压缩机减振降噪研究（共6篇）
压缩机减振降噪研究 篇1
数控转塔冲床作为金属板材加工领域中的关键设备,至今已有近60年的发展历程。现代制造业不仅要求数控转塔冲床能够高速、重载运行,还应更加节能环保[1]。近年来,随着数控转塔冲床向着高速度、大吨位的方向发展,随之而来的振动和噪声问题逐渐引起人们的高度关注,据测算,数控转塔冲床冲裁噪声声压级一般在90~110d B之间,振动和噪声已经成为产品档次的重要指标。对数控转塔冲床的振动和噪声控制进行研究具有现实意义[2]。
1 基于数值仿真的机床结构动力学分析
机身是数控转塔冲床的核心部件,承受冲床工作时的全部工作载荷,其动力学特性直接决定了整个机床的动力学性能,因此本文的动力学研究主要集中在机身上。
1.1 机身的有限元建模
建立有限元模型如图1所示,共划分16571个六面体单元,20234个节点,最小单元尺寸为12mm。
1.2 模态分析
采用数值仿真方法对机床的模态进行仿真研究,获得前三阶模态频率和振型,如图2所示。
第一阶模态:频率27.7Hz,振型为机身左右方向的晃动;第二阶模态:频率47.9Hz,振型为机身上下振动;第三阶模态:频率为54.4Hz,振型为机身后部的局部振动。前三阶模态的频率与冲裁频率(450~600次/min)相差较大,系统不会出现共振;第一、三阶振型与冲裁力不在同一方向,对冲床的动态性能影响较小,第二阶振型与冲裁力的方向一致,对加工有影响。
1.3 动态响应分析
冲裁力作用下,机身结构的振动加速度、速度、位移随时间变化,这些变量即机身动态响应。采用显式非线性动力学分析方法对300k N打桩工况下机身的响应进行仿真分析,获得机身测点的振动加速度时域分布曲线及其频域分布曲线。
冲头安装位置测点的Z向振动加速度时域分布曲线如图3a所示,频域分布曲线如图3b所示。该点的最大Z向振动加速度为1.4G,主要集中在、、三个频段。
由仿真结果可知,在冲裁力作用下,机身发生弹性变形并储备一定的应变能,在板材断裂瞬间冲裁力消失,储备在机身内部的应变能会以振动的形式释放出来,不断向周围环境辐射噪声。由于机床结构阻尼的存在,使得振动能量不断衰减,直至为零。
2 减振降噪措施
2.1 机身结构优化
机身结构的主要优化措施如图4所示,主要包括:①机身宽度B由650mm减小至500mm;②上梁高度H由600mm增加至720mm;③上梁的上下侧板厚度t1由30mm增加至40mm;④侧板厚度t2由35mm减小至30mm;⑤上梁筋板厚度t3由30mm减小至25mm,数量由5个增加至8个;⑥底板厚度t4由30mm增加至40mm;⑦下梁筋板厚度t6由t5由30mm减小至25mm,数量由7个增加至10个;⑧喉口下部的板厚t6由25mm增加至30mm;⑨地脚数量由3对增加至4对。
2.2 模具弹簧优化设计
模具弹簧结构如图5所示,主要包括支撑弹簧和退料弹簧,其中支撑弹簧主要用于模具快速复位,退料弹簧用于克服模芯与冲裁孔间的摩擦力,实现退模。对于退料弹簧,如果弹簧力设置偏小则无法实现退模,引发安全事故可能性极高;如果弹簧力设置过大则会产生过大的冲击载荷,增加能耗的同时还会引起振动和噪声。因此对模具弹簧的刚度及自由长度(安装高度为定值)等参数进行合理的匹配尤为重要。
经分析研究可知,针对不同加工板厚和冲孔尺寸采用不同刚度及预压量可有效减小冲击载荷,进而达到减振降噪的目的。以B工位为例,3mm板厚D31.7mm孔径的冲孔加工采用自由长度80mm刚度为880N/mm的弹簧;1mm板厚D31.7mm孔径的冲孔加工采用自由长度80mm刚度为380N/mm的弹簧。
2.3 静音冲裁模式[3]
根据材料的成型特性,拟合了一种静音冲裁模式,如图6所示。冲头从预压点A向下快速运动,接近板材上表面的速度转换点B时,冲头降速并进入板材,随着冲头进入板材的深入,大约至板厚的1/3~1/2,板材在撕裂点C发生断裂。板材发生断裂后,冲头从C点快速运行至下死点D后快速抬起,完成回程运动。根据实测,采用静音冲裁模式后,冲裁速度会小幅度降低,但减振降噪效果极为明显。
3 振动与噪声测试
