进气系统噪声改进（共3篇）
进气系统噪声改进 篇1
0引言
内燃叉车是用于物料搬运作业的工程车辆,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。但在使用过程中,其噪声问题对叉车驾驶人员及周围的操作人员有很大的影响,并且已经成为内燃叉车进一步发展的关键问题。进气系统噪声是内燃叉车的主要噪声源,因此,对内燃叉车进气系统噪声进行研究和控制具有重要的意义[1]。
笔者研究的内燃叉车进气系统由扩张式进气消声器、空气滤清器和包括进气连接管在内的进气管路等部件组成,同时,立柱作为车架的组成部分,也作为进气管路的一部分。
内燃叉车的动力来自于发动机内部燃料的燃烧, 对进气系统消声性能的研究,也可以与其他内燃机动车辆之间进行相互借鉴,研究重点是研制具有理想消声性能的进气系统部件。不少学者已经开展了对进气系统消声部件的设计与研究。在结构设计方面,主要是分析消声部件结构参数对消声性能的影响: Selamet和Dickey[2]对赫姆霍兹消声器进数值计算,分析了各结构尺寸参数对赫姆霍兹消声器消声性能的影响,并通过实验验证; 林进修等[3]研究了空滤器连接管道长度和消声频率的关系,发现增大管道长度,进气系统的消声频率会向低频处移动。对于复杂的消声部件,利用有限元方法进行研究是一种有效的手段: Mehdizadeh等[4]对对包层及片状的的阻性消声器传递损失进行了有限元计算,并得到与试验数据相符合的结果; 靳晓雄等[5]对某空气滤清器结构进行改进设计,建立声学有限元模型,利用声学有限元仿真软件计算空气滤清器的传递损失,并通过实验证明了在消声性能分析过程中滤芯材料设置方法的正确性。
由于整个进气系统各部件的消声性能是相互联系和相互影响的,本研究在设计内燃叉车进气系统时,将进气系统作为一个整体进行改进设计,有效地发挥进气系统各部件的消声特点,得到改进设计方案,并通过声学有限元仿真和进气系统噪声试验对设计方案进行评价和验证。
1消声设计计算方法
1.1阻性消声器的计算方法
在内燃叉车进气系统中,空气滤清器的滤芯材料是多孔吸声材料中的纤维材料,所以空气滤清器在声学意义上具有阻性消声器的作用。最简单的阻性消声器是圆管式消声器,消声量的常用计算公式如式( 1) 所示[6,7]:
其中:
式中:φ( α0) —与材料吸声系数 α0有关的吸声系数, α0—正入射吸声系数,P—管道截面周长,S—管道截面积,l—消声器有效长度,D—管道直径,m。
1.2扩张式消声器的计算方法
扩张式消声器的原理是管道中声波在截面突变 ( 扩大或缩小) 处发生反射而衰减噪声。
单节扩张式消声器消声量计算公式如式( 3) 所示[8]:
式中: m—扩张比,m = SD/ Sd; SD—扩张腔的横截面积; Sd—管道截面积; k—波数,k = 2π/λ; λ—声波波长; L—扩张室长度。
单节扩张式消声器的消声特性成正弦波形,由式 ( 3) 可见,当kl为 π/2的奇数倍时,sin( kl) = 1,此时消声量为最大值; 当kl为 π/2的偶数倍时,sin( kl) = 0,此时消声量为零,相对应的频率为通过频率。由于单节扩张式消声器有许多周期性的通过频率,在工程中常采用内插管的方法,以消除通过频率。当插入管长度为L /2时,可消除1 /2波长的奇数倍通过频率,当另一端插入管长度为L /4时,则可消除1 /2波长的偶数倍通过频率。
1.3赫姆霍兹共振消声器的计算方法
赫姆霍兹共振消声器是一种旁支消声器,在以共振频率为中心的一定频率范围内起有效的消声作用, 具有较强的频率选择性。
单节共振消声器的共振频率和传递损失分别由式 ( 4,5) 计算:
式中: fr—共振频率,Sc—连接管的截面积,V—共振腔的体积,lc—连接管长度,f—频率,Sp—主管道截面积。
