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基于3 吨内燃叉车进排气系统的降噪研究 摘要 随着社会经济的不断发展，叉车已频繁地在港口、车站、仓库、建筑等部 门使用。但在工作过程中散发的噪声对人和周围环境产生很大的危害。随着叉 车行业的发展，人们对整车舒适性和噪声控制要求越来越严格。欧美等制定的 车辆噪声标准对噪声限值一直在不断降低，噪声已经成为衡量内燃机叉车的一 项重要的质量标准，成为内燃叉车准入欧、美市场最大的技术壁垒。 本文是以我公司3 吨内燃叉车为研究对象，采用理论分析与试验相结合的 方法，对某型3 吨内燃叉车整车车外噪声进行检测和排序；明确改进对象；通 过整车噪声源的识别，找出对叉车噪声影响较大的因素是进气系统、排气系统， 综合利用降噪技术，对不同噪声源有针对性地提出合理的控制措施，对今后低 噪音叉车的设计具有一定的指导意义。 关键词：内燃叉车噪声排序噪声控制 i n t a k ea n de x c h a u s t s y s t e m sn o i s er e d u c t i o n r e s e a r c hb a s e do nt h e3t o ni n t e r n a lc o m b u s t i o nf o r k l i f t a b s t r a c t w i t ht h ec o n t i n u o u sd e v e l o p m e n tt h es o c i a ie c o n o m y , t h ef o r k l i f tt r u c ki s f r e q u e n t l ye m p l o y e di np o r t s ，s t a t i o n s ，w a r e h o u s e s ，a n da r c h i t e c t u r ei n d u s t r i e s ，e t c t h en o i s ep r o d u c e di nr u n n i n gc a u s e sm u c hh a r mt oh u m a na n de n v i r o n m e n t i nt h e d e v e l o p i n go ft h ei n d u s t r yo ft h ef o r k l i f tt r u c k ，t h ec r i t e r i af o rt h ec o m f o r ta n d n o i s ec o n t r o la r eb e c o m i n gs t r i c t e r t h ew e s t e r nc r i t e r i af o rv e h i c l e si m p o s ea m i n i m u mo fn o i s e a sar e s u l t ，t h en o i s eh a sb e c o m eas i g n i f i c a n ts t a n d a r dt oj u d g e t h eq u a l i t yo ft h ed i e s e lf o r k l i f tt r u c ka n dt h et e c h n i c a lv a l l u mf r o ml a u n c h i n gt h e e u r o p e a na n da m e r i c a nm a r k e t s t h i st h e s i sf o c u s e so nt h es t u d yo ft h e3 - t o nd i e s e lf o r k l i f tt r u c k a d o p t i n g a n a l y s e sa n de x p e r i m e n t s i td e t e c t sa n ds o r t st h eo u t s i d en o i s eo fc e r t a i n3 一t o n d i e s e lf o r k l i f tt r u c k s t h e ni tw i l lm a k ec l e a rt h eo b j e c to fi m p r o v e m e n t a f t e rt h e i d e n t i f i c a t i o no ft h en o i s es o u r c e s ，t h ef a c t o r si n f l u e n c i n gt h en o i s e ，w h i c ha r e m a i n l yi nt h ei n t a k es y s t e ma n de x h a u s ts y s t e m u t i l i z i n gt h ed e n o i s i n gt e c h n i q u