如图7a所示,对T30数控机床布置红色测点,即声级计测点,共16个。声级计置于机床四周约1m,高度约1.5m处。图7b为对T30数控机床布置的加速度测点,共14组。加速度传感器编号为第一组1.1~1.3,第二组到第十四组每一组为四个,编号为x.1~x.4,其中x=2~14。
采取减振降噪措施前后的振动加速度与噪声对比情况如图8所示,测点的振动加速度平均减小近50%,噪声减小5~8d B,减振降噪效果非常明显。
4 结论
本文运用数值仿真方法对T30型数控转塔冲床进行模态分析和动态响应分析,并以仿真分析结果为依据采取了机身结构优化、模具弹簧参数优选和静音冲裁等三种减振降噪措施,根据改进前后机床振动及噪声测试结果的对比可知,减振降噪效果显著。本文的研究方法和成果对于数控转塔冲床及类似产品的设计研发及技术改进具有重要指导意义。
摘要：运用数值仿真方法对数控转塔冲床进行了动力学分析,并采取了机身结构优化设计、模具弹簧参数优选和静音冲裁模式等三种减振降噪措施。对改进前后机床的振动和噪声进行了测试和对比,测试结果表明减振降噪效果明显。本文能够为数控转塔冲床的新产品研发及技术改进提供参考。
关键词：数控转塔冲床,动力学分析,减振降噪,静音冲裁
参考文献
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[3]王亮,卞正其,朱志金.H20型全电伺服数控转塔冲床噪声分析
压缩机减振降噪研究 篇2
关键词：KISSsoft,齿轮箱,减振,降噪
1 引言
齿轮箱在机械传动中有着广泛的应用。由于齿轮在制造安装过程中存在着齿距、齿形等误差, 一对齿轮啮合时, 会由于啮合冲击而产生与齿轮啮合频率相对应的噪声, 齿面之间也会由于相对滑动产生摩擦噪声。齿轮作为齿轮箱传动中的基础零件, 降低齿轮传动中的振动和噪声对控制齿轮箱振动和噪声有着重要意义。本文主要研究齿轮螺旋角和端面模数对齿轮振动噪音的影响。
2 齿轮振动噪音产生的机理
2.1 齿轮的脉动冲击
一对渐开线齿轮在传动过程中, 各对齿轮的接触点所走的轨迹始终在啮合线上连续地依次运转, 如图1所示:
图中, 轮O1为主动齿轮, 角速度为ω1, 顺时针回转;轮O2为被动齿轮, 角速度为ω2, 逆时针回转, 两齿轮从A点开始啮合。传动过程中, 两齿廓的啮合点将沿着啮合线NN移动, 当啮合进行到主动轮的齿顶圆与啮合线交点C时, 两轮齿即脱离接触。齿轮副在啮合过程中, 相同的基圆展开角所对应的渐开线弧长是不相等的, 由此产生齿面相对滑动, 并且整个啮合线上齿廓间相对滑动速度的大小将随啮合点位置不同而改变。在节圆切点B的相对滑动方向开始改变, 相对滑动的存在必将产生滑动摩擦力, 摩擦力方向也随相对滑动速度方向的改变而改变。摩擦力的大小与方向的改变, 导致节点上发生了力的脉动, 齿轮的传递功率越大, 转速越高, 表面粗糙度越差, 则节点脉动冲击也就越大, 这种脉动冲击使齿轮传动产生振动与噪音。
2.2 齿轮的啮合冲击
齿轮在啮合过程中, 会产生一定程度的弹性变形。当一个轮齿啮合上时, 原来啮合的轮齿的载荷就会相对减少, 它们就会立即向着载荷位置恢复变形, 从而给齿轮一个切向加速度, 再加上原有啮合轮齿在受载下的弯曲变形, 使新啮合的轮齿不能得到设计齿廓的平滑接触而发生碰撞, 形成所谓“啮合冲击力”。
3 KISSsoft齿轮箱建模研究
在KISSsys模块中, 输入实物原始参数。齿轮材料使用18CrNiMo7-6, 轴材料使用45钢, 轴承为角接触球轴承。端面模数mn=2.5mm, 螺旋角β=14.1411°;z1=66, 齿宽64mm, 右旋;z2=33, 齿宽70mm, 左旋。建立如图2所示齿轮箱模型。
对该齿轮箱进行动力学分析, 可得到输出轴各段变形量曲线如图3:
欲进行齿轮箱的减振降噪研究, 可通过减小图3曲线最大变形量来实现。在工程实际允许的条件下, 适当修改齿轮的相关参数, 以实现齿轮箱的减振降噪。
3.1 螺旋角对齿轮啮合的振动影响
对于斜齿轮传动来说, 螺旋角过小斜齿轮的优点不明显, 过大则轴向力增大, 一般取β=8°~25°。这里以螺旋角为自变量, 其他参数不变。分别取如下表所示的螺旋角值, 利用KISSsys动力学分析得到输出轴变形量曲线, 再将各曲线导入AUTOCAD中, 测出轴上最大变形量, 统计如表1:
作出最大变形量-螺旋角曲线:
由以上曲线可知, 在工程领域螺旋角允许的β=8°~25°内, 随着螺旋角的增大, 输出轴的最大变形量有明显的下降趋势。这说明, 随着螺旋角的增大, 齿轮传动振动减小, 因此, 由振动带来的噪音也随之减小。该结论与齿轮传动平稳性随螺旋角增大而增大相吻合。
齿轮表面的磨损和工作温度在一定程度上也影响着齿轮传动的振动及噪音。统计齿轮表面 (大齿轮) 许用压力以及表面最大的接触温度, 以此来研究螺旋角的变化对齿轮抗点蚀、抗胶合能力的影响。
由以上曲线可知, 随着螺旋角的增大, 齿面许用压力呈上升趋势、齿面最大接触温度呈下降趋势。这说明, 随着螺旋角的增大, 齿轮抗点蚀和抗胶合能力都有所提升。这些变化在一定程度上都有利于齿轮的减振降噪。
3.2 端面模数对齿轮振动的影响
以齿轮的端面模数为自变量, 其他参数保持不变。分别取如下表所示的端面模数值, 得到输出轴最大变形量统计如下:
作出最大变形量-端面模数曲线:
由以上曲线可知, 随着端面模数的增大, 输出轴的最大变形量有明显的下降趋势。这说明, 随着端面模数的增大, 齿轮传动振动减小, 因此, 由振动带来的噪音也随之减小。
进一步统计齿轮表面 (大齿轮) 许用压力以及齿面最大接触温度, 以此来研究端面模数的变化对齿轮抗点蚀、抗胶合能力的影响。
由以上曲线可知, 随着端面模数的增大, 齿面许用压力呈上升趋势、齿面最大接触温度呈下降趋势。这说明, 随着端面模数的增大, 齿轮抗点蚀和抗胶合能力都有所提升。这些变化在一定程度上也都有利于齿轮的减振降噪。
4 其他减振降噪方式
4.1 制造方面
(1) 减少齿面粗糙度值可采用齿面研磨、剃齿、油中热身等手段;提高齿轮精度可采用减小齿形误差、齿向误差、周节误差等手段。以上措施对降低齿轮传动噪声都有很好的效果。
(2) 齿轮顶侧修成直线或均匀凸形曲线, 可减小轮齿弯曲变形所造成的瞬间顶撞;采用鼓形齿或两端减薄齿, 可减小齿的干涉;减小齿顶宽和采用逐渐啮合的正齿轮等都可有效实现齿轮传动减振降噪。
(3) 装配质量对齿轮传动影响很大, 选用同一台机床加工出来的左右旋齿轮组装, 将有利于降低齿轮的啮合噪音。
(4) 箱体使用高阻尼材料或在箱体内壁涂一层橡胶亦可起到衰减噪音的作用。
4.2 安装方面
(1) 在安装时, 要尽量避免机身与基础支撑及连接件之间发生共振, 产生噪声。
(2) 在安装时, 齿轮传动系统要调整好动平衡, 避免齿轮偏心产生传动不平衡。
4.3 使用维护
(1) 杂质污物进入齿轮传动系统会导致噪音的产生, 因此齿轮正常运转的基本条件是保证传动系统内部的清洁。
(2) 工作温升过大将会产生噪声。因此, 应对工作温升引起注意和重视。
(3) 注油润滑相比飞溅润滑而言, 可减少由搅动油所带来的噪音。粘度较大的润滑剂可增加阻尼, 减少齿面磨损, 减小噪音。
4.4 阻尼处理
(1) 齿轮选用高阻尼合金材料如铸铁、尼龙、酚醛树脂等, 都可以降低噪声。
(2) 阻尼材料涂敷在齿轮上或填入齿轮内部, 既可以吸收部分声能, 又能阻止声能的传播, 可有效减振降噪。
(3) 可利用由铸铁或阻尼合金制成阻尼环, 其与齿轮体间的滑动摩擦阻尼对齿轮振动起抑制作用, 从而降低噪声。
(4) 齿轮淬火后, 衰减率降低, 噪声增大。对于强度要求不高的齿轮, 为了降低噪声, 可不必淬火。
5 结束语
齿轮箱的振动噪声与齿轮的设计、制造、安装和维护等方面有关, 欲实现齿轮箱的减振降噪任何一个环节都不可忽略。本文通过借助KISSsoft软件模拟, 主要从螺旋角和端面模数这两个参数来探讨其对齿轮振动噪音及抗点蚀、抗胶合性能的影响, 并根据数据得出随着螺旋角、端面模数增大, 齿轮传动振动噪音下降、齿轮抗点蚀抗胶合性能增强的定性结论。
参考文献
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[5]邓小君, 杨自明.谈谈齿轮传动中的减振降噪[J].水利电力机械, 2000, (3) :23-25
[6]安琦.机械设计[M].北京:科学出版社, 2011.