由式( 4,5) 可以看出,赫姆霍兹共振消声器的共振腔体积、连接管长度和截面积及主管道的截面积可以决定共振频率和传递损失。
2进气系统改进设计
笔者研究的内燃叉车原进气系统如图1所示,包括扩张式进气消声器、空气滤清器和包括进气连接管在内的进气管路等部件。
改进设计的依据来源于对实验数据的分析,从进气系统进气噪声的测试分析,可以得出对进气系统的进气噪声贡献大的频段是: 60 Hz ~ 100 Hz、250 Hz ~ 350 Hz、500 Hz ~ 800 Hz,其中重点 频率是: 87 Hz、 320 Hz、596 Hz、659 Hz、750 Hz、890 Hz。
1—进气口; 2—立柱; 3—进气消声器; 4—空气滤清; 5—进气接管; 6—机罩
为了提高进气系统整体的消声性能,改进设计方案以原车进气噪声测试结果为依据,重点对进气消声器、空气滤清器和进气管进行结构改进。
2.1进气消声器改进设计
原进气消声器的空气入口端通过车架上的一个连接腔与立柱管道相通,空气出口端连接空气滤清器,开口向上。为了不与空气滤清器和车架发生干涉,进气消声器呈阶梯型,在中间连接处设计成斜面。
本研究对进气消声器进行如下改进:
( 1) 充分利用车内可安装进气消声器的空间,扩大进气消声器的体积V,同时尽可能获得最大的扩张比m;
( 2) 为了获得截面突变带来声阻抗变化的效果, 在不干涉的前提下,去掉原进气消声器的斜面,同时也有利于扩大扩张腔的体积;
( 3) 在空气入口端内置插入管,可以消除部分通过频率。
2.2空气滤清器改进设计
空气滤清器在声学意义上是一个阻抗复合型消声器,滤芯除了有净化空气的功能外,还有一定的吸声作用。
由于空气滤清器安装空间和布局的限制,空气入口和出口的位置无法改动,且腔体的横截面积也无法扩大,扩张比m无法改变,只能通过增加腔体的长度来扩大腔体体积,以获得更好的低频消声效果。空气滤清器腔 体原长为300 mm,改进后长 度增加为360 mm,相当于体积扩大了20% 。
2.3进气接管改进设计
空气从入口处进入进气接管后,气流被分成两股并最终汇合,由出口处进入发动机。进气接管的结构是根据发动机结构和接管安装位置决定的,是一段不规则的管路,管内截面积没有明显的变化,消声的作用不佳。
本研究针对重点频率对进气接管进行改进设计, 去掉分流结构,在管道两侧针对特殊频率设计赫姆霍兹共振腔A、B,在避免干涉的前提下设计结构,结构参数如表1所示。
3声学有限元仿真
由改进后的进气消声器、空气滤清器和进气接管等组成新的进气系统如图2所示,整个进气系统结构具有一定的复杂性和不规则性。为了能够对复杂且不规则的系统进行消声性能分析,传统的数值计算方法是很难完成的,最有效的手段是利用声学有限元技术进行仿真分析。
1—新进气消声器; 2—新空气滤清器; 3—新进气接管
仿真分析以传递损失TL作为分析结果的评价指标,对原进气系统和改进后进气系统,应用Virtual. Lab软件,分别进行声学有限元分析。在此,本研究不考虑进气系统壁面对其内部声场的影响,即忽略流体与刚体之间的耦合作用[9],设置的边界条件是:
( 1) 壁面为无反射刚性壁面;
( 2) 入口处施加单位质点速度作为激励;
( 3) 出口处施加全吸声属性。
分析计算的频率上限为1 000 Hz。原进气系统和改进后进气系统的声学有限元分析结果如图3所示。
从分析结果可得,改进后进气系统的传递损失TL在大部分频段比原进气系统有所提高,在中、低频段尤其是280 Hz ~ 340 Hz频段消声特性有大幅提高; 在中、 高频段提高范围较大,尤其是750 Hz ~ 850 Hz频段效果明显,声学有限元分析结果可以满足设计要求。
4试验结果与分析
