噪声源控制

噪声源控制（共12篇）

噪声源控制 篇1

随着世界工业化和经济一体化的不断加快,世界能源危机和环境污染问题日趋严重,可持续发展的呼声越来越高,节约能源,保护生态环境,减少污染已成为世界各国的共识。噪声污染是当今世界三大公害之一,据国外有关资料表明,城市噪声的70%来源于交通噪声,而交通噪声主要是汽车噪声,约占交通噪声的80%左右,内燃机噪声和振动对汽车整车的噪声有着决定性的影响。因此,内燃机噪声是城市环境噪声污染的主要声源,其在生理和心理两方面都对人类产生严重的危害。为此应对内燃机噪声进行控制,从声源控制、噪声传播路径控制方面入手,积极采取降噪技术措施。

1 主要噪声源的形成及其控制措施

内燃机是以周期性完成工作循环的动力机,这种周期性包括空气工质运动以及发出动力的周期性,因而就形成了空气运动和机械部件的振动激励源,从而引起噪声。内燃机噪声按产生的性质可分为气体动力噪声、燃烧噪声、机械噪声三种,气体动力噪声主要是在进气和排气过程中产生,它直接向大气幅射,而机械噪声和燃烧噪声则是通过内燃机的外表面向外幅射。通常柴油机噪声较汽油机高,非增压内燃机噪声较增压机高,风冷内燃机噪声较水冷机高些。

1.1 燃烧噪声

燃烧噪声是内燃机噪声的主要声源,气缸内可燃混合物燃烧而引起气体压力周期性的急剧变化,使活塞、气缸盖、气缸体、连杆、活塞销、曲轴等零件受到一定强度的动力载荷,从而产生结构振动和噪声,通过缸盖、活塞、连杆、曲轴、机体向外幅射。燃烧噪声与内燃机的燃烧方式和燃烧速度密切相关,由于燃烧过程进行的方式不同,在汽油机中,如果发生爆燃和表面点火等不正常燃烧时,将产生较大的燃烧噪声。在柴油机的燃烧过程中,滞燃期对燃烧过程影响很小,在急燃期内由于燃烧室内气体压力急剧上升,致使发动机各部件振动而引起噪声,压力升高率是激发燃烧噪声的一个根本困素。汽油机由于热力工作过程较为柔和平稳,最高爆发压力低,因此汽油机的燃烧噪声比柴油机小。

1.1.1 燃烧噪声的主要影响因素

1.1.1. 1 结构因素

燃烧室的结构型式及整个燃烧系统的设计对压力升高率、最高燃烧压力及气缸压力频谱曲线有明显的影响,故对燃烧噪声的影响很大,影响滞燃期的因素也将直接影响燃烧噪声,因此要控制燃烧噪声,在设计燃烧系统时必须尽可能地缩短滞燃期。一般而言,汽油机以半球形燃烧室噪声较高,浴盆形燃烧室较低。柴油机用直接喷射式燃烧室比用间接喷射式燃烧室噪声要高,半分开式的球形燃烧室以油膜蒸发混合方式为主,压力升高率小,燃烧噪声最低。试验表明用球形燃烧室代替涡流室和ω型燃烧室可使柴油机的总声压级降低3 dB,高频振动频率fg处的声压级降低了11～15 dB[1]。

1.1.1. 2 运转因素

内燃机转速与负荷的变化,表明其工作过程的改变,因此所产生的噪声也必随着变化,但负荷对内燃机的噪声影响较小,转速对机械噪声的影响很大,而对燃烧噪声的影响处于次要地位。一般直接喷射式燃烧室柴油机随转速及负荷的增加,其噪声也有较明显的提高,而间接喷射式柴油机与汽油机则影响较小,但各种类型的内燃机在加速状态运转时,由于工作过程变化突然,工况不稳定,必然工作粗暴,使噪声比在稳定状态运转大。一般来说,加速使柴油机噪声增大A声压级2 dB左右,汽油机增加幅度较小[2]。