振动试验中减振降噪声的设计研究 篇3
1、振动试验设计
1.1 振动试验条件
振动试验采用随机振动方式, 施振频率为50Hz~2kHz, 分成D1、D2、D3、D4四个量级组进行振动试验, 振动的量级可以采用衰减斜率、总均方根和加速度谱密度三种量表示, D1、D2、D3、D4四个量级组试验的振动参数如表1所示。
1.2 对晶振相位噪声的影响
在晶振工作的过程中, 产生噪声的原因主要是由于外部环境的冲击、离心以及振动等因素。晶振在加速度的条件下, 晶振频率的变化与加速度的大小成正比:一般情况下认为晶体的产生将会造成晶振频率的变化, 晶体是机电耦合器件, 其在电路中能够将振动转换为电振荡, 并且加速度会使晶片变形而造成频率的变化。由于晶片的受力方向和支架的结构密切相关, 导致晶体受到不同方向加速度的影响也是不尽相同的。
2、减振器的设计
在抗噪声减振器设计时, 利用机械阻尼降低或者消除机械振动产生的噪声, 从而提高机械运动下的稳定性和安全性。在减振抗噪声技术中, 结构阻尼设计的合理性、粘弹阻尼材料的性能良好性以及应用的正确性是保证阻尼减振效率的三要素。阻尼垫主要安装在固定基座和需要进行减振的设备中, 以消除较多的谐振频率。
(1) 在减振抗噪声结构设计时, 我们主要根据晶振结构形式进行设计的, 其设计的减振结构简单结构如下图所示:在进行减振降噪设计的过程中, 我们可以根据晶振结构以及减振降噪的效果设计一级减振、二级减振, 但是在二级减振中我们需要在电路板上增加横向铝支撑板, 从而能够防止电路板自身颤动引起的电性能变化, 达到减振降噪的效果。
(2) 电路板的设计。在对电路板进行设计时, 主要以简单静小为设计理念, 从而减少质量以及面积。进行电路布线时主要采用微带线进行布置, 电路板的器件一般采用表贴器件。对于比较敏感的元器件, 在设计的过程中一般采取大面积接地的措施, 在对电路板进行设计的过程中, 还应该预留一定的位置方便能够增加减振垫片, 这样就能够进行调节二级减振效果。
3、结语
通过设计合理的振动试验, 分析振动对晶振相位噪声的影响, 并根据晶振的结构采用阻尼垫减振结构进行减振降噪, 最终从对本减振结构振动试验后的效果来看, 此方案能够将振动对晶振相位的噪声降低到20dB, 达到了降低噪声的目的, 其效果是非常显著的。
摘要：噪声是电路内部一种固有的扰动信号, 噪声的引起主要是由于电路器材中材料的温度以及物理性能等引起的电荷载流子在运动的过程中出现不规则变化为产生的。噪声在电路中通常与一些重要的信号相混合, 从而对信号造成严重影响, 因此在抗噪声设计的过程中, 首先应该分析电路中噪声的特性及其规律, 然后根据其规律合理选择抗噪声的技术, 从而提高抗噪声能力。
关键词：振动试验,抗噪声技术,设计研究
参考文献
[1]邢小明, 袁新江, 齐锋强.振动条件下低相位噪声频综器的设计[J].现代雷达, 2001 (S1) .
[2]李春丽, 陈强洪, 蒲永飞.随机振动试验和噪声试验的有效性分析[J].航天器环境工程, 2007, 24 (3) :187--189.
盲管在液压系统中的减振降噪研究 篇4
关键词：盲管,液压系统,减振降噪
0 引言
液压系统振动是影响整机质量和工作寿命的一个突出问题。引起液压振动的因素很多,泵的周期性流量脉动是液压系统振动的一个重要诱发因素,如果相应的管路系统与泵的流量脉动频率不匹配,两者的振动频率接近,那么会造成泵源振动扩大化,特别是管路系统出现的液固耦合共振,会降低管路的使用寿命和可靠性。液压系统的振动还会传输到机械结构,如果液压振动频率与机械结构本身的固有频率接近,那么将会导致整机的中高频振动,使机械活动环节发生碰撞,紧固联接环节出现松动,从而降低整机寿命,造成巨大经济损失。因此寻求可行的、有效的削弱该脉动压力的措施,对延长元件使用寿命、提高主机性能、降低能耗都具有实际意义。
1 压力脉动产生的机理分析
目前使用的液压泵都是基于容积原理设计的,它们有个共同的特点就是容积变化的不联系性,比如齿轮泵的容积变化与齿形有关,叶片泵则与双叶片间的容腔有关,柱塞泵与柱塞的数目有关。容积的不连续性和周期性变化使得泵的排出流量也是周期性变化的,所以导致整个液压管路内部的压力也是相应地呈周期性波动。另一方面,当高速流动的流体介质遇到弯管、异径管、控制阀等管道元件时,也会产生随时间变化的激振力,从而形成压力脉动,并经出口向整个系统传播[1]。
2 泵源压力脉动原理分析
轴向柱塞泵的流量方程为:
其中:Q0为稳态流量值;qm为流量脉动的幅值;t为泵的运转时间;ωz为主泵的转速。
轴向柱塞泵的压力方程为:
其中:PL0为常量部分;PL1为压力脉动部分。
压力脉动部分可表示为:
其中:βe为油液弹性模量;KL为负载泄漏参数;VL为负载端容腔体积。