本研究根据《声学消声 器测量方 法》( GB /T 4760—1995)[10],制定该内燃叉车进气系统噪声的试验方案。依据叉车噪声测量规范,分别在叉车发动机怠速工况和发动机最高转速工况下,测量该内燃叉车进气噪声。
本研究利用LMS Test. lab测试分析系统进行声压级和1 /3倍频程分析,分析结果如图4 ~ 7所示。
分析试验结果,从进气口的声压级来看,改进后的进气系统方案在怠速工况下达到了2. 7 d B的降噪量, 在发动机最高速工况下都达到了3. 16 d B的降噪量。 从频谱和1 /3倍频程图来看,在怠速工况下,改进后的进气系统在低频段噪声值有明显降低,在中心频率为80 Hz ~ 160 Hz的频段有2 d B ~ 3 d B的消声效果,在中、高频段的消声效果更为显著,尤其是中心频率为315 Hz、630 Hz和800 Hz 3个频段都有大于4 d B的降噪量; 在发动机最高速工况下,消声效果主要在中、高频段,其中,中心频率为315 Hz和500 Hz频段有1 d B ~ 2 d B的消声效果,中心频率为400 Hz ~ 800 Hz频段的消声效果达到4 d B ~ 6 d B。
5结束语
本研究对内燃叉车进气系统进行改进设计,其中, 对进气消声器的改进是扩大体积并设置插入管,对空气滤清器的改进是增加腔体长度来扩大腔体体积,对进气接管的改进是针对重点频率设计赫姆霍兹共振消声器,并通过声学有限元对整个进气系统进行仿真分析和比较。仿真结果表明,改进后进气系统的传递损失在大部分频段都有提高。为了验证改进设计方案在实车上的消声效果,笔者进行了进气系统噪声试验分析,对进气系统进气口测量声压级并进行比较。结果表明,改进后进气系统的消声特性的到了显著提高,在发动机怠速和最高速两种工况下均可以达到2 d B ~ 3 d B的消声效果,在部分频段的消声量可以达到4 d B以上。
进气系统噪声改进 篇2
关键词：燃气轮机,进气滤芯,结霜结冰
一、简介
西气东输二线玛纳斯压气站自2009年投产以来, 冬季由于受到冷空气的影响, 加之周边地区空气潮湿雾大, 造成玛纳斯压气站燃机空气过滤器滤芯内外经常结霜结冰。虽然GE公司根据要求配备了防冰系统, 但西二线玛纳斯压气站几个冬季的运行表明, 当雨雪天气或相对湿度≥90%RH时, 燃压机组进气滤芯就会发生严重的冰霜堵塞, 若不及时进行人工除冰除霜, 机组就会发生进气压降高→报警→停机现象。虽然GE燃气轮机在空气过滤器里面自带了脉冲反吹系统进行吹扫, 但是空气过滤器结冰结霜问题还是无法清除, 因结冰结霜造成进气系统压损超高而被迫停机问题依然发生。
二、结冰结霜机理分析
玛纳斯压气站地处昌吉地区, 位于亚欧大陆腹地, 准噶尔盆地南缘远离海洋, 属中温带大陆性干旱气候。冬季严寒漫长, 夏季炎热, 春季升温快且不稳, 秋季降温迅速, 冷空气活动频繁。每年二三月份空气湿度较大, 加上昼夜温差较大, 起雾几率大增, 燃气轮机在这个季节结冰结霜经常发生。根据GB/T 13674-1992《燃气轮机辅助设备通用技术要求》、HB 7257-1995《轻型燃气轮机进气过滤器》和HB 7811-2006《燃气轮机进排气系统通用技术要求》, 在高寒高湿地区, 燃机进气过滤器滤芯前应设计滤芯进气加热装置, 以防止滤芯结霜结冰。
根据热工学可知, 滤芯进气系统由于空气流速的变化必然会造成空气温度的变化。空气流速越快, 空气温降越大或进气压降越大, 空气温降越大。当滤芯内外压差造成的温降使空气的干气温度Ta≤空气的露点温度Td时, 空气中的水蒸气会冷凝成水, 当Ta≤0℃时, 凝结水就凝华成冰霜。这种凝成的冰霜会嵌在滤芯的内外部, 因此靠脉冲反冲洗是不能清除掉这种冰霜的。
经过现场实际考察分析, GE等公司在进气道消声器加热进气的方法明显不符合高寒高湿地区, 如果在滤芯前加热, 既能防止滤芯结冰, 又能防止消声器、进气喇叭口和一级可调导叶的结冰。