e ， i t p r o p o s e sp o i n t e da n dr a t i o n a l n o i s e c o n t r o lm e a s u r e sa g a i n s ts e v e r a ln o i s e s o u r c e s ，w h i c hw o u l dg i v es o m er e f e r e n c e st ot h en e x td e s i g n so ft h el o w n o i s e f | o r k lif tt r u c k k e yw o r d s ：i n t e rc o m b u s t i o nf o r k l i f tt r u c k ，n o i s ec o m p o s i t o r ，n o i s ec o n t r o l 插图清单 图2 1排气管共振噪声图11 图2 - 2亥姆赫兹共振腔11 图2 - 3排气噪声频谱图12 图3 1测试面网格17 图3 2叉车测试位置示意图17 图3 3硬件组成框图1 8 图3 4声强探头放置图1 8 图3 5车体左侧面等声强线图1 8 图3 6车体右侧面等强线图1 9 图3 7叉车右侧噪声( 有进气口) 声强图1 9 图3 8车体前面等声强线图2 0 图3 9车体后侧面等声强线图2 0 图3 1 0 车体后侧面声强分布图2 1 图3 一l l 进气罩试验2 2 图3 一1 2 测量示意图2 4 图3 1 3 插入损失试验2 5 图3 1 4 传声损失试验系统示意图2 6 图3 15 传声损失实验现场图2 6 图3 1 6x s q - 0 1 消声器倍频程曲线2 7 图3 一1 7x s o - 0 2 消声器倍频程曲线2 8 图3 1 8x s q - 0 3 消声器倍频程曲线2 8 图3 一l9 消声器压力损失测试示意图2 9 图4 - 1叉车进气口位置噪声频谱图3 5 图4 2进气消音器外形图3 6 图4 - 3方案a 进气消音器内管结构图3 7 图4 - 4方案b 进气消音器内管结构图3 7 图4 - 5最终方案进气消音器内管结构图3 8 图5 - 1内燃叉车排气系统简图3 9 图5 - 21 0 0 0 一- - 6 0 0 0 r m i n 发动机排气噪声4 5 图5 - 3空管怠速运行噪声1 3 倍频程谱4 7 图5 - 4空管怠速运行噪声窄带谱4 7 图5 - 5空管全速运行噪声1 3 倍频程谱4 8 图5 - 6空管全速运行噪声窄带谱4 8 图5 - 7空管溢流运行噪声1 3 倍频程谱4 9 图5 - 8空管溢流运行噪声窄带谱4 9 图5 - 9x s o - 0 1 消声器结构5 0 图5 1 0x s q 一0 1 怠速运行时的噪声1 3 倍频程谱5 0 图5 一1 1x s q - 0 1 怠速运行时的噪声窄带谱5 l 图5 1 2x s q 一0 1 全速运行时的噪声1 3 倍频程谱：5 1 图5 13x s q 0 1 全速运行时的噪声窄带谱5 2 图5 1 4x s q 一0 1 溢流运行时的噪声1 3 倍频程谱5 2 图5 一l5x s q 一0 1 溢流运行时的噪声窄带谱5 3 图5 1 6x s q 一0 2 消声器结构5 3 图5 17x s q 一0 2 怠速运行时的噪声1 3 倍频程谱5 4 图5 一1 8x s q 一0 2 怠速运行时的噪声窄带谱5 4 图5 19x s q 一0 2 全速运行时的噪声1 3 倍频程谱5 5 图5 2 0x s q 一0 2 全速运行时的噪声窄带谱5 5 图5 2 1x s q 一0 2 溢流运行时的噪声1 3 倍频程谱5 6 图5 2 2x s q 一0 2 溢流运行时的噪声窄带谱5 6 图5 2 3x s q 一0 3 全速运行时的噪声1 3 倍频程谱5 7 图5 2 4x s q 0 3 全速运行时的噪声窄带谱5 8 图5 2 5x s q 一0 3 溢流运行时的噪声1 3 倍频程谱5 8 图5 2 6x s q 一0 3 溢流运行时的噪声窄带谱5 9 表格清单 表1 - 1 工作4 0 年后噪声性耳聋发病率2 表1 - 2 欧盟噪声标准e n i s 0 3 7 4 4 指令室外设备( 产品) 噪声限值4 表2 1 发动机主要噪声源噪声的频率范围7 表3 - 1 欧盟噪声指令( 2 0 0 0 1 4 e c ) 的叉车噪声具体限值要求1 6 表3 2 正交试验声压级统计表2 3 表3 - 3 安装消音器与未安装消音器进气口和耳边噪音对比2 3 表3 4 隔声情况比较2 4 表3 - 5 三种消声器插入损失对比2 5 表3 - 6x s o 一0 1 消声器倍频程传声损失2 7 表3 7x s o 一0 2 消声器倍频程传声损失2 7 表3 - 8x s q 一0 3 消声器倍频程传声损失2 8 表3 9 消声器压力损失和排气背压2 9 表4 1 正交试验结果计算表3 1 表4 - 2 方差分析表3 4 表5 1 插入损失( d ) 和功率损失( r ) 关系4 1 表5 - 2 久保田某型发动机主要技术参数4 4 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 据我所知，除了文中特别加以标志和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰 写过的研究成果，也不包含为获得 金目巴王些太堂 或其他教育机构的学位或证书而使 用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说 明并表示谢意。 