由式(2)、式(3)可知:泵口的压力振动是由流量的周期性波动引起的,流量的波动量与压力波动值成正比。压力脉动值随着负载泄漏参数KL和负载端容腔体积VL的增大而降低,随着油液弹性模量βe降低而降低。如果提高泵的转速ωz和柱塞数目也会降低泵出口压力的脉动幅值[2]。
液压挖掘机液压系统是典型的高脉动液压系统,一般采用九柱塞泵,高速的液压脉动给复杂的管路系统的质量和寿命造成了很大的破坏和隐患,也是一直困扰系统设计人员的问题。深刻分析液压脉动的机理,寻求简便可行的解决方法意义重大。一般来说,降低液压系统压力脉动的方法很多,常用的有缓冲器减振、孔板减振和盲管减振。本文主要研究盲管在液压系统中的减振作用。
3 盲管的减振原理分析
为减少压力脉动对液压系统的影响,通常在液压系统管路适当部位设置调压室、盲管或蓄能器等集中元件,根据有压输液系统的等效电学模型[3],图1(a)中管路沿程摩擦损失可等效为图1(b)中RL路的电阻R;图1(a)中液流速度变化引发的液感可等价为图1(b)中RL路的电感L;图1(a)中管路弹性引起的容积变化特性可等效为图1(b)中R′C路的电容C;图1(a)中管路弹性引起的能量损失可等效为图1(b)中R′C路的电阻R′。
由电工学原理可知,电容器的作用是“阻直流,通交流”,即总电流的大部分交流成分通过R′C支路,而仅有少部分交流电流通过RL电路,若R′C支路的电容越大,即相应阻抗模值越小,则通过R′C支路的交流电流峰值越大。同样,在有压输液系统中,主管路的流容和盲管等集中元件的流感相对较小,在分析过程中可忽略其影响,液压系统与图1(b)中所示电学模型等效:盲管等集中元件在整个系统中相当于旁路电容的作用。若在集中元件上游(即图1(a)1段～2段)产生一压力振荡向下游传播,到达集中元件节点2,由于集中元件的等效电容作用,大部分压力振荡被集中元件吸收,少部分压力振荡穿过集中元件传输到后面的续管(即图1(a)2段～3段)中,此即为集中元件削减压力振荡的原理。若集中元件的流容越大,即阻抗模值越小,则被集中元件吸收的压力振荡越大,削减压力振荡的效果越显著[4]。因此,在靠近液压泵压油口加一长度合适的等径支管,并将支管尾端封死(即盲管),可以使液压系统的压力脉动大大降低。
压力波在沿管道的传播过程中,在分支点处由于阻抗的变化,其能量将分成3部分:一部分投射到后面的续管,一部分投射入支管,还有一部分反射给波源。根据小波动理论,投射到后续管内的压力波振幅与支点的阻抗大小有关。
根据流体理论,这里忽略管路中的流体摩擦损失,可以得到管路本身的频率公式[5]:
其中:Z1为管路本身阻抗;ω为管路波圆周频率;l为盲管长度;Zc为管路的特征阻抗;a为流体介质的压力波速。
对于末端完全封闭(盲管)的管路则有:
将ω=2πf,a=λf1(f1为管路波频率,λ为波长)代入式(5),得:
式(6)说明,在液压泵附近的主管上安装长度为λ/4、3λ/4、5λ/4的盲管时,后续管透射波为零。实际上由于λ值比较大,通常只取盲管长度等于λ/4。
4 盲管长度的理论计算
4.1 管路波速值
管路中流体声速的影响因素很多,要受到流体介质自身特性、管路材料特性以及外部温度等各种因素的影响。所以,要求得比较准确的声速,需要通过理论和实验相结合的手段。
鉴于无界流中的小扰动声速是一切声速研究的基础,在此作如下假设:(1)忽略流体的黏滞性和由于过程摩擦造成的能量损失;(2)相对于声速来说,流体速度可以忽略,即假设为静止流体中的声速;(3)流体密度不均匀造成的能量传输也忽略,即流体内部是绝热的;(4)流体中声波能量是很小的。基于以上假设,管路流体中压力波的速度为[6]:
其中:K为流体介质的体积弹性模量;ρ为流体介质的密度。
通过实验,测得液压油弹性模量为1 200 MPa～2 000MPa,实际中因气泡的混入,该值会明显减小,一般选为700MPa～1 400MPa,液压油密度ρ一般为860kg/m3。若取K=1 000 MPa,ρ=860kg/m3,则压力波传播速度a=34.1m/s。
4.2 激振频率的计算
挖掘机的液压泵是九柱塞泵,对应于SY365发动机正常工作时(H8挡),发动机的实际转速n发为1 820r/min,所以该液压泵的固有频率为:
声波的波长为:
4.3 盲管长度的计算
由已知参数可以计算出盲管长度:
5 结论
在挖掘机主泵口加装合适长度的盲管,可以有效地降低主泵本身流量的不均匀性造成的液压脉动力,从而降低系统的流体噪声,也必将会延长泵的寿命,提高系统的工作效率。
在实际应用中,系统流体中空气含量、纯液体体积弹性模量、系统压力、系统温度都对液压介质的波速有很大的影响,另外发动机转速也不是个稳定值,这些影响因素就导致盲管长度并不是唯一确定值,如果想把这一理论应用于实际,我们还应该通过做大量的实验来验证理论研究的可行性。
参考文献
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压缩机减振降噪研究 篇5