因此, 燃气轮机进气过滤器本身带有自动和手动反吹系统, 由于是由内而外进行反吹, 不能根本消除滤芯结冰结霜问题, 应该加以改进。图1所示为滤芯表明结霜时的现场照片。
三、改进方法
结合玛纳斯压气站机组已有防冰系统形式及环境条件, 提出由外正吹进行加热的改造方法。在原燃机进气过滤器前增加一套进气加热装置, 加热空气取自燃机压气机中间级防冰抽气系统 (参考其机组资料, 防冰加热抽气温度约为400℃) , 利用少量的高温抽气 (高压空气) 对过滤器前的冷空气进行掺混加热, 使空气在进入过滤器前进气相对湿度下降, 来避免滤芯表面结霜结冰。
利用少量的燃气轮机压气机中间级的抽气 (350~427℃, 1.3~2.01 MPa) , 通过控制调节阀的开度, 把适量的高温气体喷在空气过滤器滤芯周围, 对冷空气进行混合加热。保证高温高压气体喷出后不对过滤器滤芯造成任何不良影响。通过对喷嘴分布和喷射方向进行合理布置, 确保滤芯表面温度≤20℃。
在机组原有防结冰引气分配管上安装三通, 通过三通分接一管路, 在分流道网状布置的喷嘴上, 为防止加热空气损伤滤纸表面, 喷嘴高度距离滤芯底部约20 cm。
四、改进后效果
根据测算, 空气过滤器滤芯结冰结霜后, 会降低燃气轮机循环热效率1.5~2个百分点。进气过滤器结霜结冰后, 压损压差升高, 燃机进气阻力损失增大, 机组出力、热效率等性能指标就会随之下降。通常燃机进气损失每4 mm水柱, 功率下降1.6%, 热耗增加0.7%, 以机组规定的高报警值130 mm H2O估算, 机组出力约下降50%, 热耗增加20%, 可见过滤器压差值不仅影响机组出力, 还提高热耗。
进气系统噪声改进 篇3
本文对O PAX ( Operational -X TPA) 传递路径分析方法进行了深入的研究 , 并首次将其与汽车的N VH实际问题相结合 , 系统地阐 述了OPAX方法在不同进气管通过噪声分析中的应用 。 从理论上论证了O PAX方法相对 于传统TPA( Transfer Path Analysis) 方法和OPA ( Operational TPA) 方法的优越性 , 如图1所示 。 论文研究成果对于汽车N VH问题的研究具有较高的实用价值 , 对于类似的工程问题也具有一定的参考意义 。
图2 左侧为波纹管进气管 , 右侧为原车进气管
图3 左侧为波纹管进气管 , 右侧为原车进气管 ( 实 )
一、OPAX方法
独特的L MS Test.Lab OPAX方法是一种快速 、 基于工况数据的传递路径分析方法 , 以一种非常有效和可靠的途径解决振动噪声问题 。 作为LMS具有突破性进展的解决方案 , 其精度与传统的T PA方法相当 , 同时效率可与传统的工况路径分析方法相媲美 。 然而 , 工况传递路径方法经常无法准确识别振动根源 , 无法找到NVH问题的补 救措施 。 LMS Test. Lab OPAX解决方案则能够清晰分离载荷与传递路径 , 从而准确洞察振动及声能量从激励源 , 通过一组结构传播和空气传播的传递路径 , 最终到达响应位置的整个过程 。 可以确保工程师花费比以前更少的测试时间来准确地识别问题的根源 。 该解决方案支持稳态和加速或减速等各种工况下的贡献量分析 。 可以对结构声载荷和空气声载荷同时进行识别 , 也可以分别进行识别 , 采用少量附加的参考点可以确保载荷识别的可靠性 。