1.1.1. 3 其它因素

如发动机的压缩温度和压力、点火时间(或喷油时间)、喷油(点火)提前角、喷油速率、混合气的品质、燃料种类及其它能够影响压力升高率的因素都将影响燃烧噪声。

1.1.2 降低燃烧噪声的主要途径

一是从产生的根源上,降低气缸压力频谱曲线,特别是降低中频、高频的频率成分,对燃烧过程进行合理组织,缩短滞燃期或减少滞燃期内形成的可燃混合气量,采用较高十六烷值的燃料,组织适当强度的气流运动,选用噪声低的燃烧室,以降低气缸内的气体压力。采用预喷射,不仅可以降低排放,还可以降低噪声和改善低温启动性能[3]。另外采用增压技术是降低内燃机燃烧噪声的有效措施。

二是从传播途径上,增加内燃机结构对燃烧噪声的衰减,提高气缸体和气缸套的刚度,采用非金属材料及隔振、隔声等措施,减小活塞曲柄连杆机构各部分的间隙,增加油膜厚度等。

1.2 机械噪声

机械噪声是由于气体压力及机件的惯性作用,使相对运动零件之间产生撞击和振动而激发的噪声,它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关,机械噪声随转速的提高而迅速增加,内燃机在高速运转时机械噪声常常是主要的噪声源,随着内燃机的高速化,机械噪声越来越显得突出。机械噪声主要有活塞敲击噪声、传动齿轮噪声、配气机构噪声、轴承噪声、供油系统噪声、不平衡惯性力引起的机体振动和噪声等,通常柴油机的机械噪声比汽油机高。

1.2.1 活塞敲击噪声

对气缸壁的敲击通常是内燃机最大的机械噪声源,活塞敲击噪声是发动机运转时,作用于活塞上的气体压力、惯性力、摩擦力发生周期性的变化时,活塞在曲轴的旋转平面内将受到一呈周期性变化的侧向力的作用,活塞在上、下止点附近受侧向力作用产生一个由一侧向另一侧的横向运动,从而形成活塞对缸壁的强烈敲击而产生的。产生敲击的主要原因是活塞与气缸套之间存在较大的间隙,以及作用在活塞上的气体压力,因此敲击的强度主要取决于气缸的最高爆发压力和活塞与缸套之间的间隙。

降低活塞敲击噪声的措施有:采取活塞销孔向主推力面偏移1～2 mm,减少敲击次数。采用在活塞裙部开纵向槽,增加活塞裙部的弹性,减小导向部分的间隙。采用椭圆锥体裙或桶面裙等方式来减小活塞与缸套的冷态配缸间隙并确保裙部与缸壁有充分的润滑,以减少敲击力和敲击噪声。在保证密封和寿命的条件下,尽可能减少活塞环数目。增加缸套的刚度(增加缸套厚度或带加强肋),不仅可以降低活塞的敲击声,也可以降低因活塞与缸壁摩擦而产生的噪声。改进活塞和气缸壁之间的润滑状况,增加活塞敲击缸壁时的阻尼,也可以减小活塞敲击噪声。

1.2.2 传动齿轮噪声

传动齿轮的噪声是齿轮啮合过程中齿与齿之间的撞击和摩擦产生的。在内燃机上,齿轮承载着交变的动负荷,这种动负荷会使轴产生变形,并通过轴在轴承上引起动负荷。轴承的动负荷又传给发动机壳体和齿轮室壳体,使壳体激发出噪声。此外,曲轴的扭转振动也会破坏齿轮的正常啮合而激发出噪声。传动齿轮噪声与齿轮的设计参数和结构型式、加工精度、齿轮材料配对、齿轮室结构以及运转状态有关。