学位论文作者签字：际位签字日期：加。，年月l 牛日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解 金旦巴互些太堂 有关保留、使用学位论文的规定，有权 保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅或借阅。本人 授权 金鲤兰些太堂 可以将学位论文的全部或部分论文内容编入有关数据库进行检 索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文者签名：7 寿、建 签字日期：沙7 年多月f 华日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 签字日期： 电话： 邮编： 致谢 本论文的研究工作是在尊敬的导师陈无畏教授悉心指导和热情帮助下完成 的。从论文的选题、思路的确定、直至论文的完成，无不倾注着导师的心血。 他丰富广博的知识、严谨求实的治学态度、一丝不苟的精神深深影响了我，使 我受益匪浅。在此对陈无畏教授的指导、督促和帮助致以最衷心的感谢! 感谢王其东老师、张代胜老师、孙骏老师和其他各位老师。他们对我的学 业提供了大力的的协助和指导! 感谢安徽叉车集团公司领导和开发处的领导，他们对我学习和工作也给予 了极大的的支持和帮助! ! 感谢多年来给我热心帮助和指导的同事们。论文研究工作同样离不开他们 的协助! 最后，感谢我的家人，特别是我的爱人。是他们在生活中给我太多的支持、 关心和照顾，给予了我学习的动力和面对困难的勇气，没有他们的支持我很难 完成研究生期间的学习，我向他们致以深深的谢意。 作者：陈健 2 0 0 9 年5 月1 9 日 第一章绪论 叉车是物料搬运作业的重要工具，是实现物流机械化作业、减轻工人搬运 劳动强度、提高作业效率的主要设备。叉车按动力方式可分为内燃叉车、电动 叉车、手动叉车；按特性及功能可分为平衡重式叉车、前移式叉车和侧叉式叉 车三种类型。叉车具有通用性强、机动灵活、活动范围大等特点，在世界经济 的发展中，各行各业对叉车的需求量逐年增加，市场发展潜力巨大，具有广阔 的发展机遇和良好的投产前景。而叉车操作的舒适性对使用者的工作效率及身 体健康有着非常大的影响，随着科学技术的发展进步和以人为本观念的深入人 心，叉车的使用者对叉车已经从单纯的性能要求，如发动机功率有多大、蓄电 池的容量是多少、叉车每小时的货运能力等方面发展到对驾驶条件提出更高的 要求上来，后者系指司机是否能更舒适地驾驶叉车、叉车的结构设计是否符合 人机工程学原理、低噪音、低振动等。因此，有针对性地对叉车降噪进行相应 研究，从而最大限度的满足用户需要，增强产品竞争能力，就是我们所面临的 一个重要问题。 1 1叉车的发展概况 叉车最早出现在1 9 1 4 - - 1 9 1 5 年之间，到二十世纪三十年代在市场上开始 出售商品化叉车。最早的叉车是在现成的汽车底盘上加装简单的门架系统构成 的，在发展过程中逐渐改进成可伸缩的两级门架，并逐渐摆脱直接用汽车底盘 改装，但主要部件和总成还是仍然借用现成汽车的，或仅作部分改变以适应叉 车要求，随着叉车产量的不断增加，开始制造专门为叉车设计的各种配套总成 和零部件后，叉车的主要性能和使用寿命得到了提高。 经过近百年的发展，现全球已达到年产9 0 余万台各类叉车的市场规模，世 界各国都在大力发展各类叉车，最大起重量已达8 0 i ，而最小的只有0 2 5 t 。目 前，全球有2 6 0 多家生产叉车的企业，主要生产国为日本、德国和美国。国际市 场上产销量排名前几位的叉车制造商有丰田、凯傲、纳科、永恒力、小松、t c m 和力至优等著名公司，国产的合力也步入全球前十名行列。这些著名品牌的特 点是品种齐全，技术先进、各具特色，尤其在提高作业效率、人机工程、节能、 环保及安全性等方面的技术发展非常快，并且追求个性化，能最大限度地满足 客户需求。根据2 0 0 8 年世界各国工业车辆销售情况来看，在总共销售的9 2 5 9 8 8 台叉车中，内燃平衡重叉车的产量为4 1 3 4 9 9 台，基本上占到全球叉车总产量的 4 4 7 ( 数据来源：2 0 0 8 年世界各国工业车辆销售( 国内) 排行榜) 。 1 2内燃叉车噪声及其危害 内燃叉车是采用内燃机( 通常是用柴油机) 作为动力源的装卸车辆，它本 身是一个包含有各种噪声的综合性噪声源，其主要噪声源可以分为：发动机、 进排气系统、液压系统、传动系统以及轮胎噪声等。