随着汽车行业的迅猛发展,车辆的NVH(Noise、Vibration、Harshness)性能正日益受到消费者和汽车生产商的重视。通常情况下,车内500Hz以上高频噪声中空气声占主要成分,而500Hz以下的中低频噪声则主要来源于结构声。在汽车车内噪声控制上,通过改善车身的密封性、合理设计车身、采用隔音和吸声材料等方法对高频噪声控制起到了很好的作用,而中低频噪声在结构中随距离衰减的程度较小,这些技术都很难从根本上解决低频噪声控制问题,因此中低频噪声仍是目前车内噪声控制的难题[1,2,3]。近年来,声子晶体带隙理论的研究为这一问题的解决提供了新思路。声子晶体是具有弹性波带隙的人工周期性复合结构,当弹性波的频率落在带隙内时,将无法通过声子晶体材料,从而起到隔振降噪作用[4]。而目前国内外对于声子晶体的研究尚处于基础研究阶段[5,6],声子晶体应用的研究很少[7],特别是解决轿车车内噪声降噪隔声问题的文献尚属空白。
目前,国内外对二维声子晶体的研究主要集中在散射体和包覆层均匀镶嵌在基体中的结构,即传统二维结构。该结构使得基体材料连续性被打断,大大降低了结构整体的刚度,而复合结构声子晶体的基体是一连续整体,散射体和包覆层均匀分布在基体的表面,大大提高了结构的强度和刚度。目前,仅有国防科技大学的温激鸿等对复合结构声子晶体进行了简单的研究。文献[8,9]指出复合结构声子晶体能获得中低频段的局域共振带隙,更适用于降低车内中低频噪声。
本实验提出将复合结构声子晶体周期性地粘贴在车身顶棚,利用有限元分析其振动噪声特性,在降低车内中低频振动噪声上做了新的尝试,并提出降低车身板件振动噪声的新思路。
1 声子晶体的基本理论
声子晶体是由2种或2种以上弹性介质组成的具有周期性结构和弹性波带隙特性的功能材料。声子晶体的主要特性是:(1)物质组成上具有周期性结构;(2)声波能带结构具有禁带特性,落在禁带中的弹性波被禁止传播;(3)当周期性结构中存在点缺陷或线缺陷时,处于禁带中的弹性波会被局域在点缺陷处,或只能沿线缺陷方向传播。
近年来,研究者通过对声子晶体振动传输特性的研究,发现声子晶体对一定频率范围内的振动有明显的抑制作用,且响应幅值有较大的衰减,基于声子晶体的减振特性,下面对声子晶体的应用进行探讨。
2 声子晶体在顶棚上的应用研究
2.1 声子晶体顶棚振动传输特性分析
在顶棚上面积较大的部分添加3排声子晶体,晶格尺寸为50mm,橡胶和钢片的直径为40mm,橡胶厚度为5mm,钢片厚度为4mm,如图1所示布置在轿车顶棚上,在顶棚四周的所有节点上施加白噪声信号激励,在声子晶体结构左侧右侧分别取一节点,作为输入点和输出点,得到的加速度响应特性如图2所示。
从图2中可以看出,在中低频段内声子晶体顶棚的振动响应小于未加声子晶体的原始顶棚结构,声子晶体对振动的传递起到了一定程度的衰减作用。但振动传递分析得到的是顶棚上个别节点的响应情况,并不能反映整个顶棚的振动情况。振动是引起噪声的根源,因此需要对顶棚进行声辐射分析,研究声子晶体结构能否降低顶棚的噪声。
2.2 声子晶体顶棚声辐射分析
选取驾驶员右耳附近一点为声压值的监测点,对声子晶体顶棚和原始顶棚在0～600Hz频率范围内的声辐射特性进行了对比(如图3所示)。从图3中可以看出加了声子晶体结构后,原顶棚的很多共振峰值被抑制,顶棚的声辐射水平从154.8dB下降到150.1dB,降低了近5dB。
下面进一步讨论声子晶体分布位置对顶棚声辐射的影响,找出声子晶体在较大面积板件结构应用中的布置规律,有效降低板件声辐射水平。
2.3 声子晶体分布位置对顶棚声辐射的影响
工程上对结构振动的控制一般基于模态振型,将质量块分布在振动最大的位置,采用最小的能量抑制振动。因此,首先对顶棚进行模态分析,在振动能量最大位置布置声子晶体,如图4所示。为了进行对比,将同样的3排声子晶体连续布置在顶棚后部,如图1所示,再在顶棚四周所有节点上施加白噪声激励,并对顶棚下方驾驶员右耳附近点的声压值进行测量。
测量结果如图5所示,其中实线、点划线和虚线分别为原始顶棚、在顶棚后部连续布置3排声子晶体和在顶棚振动能量最大处布置3排声子晶体时,顶棚下方驾驶员右耳附近点的声压值。从图5中可以看出,将声子晶体连续布置在顶棚后部时,声辐射能量是减小的;在振动最大位置分散布置3排声子晶体时,反而使顶棚声辐射能量增大了,并且在260Hz、440Hz处引起了共振。因此,声子晶体的分散分布并不能使板件的振动噪声降低。
基于上述讨论,将声子晶体连续分布在顶棚振动能量较大的部位,有限元模型如图6所示,得到的顶棚声辐射结果如图7所示。从图7中可以看出,原始顶棚的声辐射值为154.8dB,而该方案的声辐射值为152.8dB,下降了2dB。但该方案的效果不如按图1所示布置的效果,如图1所示的布置方案可将顶棚的声辐射水平从154.8dB降低到150.1dB,降低了将近5dB,因此将声子晶体布置在靠近振源处,才能充分发挥其减振作用,从而使得声辐射值下降较大。在实际工程应用中,应将声子晶体按周期结构排列,且分布在靠近振源的位置,以达到更好的减振降噪效果。下面讨论将声子晶体应用到整车上,分析整车的振动噪声特性。
