工程机械设备的振动是一种有害现象，往往会带来较大的一些危害：造成振动噪声污染，破坏其它相关设备、仪表的正常工作；降低控制、监测系统的精度；振动还将损害车辆驾驶员的乘坐舒适性，恶化工作条件，降低工作效率，影响人一机系统的总体性能。
      装载机噪声控制主要从两方面着手：首先是降低声源的噪声，即采用低噪声、低振动的发动机、冷却风扇、变速箱、液压泵等措施，可以从根本上降低整机噪声。由于考虑到成本的原因，对装载机产品本身来说，现阶段不可能彻底更换动力源和传动系统，因此，现阶段降噪最主要的手段是要考虑从被动降噪入手，即通过隔振、隔声、吸声、密封处理，控制噪声传播的途径，达到降低辐射噪声的目的。装载机减振器的设计和应用就是传统的被动降噪措施，减振器的优化设计被证明是取得满意的降噪效果的关键。
      ２．减振、隔振降噪原理
      控制振动和控制噪声一样，首先应从振源入手，同时考虑控制振动的传播。振动控制的途径一般包括振动力隔离或对结构施加阻尼。振动隔离是减少从一个结构向另一个结构通过某些弹性器件的振动传播；共振的结构能通过施加阻尼来降低，可采用动力吸振器的形式或在结构的各表面应用多层材料。归纳起来，大致有如下几种途径。
      １）激振源、控制振源振动——就是使振级控制到最小程度，这是最彻底和有效的办法。其主要方法是减小振源本身的不平衡力引起的对设备的激励；
      ２）避免共振——共振是振动的一种特殊状态，当振动机械的扰动激励力的频率与设备的固有频率一致时，就会使设备的振动更厉害，甚至起到放大作用，这个现象称共振；
      ３）减少振动响应——减振、吸振，实质上就是将振动的机械能转化为热能等其他形式的能量；
      ４）控制振动的传递率——隔振隔振就是在振源和振动体之间设置隔振系统或隔振装置，以减小或隔离振动的传递。
      隔振和减振措施是从隔离或降低声源振动的角度考虑的，其理论基础建立在振动的概念上，其着重点在噪声声源本身。
      声源的振动或撞击直接激发固体结构振动，并以弹性波的形式在固体构件中传播出去。这种声波叫做结构声（或固体声），结构声主要借助固体构件传播。与声源直接激发空气辐射声波的空气声有所不同；结构声在传播过程中也向周围空气媒质辐射空气声，实际上{zh1}为人耳所知的仍是空气声。对于空气声，声源首先向空气辐射声波，我们主要关心空气中的声场。对于结构声，声源首先激发产生固体构件中的声波，我们主要关心固体构件的传声特性。
      对于具体的机器设备——轮式装载机来说，其噪声包括辐射噪声和司机室内耳旁噪声两部分。辐射噪声的构成比较复杂，但主要来源于发动机排气噪声和冷却风扇的运转噪声以及发动机振动诱发所产生的车身结构噪声；装载机的司机室内噪声主要是低频声，它是由发动机和动力总成的振动所诱发的结构噪声，而低频结构噪声主要取决于动力总成的低频振动的隔离水平。与低频结构噪声相关的部件有动力总成系统、传动系统、车身系统等，因为这是振动的主要来源，各系统的优化组合是降低噪声的首要任务。但对于现有产品的噪声治理，动力总成系统及司机室安装减振垫的优化是噪声控制的关键。从整个系统看：运转部件所产生的振动从发动机、变速器、液压油泵—后车架—驾驶室传导性较好。通过对动力总成（发动机、变速器）减振垫和司机室减振垫的优化，可以达到降低装载机振动噪声的目的。因此，在动力传动部件连接处和司机室安装连接处采用性能优良的减振器是降低装载机噪声的主要手段之一。
      ３．减振器设计原则