在这些噪声源中，有的与 发动机转速有关，有的与整车速度有关。其中与发动机有关的噪声有进排气噪 声和发动机表面辐射噪声，用发动机带动旋转的各种发动机附件( 如液压油泵、 发电机、冷却风扇等) 也属于此类。与车速有关的噪声源包括：传动系统( 变 速箱、传动轴等) 噪声、轮胎噪声、车体产生的空气动力噪声。 噪声是主要的环境污染源之一，机械运行时产生的噪声对人的生理、心理 的健康都有很大的影响。噪声污染不仅对人们的自我感觉和工作能力产生消极 的影响，而且能够产生严重疲劳、早期失聪、高血压、神经疾病等危害。据研 究发现，噪声对人们的影响与噪声级的大小有直接关系，噪声级越大，危害越 严重。但即使噪声级较低，如低于8 0 d b ，虽然不会危及人们的生命健康，却也 会干扰人们的正常活动。 内燃叉车是港口生产、物流配送业和重型加工制造业中常用的装卸搬运车 辆，其使用过程中司机耳旁噪声常常达到或超过10 0 d b ，大大超过国家规定的 司机位置处9 0 d b 的噪声限制。由于叉车司机特殊的工作环境，噪声强度大、 频率高、作用时间长，对操作人员听力损害很大。轻的会引起暂时性听阈偏移， 重的会产生噪声性听力损伤，甚至噪声性耳聋。而对叉车作业周围人员来说， 长期高分贝噪声会使其听力疲倦，甚至损伤，更有严重者，会导致疲倦性耳聋。 据国外权威机构统计，在不同噪声级下长期工作会造成不同比例噪声性耳聋， 见表卜1 。 表卜1工作4 0 年后噪声性耳聋发病率 声功率级d b国际统计美国统计 8 000 8 51 08 9 0 2 11 8 9 52 92 8 1 0 04 14 0 叉车司机长期工作在高于7 0 d b 的噪声环境中，会容易引发神经、心脏及 消化系统的一系列不良反应，引起头痛、脑胀、神经衰弱、内分泌失调、消化 不良、高血压和心血管等疾病。另外，噪声会使驾驶员的注意力不集中。有试 验表明：强度达到8 8 d b 的噪声会使驾驶员的注意力下降lo ，9 0 d b 时下降 2 0 ，工作效率降低；对事故的前兆难以发现，甚至产生误操作，发生人身伤 亡事故和机械设备事故。噪声问题已成为内燃叉车进一步发展的重要障碍，对 内燃叉车的噪声污染治理己成为其进一步发展的重要课题。 2 1 3国外叉车降噪技术现状 由于西方发达国家制造业水平较高，无论是发动机，还是油泵、变速箱、 变矩器等机械、液压部件的运行噪音都比较小。出于环境和对人体健康的保护， 这些国家的噪声限值标准还在不断降低。现在，降低工程机械产品噪声排放限 值已是全球性趋势。 国外对噪声研究着手较早， 19 70 年美国开始对车内噪声特性进行研 究，八十年代，美国工程力学研究所在研究车内噪声特性预测方面做了大量的 研究工作，他们系统研究了声学模态分析的有限单元建模方法，探讨了车身结 构振动对车内声场的影响以及车内声压对边界振动的影响，建立了结构一声学 耦合的有限单元模型。完成了弹性边界的声学模态分析和车身结构受迫振动时 车内声压分布的计算，推导出结构振动一声压波动在受到外界干扰力作用时的 有限元计算公式，为车内噪声预测分析打下了良好的基础。 国外主要叉车企业的大都有先进的实验室和试验设施，所以噪声控制工作 的进展非常快。从声源的控制角度来看，大多数企业对发动机、消声器、冷却 系统等主要噪声源已有深刻的研究，己形成成熟的理论计算和产品开发设计程 序。从技术方法上讲，国外已研究并成功应用了一系列的先进设计、分析和测 试方法。如在设计阶段，采用先进的声学设计软件，应用s y s n o i s e 等软件进 行声学设计；在结构声场耦合方面的研究，也已采用并形成了一系列基本成熟 的技术和方法，如传递函数测量( f r f ) 、有限元法( f e w ) 、边界元法等。 由于相关标准的严格限定，为生产出完全符合标准规定的产品，各发达国 家在内燃叉车上主要采用的措施有： 1 采用低噪声发动机。 2 采用密闭的机罩。发动机安装部位或其他噪声源集中部位安装密闭机 罩，可以切断噪声传播途径，降低噪声向外辐射的水平； 3 机罩内安装吸声材料。为了加快噪声能量衰减，进一步降低噪声水平， 部分机型采用机罩内安装吸声材料的方案。 4 采用高效消声器。 1 4 选题背景 2 0 0 0 年7 月3 日欧洲委员会发布了欧盟噪声标准e n i s 0 3 7 4 4 ，其指令 2 0 0 0 1 4 e c ( 成员国关于户外机械设备环境噪声排放的一致性指令) 是对成员 国提出的非道路用室外设备环境噪声污染的最新法规，它限制了终端配套设备 ( 非道路用室外设备) 的噪声排放水平，并于2 0 0 1 年7 月3 日强制执行。 指令分两个阶段给出了噪声的限值和户外用设备空气传播噪声的测量方 法。第一阶段规定测量表卜l 中户外设备声功率级，所用的主要噪声排放标准 3 是e ni s o3 7 4 4 ：1 9 9 5 和e ni s o3 7 4 6 ：1 9 9 5 。i s o3 7 4 6 是简易法，i s o3 7 4 4 是 工程法，基本内容近似，精度等级不同。