3 声子晶体在整车中的应用研究
3.1 整车振动传递特性分析
按图1所示布置声子晶体,从图8中可以看到,在顶棚上加了声子晶体后,顶棚上一点在大多数频率的振动下都有所衰减,尤其是在人对结构振动最敏感的10～200Hz低频段,对振动的抑制作用非常明显。除了在120Hz、190Hz处的振动有所增加外,其余频率下的振动都有不同程度的衰减。
整车乘坐室是一个非常复杂的环境,车内噪声是各个板块声学贡献之间相互作用的结果,单独降低某一个板件的声辐射值不一定能够降低整车车内噪声,这与不同频率下板件的声学贡献量的正负相关。因此首先对车身板件进行声学贡献量分析,找到对车内噪声属于正贡献的板件,从而通过布置声子晶体结构,有效降低车内噪声值。
3.2 板件声学贡献分析
为了进行车身板件贡献量的分析,在建立声腔边界元模型的同时将整个网格根据车身的自然边界划分成11个板件部分,结构如图9所示。
如果板件的声学贡献系数为正,即板件的声学贡献直方图处于坐标轴上方,则该板件为正贡献区域;如果板件的声学贡献系数为负,即其处于坐标轴下方,则该板件为负贡献区域。
不同频率下各个板块对车内总噪声的声压贡献量如图10所示,实心竖条代表不同频率下的声压响应,斜纹竖条代表车内总的声压响应,从图10中可以看出,不同频率下每个板件对车内总声压的贡献都不相同。
3.3 车内噪声分析
在风机位置加载加速度信号,信号为频率10～500Hz、幅值1mm的白噪声。计算出车室空腔边界处的振动加速度,计算频率范围为10～500Hz,步长为5Hz,响应点是车内前排驾驶员右耳处,得到的频谱特性如图11所示。
从图11中可以看出,车内噪声在80Hz、135Hz、260Hz以及455Hz处出现了明显的峰值,说明在风机位置处施加的外界激励会使车身在以上频率处发生共振,因此应该对这些频率下的整车振动情况进行改善,以达到降低车内噪声的目的。以80Hz和455Hz为例,板件声学贡献分析结果如图12所示。
从板件声学贡献的角度而言,在80Hz处整车车内总声压为正,顶棚(2号板件)对总声压的贡献为正,但影响很小,因此顶棚声辐射值的改变对整车车内噪声水平影响不是很明显;而在445Hz处,车内总声压为负,顶棚所引起的声压亦为负,且在该频率下,顶棚对车内噪声的贡献最大,因此,降低顶棚的声学贡献量对改善车内总体噪声水平影响非常大。
加了声子晶体结构前后的整车车内噪声频谱对比如图13所示,声子晶体对改变车内噪声的作用有正有负,在80Hz处,总声压由104.6dB上升到105.1dB,这是因为声子晶体结构不仅对顶棚振动有影响,而且对车身其他板件的振动特性也有一定程度的影响,但对总声压值的改变影响很小。而在455Hz处,由于顶棚对车内总声压的贡献为负,且是贡献最大的板件,因此总声压由133.1dB下降到86.27dB,效果非常明显,这与前面的板件贡献分析结果是一致的。
4 结论
(1)复合结构的声子晶体对顶棚振动的传递起到了一定的衰减作用,并将顶棚的声辐射水平从154.8dB降低到150.1dB,降低了将近5dB。
(2)将声子晶体按周期结构排列,且分布在靠近振源的位置更有利于其发挥减振降噪的作用。
(3)在整车顶棚上加声子晶体后,顶棚上一点在大多数频率的振动下都有所衰减,尤其是在人对结构振动最敏感的10～200Hz低频段。
(4)提出降低车内中低频噪声的新思路,首先对车身板件进行声学贡献量分析,找到对车内噪声属于正贡献的板件,然后通过布置声子晶体结构,有效降低车内噪声值。
参考文献
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压缩机减振降噪研究 篇6
管道振动是压缩机的常见故障之一, 压缩机管道振动不仅影响生产, 而且危及管道及系统的运行安全。强烈的振动会使管道本身及与之相连的构件产生疲劳破坏, 使连接部件松动, 轻则造成管道裂纹、泄漏, 重则造成中毒、爆炸、着火等恶性安全事故, 危害极大。引起压缩机管道振动的原因往往很复杂, 只有通过测量, 正确研究分析, 才能有效采取减振措施。
二.往复式压缩机振动原因分析
1. 管系结构的振动分类:
管道系统产生的振动的原因主要有以下三种:
1.1气体压力脉动过大导致激振力过大, 从而引起管道系统振动;
往复压缩机管内气体呈脉动状态, 脉动的气体遇到弯头、异径管、控制阀、盲板等元件后将产生随时间变化的激振力, 受此激振力作用, 管道将产生振动。管道中压力脉动的不均匀度越大, 振动频率越高, 振动能量就越大, 有可能给管道带来破坏。
1.2机械共振造成管道系统振动;
对于管路的机械振动系统, 根据配管的情况和始端的边界条件, 有着自己一系列的固有频率。当往复压缩机激发频率与某一阶频率相重合时, 管路系统将呈现出最大的振动响应, 形成强烈的机械振动。