齿轮噪声的控制:第一,选用合理的齿轮参数和结构形式,尽可能地提高齿轮的刚度,适当增加轮体的宽度,尽量采用整体轮体结构,提高齿轮加工精度,减小齿轮啮合间隙,对齿轮进行修缘能显著降低噪声。第二,采用高内阻的齿轮材料或采用隔振措施,如用工程塑料齿轮代替原钢制齿轮后,整机噪声可降低约0.5 dB左右,效果明显;合理设计齿轮箱,避免箱壁的固有频率与齿轮的啮合频率吻合,发生共振。

1.2.3 配气机构噪声

内燃机大都采用凸轮式气门配气机构,机构中包括凸轮轴、挺柱、推杆、摇臂、气门等零件。配气机构中零件多、刚度差,在运动中易于激起振动和噪声,研究表明,内燃机低速时的配气机构噪声主要是气门开关时与气门座的撞击以及从动件和凸轮顶部的摩擦振动所产生的,高速时的配气机构噪声是由于气门的不规则运动所引起的。配气机构噪声与气门机构的型式、气门间隙、气门落座速度、材料、凸轮型线、凸轮和挺柱的润滑状态、内燃机的转速等因素有关。

配气机构噪声的控制:减小气门间隙可减少因间隙的存在而产生的撞击,采用液力挺柱,可以从根本上消除气门间隙,减小振动降低噪声。提高配气机构刚度,可使机构的固有频率提高,减小振动,缩小气门运动的畸变。提高凸轮加工精度和表面粗糙度,选择性能优良的凸轮型线,如n次谐波凸轮,减少共振的产生[1]。

1.2.4 其它机械噪声

供油系统噪声是由喷油泵和高压油管系统引起的,可分为流体性噪声和机械噪声,其中喷油泵的噪声主要是由周期性变化的柱塞上部的燃油压力、高压油管内的燃油压力和内燃机的往复运动惯性力激发泵体本身振动而引起的。其噪声大小与转速、泵内燃油压力、供油量及泵的结构有关。为了减少喷油泵的压力,可提高喷油泵的刚性,采用单体泵及选用损耗系数较大的材料做泵体,以减少因泵体振动而产生的噪声。

轴承本身噪声并不大,但它对整机的支承刚度和固有频率有较大的影响,轴承的振动又导致轴系的共振产生噪声,为控制轴承噪声,应提高轴承的制造精度和套圈的刚度,减小间隙,控制装配时的误差可有效降低轴承噪声。

内燃机轴系的振动是引发发动机结构和动力装置振动和噪声的主要激励源,在轴系上安装好的减振器既能防止振动向外界传播,还能削弱内燃机本身的振动和使噪声辐射衰减。另外对气缸盖罩、正时齿轮室盖、油底壳、曲轴皮带轮等部件采取隔振和阻尼措施,降低辐射噪声。

1.3 空气动力噪声

空气动力噪声包括进气噪声、排气噪声、风扇噪声。它是由于气体的非稳定流动过程,以及气体与物体的相互作用而产生的。

1.3.1 进排气噪声

进排气噪声是内燃机气体动力噪声之一,是内燃机最强的噪声源,同等功率的二冲程机比四冲程机的排气噪声大,柴油机一般比汽油机的排气噪声大,非增压机有较强的排气噪声,增压机在未装合适的空滤器时,进气噪声往往超过排气噪声,而成为强的噪声源。