i s o3 7 4 4 ：1 9 9 5 是各个地区指定噪 声测试标准的主要依据。第二部分规定了具体设备的主要噪声排放标准；试验 区；环境修正系数；测量表面形状传声器的位置、编号测量距离；试验工况 等要求。 随着欧盟噪声标准e n i s 0 3 7 4 4 的发布，噪声( n o i s e ) 已经成为国外市 场衡量叉车性能与质量的一个重要标准，同时也成为叉车技术发展所面临的一 个重要课题，尤其成为国内叉车拓展国际市场的一个技术壁垒。 表卜2欧盟噪声标准e n i s 0 3 7 4 4 指令室外设备( 产品) 噪声限值 争安嚣功率p k w 壤功章圪。k 磷 允捧的声功率级曝煮豫傣，d 彤l ，w 设膏类钐 经蔷鹱麓a b k 惦割宽度j 。n t鏊l 欧段臼粼砣年l 丹0 日落= 路l 殳臼2 0 年1 月1 日 p 瓢 t 肼y 9 1 5 压实机撮镳劝式压珞机，摄动平台，冲击夯 8 7 0 黝+ 1 l 妒 嬲l i 酝p 壤稽式罐土钒。瑷学装稚搿k 疆带挖掘骚毅毓瀚锫】f ，3 sl 黼t 0 2 8 7 1 i 妒私+ i 1 1 p 轮式推土机辘式装虢祝、轮式缆擒装载挽、帮蹿车 尹5 5 平地锯、鏊靛式j 冀平夯实壤( 1 ；上均摇 s 嬲k w 。虎馈 约 橇燧动配麓式叉车( 不含旌定容爨 5 8 5 1 1 扩鸵l t 妒 键；、；袭压动力装嚣 藏压藏钢丝缫式陀掘机( 砷k 蝴、建筑人员描运 p i 5 猫g ： 钫辩篇内燃机骣麓的整扬瓿、内撼矾驱动扮琏设用绞 车、电动镶i l 8 3 1 i 蜀f 鼢+ i 秽 1 5l l 玎1 5 手挎戎混麓土骏碎辘鞠飙镔1 5 h j = j 9 r i li j9 2 ，1 1 埘：辩 蛳1 i ； 9 - i tl g m 塔式起燕机 9 8 ，1 l ； 鳊i i 秽 以2 和7 ，碴j 弧- 秽 墩绎发电机撼稠 0k w 盼动力发电识缀2 l n勺7 i j 0 5 ，玻， 户l 二 ! ；i臼7 压缩辘 l i 9 7 t z 9 5 ，z i 扩 勰 碥珏4 5 0 i 7 0l ! 猕 翻第规。孽埠掺赞辄，藁坪逸缘修瓣艟 7 0 抛l “ 0 3 1 5 课题来源 随着全球经济一体化的飞速发展，近年来，安徽叉车集团公司在确保国内 市场占有率第一的同时，不断开拓国际市场。公司出口的通过c e 、e p a 认证的 “h e l i 叉车等产品已遍布北美、西欧、澳洲、中东、南美、东欧、东南亚等 1 4 0 多个国家和地区；出口的叉车涵盖内燃叉车、电动叉车、石油液化气叉车 等2 2 个吨位级、5 1 2 个品种、17 0 0 多种型号，能满足市场对中小吨位、大吨 位、重装叉车的不同需求：公司已成为运搬机械、仓储机械和工程机械及其关 键零部件等三大产品系列的出口基地；2 0 0 6 年出口额超1 亿美元。2 0 0 8 年公 司出口叉车超1 0 0 0 0 台，其中内燃叉车占6 0 多。因此，内燃叉车一直是公司 产品出口的主力军。 4 但是，随着国际上以“高效、节能、环保”等口号的提出，国外市场对叉 车的性能标准提到了新的高度。显然，通过引进新技术与自主研发，我国的叉 车技术有了长足的发展，但与国外相比，还存在不少的差距，要扩大海外市场， 在国外市场有立足之地，就必须提高自身的技术实力。由于国内叉车企业在制 定未来发展计划时，重点都放在了如何提高叉车的作业效率、提高叉车的工作 能力以及减少振动等问题上，一直以来制约着国产叉车性能提高的整车噪声始 终没有完善的解决方案。在国内没有一个完整的针对叉车噪声强制的行业标 准，因而没有一家国内叉车制造企业对叉车噪声进行过系统的研究，技术与经 验欠缺，从而造成国产叉车噪声普遍过大。所以欧盟噪声标准e n i s 0 3 7 4 4 的 强制执行，对国产叉车的出口，扩展海外市场造成严重的困难。 为巩固国际市场，全面提升我公司叉车技术含量，打破国际技术壁垒，从 0 7 年开始，公司成立了“中小吨位内燃叉车n v h 研究项目组 。研究并解决长 期困扰制约叉车发展的三大难题：噪声( n o is e ) 、振动( v ir b r a ti o n ) 、舒 适性( h a r s h n e s s ) 。对于噪声治理的首要问题就是通过合理的试验方法找出 整车噪声源的分布并确定主要噪声源，为噪声分析控制提供准确数据，从而为 设计我公司的内燃叉车找到改进的目标。通过合理的设计，使内燃叉车的噪音 降下来，从而满足欧盟标准。 1 6 本论文主要研究工作 虽然国内不少厂家已逐渐认识到噪声问题在叉车产品质量中的重要性，但 国内对叉车噪声问题的研究基本上还停留在初级阶段，研究的深度和广度有 限，研究能力依然薄弱。本文对我公司生产的某系列3 吨内燃柴油机叉车进行 噪声状态分析，找出影响其整车噪声的主要因素，并进行相应的改进设计，使 之达到欧盟所规定的噪声限值。主要意义如下： 1 对3 吨内燃柴油机叉车噪声理论和实验的研究，为改善国产叉车的整 体性能，提高我国叉车行业在国际市场上的整体竞争力提供了技术保证； 2 从课题研究内容上看，主要是从叉车噪声源的识别和控制两个方面进 行的。