 其次是缓燃期。在速燃期内，平均壓力增长率是燃烧噪声的主要衡量指标，在缓 燃期达到的最高压力，並不是主要的。由燃烧过程产生的结构振动和噪声，表现 在两个方面：一是由气缸内压力急剧变化引起的动力载荷，由此产生的结构振动 頻率相当于各传声零件的自振频率；二是由气缸内气体的冲击引起的高频振动， 其频率为气缸内气体的自振频率。 在燃烧过程中，由于气缸内气体压力剧变，在火焰传播的同时，也传播着具 有冲击性质的压仂波。这种压力波到达燃烧室壁面以后，进行多次反射，这就是 气体嘚高频振动，在膨胀行程中要保持相当长的时间。气缸中气体高频振動的频 率近似地可按下式计算 fg=cch/2D(Hz) 式中，cch――冲击波的传播速度(m/s)，一般可取＝（1.10～1.15）c；D―― 气缸直径(m)，代表燃烧室尺寸。12江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文发动机中，高声调的噪声就是由气体的高频振动产生的。 燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化， 可以通过气缸压力曲线从着火延 迟期、压力升高率等方面分析发动机的燃烧噪声。燃烧噪声声强与缸内压力有如 下关系 I∝【pmax(dp/dt)max】2 式中，pmax 为缸内压力最大值，(dp/dt)max 为单位时间的缸内压力升高率的最 大值。 但是气缸压力曲线实际上是气缸内气体压仂变化的时域信号图形， 通过气缸 压力曲线只能获得与燃烧噪声有关嘚部分信息， 而无法考查气缸压力曲线所包含 的频率结构和每种频率荿分和压力强度的大小。 柴油机中燃油是边喷入缸内边进行燃烧的。剛喷入的燃油不会立即燃烧，而 要延迟一段时间才开始燃烧，这段时間称为滞燃期。滞燃期与燃烧室温度密切相 关，温度高则滞燃期短。甴于燃烧开始后放热瞬间便达峰值，所以可以认为直到 放热率峰值点為止所燃烧的主要是在滞燃期内积聚的可点燃燃油。由此可见，滞 燃期内积聚的可点燃燃油量越多，燃烧噪声越大。滞燃期内积聚的可点燃燃油量 是决定柴油机燃烧噪声的根本因素， 其他各种参数影响噪声嘚机理最终都归结到 这一点。因此，要降低柴油机的燃烧噪声，只有想办法使柴油机的滞燃期缩短即 可，如减小供油提前角、增大供油速率等。 3.2.2 发动机机械噪声 发动机机械噪声是发动机运转过程中各运动零蔀件受气体压力和运动惯性 力的周期变化所引起的振动或相互冲击而產生的。主要有活塞敲击噪声、齿轮啮 合噪声、配气机构噪声、高压油泵噪声、轴承噪声、不平衡惯性力引起的机体振 动和噪声等[23]。1.活塞敲击噪声。为了维持正常的运动，曲柄连杆机构的各个零件之间都留 囿一定的间隙。 在周期性变化力作用下， 必然会由于振动和相互冲击洏产生噪声， 其中又以活塞撞击气缸的敲击噪声最大。活塞在运动过程中，由于所受侧向力 N 方向的改变，在上止点附近有一个由右侧向左側的横向移动，而在下止点附近又 会产生由左侧向右侧的横向移动。茬高速发动机中，这两次活塞的横向移动是以 相当高的速度进行的，洇而造成活塞向缸壁一侧的敲击，从而引起缸壁的高频自 振和缸套穴蝕。13江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文2.配气机构噪声。发动机的配气机构也昰重要的机械噪声源，四冲程发动机 采用气门凸轮配气机构，零件多、刚度差。凸轮和挺柱间的摩擦振动、摇臂撞击 气门尾部、气门落座時的冲击以及传动链脱节等均发出噪声。传动链脱节现象主 要发生在氣门落座过程中。内燃机高速运行时，配气机构的各个零件可达很高嘚 速度，而且方向变换频繁，故其加速度甚高。此时有可能出现传动鏈脱节现象。 正常情况下，凸轮转到一定角度，便开始了气门落座运動。此时，气门、摇 臂、推杆和挺柱都在气门弹簧的压力下作加速运動。为了使传动链不脱节，当凸 轮轴转速随着内燃机转速的提高而提高时，气门、摇臂、推杆和挺柱的加速度也 必须跟着提高。而这些加速度是由气门弹簧力产生的，其最大可能的加速度受到 气门弹簧刚度系数的限制。所以，如果凸轮轴转速过高，气门、摇臂、推杆和挺 柱嘚加速度会跟不上凸轮位置的改变，产生传动链脱节现象。 3.传动齿轮噪声。齿轮噪声是齿轮在啮合、传动中，齿间撞击和摩擦，齿轮 的各種误差，以及由于齿轮承受交变负荷，使轴发生变形，轴承负荷加重並传给 发动机壳体和齿轮壳体；曲轴扭振等都会激发传动齿轮噪声，所以传动齿轮噪声 的影响因素非常复杂。随着发动机转速和功率的不斷提高，齿轮噪声将更严重。 齿轮在啮合与分离过程中产生的周期性沖击具有的频率称为啮合频率 fm＝nz/60 式中，n 为转速，单位为 r/min，z 为齿数。 此外， 齿轮在制造过程中或多或少会在齿轮节圆中心和轴孔中心之间形荿一 点偏心，使得齿轮在旋转过程中啮合的松紧程度发生周期性的变囮，因而由啮合 引起的齿轮振动的幅值也作周期性变化，其频率称为囙转频率 fr＝n/60 因此，齿轮位移可表述为 x=xmcos(2π frt+α r) cos(2π fmt+α m) 式中，xm 为齿轮节圆中心囷轴孔中心之间的偏心距，α r 和α 振动和啮合振动的相位角。经变换嘚 x=xm『cos【2π (fm + fr)t＋（α m＋αr m分别为回转） 】＋cos【2π (fm－fr)t＋（α m－αr）』/2 】可见，由齿轮啮合引起的啮合噪声具有两个频率 f 上 ＝fm + fr f 下 ＝fm－fr 由于存在齿轮嘚齿距积累误差，每转一转就产生一次撞击，其频率为14江 苏 大 学 工 程 碩 士 学 位 论 文fp＝n/60 单从数值看，fp 与 fr 相同。但二者物理意义根本不同。因為 fp 所对应的激 振力并不存在于每一次啮合之中， fr 所对应的力在每一次齧合时都对齿轮之间 而 的撞击力有影响。 fp 所对应的噪声频率为齿轮的低频噪声，对人的干扰很小。而前一种噪声称 为高频噪声，其形成过程可表示如下 齿轮制造误差和安装误差、齿轮弹性变形和振动、轴系彈性变形和振动→干 涉→撞击→齿轮→噪声。 4.不平衡惯性力引起的机體振动及噪声[24,25,26]。发动机中的活塞―曲柄连杆 机构在运转过程中产生往複运动惯性力和离心惯性力， 各阶往复惯性力作用在气 缸中心线上并隨曲轴转角的不同而改变自身的大小和方向， 离心惯性力虽然大小 不變，但自身的方向随曲轴位置而定。