1.3动平衡性差或基础设计不当引起的管道振动。
运动机构的平衡性能差或基础设计不良, 也是激发管道机械振动的主要原因。
2. 化工生产中往复式压缩机振动超标的常见原因如下:
2.1附属设备配置不合理。如:各级气缸出口缓冲罐设计偏小, 起不到良好的缓冲作用, 高频脉动气流在压缩机出口难以正常释放, 气流产生脉动共振。
2.2级间管线安装质量差。如:安装过程中管线内留有残余应力, 管卡设计不合理, 管卡与管线底部接触不良, 都会导致级间管线振动大。
2.3各级气缸的排气缓冲罐设计时未设支撑, 整个容器的重量全部加在各级气缸上使气缸支撑负荷增大, 导致气缸支撑和排气管线振动加剧。
2.4机组安装方式为撬装整体安装, 刚性底座与水泥基础连接处必须有良好的缓冲性能, 而水泥灌浆的缓振性较差, 机组振动也偏大。
2.5机组各级安全阀放空管线的支撑设计不合理, 比如只设计了浮动支撑, 而不是固定管卡, 在机组运行时易产生脉动共振。
2.6出口管线和出口汇管的管径设计不合理。管径太细, 高频脉动气流在管线中难以正常释放, 使气流产生脉动共振。
2.7出口管线及出口汇管的支撑和管卡设计不合理。出口管线的支撑刚度大, 出口汇管设计的是浮动支撑, 无固定管卡等将导致压缩机运行时出口管线和出口汇管产生共振。
三.往复式压缩机减振方法研究
1.振动分析执行的振动标准
压缩机组出口管系执行的振动标准为美国、俄国和英国的管道振动许用幅值标准, 管网的实际振动幅值要求小于300微米许用幅值以下。目前对于往复压缩机管道气体压力脉动和管道振动的控制主要是美国石油学会标准API-618《石油化工和燃气工业用往复式压缩机》。
2.管系结构的常用消振方法
2.1控制管系的固有频率
对管道进行配管设计时, 一般控制其固有频率为20Hz;对于高温、高压的管道进行配管设计时, 一般控制其固有频率为10Hz。
2.2修改结构参数
改变结构参数可以改变结构的固有频率达到减振的目的。
2.3调整支撑位置和支撑刚度
适当调整位置和支撑刚度, 使管系固有频率避开激发频率以避免机械共振的发生。
2.4减少弯头数和加大管道转弯角度
尽可能缩短管道长度, 减少弯头, 阀门等管件。在压缩机管系的运行中, 其激振力主要产生于弯头和异径管的接头处, 因此在管道的安装中应尽量减少弯头的使用, 使管道走向平直, 以减少激振力数目。弯管处的激振力与转弯角度相关, 减少转弯角度可以增强减振效果。
3. 往复式压缩机机组振动的具体解决方案
3.1在出口缓冲罐出口法兰和冷却器入口法兰处增设脉动衰减器, 以减小压缩机出口高频脉动气流的频率, 使脉动气流频率趋于平缓, 避开管线的固有频率, 避免发生气流共振。
3.2对压缩机周围的级间管线进行消除残余应力维修, 对固定管卡进行维修改造。使各个支撑管卡与管线之间接触良好, 固定牢固。
3.3在各级排气缓冲罐底部增加可调式辅助支撑, 减小各级气缸的承载负荷。
3.4对压缩机组进行基础维修, 重新灌桨, 以改善机组基础的缓振性能。
3.5对压缩机组的安全阀放空管线的支撑进行改造, 将浮动支撑拆除, 重新打基础增设固定管卡。
3.6对出口管线和出口汇管进行改造。将出口管线和出口汇管的管径增大。
3.7将出口管线支撑的工字钢改为水泥支柱, 并在出口阀后的管线处增设立式支撑, 在压缩机出口汇管的各管架上增设固定管卡。
3.8对缓冲罐采取重叠式, 并在相应压缩机下方安装可调式的辅助支撑, 用来提高缓冲罐的缓冲效果。
四、往复式压缩机管道设计中应注意的防振问题。
1.管道布置。
对于往复压缩机, 管道布置时应尽量沿地面铺设, 这样有利于管道支撑。一旦运行时发生管道振动, 也比较容易进一步设置支架和采取减振措施。管道布置时还应尽量减少弯头的数量, 以减小激振力的作用。
2.支架。
往复压缩机管道的支架应采用防振管卡或固定支架, 不能采用简单支托, 更不能采用吊架。为了增大管卡与管道之间的接触面积使管卡能够卡紧, 防振管卡应采用扁钢不宜采用圆钢, 并且在管卡与管道之间应衬以石棉橡胶垫。如果采用带有管托的防振管卡, 则管托应与其根部焊接, 不能简单放置。防振支架宜设独立基础, 避免生根在压缩机基础和厂房的梁柱上。防振支架的结构和支架的生根部分应具有足够的刚度。
3.管系固有频率分析。
管系固有频率分析的目的是通过调整管道系统的固有频率使其避开机器的激振频率, 从而避开共振。固有频率与系统的刚度有直接关系, 刚度越大固有频率越高。影响管系刚度的因素主要有管道走向、管径、壁厚和管道支撑状况。减少弯头个数、增大管径和壁厚、增设支架都将使管系刚度增大。大多数情况下管径、壁厚由工艺条件确定, 不易改变。因此可以调整的主要是管道走向和管道支撑。
参考文献
[1]于晓红, 张来斌, 王朝晖.往复压缩机故障振动诊断标准的建立与完善.压缩机技术, 2006[1]于晓红, 张来斌, 王朝晖.往复压缩机故障振动诊断标准的建立与完善.压缩机技术, 2006