测试分析叉车噪声源的目的为了找出影响叉车整车噪声的主要因素，从 而进行合理的控制，提高叉车的舒适性，保护相关作业人员的身心健康。 3 本课题的研究工作为新产品的开发和大吨位级内燃叉车降噪提供了宝 贵的经验。通过课题研究得到的主要噪声源产生因素可在新产品设计时加以控 制；摸索出行之有效的内燃叉车噪声测试和控制的部分方法和措施可直接推广 应用到中大吨位级内燃叉车中，大大提高了企业整体产品档次并创造出相当可 观的经济效益和社会效益。 第二章3 吨内燃叉车主要噪声源分析 为了对内燃叉车的噪声进行控制，就需要了解噪声产生的原因( 即声源的 部位) 、声源的特性( 如声源的类别、频率特性、变化规律等) ，这样才能进 行准确的测量分析，然后结合具体的要求和条件，采用相应的降噪措施。 2 1 3 吨内燃柴油机叉车的结构 3 吨内燃柴油机叉车主要是由发动机、进气系统、排气系统、冷却系统、 传动系统、起重系统、车身系统等组成。发动机和进、排气系统构成整车动力 系统，为整车提供动力，也是整车振动和噪声的主要来源；冷却系统主要用来 消除发动机及传动装置产生的大量热量，其噪声来源主要是风扇旋转噪声；叉 车的起重系统是用来完成货物的托取、升降、堆放、码垛等工序，是叉车最重 要的部件；液压系统则为起重系统动作的控制提供动力，其中的齿轮泵是构成 整车噪声的一个方面；传动装置是用来实现叉车行走，完成对货物的水平搬运， 其中变速箱与驱动桥的齿轮为噪声的主要来源；车身系统包括驾驶室、操纵仪 表、机罩、护顶架、车架及平衡重等，是构成整车必不可少一部分，他们产生 的噪声主要由振动引起的，除了因整车共振引起较大噪声外，一般不会成为整 车的主要噪声源。由于叉车结构紧凑，大多结构部件裸露，所以噪声源叠加普 遍。因此，要准确识别噪声源，采取合适有效的控制方案，就必须要对每种噪 声源产生的机理加以分析，结合整车各系统布局特点，依据噪声控制原则，制 定出切实可行的控制措施。 2 2内燃叉车噪声的形成机理分析 产生叉车噪声的主要因素是空气动力、机械传动、液压工作三部分。从结 构上可分为发动机噪声( 即本体噪声) ，传动系统噪声，电器设备噪声( 冷却风扇 噪声、汽车发电机噪声) ，车身噪声( 如车身结构、造型及附件的安装不合理引 起的噪声，噪声源通过各种声学途径传入车内的噪声，各部分振动传递途径激 发车身板件的结构振动向驾驶室内辐射的噪声组成车内噪声。) ，液压噪声( 齿 轮泵，液压阀及管路振动引起的噪声) ，制动系统噪声，排气噪声，工作装置 动作冲击噪声。 2 2 1发动机本体噪声 一般认为发动机的噪声可以占到内燃叉车整车噪声的二分之一以上。发动 机是由活塞、曲柄连杆机构、排气机构、机体、冷却风扇和进排气系统等多种 零部件、系统组成。在发动机的工作过程中，气缸主要完成空气的吸入、气缸 内燃料的喷射、燃料的燃烧、燃烧后气体的排出等一系列复杂过程，并最终将 6 燃料燃烧产生的热能转化为机械功。而发动机的噪声就是由同上述过程密切相 关的多种声源所发出的零部件噪声组合而成的。 根据发动机的工作原理、工作状态以及有关的声学理论，可将发动机的主 要噪声源分为三种：空气动力性噪声、燃烧噪声和机械噪声。 发动机各噪声源的噪声主要频率范围参见下表3 1 。由于整机各噪声源的频 率范围不仅与其结构有关，而且和运行工况的关系很大，应辅以一定的计算方 法来推测。求出这些声源的基频和各次谐波频率，并与总噪声谱比较则可判断 各组成噪声的影响。 表2 1发动机主要噪声源噪声的频率范围 噪声源频率范围( h z )备注 燃烧噪声 5 0 0 8 0 0 0 汽油机集中在4 0 0 4 0 0 0 h z ，柴油机范围广 活塞敲击2 0 0 0 8 0 0 0与转速和缸数有关 冷却风扇 2 0 0 2 0 0 0 与转速和叶片数有关 进气噪声5 0 5 0 0 0 周期进气大于2 0 0 h z ，进气涡流小于1 0 0 0 h z 排气噪声 5 0 5 0 0 0 排气涡流大于1 0 0 0 h z 齿轮噪声4 0 0 0 以下与转速、齿数有关 2 2 1 1 空气动力性噪声 发动机空气动力性噪声主要包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。这部分 噪声主要由于气体的非稳定性流动，或者说气体的扰动以及气体与物体间的相 互作用而产生的，直接排向发动机周围的空气中。由于进、排气噪声与整机匹 配有关，故把他们作为单个系统单独列出，本节只介绍风扇噪声，在整车上把 它纳入冷却系统。 1 风扇噪声产生的机理及特性 风扇运转过程中，由风扇吹出的冷却气流，经散热器隔栅排出，气流运动 的这一过程产生了旋转噪音和涡流噪音。风扇噪声随转速的增加而迅速提高， 转速提高一倍，噪声级增加11 17 d b 。通常在低转速时，风扇噪声比发动机本 体噪声低很多；但在高转速时，风扇噪声往往成为主要甚至更大的噪声源。