1.3.1. 1 进排气噪声主要来源

a.进排气门的开闭,使在管道中的气体周期性地产生压力和速度的波动,导致气流柱振动而发出低频噪声。

b.气流以高速流经进排气门处的截面时,产生大量的涡流,形成强烈的高频涡流噪声。

c.气缸内气体的动力振动,气门落座撞击声及进排气管的振动等噪声通过发动机表面而辐射出来。

d.增压机的增压器压气机,转速很高而发出刺耳的高频噪声。

因此进排气噪声的大小与内燃机的进排气方式、进排气门结构、缸径、转速、凸轮型线等因素有关,此外排气噪声还与内燃机的负荷因素有关。

1.3.1. 2 降低进排气噪声的措施

a.合理设计进排气管道,减小压力脉动强度及涡流强度,并避免发生共振。

b.采用消声器。消声器按消声的机理不同可分阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合式消声器。阻性消声器主要利用吸声材料增大声阻来消声,具有良好的中频、高频消声效果,特别适宜消减增压内燃机的进气噪声。抗性消声器是利用管道截面突变、旁通支管和共振腔等造成声传播时阻抗失配,达到消声,其中低中频消声效果良好,在汽车、拖拉机中应用较普遍。阻抗复合式消声器是兼有阻性和抗性的作用,使消声频带宽,主要用于声级很高的低中频宽带消声,在高要求的内燃机中采用此种消声器。

1.3.2 冷却风扇噪声

冷却风扇噪声主要是由旋转噪声和涡流噪声所组成。旋转噪声是风扇叶片对空气分子的周期性扰动而产生的,它的强弱主要与风扇转速和叶片数成正比。涡流噪声是空气在受叶片扰动后产生的涡流所形成的,它的强弱主要与风扇气流速度有关。发动机的风扇转速对噪声的影响很大,转速提高一倍时,声压级增加11～17 dB[1]。

降低风扇噪声的措施:适当选择风扇与散热器之间的距离,既能较好地发挥风扇的冷却能力,又能使噪声最小。改进叶片形状,使之有较好的流线型和合适的弯曲角度,以减小涡流强度。用塑料风扇代替钢板风扇,可降低噪声。采用风扇自动离合器等措施可取得较好的降噪效果。

2 内燃机技术发展趋势

2.1 采用多气门和顶置凸轮结构

每个气缸采用两个以上的气门,凸轮轴顶置布置,可以提高发动机的充气系数,增大配气机构的刚性,从而降低配气机构的噪声。多气门机构还可增加循环进气量,提高功率,降低油耗和排放指标,是现代高速机采取的重要结构特点。

2.2 采用增压技术

增压已成为提高内燃机升功率和高原恢复功率的有效措施,同时也是降低内燃机的有害排放和燃烧噪声,改善内燃机经济性的重要手段。由于增压后压缩终点温度和压力提高,滞燃期缩短,压力升高率有所降低,燃烧柔和,因此采用增压技术是降低内燃机燃烧噪声的有效措施,可使直喷柴油机燃烧噪声下降A声压级2～3 dB[2]。采用废气涡轮增压也可减小排气噪声。

2.3 电子控制喷油系统

采用电子控制燃油喷射系统,可以实现燃油的高压喷射,并可根据柴油机工况要求灵活调整,精确控制循环喷油量、喷油正时、喷油速率和喷油压力等主要参数,获得较好的燃油经济性,有效降低排放和噪声,提高动力性。高压共轨技术是建立在直喷技术、预喷射技术和电控技术的基础之上的一种全新概念的喷射系统。高压共轨系统可柔性控制各参数实现高精度的高压喷射,在喷油过程中喷油压力几乎不变,喷油量循环变动小,可改善各缸工作不均匀性,改善柴油机的振动,在降低噪声和排放上有很大潜力,是最具发展前景的电控喷油系统。

2.4 液压挺柱配气机构

为防止发动机因气门间隙过小导致气门关闭不严,同时减小发动机气门敲击声,最有效的办法是采用液压挺柱配气机构。随着对发动机的振动和噪声要求越来越严,液压挺柱配气机构在车用发动机中的应用越来越广泛,目前国内轿车发动机几乎全部采用液压挺柱,还有采用比较先进的气门正时和气门升程可变VTEC技术[4]。

3 结束语

a.由前述可知,要控制燃烧噪声,主要是降低压力升高率,其次是控制爆发压力,然而降低压力升高率与提高发动机的热效率相矛盾,势必影响到发动机的动力性和经济性,因此应对影响放热规律的各种参数和它们对内燃机的性能、噪声、排放指标、烟度等的影响进行试验对比,从中选择最合适的参数值。

b.从产生噪声的根源、传播途径方面分析了内燃机噪声源的形成,再根据国家有关标准对内燃机进行噪声测量,了解和评定它的噪声强度和频率分布特性,有争对性对燃烧噪声、机械噪声、空气动力噪声采取有效的控制和降噪措施,降低内燃机噪声,从而达到降低汽车整车噪声的目的,减少污染,保护环境。