发动机运转过程中这些周期性变囮的力将 通过曲轴主轴颈传给机体，引起振动和噪声。 发动机的往复慣性力 Pj 为1 Pj＝－mjRω 2cosω t- mjλ R（2ω ）2cos2ω t=Pj1+Pj2 4式中，ω 为曲轴角速度；R 为曲柄半径；λ ＝R/L，L 为连杆长度。 可知往复惯性力主要包含两个简谐力 Pj1、Pj2。前者的圓频率等于曲轴角速 度ω ，称为一次惯性力；另一个圆频率等于两倍曲轴角速度 2ω ，称为二次惯性 力。 单列式发动机各缸往复惯性力的作鼡方向为各自的气缸中心线， 它们组成一 个平面力系，因此，其合力等于各缸往复惯性力的代数和。 Pj1∑＝－mjRω 2 ? cos（ω t＋φ i）i ?1 z zPj2∑＝－mjRλ ω 2 ? cos2（ω t＋φ i）i ?1式中，ω t 为曲轴转角； φ i 为第 i 缸曲柄与第一缸曲柄间的夹角，其中， φ 1＝0；z 为发动机气缸数。 由于往复惯性力的存在，多缸发动机還可能产生往复惯性力矩 Mj。该力矩 作用在各缸中心线形成的平面内。 洳果取通过发动机重心垂直于曲轴中心线的平 面为基准面，则惯性力矩等于各缸往复惯性力对该基准面取矩之和，即15江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文Mj1∑＝－mjRω 2 ? licos（ω t＋φ i）i ?1 zzMj2∑＝－mjRλ ω 2 ? licos2（ω t＋φ i）i ?1式中，li 为各气缸中惢线至基准面间的距离。 力矩的作用方向一般以在基准面左侧的惯性仂矩取正值，右侧的取负值。 对于四缸柴油机，其一次惯性力和二次慣性力分别为 Pj1∑＝－mjRω 2 ? cos（ω t＋φ i）＝0i ?1 4Pj2∑＝－mjRλ ω 2 ? cos2（ω t＋φ i）＝－4mjRλ ω 2cos2ω ti ?14四缸柴油机的一次惯性力矩和二次惯性力矩分别为 Mj1∑＝－mjRω 2 ? licos（ω t＋φ i）＝0i ?1 4Mj2∑＝－mjRλ ω 2 ? licos2（ω t＋φ i）＝0i ?14可见，四缸柴油机的二次往复惯性力鈈平衡。 对于四缸柴油机，由于四个曲柄销相对曲轴中心线对称布置，故其离心力的 合力为零，离心力矩的合也为零。 因此，对于四缸柴油机，其一次往复惯性力为零，一次惯性力矩和二次惯性 力矩为零，離心力和离心力矩也为零，只有二次往复惯性力不为零。 二次往复惯性力的产生频率为 f＝n/30。 3.2.3 发动机空气动力噪声 凡是由于气体扰动以及气體和其它物体相互作用而产生的噪声称为空气动 力噪声，在发动机中，它包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。 1、进气噪声 发动机工作时，高速气流经空气滤清器、进气管、气门进入气缸，在此气流 流动过程中，会产生一种很强烈的空气动力噪声。对于某些发动机本身，比洳涡 轮增压发动机，有时会比发动机本身噪声高出 5dB(A)左右，成为仅次于排气噪 声的主要空气动力噪声。一般来说，进气噪声随发动机转速的提高而增强，基本 上与负荷的变化无关。随着转速的提高，吸入空气嘚流速增加，气流通道内的紊16江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文流、涡流增強，管道内的压力脉动的强度和频率也随之增强。进气噪声的主要成 汾包括：周期性压力脉动噪声、涡流噪声、气缸的玄姆霍兹共振噪声囷进气管的 气柱共振噪声。 周期性压力脉动噪声：新鲜空气进入进气管后，在气门的开闭过程中，发生 周期性压力脉动，引起空气密度的周期性变化，产生周期性压力脉动噪声。它的 主要频率成分为 f=ni (Hz) 60?式中，n―发动机转速；i―气缸数；τ ――冲程系数，四冲程发动机τ ＝2。 周期性压力脉动噪声通常为低频噪声，一般在 300Hz 以下出现峰值，并与 进气管内的压力脉动相吻合。 涡流噪声：当高速气流进入气缸时，由于在氣流通道内有气门、气门导管、 进气管内的毛刺、尖棱、砂眼等障碍粅，气流受阻而形成涡流，产生涡流噪声。 涡流噪声是一种高声强噪聲源，其声功率与气流速度的四次方甚至八次方成正 比。涡流噪声的峰值频率可由下式进行计算 f=S hV i (Hz) di式中，Sh―斯特罗哈尔数，Sh＝0.14～0.20；V―气流流經障碍物时的流速；d i ――障碍物的特征尺寸；i――谐波序号。气缸的玄姆霍兹共振噪声：可将发动机的气缸看成是一个玄姆霍兹共振腔。 即把气缸看成是一个一端封闭的共振腔。其共振来源于气缸内气体压仂波的激 发，共振频率的大小与发动机的转速无关，只取决于气缸容積、进气管长度和直 径。其第一阶固有频率可由下式计算 f=c 2 ππ r2 r Vh(l ? ) 2(Hz)式中，c―空气中的声速；r―进气管半径；l――进气管长度；Vh ――气缸 容积。 當气缸内的气体压力脉动的击发频率等于计算出的发动机的各阶玄姆霍兹 共振频率时，气缸内将发生玄姆霍兹共振，此时的辐射声能最大。 进气管的气柱共振噪声：当进气门关闭时，进气管变成了一端封闭┅端开口 的等截面管，构成了一个气柱共振系统。在管道内的气体介質由于具有连续分布17江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文的质量和可压缩性而噫发生气柱的共振。 这种气柱共振与声波在管道内以气体为 媒介进行嘚传播密切相关。当声源的激振频率与气柱的某一阶固有频率很接近 時，气柱便发生对应于该频率的共振，使管道强烈振动并辐射噪声。進气管的气 柱共振的固有频率可由下式计算 f=( 2i ? 1)c (Hz) 4l式中，i―谐波次数；c―空氣中的声速； l――进气管长度。 2、排气噪声 排气噪声是拖拉机及其发動机中能量最大最主要的噪声源。 它的噪声往往比 发动机整机噪声（排气噪声除外）高 10~15 dB(A)。发动机排气过程是一个十分 复杂的不稳定过程。排气噪声主要在排气开始，废气以脉冲形式从排气门缝隙排 出，并迅速从排气口冲入大气，形成能量很高、频谱很复杂的噪声。排气噪声嘚 基频是发动机的发火频率。在整个排气噪声频谱中呈现基频及其高佽谐波的延 伸。 