风 扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成，主要频率成分为2 0 0 一- 2 0 0 0h z 。 ( 1 ) 旋转噪声：旋转噪声又称为叶片噪声，是由旋转的叶片周期性地拍击 空气，引起空气压力脉动而产生的噪声。它的基频： 彳= n z 6 0 ( 2 - 1 ) 式中：n 一转速，r m i n ； z 一叶片数。 除基频外，它的高次谐频有时也较为突出。 7 ( 2 ) 涡流噪声：风扇旋转时，叶片使周围的空气产生涡流。这些涡流由于 黏滞力的作用又分裂成一系列的小涡流。这些涡流和涡流分裂使空气发生扰动， 形成压缩与稀疏的过程而产生涡流噪声。它一般是宽频带噪声，主要峰值频率： 石= k v d( 2 - 2 )p、 式中：v 一风扇圆周速度，m s ； d 一叶片在气流入射方向上的厚度，m ； k 一常数，通常取k = 0 1 5 0 2 2 。 从上式可以看出，f 2 与v 成正比，而旋转叶片上各点的圆周速度随着与圆心 距离的不同而连续变化，故呈明显的连续谱。 2 风扇噪声控制措施 选择适当的风扇与散热器之间的距离。一般取1 0 0 2 0 0 衄，能很好地发 挥风扇的冷却能力，又能使噪声最小。 改进风扇叶片形状，使之有较好的流线型和合适的弯曲角度，降低其附 近的涡流强度，达到控制噪声的目的。 试验表明，叶片材料对其噪声有一定的影响，铸铝叶片比冲压钢板的噪 声小，而有机合成材料叶片比金属的噪声小。 设置风扇离合器，使之在必要的时候工作，不仅可减少发动机功率损耗 和使发动机经常处在适宜的温度下工作，而且起到降噪的作用。 令叶片非均匀分布。由于叶片均匀分布的风扇，往往会产生一些声压级 很高的有调成分，采用非均匀分布，可避免这种情形。例如：四叶片风扇的叶 片间周夹角布置为7 0 0 和11 0 0 ，则可有效降低风扇噪声谱中那些突出的线状尖 峰，使噪声谱变得较为平坦，从而起到降噪作用。 由于风扇噪声的改善和解决需要与发动机厂家配合进行研究和攻关，由于 种种原因的限制，在此不做更多讨论。 2 2 1 2燃烧噪声 发动机工作时，气缸内的气体压力急剧上升，从而产生动载荷和冲击波， 引起发动机的高频振动。高频振动经气缸盖、气缸套、活塞、连杆、曲轴及主 轴承传至机体，引起发动机结构表面振动而辐射出燃烧噪声。燃烧噪声主要取 决于燃烧方式和燃烧开始初期的燃烧速度，它与燃烧室的结构形式，供油参数 ( 供油提前角、喷油压力、喷空数量) ，供油规律，内燃机增压，燃料性质及 运转状态等因素有关。 对于内燃叉车所使用的柴油发动机，燃烧噪声占很大比例，其主要频率为 1 0 0 0h z 以上的高频噪声。柴油机燃烧噪声的声压级与转速之间的关系为 d s ( a ) = 3 0 1 9 n + 髟 ( 2 - 3 ) 式中：n 一发动机转速，r m i n ： k 。一柴油机固有常数。 8 2 2 1 3机械噪声 机械噪声是发动机运转过程中各运动零部件受气体压力和运动惯性力的周 期性变化作用而引起的振动或相互冲击而产生的，它包括活塞一曲柄连杆机构的 噪声、配气机构噪声、传动齿轮噪声、不平衡惯性力引起的机体振动噪声等。 发动机高速运转时，机械噪声在发动机噪声中占主导地位。在机械噪声中，活 塞的敲击噪声是首要因素；其次是齿轮机构噪声。 以上两种噪声一燃烧噪声和机械噪声，通常在发动机出厂前就确定了，很难 通过后期降噪措施得到根本改善。 2 2 2进气噪声产生机理及特性 1 低频噪声：进气噪声是内燃叉车发动机的主要空气动力性噪声源之一， 它是由进气门的周期性开、闭而使管道中的气体产生压力起伏和速度波动所形 成的。它的主要频率成分集中在2 0 0 h z 以下的低频范围，有时可以比发动机的 本体噪声高出5 d b ，成为仅次于排气噪声的主要声源。进气噪声的基频为： f = n i 6 0 r ( 2 4 ) 式中：n 一发动机转速，r m i n ； t 一冲程数，四冲程t = 2 ； i 一气缸数。 一般进气噪声中，1 f ，2 f ，3 f 的谐波成分较为明显，更高次谐波的能量逐 渐减弱。 2 高频噪声 当进气阀开启时，活塞由上止点下行吸气，其速度由零变到最大值2 5 m s 左右，邻近活塞的气体分子必然以同样的速度运动，在进气管内会产生一个压 力脉冲，从而形成强烈的脉冲噪声。另一方面，在进气进程中气流高速流过进 气门流通截面，会形成强烈的涡流噪声，其主要频率成分在10 0 0 - - 2 0 0 0 h z 范围 内。 涡流噪声的峰值频率为： f = s h v d ( 2 - 5 ) 式中：s h 一斯脱罗哈尔数，一般取s h = 0 0 5 ； v 一气门处进气截面的气流速度，m s ； d 一进气门直径。 进气噪声的大小与进气方式、进气门结构、缸径、凸轮型线等设计因素有 关。对同一台发动机而言，进气噪声主要受转速影响，转速增加一倍，进气噪 声增加lo l8 d b 。其原因在于：转速增加使进气管道中的气流速度增加，同时 使上述的波动噪声、脉冲噪声和涡流噪声加剧。 9 2 2 3排气噪声产生机理及特性 排气噪声是内燃叉车及其发动机最主要的噪声源。