      常用的减振器有金属弹簧减振器和橡胶减振器。前者特点是，性能稳定、承载力大、固有频率低（小于５Ｈｚ）、阻尼系数小、水平刚度小、可传递高频噪声；后者阻尼系数大、利于越过共振区、对三方向均有吸收、降低高频噪声较好、成型简单、加工方便、承载能力低、适用温度－４０℃—７０℃，寿命五年左右。装载机普遍采用的是橡胶减振器。
      隔振效果可用隔振系统（即传递系数）η表示：η＝＝式（１）
      式中Ｎ—弹性组件传给基础的{zd0}动反力
      Ｆ—未隔振时传给基础的{zd0}反力
      λ—频率比，λ＝
      ξ—阻尼比，ξ＝
      隔振系统的固有频率ｆ用下式计算：
      ｆ＝＝＝＝式（２）
      式中Δｈ—隔振器受静压的压缩量，静位移Δｈ＝ｍｇ／Ｋ
      Ｋ—减振器动刚度，ｋｇ／ｃｍ
      减振器设计一般原则
      ①确定减振器刚度的原则
      发动机的振动具有前后、左右、上下、横摆、俯仰和侧倾（沿Ｘ、Ｙ、ｚ方向位移及绕三轴的旋转）等６个自由度，弹性支承布置应考虑６个自由度，在弹性支承（减振垫）布置时，主要应考虑干扰力的方向、设备的重心及弹性支承布置的几何尺寸。当干扰力通过设备的重心，且方向为垂直时，只要将弹性支承（减振垫）布置按重心对称布置，使弹性支承布置受力相等。当干扰力频率大于设备与弹性支承布置组成的隔振系统的固有频率时，设备周围的环境就获得了良好的隔振效果。当被支承物质量分布不均匀、弹性支承布置无法按重心对称分布时，可以采用同一型号但刚度不同的减振垫，使离重心近的减振垫有较大的刚度，离重心远的减振垫有较小的刚度，而使各个减振垫产生的合反力与被支承物的重心一致。
      ②发动机和变速器总成减振垫的稳定性也是选择减振垫设计方案的一个重要因素，确保系统稳定的依据是系统振动模态的最小固有频率小于某一频率值。
      ③为确保减振垫有足够的静承载能力以满足装载机动力传动系统对其使用寿命的要求，在选择减振垫合适的刚度的同时，还必须要保证其额定静承载能力。
      ４．减振器设计计算实例
      以ＺＬ５０Ｇ轮式装载机发动机和变速器总成为例，减振垫设计计算：
      确定激励频率
      ＺＬ５０Ｇ轮式装载机动力为直列六缸柴油机，在六缸发动机中，曲轴每转一周，就产生三次转矩波动。发动机怠速转速：７００ｒ／ｍｉｎ，则其激励频率为ｆ＝７００３／６０＝３５（Ｈｚ）。
      确定系统固有频率
      一般来说，在工程上取７０％到９０％的隔振率是可以实现的，取减振率Ｉ＝０．８，那么振动传递率Ｔ＝１－Ｉ＝０．２，忽略阻尼的影响，则有：Ｔ＝λ＝式（３）
      式中λ为频率比；ｆ为激励频率；ｆ为系统的固有频率。
      由式（３）可得：λ＝＝２．４５ 系统的固有频率：ｆ＝＝１４．３Ｈｚ
      由式（２）：ｆ＝式中ｋ—减振器动刚度，ｋｇ／ｃｍ
      ｍ—发动机和变速器装置的总质量ｋｇ
      ｍ＝ｍ＋ｍ＝５６５＋４６３＝１０２８ｋｇ
      计算弹性支承（减振器）总的动刚度ｋ为：ｋ＝ｍ（２πｆ）＝８２９０Ｎ／ｍｍ相应的静变形为Δｈ＝ｍｇ／Ｋ＝１．２ｍｍ
      确定各个减振器垂直方向动刚度Ｋ（ｉ＝１，２，３…）
      首先根据各个减振器布置点相对于动力总成重心位置的坐标，以及发动机和变速器装置的总质量，计算出各点的垂向静载荷Ｐ（ｉ＝１，２，３…）。根据公式Δｈ＝ｐ／Ｋ，就可以确定各个减振器垂直方向的动刚度。
      按这种要求布置设计减振器，就可以在装载机上获得满意的减振降噪效果。