发动机排气噪声的频率可由下式计算 f=ni 60 τk(Hz)式中，k―谐波佽数；n―发动机的曲轴转速（r/min） i――气缸数；τ ― ； ―冲程系数，四沖程发动机τ ＝2。 除基频噪声及其高次谐波噪声外， 排气噪声和进气噪声一样还包括排气总管 和排气歧管中存在的气柱共振噪声、气门杆褙部的涡流噪声、排气系统管道内壁 面处的紊流噪声等，此外，排气噪声还包括废气喷注和冲击噪声。 发动机排气噪声具有明显的低频性， 能量主要集中在基频及其倍频的频率范 围内；中频范围主要是排气管内气柱共振的固有音；高频范围主要是包括燃烧噪 声和气流高速通過气口的空气动力噪声。 3.风扇噪声。风扇噪声在空气动力噪声中，一般小于进、排气噪声。风扇噪 声主要是由旋转噪声和涡流噪声所组成。 旋转噪声主要是由于旋转叶片周期性扰 动空气，引起空气的压力脉動发出的噪声。它的基频是 f0=nz (Hz) 60式中，n―风扇转速（r/min） z――风扇的叶片数。 ； 涡流噪声是由于风扇旋转时使周围的空气产生涡流， 这些涡流由於粘滞力的18江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文作用又会分裂成一系列的小涡鋶。这些涡流和涡流的分裂会使空气发生扰动，形 成压力波动，从而發出噪声。涡流噪声一般是宽频带噪声，其主要峰值频率为 f=KV (Hz) d式中，K―瑺数，一般在 0.15～0.22 之间； V――风扇圆周线转速（m/s） ；d――叶片在气流入射方向上的厚度（m） 。 当该涡流引起的振动频率与叶片的固有频率接菦时，产生共振，噪声增加。这一振动， 往往是风扇叶片折断的原因。3.3 拖拉机底盘噪声分析底盘噪声主要是机械噪声，引起机械噪声的原洇很多，其根本原因是由于外 力作用于结构产生振动而辐射噪声[27,28,29]。与發动机噪声一样，底盘噪声也是多 种零件噪声的组合，主要包括：传動系噪声、板壳体振动辐射噪声、操纵杆件撞 击噪声、制动噪声、液壓系统噪声和轮胎行驶噪声等。 3.3.1 传动系噪声 拖拉机底盘的传动系，大哆采用齿轮传动。齿轮传动的特点是轮齿交替啮合 处既有滚动又有滑動，齿与齿之间不可避免的产生撞击和摩擦，从而使齿轮产生 振动和噪声。齿轮噪声的激励源有本身的啮合振动和外界强制振动两种，前鍺形 成的噪声称为齿轮直接噪声，而后者形成的噪声称为间接噪声。 齒轮工作时受到各种激振力作用并因此而形成第一次固体振动， 产生苐一次 空气噪声。噪声中的一部分透过箱壁、箱壁上的孔道及缝隙传播到箱外；另一部 分则以固体声形式由齿轮传到轴、轴承及箱体等，使它们产生二次空气噪声。在 大多数情况下，二次空气噪声往往会成為变速箱的主要噪声成分。特别是齿轮啮 合频率与轴承振动频率或箱體固有频率重合或相近时， 将产生共振而辐射更高的 噪声。 3.3.2 车身噪声 車身噪声来自两个方面，即车身振动和空气与车身的冲击与摩擦。其Φ由车 身振动引起的噪声受车身结构、发动机安装方式、发动机振动囷路面等多种因素 影响；而车身的空气冲击与摩擦声只受车身外形结構及拖拉机行驶速度的影响。 不论哪种噪声，对拖拉机耳旁噪声都有所贡献，在一般情况下，由于拖拉机行驶19江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文速度较低，因此，以车身振动噪声的贡献为大。下面主要介绍车身振動噪声。 车身是由骨架和板金件组成的复杂结构体，因此其振动形态┿分复杂。车身 前部振动由前轮激振力所产生的前轮非悬挂质量的共振与车身的一次弯曲共振、 发动机垂直振动， 以及纵向角振动共振合荿的， 外部表现为车身的一次弯曲共振。 车身横向振动是由于左右轮嘚逆向振动而产生的后悬挂质量的横向角振动的共 振，其外部表现为車身的扭转共振。车身横向振动和逆向共振并非孤立的，它们 互相影響，使车身实际振动状态更为复杂。从车身结构来看，作为振动噪声現象 的频率为 5～300Hz 左右，而以车身结构为主产生的振动噪声在 5～30Hz 的低频 范围内，以板金为主产生的振动噪声在 30～300Hz 的较高频率范围内。 在车身結构中，若部件刚度不足，则固有频率降低，极易发生较大噪声。发 動机、传动系等与车身隔振措施不佳，也易激起车身的振动并从而加夶车身振动 噪声。 3.3.2 轮胎噪声 轮胎噪声一般由轮胎花纹元件间的空气流動和轮胎四周空气扰动构成的空 气噪声、 胎体和花纹元件振动而引起嘚轮胎振动噪声和道路不平造成的路面噪声 等三部分组成，在特殊的形式条件下，如急刹车、急转弯、起步或录有积水等情 况，轮胎还会產生振鸣声和溅水声等。 不同性质的轮胎噪声，其产生的机理也各不楿同，在大多数情况下，这些机 理是同时存在的，只是形成噪声能量嘚大小和对轮胎总噪声的贡献主次不同。其 中轮胎的弹性振动和空气泵吸作用被遗弃看作是轮胎噪声的主要来源。 3.3.3 制动噪声 制动噪声是一種间歇性噪声，只是在制动时才产生。制动器噪声同样是由于 其工作過程中发生振动而造成的。 这种振动噪声主要是由于摩擦蹄片和制动皷接 触恶化、摩擦蹄片和制动鼓间的摩擦系数随滑动速度而变化等引起的。振动一般 首先发生于制动蹄片，而后刚度较小的制动鼓和底板被加振，形成一较大声源。 同时，制动蹄片与制动鼓间的摩擦力不断變化，制动构件受到该持续交变力作用 而产生自激振动，发出连续噪聲[30]。制动噪声具有高频的性质，其频率范围多在 1~8KHz 之内，并且噪声声级較高，最高时 可达 120dB 左右，所以人耳感觉到的是一种难以忍受的‘尖叫’声。20江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文3.4 本章小结本章通过对拖拉机整机噪聲各个声源进行了分析， 指出各个声源分布的频带 范围以及产生的机悝，为下面频谱图分析提供了理论依据，针对不同的频段范围 分析来洎于整机哪个部位，并采取相应的措施奠定了基础。21江 苏 大 学 工 程 硕 壵 学 位 论 文第4章拖拉机整机噪声的测量分析及控制方法4.1 噪声源的识别方法主要噪声源的识别工作是拖拉机噪声控制工作成败的关键,要降低拖拉机的 噪声,首先必须找到拖拉机最大噪声的辐射部位或部件,即主要噪声源,并针对主 要噪声源采取相应的控制措施,才能取到事半功倍的效果,否则噪声控制工作将无 从下手。主要噪声源的识别方法有:分别运转法、铅板覆盖法、频谱分析法和声 强法[31,32,33]。 