摘要：根据内燃机噪声产生的性质不同,分别对噪声源的形成进行分析,探讨降噪的相应措施。

关键词：内燃机,机械噪声,燃烧噪声,气体动力噪声

参考文献

[1]张志华,周松,黎苏.内燃机排放与噪声控制[M].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2003.

[2]朱仙鼎.中国内燃机工程师手册[M].上海:上海科学技术出版社,2000.

[3]张少明,陈方彬.降低车用柴油机排放技术的措施及实现[J].内燃机,2004,(6).

[4]唐大学,李志明,孔七一,等.发动机的液压挺柱配气机构[J].内燃机,2007,(6).

[5]黄伟建,黄伟力,王飞.柴油机燃油喷射技术发展与现状[J].拖拉机与农用运输车,2003,(3).

噪声源控制 篇2

一、目标：

二、指标：

在机关、学校、疗养地、自然保护区、居民区等敏感区域施工现场场界：土石方施工（推土机、挖掘机、运输汽车等）昼间，＜75dB；打桩施工（打桩机等），昼间＜85dB，夜间（22点至次日6点）禁止施工；结构施工（搅拌机、振动棒、电锯等），昼间＜70dB，夜间＜55dB；装修施工，昼间＜65dB，夜间＜55dB；其它区域不受此限制。

三、控制措施：

1、所有施工机械只准使用电嗽叭，禁止使用气嗽叭。

2、机械动力部分消音器必须定期（运输机械行使50000公里，工程机械运行2000小时）检修，确保状态良好。

3、在敏感区域施工，运输机械、工程机械要采取限速、降噪措施。

4、在敏感区域施工，动力设备（如发电机、空压机）、木工机械（如电锯、平刨、压创）、金属加工处理机械在使用前要搭建工作房，工作房要进行封闭，封闭率要达到100%（禁用瓦楞铁做为封闭材料），门、窗用隔音帘；其它区域要采用音障、隔音墙等半封闭措施；野外作业区域暂不在此列。