LMS Test.Lab OPAX解决方案有着与其它基于L MS Test.Lab TPA解决方案同样便捷的工作流程 。 在工程中的每一环节都能给出清楚的用户反馈 。 其T PA激励源 -传递路径-响应的模型可以以非常灵活的方式建立起来 , 在分析中 , 不同工况下 , 不同的数据组能够方便地进行相互比较 。 工作载荷能够采用单自由度模型或者等带宽模型进行准确识别 。 用户可以通过将系统的某些真实物理特性添加到模型中 , 进一步增加数 据的可信 度 。 综合OPAX的特点为 : 便捷的激励源-传递路径 -响应建模和数据管理 、 单自由度和等带宽参数模型的载荷预测 、 通过附加参考 点可以获 得更高分 析精度 , 并可对丢失的路径进行补偿及灵活的数据显示布局和贡献量分析 ( 4维显示 ) ; 其优点为 : 最少的试验 , 具有最高的精度 、 易用高效 、 与实际物理过程相关的模型及增强工程洞察力 。
在整个应用过程中 , 数据显示的方式会针对具体的数据分析需要自动转换为相应的布局 。
二、试验
进行试验的目的是辨识车内噪声的结构及空气路径贡献量 , 为进一步修改指明方向 。 试验的条件 :2支进气管 ( 原车进气 管和波纹 管 , baseline为原车进气管 ,proposal 1为波纹管进气管 , 如图2 、 图3所示 ) ; 测试场地 ( 室内地面无剧烈振动 , 较低的背景噪声 , 推荐在半消声室进行 ) ; 气象条件 ( 风速在0 .5m/s以下 ,室温条件 , 有助于传感器及样件状态稳定 ) ; 车辆条件 ( 试验利用最新状态实车进行 , 检查动力总成是否完整且正确的安装在整车上 , 施加在螺栓的扭矩是否满足实车要求 ) ; 测试时间 ( 日历时间 :3天 , 测试时间 :8小时 , 准备时间 :16小时 ) ; 测试人员能力 ( 本试验需要有资质的工程师1名及技师3名 ) 。 试验设备 : 数据采集前端 、 传感器及体积声源 ( 能进行频响函数测试 , 建议采用L MS数据采集系统 ; 质量小于6 g的PCB或B&K加速度计 ; 带前置放大器的传声器 ; 低中频体积声源 , 保证激励信号在20~256Hz范围的频谱稳定 ) ; 数据记录设备 ( 安装L MS.test lab 12 A软件的高性能笔记本电脑 ) ; 记录信息 ( 记录车辆/子系统 /零部件的型号 、 状态 、 试验日期 、 测试地点 、 测试工程师姓名 ) 。 试验仪器准备 : 体积声源与功率放大器连接 , 功率放大器连接信号发生器 ; 加速度传感器及传声器与前端连接 , 数字采集前端与笔记本连接 。 传递路径分析模型如图4所示 , 驾驶员右耳为目标点 , 结构路径共1 4个 , 空气路径2个 , 传感器布置位置如图5所示 。
图6 原车 2 挡驾驶员侧频谱
测试流程如下 :
第一步是设置数据采集系统软件 , 车身放置在半消声室中央 , 设置测试条件 ; 激励器放置激励位置并固定 , 保证试验中激励器台架固定 ; 激励信号 : 脉冲随机 ; 频率范围 :20~1024Hz; 采样频率 :2048 Hz; 频率分辨 率 : 0.5Hz;试验平均数设为 : 100次 。
第二步是试验运行及数据采集 , 体积声源放置在目标点及参考点激励 , 获取所有采集点的F RF数据 ; 测试激励点的加速度及声压信号及目标点 、 参考点的声压信号 。
第三步是F RF确认 , 对于每组FRF数据 , 检查相干性 , 确认其大于95% ; 完成测试后 , 存储加速度的频响函数 , 相干函数和力的自功率谱 。
最后是数据处理 。
三、试验数据及结果
1. 试验结果见表1 。
2. 噪声频谱图见图6 ~13。
本文主要 介绍了O PAX法 , 并简明地阐述了 对比传统 传递路径分 析方法的特点及优点 ; 此外 , 重点介绍了运用OPAX方法对不同进气管通过噪声进行试验对比研究 , 试验方法及步骤新颖 、 独特 、 可行 。 研究发现在原车进气管和波纹管进气管2种状态下 , 原车进气管通过噪声为7 4.8 d B,波纹管进气管通过噪声为7 4.9 d B,均不满足法规不超过7 4d B的要求 。
四、结论