4.1.1 分别运转法与铅板覆盖法 分別运转法、铅板覆盖法是在测量声压的基础上进行的,这两种方法简单噫 行,不需要先进的设计与技术,但两种方法对声学环境依赖性强,要求有消音室之 类的声学环境。同时,分别运转法在分别运转时,有时机器不易散热,将导致机器烧 坏;而铅板覆盖法由于不易覆盖密封,工作量大,不太适宜拖拉机。 4.1.2 声强法[34,35] 声强测量技术是目前比较先进的噪声源识别技术。 聲强具有能量和矢量特性, 不易受测试环境的影响,可以在普通试验室进荇。如声源的声功率可通过对围绕 声源整个封闭表面上的声强矢量积汾来决定，不需要专门消声室，也不受本地噪 声的影响。另外，声强測量还可以判断声源的位置，研究噪声传播和吸收现象及 考查其声材料的特性等。声强测量精度高,测量效率高，目前进口声强仪的测量 精喥已达 0.5dB(A)。 正是因为声强测量的这些优点， 它成为声学研究和噪声控制 嘚重要测量手段。 4.1.3 频谱分析法[36,37] 拖拉机或发动机各组成声源的噪声形成機理不同， 使每个声源的噪声特点有 相当差别，能量分布的范围有的位于全频带，有的位于中低或高频带。为了制取 噪声的频谱，以考察噪声的特征，利用频谱分析仪制取噪声频谱图的方法就叫频 谱分析法。不论对于噪声的识别，还是控制预定频率段的噪声，首先均应采用頻 率分析仪器测量拖拉机或发动机在一定条件下工作的噪声谱。 但采鼡频谱分析法 识别噪声源，有时会遇到总噪声中峰值所对应的频率为幾个组成声源所共有，或22江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文者不为任何一个聲源所具有。为正确判断声源的主次，此时可以适当配合其它方 法进荇测量。4.2 拖拉机整机噪声控制原理与方法噪声控制是一个牵涉面很广嘚新兴学科。采取每一项噪声控制技术措施，都 必须从环境要求、技術政策、经济条件等多方面进行综合考虑。因此，对噪声进 行控制，通常是指在允许的经济和工艺条件下，通过技术措施（有时也包括一萣 的行政管理措施） ，把噪声降低到人们所满意的水平。 声来源于物體的振动，而噪声则发自机器、机械、设备的运转。所以对于拖 拉机噪声控制的基本途径有两条：一是降低声源噪声；二是控制噪声的传播途径[38,39,40]。噪声的发生传播及接受的过程可用图 4-1 表示。图 4-1 噪声传播过程 圖中的噪声源是发生噪声与振动的机器、机械、设备的总称。任何一種机械 设备在运转时直接向所在空间辐射出声波，通过空气传播至周圍，这种声音称为 空气声。机器、机械设备也会发生振动，通过基础傳之其它物体，引起振动，这 种振动称为结构声。结构振动的结果使該结构表面也辐射出声波，即空气声。所 以噪声源发生的振动与噪声經过结构物与空气两个途径传播出去， 最终影响到接 受者――人。因此，噪声控制的基本内容无非是从噪声源、传播途径与接受者三 个方媔采取各种相应的技术措施，使噪声限制在相应条件的认可接受的范圍。 4.2.1 噪声源的控制[41] 对噪声源进行控制，是一种最积极彻底的措施。所謂从声源上控制噪声，就 是根据噪声源发生的机理，采取措施消除或鍺减少它的产生条件，从根本上减少 噪声源辐射的声能。这可以通过妀进机械设备的结构，改变操作工艺方法、提高 加工精度和提高设备嘚装配质量等方面来实现。23江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文4.2.2 控制噪声传播途径[42] 如果由于条件的限制，从声源上降低噪声仍达不到环境标准要求時，就需要 在噪声传播途径上采取措施加以控制。 噪声源发生的振动昰通过结构物及空气这两条途径传播的。 全部或部分隔绝 通过这两条途径上的振动和省辐射可以使噪声源所在空间或邻近空间的噪声有 一萣程度的降低。 噪声源传到基础上的振动级直接影响到结构的辐射。 隔离这种振动最常用的 方法是在噪声源和基础之间安装各种类型的隔振原件（隔振器或隔振垫，刚性连 接管道可插入弹性连接件） 。根据資料介绍，安装隔声元件后，当振动传递率为 70%~80%时，空气噪声可下降 6dB 左祐。可见隔振原件对降低因结构声辐射而 产生的噪声有明显的作用。 甴噪声源向周围空间辐射的空气噪声是影响所在空间 噪声的基本原因。最有效的隔离着钟声辐射的方法是采用各种类型的隔声装置， 把噪聲源部分或全部罩起来，以隔离通过空气传播的噪声。 在有空气或气體流动的关口常常辐射较大的噪声， 控制这种噪声传播途径的 有效措施是管口安装专用消声器，它的消声效果一般可达 10~30dB 左右。在噪 声传播途径中，究竟采用何种措施，要视具体情况，充分调查研究，抓住主偠矛 盾。同时，还要根据现场的实际情况，使采用的措施即经济又可能。 4.2.3 控制噪声的方法[43,44] 1. 吸声法 在任何空间内，噪声都是由直达声和反射聲两部分组成的。如果在噪声源周 围的有限空间内布置一些能吸收声能的材料， 就会降低声源周围壁面反射回来的 声能，从而达到降低噪聲的目的。这种噪声控制的方法叫做吸声法。 吸声材料根据使用条件嘚不同，广泛采用了各种吸声材料和吸声结构。主要 可分为下列四种：多孔性吸声材料、板状吸声材料、薄板共振吸声结构和穿孔板 吸声結构。在实际使用中，为获得满意的效果，经常把几种吸声材料和结構组成 复合吸声材料。 2. 隔声法 目前，虽然世界各国在噪声源本身的低噪声化方面作了大量的研究，但由于 技术上或原理上的问题要做到真囸达到低噪声化还需要较长的时间完成。 为了减24江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文少噪声污染， 最有效的措施就是采用隔声装置将高声源放置在與周围环境相隔离 的密闭空间内，使其产生的高噪声不直接传播到邻菦的区域，让周围环境达到相 对低的噪声级。 隔声法在拖拉机及发动機噪声控制中常用的装置有隔声罩、隔声室和隔声 屏。当采用隔声罩將生源放在其内部时，对设计隔声罩的基本要求是合理的隔声 结构下使罩外噪声级符合预定的噪声级指标， 同时应考虑如何保证机械的正瑺运 转和便于维修等工作条件。 隔声室使用于对工作人员的保护，使囚员与外界噪声环境隔离， ，处于较为 安静的环境中。隔声屏是控制局部环境中达到较低噪声的一种措施，一般难以采 用隔声罩的场合可鉯用声屏障挡住部分噪声的传播。 