振子系统构成的机械工程处理噪声

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目前，国外装载机驾驶室的司机耳边噪声已稳能量是SEA方法中的基本变量.SEA方法主定在A声级86dB以内.我国规定了工程机械司机  要研究稳态振动时平均振动能量在系统内的传递和位置处的噪声限值:对挖掘机、轮式推土机和轮式装  分布.通常将系统按一定的原则划分为若于个子系载机、挖掘装载机，为A声级92dB;对履带式推土  统，稳态振动时，外加激励通过所在子系统输人能机和履带式装载机，为A声级97dB.但通过检查，量，每个子系统在振动中贮存能量，通过各自阻尼耗仍有不少产品不符合标准.为了降低驾驶室噪声，提高操作的舒适性，克服传统方法如模态分析、有限单  散能量;与相邻子系统的荆合传递能量川.利用能量元法等方法的局限性。
在此，采用统计能量分析方守恒定律，一般地，由子系统组成的系统，其能法，对驾驶室内噪声进行分析量平衡方程组为:1统计能量分析及其基本原理称仅为高频段结构动力学特性的不确定性其中外界激励源传入第给出了合理的描述，同时也为在结构设计阶段为振个子系统的输人功率系统阻尼损耗动、噪声预估提供了一条途径泛用于振动的功率，为第子系统在所分析频带中贮存的与声学领域的研究对单层墙和双总能量所在频带的中心角频率层墙隔声进行了研究用  系统的向第少个子系统传递的功率，称好的结为功率流叫做子系统，至的糊在声振传递方面的成功应用，对建筑结  合损耗因子做第个构、航空及航天器、船舶、交通车辆和其他机械的声  子系统的模态密振响应预估提供了一种可行的新方法按互易原理。
有统计能璧分析用于工程机械驾驶室噪声预估传输.共振传输是指声波激励驾驶室壁板的共振模协一不这些共振模态再向室内传输能量，这条途径要经将并写成矩阵形  过2次藕合传输，即从混响室声空间至壁板的藕合传输和从壁板至驾驶室内声空间的报合传输;另一方面，在任一频带内壁板只有有限个共振模态，而在理论上有无限多个非共振响应振动方式，虽然单个能忽略，这就是非共振传输.这部分能量传输可以按式中确定方 质量定律假设来计算，即只考虑壁板的质量，而不考虑其刚度和内损耗.所以，子系统工和程组的各系数阳后分频段解该方程组求得各之间并未直接相连，却存在功率流子系统在该频段的平均响应能量，就可换算成所需要的响应量2模型驾驶室的统计能量分析2.1模型驾驶室驾驶室一般由壁板、框架、门窗、玻璃和装饰附件等组成.为了适应人们的不同要求，所设计的驾驶室结构往往非常复杂，而且不同材料、不同结构的振动和声学特性都不一样;此外，驾驶室内还存在座椅等附件，所以，人们在分析研究过程中，总要对实际的驾驶室进行不同程度的简化和假设.考虑到构成                   驾驶室声空间实际驾驶室的主要成分是金属壁板，结合某型装载圈模型的子系统划分机驾驶室，以实际驾驶室尺寸缩小简化的驾驶室模型(简称驾驶室)作为研究对象，该对象是由5在壁板上的小孔成为子系统1与8之问的能量块等厚钢板组成的封闭箱体 当然，模型驾驶室与实 直接传输途径，把它所引起的功率流与按质量定律际驾驶室的声振特性相差较大，但利用它来研究一 传输的功率流结合在一起，组成非共振传输种预估驾驶室噪声的方法，仍不失一般性.                      
全系统的功率流框图如图2所示.由图2可知，驾驶室的统计能t分析模型每个子系统与其他各子系统间藕合，子系1上有将实际的系统模型化.首先，将全系统按模态类  由声源输人的声功率，子系统在直接的型或/和其自然边界划分为若干个相互桐合的子系 外界激励，认为其输人功率为零不相连接的壁板之统，每一个子系统一般为同一子结构里相同类型模  间没有(直接)藕合，没有功率流个子系统都由其态的集合.在给定频带内从外界向驾驶室内的功率流一部分为机架振动直接激励驾驶室，使壁板向室内辐射声能;另一部分为室外空气声向室内的声能传输.对于具体的驾驶室，这些外界输人的功率流，要根据实际工况进行模拟和量化.为了研究方便，这里只讨论驾驶室的空气声传递，并且将驾驶室外部声场简化为扩散声场.将其置于混响室内，并用白噪声激励混响室获得扩散声场，这样，将分析系统共划分为8个子系统，如图1所示.子系统编号次序可以是任意的，为了实验和计算方便。
 