5、结构施工（搅拌机、振动棒、电锯等），在敏感区域，要采用商品混凝土或采用免振混凝土进行施工，夜间要控制使用时间，减少使用振动棒，必要时采用降噪围帘包裹。

6、在工业区施工，根据需要和可能采取相应的隔音措施。

7、在有特殊要求的部位爆破，采用微差雷管爆破或静态爆破，以降低噪声。

8、对于脚手架装卸、安装和拆除要轻拿放，不要从高处往扔。

9、对于钢模板支拆要轻装轻放，清理与修复时采用建棚或建隔墙，或到偏远处作业。

10、定期请环保部门对敏感区域施工点的噪声排放进行测量。

四、实施控制阶段 土方和结构施工整个阶段

五、职责/权限

责任部门：项目部工程部

责 任 人：工程部长、各领工队队长

1、机械技术员要按机械保养和维修计划，负责措施中第1、2落实；

2、作业司机要遵守机械操作规程，负责措施中第3条的落实。

3、施工领工员负责措施中第4至9条的落实。

4、安检员负责措施中第10条的落实。

施工扬尘控制方案

一、目标

二、指标

现场目测无扬尘，城镇地区现场主要运输道路硬化率达到100%。

三、控制措施

1、合理安排土石方等容易产生扬尘的工序。

2、野外施工现场主要运输道路及时洒水。

3、对于混凝土搅拌机搅拌造成粉尘排放，作业人员应侗带防尘口罩。

4、对于施工现场平整作业造成的粉尘排放，要适当地晒水。

5、对于三七灰土施工造成的粉尘排放，在施工过程中对三七灰土按照技术交底控制含水率，必须达到要求。

6、土石方施工现场地面硬化，经常洒水，保持无风天目测无扬尘。

7、施工便道碾压密实，及时漏水

8、施工机械停工后及时清理、清洗。

9、砂石料等运输车辆不得超载，需要时，运输过程中覆盖以防遗洒。

四、实施控制阶段 土方和结构施工整个阶段

五、职责/权限 责任部门：项目部工程部 责 任 人：

1、项目工程部负责编制粉尘排放控制措施。

2、工程部长、各施工队队长负责具体实施过程。

3、项目机材部负责提供所需物资。

论工程施工噪声的控制 篇3

【摘 要】工程施工噪声是指在工程项目施工过程中产生的干扰周围生活环境的声音，它是噪声污染的一项重要内容，对居民的生活和工作会产生重要的影响。本文讨论了工程施工噪声的控制问题。

【关键词】工程施工；噪声；控制

Cybernetic construction noise

Xie Lin-jun,Li Qun,Lin Bi

(Shaoxing sheng yuan environment construction co., LTD Shaoxing Zhejiang 312000)

【Abstract】Construction noise is the sound generated by the project during construction projects in the surrounding living environment interference, which is an important element of noise pollution on residents living and working will have an important impact. This paper discusses the construction noise control problems.

【Key words】Construction;Noise;Control

1. 前言

（1）随着我国经济持续、快速的发展以及基本建设大规模开展，环境保护的任务也越来越重。建筑业是我国的经济支柱之一，而且该产业直接或间接地影响着我们的环境。这就要求施工企业在工程建设过程中，注重绿色施工，势必树立良好的社会形象，进而形成潜在效益。

（2）工程施工噪声是指在建筑施工过程中产生的干扰周围生活环境的声音，它是噪声污染的一项重要内容，对居民的生活和工作会产生重要的影响。本文讨论了工程施工噪声的控制问题。

2. 噪声的危害与治理现状

2.1 工程施工噪声的危害。

（1）工程施工噪声被视为一种无形的污染，它是一种感觉性公害，被称为城市环境“四害”之一。

（2）噪声对人体的影响是多方面的。研究资料表明：噪声在50dB(A)以上开始影响睡眠和休息，特别是老年人和患病者对噪声更敏感；60dB的突然噪声会使大部分熟睡者惊醒；70dB(A)以上干扰交谈，妨碍听清信号，造成心烦意乱、注意力不集中，影响工作效率，甚至发生意外事故；长期接触90dB(A)以上的噪声，会造成听力损失和职业性耳聋，甚至影响其他系统的正常生理功能；175dB的噪声可以致人死亡。而实际检测显示：建筑施工现场的噪声一般在90dB以上，甚至最高达到130dB。由于噪声易造成心理恐惧以及对报警信号的遮蔽，它又常是造成工伤死亡事故的重要配合因素。这不能不引起人们的高度重视，如何控制和防治工程施工噪声也成了一个刻不容缓的话题。

2.2 施工噪声的主要成因。

2.2.1 施工的不同阶段，使用各种不同的施工机械。根据不同的施工阶段，施工现场产生噪声的设备和活动包括：

（1）土石方施工阶段：装载机、挖掘机、推土机、运输车辆等；

（2）打桩阶段：打桩机、混凝土罐车等；

（3）结构施工阶段：电锯、混凝土罐车、地泵、汽车泵、振捣棒、支拆模板、搭拆钢管脚手模板修理、外用电梯等。

（4）装修及机电设备安装阶段：外用电梯、拆脚手架、石材切割、电锯等。在《公路建设项目环境影响评价规范》所推荐的公路工程施工机械中，对环境影响较大的是推土机、压路机、装载机、挖掘机、混凝土搅拌机和自卸卡车、摊铺机等。这些机械产生的噪声会对操作人员和附近的人群产生心理(失眠等)和生理(血管收缩、听力受损等)上的影响，降低人们的工作效率。现在大多数正在作业的公路施工现场噪声一般在90dB以上，最高达到130dB。公路施工中常用施工机械和设备正常运转时产听力受损等)上的影响，降低人们的工作效率。现在大多数正在作业的公路施工现场噪声一般在90dB以上，最高达到130dB。