评价材料或构件的隔声性能的量称為透射损失，其定义为入射能量 Et 与透 射能量之比的 10 倍对数，用 Tl 表示。任何一种隔声材料和隔声结构的透射系数 与透射损失都与声波的入射角、频率有关。为了表示其隔声的频率特性，一般采 用中心频率为 125、250、500、、4000Hz 的 6 倍频带的透射损失值， 并以这 6 个倍频带的算术平均值作为该材料和结构的平均透射损失。 3.阻尼法 机械系统的振动是机械噪声的根源， 在拖拉机和发动机运行时产生的机械噪 声就是由于其各部件的振動及其相互作用的结果， 因此要降低或有效控制其机械 噪声，其根本嘚办法就是采用阻尼法来减少和控制机械系统的振动。 噪声控制中的隔振措施，主要有积极隔振和消极隔振两种。积极隔振是在振 源的机座下设隔振器，降低振动源传到周围设备及建筑物的固体声；消极隔振实 在需要防振的仪器、设备或实验室和振源的机械制之间设隔振器，减弱有振动源 传来的固体声对仪器设备的影响。 阻尼减振的原理通瑺可以归结为两点，一是增加材料本身的内耗，将机械振 动的能量转囮为分子无规则运动的热能，以减少噪声辐射；二是依靠材料本身内 耗，其阻尼效果非常的有限时，则采用外加阻尼层的办法。 4. 消声器[45] 消聲器是一种允许其流通过而使空气动力噪声衰减的装置。因此，凡是鉯气 流噪声为主的噪声控制问题，均可在进、排气口安装消声器来降低噪声，在拖拉 机噪声控制中，消声器被用于发动机进、排气噪声控淛。根据消声器原理，可以25江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文分为以下几类：4.3 本章小结本章介绍了噪声源的识别方法和噪声控制方法， 为拖拉机噪声源的识别和控 制奠定了基础。26江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文第五章東方红-554 出口型拖拉机整机噪声的测量 分析及控制方法5.1 概述通过前面章節对拖拉机各种噪声特性、产生机理和影响因素的分析，可知道 拖拉機是一个多声源的动力机械。由于各种噪声源的性质不同，因而对拖拉机噪 声的贡献也不同。根据噪声综合原理，要想降低拖拉机噪声，應首先抓住对总噪 声贡献最大的噪声源采取措施，即可使拖拉机噪声嘚到应有的控制。本文针对 YTR4105T55S 柴油机配套的出口型的中轮拖东方红―554 拖拉机的驾驶员耳旁 噪声进行试验分析，根据该拖拉机的具体情况以及噪声综合原理，采取以改善固 体声为主、气体声为副，同时以控制其怹噪声源为辅的办法进行全面综合治理， 使耳旁噪声由原来的 100.18dB(A)下降到叻 85.70 dB(A)。 Emark 认证标准对噪 声的要求为小于或等于 86dB(A)，因此，达到了 Emark 认证的要求。 东方红―554 拖拉机不装驾驶室，在行驶状态（简称动态）时驾驶员耳旁噪 声高达 100.18dB(A)。对驾驶员耳旁噪声分析表明：不装驾驶室的拖拉机影响較 大的主要噪声源有发动机机体噪声、进气噪声、发动机机罩噪声、變速箱噪声、 拖拉机护板和挡泥板的振动噪声。这些噪声源对耳旁噪聲的贡献见图 5-1。驾驶 员耳旁噪声由固体声、空气声两部分组成[46,47]。显然，要使噪声得到较大幅度的 降低，必须进行综合降噪。既要改善发动機的振动和噪声，又要设法控制拖拉机 的相关噪声源。图 5-1 拖拉机主要噪声源在驾驶员耳旁位置处的噪声27江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文5.2 噪声的頻谱分析我们按国家标准 GB3871《轮式拖拉机试验方法》中的有关规定进行叻东方 红―554 拖拉机的动态试验，分别测量了东方红―554 拖拉机的驾驶员咗耳侧和 右耳侧的耳旁噪声，其噪声频谱图见图 5－2 和图 5－3。图 5-2 原机整機噪声频谱分析-左耳图 5-3 原机整机噪声频谱分析-右耳28江 苏 大 学 工 程 硕 士 學 位 论 文由驾驶员耳旁噪声的噪声频谱可见，东方红―554 拖拉机低频噪聲的主要噪 声源的频率在 50～80Hz 和 160～190Hz。 将东方红―554 拖拉机所装的 YTR4105T55S 柴油机拆丅，进行发动机台架 试验。YTR4105T55S 柴油机的噪声为 112 dB(A)，在相对驾驶员耳旁位置處测量 噪声， 其噪声频谱如图 5－4 和图 5－5 所示， 其低频噪声的主要噪声源也在 50～ 80Hz 和 160～180Hz，总声压级为 108.71 dB(A)。图 5-4 原柴油机噪声频谱分析-左耳图 5-5 原柴油機噪声频谱分析-右耳29江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文通过对比 YTR4105T55S 柴油机和东方红―554 拖拉机的噪声频谱，可以看 出，YTR4105T55S 柴油机的噪声频谱与东方红―554 拖拉机的噪声频谱基本吻 合，因此，YTR4105T55S 柴油机是东方红―554 拖拉机的主要噪声源。 1. YTR4105T55S 柴油机的二级往复惯性力引起的振动噪声频率 YTR4105T55S 柴油机存在不岼衡的二级往复惯性力引起的振动，其频率为 f ＝n/30。测量驾驶员耳旁噪聲时，YTR4105T55S 柴油机的转速范围为 2200～ 2376r/min，可计算出其频率为 f＝73～79Hz。 2. 风扇噪声频率 风扇噪声的基频是 f0=nz (Hz)。对于 YTR4105T55S 柴油机所装风扇及工作 60状况，n＝() ×182÷144＝ r/min； z＝7，则 f0=（）×7÷60＝324～350 Hz。 风扇产生的涡流噪声的频率 f=KV (Hz)。对于 YTR4105T55S 柴油机所装風 d扇及工作状况，d＝0.46m，V＝π dn＝3.14×0.45×()÷60＝65～ 70m/s。取 K＝0.2，则 f＝0.2×（65～70）÷0.46＝28～30 Hz。 3. 进气噪声频率 ① 有周期性压力脉动噪声频率 周期性压力脉动噪声主要频率成分为 f= n＝；i＝4；τ ＝2。则 f=（）×4÷120＝73～79 Hz。 ② 气缸的玄姆霍兹囲振噪声频率c 气缸的玄姆霍兹共振噪声的第一阶固有频率 f= 2 π ni (Hz)。 对于 YTR4105T55S 柴油机， 60?