将混响室声空间作为子系统1，驾驶室声空间作为子系统8，子系统2~7分别为驾蛇室的各壁板，圈2模型驾软室声传递的SEA模型空气声传输有2条途径:即共振传输和非共振将模型驾驶室置于混响室内对其室内声级及外下一内声级衰减量进行测试和分析，测试分析系统如图其中:从式(6)可求得车室声空间的时空平均贮存能量E，据此可得出车室内的时空平均声级.考虑到实际驾驶室空气声的频谱分布，将系统在中心频率为23驾驶室内声级及外一内声级衰减.预估声波在空气中的声能密度为困:一白噪声发生器12一功率放大器:3一球形声薄人一电容传声器、5一放大器;6一多通道傲带记录仪(9)一示波器:8一动态分析仪 9计算机;10一绘图仪:11一混响室。12一模到驾驶室其中:万为有效声压;p为空气密度;:为空气中声速驾肢室内外声级咧试分析系统设驾驶室体积为则10)用橡皮绳将模型驾驶室吊挂于混响室中，以避故开直达声场的区域，用白噪声信号发生器发出信号，声2二丛尸竺放大后由球型声源激励混响室，以获得扩散声场.混V吕该频带上的驾驶室内时空平均声级为响室中和驾驶室内各放置1个传声器，测试时用磁带记录仪的2个通道同时记录混响室和模型驾驶室器内的声信号，然后通过动态分析仪分析出其1/3倍其中:P*为参考声压，取值2频程声级同理，设混响室体积为则混响室声空间在对模型驾驶室全封闭、开小孔、内放置吸声材料该颇带上的平均声压级为:等多种情况进行分析测试.这里给出一种情况下模型驾驶室外一内声级衰减量的测试结果。
 
在所分析的频段内，除了低频段本吻合，最大误差为2.7dB，满足工程要求;在400或写成Hz以下，误差较大，这是由于在400Hz以下的1/3倍频带内，模型驾驶室声空间和小壁板没有足够多其中:Af〔)表示中心频率为f时所在频带的声级衰 的模态数，达不到统计要求;此外，在大部分频带上减量;El/凡据式8)〔求得，可见，在不知道外界激励 试验测试值大于理论预估值，这主要是由于理论预源大小的情况下，也能预估驾驶室外一内空气声声级 估时，损耗因子是按衰减法侧得的，而用该方法测得衰减量的损耗因子偏小.经计算得出每个频带上的驾驶室内声级和混响试验中，放置吸声材料时，每个频带上的声级室声级，由此可得到驾驶室内声级和驾驶室外一内声 衰减量比吸声处理前多7由于放置吸声材料后，声空间损耗因子增加。
 
根据能量平衡方程可 估结果与测试结果有较大误差，这是方法存在知，'h增大，使得E:减少，从而有效地降低了驾驶室 的不足.若将法与有限单元法结合起来应用，内噪声级.有可能在驾驶室噪声的所有频段上获得良好的预估结果为了试验方便，将驾驶室外环境简化为扩散声场.而实际驾驶室周围的各个方向并非均匀的扩散声场，通常靠近发动机排气出口处，外界对驾驶室的声激励最大，机体与驾驶室的连接处还对驾驶室输人振动能量。