它的噪声往往比发动机 整体噪声( 排气噪声除外) 高1 0 1 5 d b ( a ) 。排气过程可分为自由( 或称超 临界) 排气阶段和强制( 或称亚临界) 排气阶段。发动机全负荷工作时，排气 开始时气缸内燃气温度高，气缸内压力为排气管内压力的两倍以上，排气为超 临界流动。自由排气阶段，虽然占整个排气时间的百分比不大，但气体流速很 高，排出废气量可达6 0 以上。废气从排气门以高速冲出，沿排气管进入消声 器，最后从尾管排出，这一过程产生了宽频带的排气噪声。 排气噪声的频谱常包含多个频率成分：以每秒内排气次数为基频的排气噪 声、管道内气柱共振的噪声、排气歧管处的气流吹气声、废气喷注和冲击噪声、 气缸亥姆霍兹共振噪声、气门杆背部的卡门涡流噪声和排气系统管道内壁面处 的紊流噪声等。 1 基频排气噪声 基频噪声是由于内燃机每一缸的排气门开启时，气缸内燃气突然以高速喷 出，气流冲击排气道内气门附近的气体上，使其产生压力剧变而形成压力波， 从而激发出噪声。由于各气缸排气是在指定的相位上周期进行的，因而这是一 种周期性的噪声。这种噪声是一种典型的低频噪声。基频噪声频率显然和每秒 的排气次数，即和爆发频率是相同的，故基频噪声的频率为： f = n z 6 0 r ( 2 - 6 ) 式中：z 为内燃机气缸数；n 为内燃机转速，r m i n ；t 为行程系数，四行 程t = 2 ，二行程t = 1 。 例：对于4 缸、四冲程，发动机转速在7 5 0 r p m 时，基频噪声频率 f = 蠢2 错2 2 5 h z 。 2 排气管道内气柱共振噪声 多缸内燃机中，当其中某一缸排气门打开时，气流在流向排气管时，部分 气流便激发其它排气歧管内的气流形成共振腔，产生气柱共振噪声。如图2 1 所示。 1 0 妻瓣零熏姜萎艘 图2 1排气管共振噪声图 图2 2 亥姆赫兹共振腔 气柱共振噪声与从消声器入口到各缸排气门之间的距离及管的截面积等因 素有关。气柱本身频率比基频噪声频率高得多，不过通常1 0 0 0 h z 以上这类噪声 就微不足道了。 3 排气歧管处的气流吹气声 当多缸内燃机工作时，可以近似的认为，任何时刻都是只有一个气缸中废 气大量排出，其余各缸是关闭的。假定某一缸废气大量排出，当气流流向总管 时，也会吹向其它各气道的开口端，并且气流流速也随着曲轴转角发生大幅度 的变化。当气流吹至气道口处的“唇”部时，便会产生一种周期性的涡流。这种 涡流将使歧管内气体产生压力波动，从而激发出噪声，这种噪声称为“唇”音或 “边棱音”。 4 亥姆霍兹共振噪声 如果一个封闭的容积为v 的空腔，通过一根截面积为s 、长度为l 的管道与 大气相通，就形成一个共振系统，称为亥姆霍兹共振腔( 如图2 2 ) ，其共振频 率由参数v 、s 、l 决定。 对于发动机，尤其是单缸内燃机，排气门开启时，正在排气的气缸与排气 管相通，该气缸容积如同一个亥姆霍兹共振器，由于气缸内气体共振，激发出 噪声。 双缸、三缸发动机也存在亥姆霍兹共振噪声。对于四缸以- 上的多缸发动机， 由于各缸之间的相互干扰，排气歧管及总管较长，故此噪声并不突出。亥姆霍 兹共振噪声的特点是它与发动机转速无关。因此在排气噪声频谱中与发动机转 速变化无关的噪声往往是亥姆霍兹共振噪声。 5 废气喷注和冲击噪声 在自由排气阶段，排气门处会由于高速的气流喷注而产生强烈的喷注噪声。 又由于气体的粘性，废气排出后，会带动排气门后的气体一起运动，产生卷吸 作用，使周围气体发生旋转，形成涡流，辐射处产生涡流噪声。另外，排气门 附近存在着气体压力的不连续面，这种压力不连续会产生冲击波，因而产生噪 声。在强制排气阶段，废气流经排气门处也会产生喷注噪声。废气喷注与冲击 噪声是连续宽带的中高频噪声，其频率分布随内燃机转速升高而移向高频段。 通常，叉车所用发动机均为四缸及以上机型，其排气噪声主要有基频噪声 形成的低频噪声和管道内气柱共振噪声、废气喷注、冲击等噪声形成的高频噪 声组成( 如图2 3 ) 。其中基频噪声占主要成份，故排气噪声呈明显的低频特性， 噪声级的大小与发动机功率、排量、转速、平均有效压力以及排气口形状、尺 寸等因素有直接关系。大量试验表明，排气噪声随排量、转速、功率、平均有 效压力的增加而提高。对同一台发动机来说，影响排气噪声最重要的因素是发 动机转速及负荷。试验表明，发动机转速增加一倍，空负荷排气噪声增加l o 1 4 d b ，而全负荷的仅增加5 9 d b 。 图2 3排气噪声频谱图 2 2 4传动系统噪声 2 2 4 1传动系统噪声产生机理及特性 内燃叉车的传动系包括变速箱、主减速器、驱动桥等部件。传动系是一个 多质量的弹性系统。当传动系的固有频率与干扰力矩频率吻合时，便会发生扭 振，而产生强烈的噪声。传动系的弯曲振动再通过支撑传给车身部件，引起车 身部件的振动与噪声。其噪声频率范围为4 0 0 2 0 0 0h z ，其中齿轮传动的机械噪 声占主要成分。齿轮系传动噪声主要由齿轮啮合噪声和齿轮固有振动噪声组成。 1 齿轮啮合噪声 齿轮啮合噪声是指齿轮传动时，齿与齿之间因撞击所产生的噪声，它的频 率计算式如下： f = k