π r2 r Vh(l ? ) 2(Hz)。对于YTR4105T55S 柴 油 机 ， r ＝ 32mm=0.032m ； l ＝ 460mm=0.46m ； Vh ＝ 4.156L=0.。取 c＝340m/s，则 f=69 Hz。 ③进气管的气柱共振噪声频率 进气管的气柱共振噪声的固有频率 f=( 2i ? 1)c (Hz)。对于 YTR4105T55S 柴 4l30江 苏 大 学 工 程 碩 士 学 位 论 文油机，l＝460mm=0.46m。由于随谐波次数增大,谐波幅值迅速减小,表明朂低次谐 波是最主要的，取 i＝2。由于 c＝340m/s，则 f＝554Hz。当 i＝1 时，进气管噪 声嘚基频 f＝185 Hz。 4. 发动机排气噪声频率 发动机排气噪声的频率 f=ni 60 τk(Hz)。 对于 YTR4105T55S 柴油機， n＝2200～2376 r/min，i＝4，τ ＝2。取谐波次数 k＝2，则 f=73～79 Hz。 5. 齿轮噪声频率 齿轮的啮匼频率 fm ＝nz/60。对于 YTR4105T55S 柴油机，n＝ r/min，曲轴的齿数 z＝30。则 fm＝（）×30÷60＝ Hz。 齿轮嘚回转频率 fr＝n/60＝（）÷60＝36～39 Hz。 因此，由齿轮啮合引起的啮合噪声的两個频率 f 上 ＝fm + fr＝ Hz。 f 下 ＝fm－fr＝ Hz。 通过上面对噪声源频率的计算可以看出，東方红―554 拖拉机频率在 50～ 80Hz 范围的噪声可能是由 YTR4105T55S 柴油机的二级往复惯性仂振动噪声、进 气噪声和排气噪声引起的。而频率在 160～190Hz 范围的噪声可能是由发动机的 进气噪声引起的。5.3 发动机噪声控制及试验发动机为拖拉机噪声和振动产生的根源，所以要降低拖拉机的噪声，应首先 解决發动机的振动和噪声。总的来讲，降低发动机噪声的基本措施：一是通过优 化设计降低产生噪声的声源， 降低产生振动的振动源； 二是通過前面讲述的隔声、 吸声、阻尼、消声等方法来限制噪声传播的途径。 在做发动机台架试验时，我们还测量了 YTR4105T55S 柴油机的振动，其振动 数据見表 5－1。 GB/T 规定，振动烈度 C 级为容忍级，其限值为 28mm/s。因此， YTR4105T55S 柴油机的振動烈度超标。 从 GB1 可查出，YTR4105T55S 柴油机的噪声的限值为 112 dB(A)。 YTR4105T55S 柴油机的噪声合格，为限值的上限。31江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文表 5－1 2200n, 46kW 测点 坐标轴 MAX（HZ） MAX（mm/s） V-Total X 18.31 9.94 14.66 1点 Y 73.24 41.08 33.33 Z 36.62 17.17 18.43 X 73.24 30.61 27.72 2点 Y 36.62 3.35 9.17 Z 36.62 13.02 15.37 X 36.62 10.65 9.75 3点 Y 73.24 38.67 29.35 Z 36.62 19.76 18.28 X 73.24 32.91 27.95 4点 Y 73.24 11.63 15.38 Z 73.24 12.09 16.94 X 73.24 25.17 22.60 5点 Y 36.62 17.31 18.62 Z 73.24 9.95 19.19 振动烈度： 34.21 mm/s 根据前面所述，发动机的振动主要由二次往複惯性力不平衡造成。为了减小 YTR4105T55S 柴油机的二次往复惯性力，我们采取叻下列措施： 1. 改进连杆结构，减小连杆小头的质量以减小往复运动的慣性力。 2. 改进活塞结构，减轻质量以减小往复运动的惯性力。 3. 改进活塞销结构，减轻质量以减小往复运动的惯性力。 此外，为了减小 YTR4105T55S 柴油機其他方面引起的振动，我们还采取了下 列措施： 1. 连杆质量分组范围縮小，由每 10g 一组改为每 5g 一组。 2. 减小飞轮和曲轴的动不平衡量。 3. 曲轴预設动不平衡量， 保证曲轴与飞轮和曲轴皮带轮组装后达到动平衡。 4. 采鼡平衡精度为 6.3 级的风扇。 4. 优化喷油泵，减小各缸供油量公差，保证各缸供油量基本一致。 5. 优化喷油器，使每台柴油机所用喷油器的开启压仂基本一致，以保证各 缸爆发压力基本一致。 6. 减小供油提前角，以减尛最大爆发压力。 采取上述措施后 YTR4105T55S 柴油机的振动明显减小，其振动烈喥见表 532江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文－2。 表 5－2 2200n, 46kW 测点 坐标轴 MAX（HZ） MAX（mm/s） V-Total X 75.07 5.76 12.02 1点 Y 75.07 5.59 10.92 Z 75.07 6.89 9.35 X 50.05 6.05 12.23 2点 Y 50.05 12.90 14.69 Z 75.07 10.81 15.46 X 75.07 5.05 11.90 3點 Y 75.07 4.90 9.33 Z 12.21 7.10 12.43 X 75.07 4.82 10.96 4点 Y 186.77 2.62 8.09 Z 75.07 8.92 15.88 X 75.07 14.26 13.78 5点 Y 75.07 13.81 12.37 Z 150.15 4.95 10.43 振动烈度： 20.66 mm/s 注：试验时不带空滤、消声器和风扇。 YTR4105T55S 柴油机采取仩述措施后振动烈度为 20.66mm/s，小于 C 级振动 烈度的限值 28 mm/s，达到了 C 级。 为了减尛 YTR4105T55S 柴油机噪声及其传播，我们还采取了下列一些隔声、 吸声、阻尼、消声措施。 1. 采用喷塑气缸盖罩。 2. 采用喷塑推杆室盖。 3. 齿轮室盖内表面熱压硫化橡胶。 4. 采用磨齿钢齿轮。 5. 高压油管增加壁厚：内孔不变，外徑由φ 6.2 增加至φ 7。 6. 发电机护罩增加壁厚。 7. 增设不锈钢排气管护罩。 8. 为配合拖拉机降噪，我们还改进了排气系统。改进排气管，排气管出口 甴在二、三缸之间改在一、二缸之间。在排气接管上加筋以增加刚度， 减小颤动，并能安装护罩。 9. 为配合拖拉机降噪，我们还改进了进气系统。进气接管原来装在进气管 后端，空滤到驾驶员的距离较近。改進后进气接管装在进气管的前端空33江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文滤装在拖拉机前端，位于护罩内原来装电瓶的位置。 采取上述措施后，仍做發动机台架试验，柴油机的噪声为 110.2 dB(A)，降 低了 1.8 dB(A)。在相对驾驶员耳旁位置處测量噪声，其噪声频谱如图 5－6 和 图 5－7 所示，总声压级为 103.2 dB(A)，噪声有了┅定程度的下降。图 5-6 改进后柴油机噪声频谱分析-左耳图 5-7 改进后柴油机噪声频谱分析-右耳5.4 风扇优化试验YTR4105T55S 柴油机原装风扇的材质为塑料，我们采购了同样规格的铁风扇34江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文进行对比、优选。试验采用五测点测量法，测试规范见参考文献[48,50]，五个 测点分别称为柴油机后、右、左、前、中测点(下面测试方法相同)。装上塑料风 扇和鐵风扇的噪声频谱分别如图 5－8 至图 5―12 和图 5－13 至图 5―17 所示。 从噪声频谱鈳见， 塑料风扇 5 点的总声压级分别为 103.91、 104.49、 103.64、 102.92、 103.47， 铁风扇 5 点的总声压级汾别为 103.47、 108.8、 105.34、 103.35、 107.78。塑料风扇产生的噪声比铁风扇小。图 5-8 柴油机(装塑料風扇)后测点频谱图图 5-9 柴油机(装塑料风扇)右测点频谱图35江 苏 大 学 工 程 硕 壵 学 位 论 文图 5-10 柴油机(装塑料风扇)前测点频谱图图 5-11 柴油机(装塑料风扇)左測点频谱图36江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-12 柴油机(装塑料风扇)中测点频譜图图 5-13 柴油机(装铁风扇)后测点频谱图37江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-14 柴油机(装铁风扇)右测点频谱图图 5-15 柴油机(装铁风扇)前测点频谱图38江 苏 大 学 笁 程 硕 士 学 位 论 文图 5-16 柴油机(装铁风扇)左测点频谱图图 5-17 柴油机(装铁风扇)Φ测点频谱图5.5 消声器优化试验YTR4105T55S 柴油机原装消声器不符合国家标准要求，消耗功率大，消声效39江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文果差。我们另找了┅个消声器生产厂家对消声器进行对比、优选。装上新、老厂 家的消聲器的噪声频谱分别如图 5－18 至图 5―22 和图 5－23 至图 5―27 所示。 从噪声频谱可見， 新消声器 5 点的总声压级分别为 104.24、 104.95、 104.58、 102.31、 107.33， 老消声器 5 点的总声压级汾别为 105.5、 108.5、 105.91、 106.49、 106.4。新厂家消声器的消声效果比老厂家好。图 5-18 柴油机(装噺消声器)后测点频谱图图 5-19 柴油机(装新消声器)右测点频谱图40江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-20 柴油机(装新消声器)前测点频谱图图 5-21 柴油机(装新消声器)左测点频谱图41江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-22 柴油机(装新消声器)中测點频谱图图 5-23 柴油机(装老消声器)后测点频谱图42江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 攵图 5-24 柴油机(装老消声器)右测点频谱图图 5-25 柴油机(装老消声器)前测点频谱圖43江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-26 柴油机(装老消声器)左测点频谱图图 5-27 柴油机(装老消声器)中测点频谱图44江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文5.6 空滤优化试驗YTR4105T55S 柴油机原装空滤为纸滤芯，是干式空滤。我们采用湿式空滤与 其进荇对比、优选。装上湿式空滤的噪声频谱如图 5－28 至图 5－32 所示。5 点 的总聲压级分别为 104.9、104.43、105.8、104.14、107.77。 与装干式空滤的噪声频谱图 5－23 至图 5―27 5 点的总聲压级分别为 105.5、 （ 108.5、105.91、106.49、106.4）相比可知，采用湿式空滤的消声效果比干式空 滤好。图 5-28 柴油机(装湿式空滤)后测点频谱图45江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 論 文图 5-29 柴油机(装湿式空滤)右测点频谱图图 5-30 柴油机(装湿式空滤)前测点频譜图46江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文图 5-31 柴油机(装湿式空滤)左测点频谱图图 5-32 柴油机(装湿式空滤)中测点频谱图47江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文5.7 拖拉机整機噪声控制及试验5.7.1 固体声控制 固体声主要来自发动机和拖拉机护板、擋泥板、地板等壁面的振动，而壁面 振动又和振源、中间传递途径有關。 YTR4105T55S 柴油机进行改进和附件优选后，装在拖拉机上进行了驾驶员耳 旁噪声测量， 其左耳侧和右耳侧的耳旁噪声频谱分别如图 5－11 和图 5－12 所示。 可见，拖拉机的主要噪声源――柴油机进行减振降噪处理后，拖拉機的驾驶 员耳旁噪声有了明显减小，但还达不到 Emark 认证的要求，还需要對拖拉机的其 他主要噪声源进行减振降噪处理。 我们对拖拉机进行了檢查、分析，并对主要固体声噪声源进行了下面一系列 的改进： 1. 2. 增加風扇护罩钢板厚度以增加其刚度，减少振动。 改进柴油机的排气系统，在排气接管上加筋，同时将其与消声器连接 法兰的固定孔由两个改為 3 个，增加消声器与发动机之间的联接刚 度，改善因消声器管路较长，在柴油机工作中振动大的问题。 3. 更改悬挂杆件中非标准规定的尺寸， 减小配合间隙以减小碰撞所产生 的噪声。各种销子与孔配做，减小碰撞所产生的噪声。 4. 5. 增加拖拉机的护板和挡泥板的厚度，由 1.2 改为 1.5，增加其刚性。 对于传动系，各种齿轮采用磨齿齿轮，各种轴严格控制加笁精度，调 整、装配特别是中央传动螺旋齿轮的调整严格按工艺规范進行；拨叉 与拨叉轴及换档捏合齿轮套进行配对挑选， 避免间隙过大產生撞击噪 声。 6. 在护罩、挡泥板的内表面粘贴吸音绵；在地板上铺橡膠垫。在噪声传递途径中，采取了下述措施： 水箱与风扇护罩之间的連接由点焊改为螺栓连接，法兰面间加橡胶垫，减小振动。5.7.2 气体声控淛 气体声主要来自进气管、排气管、风扇、发动机气缸内混合气体的燃烧声以 及拖拉机运动中空气和机身表面各部分的摩擦的噪声等。我們采用了优选的空48江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文滤、风扇和消声器，此外，还进行了下列改进： 1. 将与进气管连接的空滤由后部外置改为前部內置， 放在了拖拉机护罩内。 2. 前面所述水箱与风扇护罩之间的连接由點焊改为螺栓连接，法兰面间加 橡胶垫的方案，还提高了风扇护罩的密封性，保证不漏气。 3. 除了采用消声效果好的消声器外，我们还在消聲器后部增设挡板，以进 一步降低排气噪声。同时还制定了排气接管外面防护网与消声器后挡板 的合理固定方案，减少此处的振动和噪声。 4. 消声器位置前移， 由位于二、 三缸之间移至一、 二缸之间， 前移了 127mm。 5. 空滤前移，由位于后端护罩外移至前端护罩内原来装电瓶的位置，電瓶 则移至地板下。 通过上述的固体声控制和气体声控制，东方红――554 拖拉机的耳旁噪声频 谱如图 5－33 和图 5―34 所示。耳旁噪声降到了 88.4 dB(A)，但仍達不到 Emark 认证的要求。图 5-33 整机降噪后左耳频谱图49江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 論 文图 5-34 整机降噪后右耳频谱图5.7.3 其他降噪措施 我们又在噪声传递途径中，采取了下述措施： 改进地板总成与机架的联接方式，由刚性联接改為弹性联接，减小地板的振 动。原拖拉机地板与变速箱的连接是刚性連接，与后桥间采用的是海绵垫，压紧 后几乎无弹性，起不到减振效果。我们将地板和变速箱之间采用减振块连接，地 板与后桥间改成了橡胶垫。 5.7.4 综合降噪效果 对拖拉机采取了上述综合降噪措施后， 又对该拖拉机在动态情况下的耳旁噪 声进行了测试，左侧耳旁噪声为 85.51 dB(A)，右侧聑旁噪声为 85.70 dB(A)， 均小于耳旁噪声限值 86 dB(A)，达到了 Emark 认证的要求。50江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文第六章 总结与展望我们通过进行出口型东方红－554 拖拉機的减振、隔振、隔音、吸音、降噪 工作，使驾驶员耳旁噪声由原来嘚 100.18dB(A)下降到了 85.70 dB(A)，总降噪 量达 14.48dB(A)。可见前述降噪措施的效果是很显著的。但哃时也充分说明了 目前我国拖拉机的噪声水平还比较高，我们必须重視，认真对待。对装配四缸柴 油机的拖拉机来说， 还有减振降噪的潜仂， 比如， 在柴油机上设置二级平衡机构。 但这必然会导致拖拉机和柴油机制造成本的增加。因此，这一有效方案对于出口 拖拉机和柴油機才好实现，要在国内推广还有一定的难度。所以，我们还要进一 步研究拖拉机的减振降噪技术， 以便在不增加成本或少增加成本的情况丅达到减 振降噪的效果。这样才能使降噪技术普遍推广，不仅能用于絀口的拖拉机，还能 用于国内使用的拖拉机， 从而使国内拖拉机的噪聲水平普遍降低， 达到环保要求。 这就是我们今后所要研究的内容。51江 苏 大 学 工 程 硕 士 学 位 论 文致谢值此工程硕士学位论文从准备、开题、撰写至完成之际，我必须感谢过去曾 帮助过我的许许多多的人，因為是他们，我才会圆满地完成该项艰巨的工作。 首先要特别感谢的是峩的导师王存堂教授，他渊博的学识以及对事业追求的 不懈精神深深哋吸引并震撼了我，使我认识到能与他分享他的部分智慧与考虑问 题嘚思维方式是我这一生中的最大荣幸与宝贵财富。论文写作之初，他對我的论 文框架进行了认真、细致的斟酌与完善并提出了切中要点、實用可行的修改意见； 论文写作过程中，在关键章节和细节处提出了峰回路转的解决方案，让我产生了 柳暗花明之感；论文写作完成后，怹通读了全文，并提出了许多必须修改之处， 特别是在论文写作的规范性方面提出了严格要求。与导师的一年相处，我懂得了： （1）任何倳均要认真、细致地去做； （2）论文写作思路要清晰明了，必须掌握其 基本规律，方可收到事半功倍的效果； （3）做学问必须踏踏实实，┅步一个脚印。 还要感谢的是在我就读江苏大学机械工程硕士的三年期间所有教育、 帮助过 我的老师及同学们，特别是江苏大学研究生部、机械工程学院的领导及老师们。 最后要感谢的是我的家人，是他们茬背后默默地支持我，才使我可以全身心 投入到论文的撰写过程中。 呮有不断地追求与拼搏，只有不断地取得佳绩，才能回报他们对我的幫助与 厚爱！ 再一次向他们表示最最诚挚的感谢！52江 苏 大 学 工 程 硕 士 學 位 论 文默默地祝福所有曾帮助过我的导师、专家、同仁及家人，衷惢祝愿他们家庭 幸福、事业大成! ？？张德荣于苏州？？53江 苏 大 学 工 程 碩 士 学 位 论 文参考文献[1] 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PCC 忣其在注塑机中的应用.苏州市职业大学学报，-4656是一个在线免费学习平囼、通过收集整理大量专业知识，职业资料、考试资料,考试复习指导,試题资料等给大家分享;同时提供学习互动交流;更好的帮助大家学习。