2.2.2 目前，城市建筑施工噪声的形成主要有以下几个原因：

（1）施工设备陈旧落后。部分施工单位受经济因素制约，施工过程中使用简易、陈旧、质量低劣或技术落后的施工设备，导致施工时噪声严重超标。如一些单位使用的转盘电锯，噪声高达90dB，某些打桩机，噪声高达115dB。

（2）施工设备的安置不合理。一些施工单位对电锯、混凝土搅拌机等噪声大的施工设备安置于不合理的位置，导致施工中产生的噪声影响周围居民的正常生活。

（3）缺少必要的降噪手段。一些施工单位将噪声极大的设备露天安置，不采取任何防噪、降噪措施，致使这些设备产生的噪声超出规范要求。

（4）夜间施工。一些施工单位为提高工程进度，进行夜间施工，严重的影响附近居民的正常生活秩序。

2.3 治理现状。

2.3.1 国家环保总局根据《中华人民共和国噪声污染防治法》并结合各地区的实际，对建筑施工噪声管理，作了具体的规定，主要内容包括：

（1）在城市市区范围内在周围生活环境产生建设施工噪声的项目，应当符合国家规定的建筑施工场界环境噪声排放标准。

（2）施工前，在工程投标时，'应将建筑施工噪声的管理措施列为施工组织设计内容，并科学规定工程期限。在城市市区范围内，建筑施工过程中，如果使用的机械设备可能产生噪声污染，施工单位必须在工程开工15日以前向工程所在地县级以上地方人民政府环境保护行政主管部门申报该工程的项目名称、施工场所和期限、可能产生的环境噪声值以及采取防治措施的情况。

（3）为了方便公众监督，施工时，施工单位应该在施工时将建筑施工工地环保牌悬挂在施工工地显著位置，并在环保牌上注明工地环保负责人及工地现场电话号码。若噪声排放超标，施工单位应采取积极有效措施，使噪声污染满足国家要求。否则，按国家规定缴纳超标排放费。

（4）严格控制夜间施工。有条件的情况下，禁止夜间在居民区、医疗区、科研文教区等噪声敏感物集中区域内进行产生环境噪声污染的建筑施工作业。否则，应限制噪声的强度。规范规定，确因施工工艺要求或特殊需要，必须夜间连续作业的施工工艺应在5个工作日前提出申请，经市建设部门预审，所在地的区环保局批准后实施。经批准的夜间施工工地，应在夜间施工3个工作日前，公告工地周围的居民和单位。

（5）市区范围内，应要求所有建设工程应使用商品混凝土，且应使用混凝土灌注桩和静压桩等低噪声工艺。

2.3.2 此外，对违反噪声污染防治法规定的施工单位，由环保部门给予处罚，情节严重的，将在新闻媒体曝光，直至建议建设部门吊销建筑施工许可证。这些违反噪声污染的行为包括：拒报或者谎报噪声排放事项，不按国家规定缴纳超标排污费，拒绝环保部门现场检查或者被检查时弄虚作假，夜间进行明文禁止的产生环境噪声污染。

3. 建筑施工噪声与控制

《绿色施工导则》中明确规定：施工现场噪声排放不得超过国家标准《施工场界噪声限值》(GB12523—90)的规定。因此，要使噪声排放量达到规定要求的话，就在施工过程中的控制措施。

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3.1 从声源上控制噪声。这是防止噪声污染最根本的措施。

（1）尽量选用低噪声设备和工艺代替高噪声设备与加工工艺。在施工过程中选用低噪声搅拌机、钢筋夹断机、振捣器、风机、电动空压机、电锯等设备。例如液压打桩机，在距离15m处实测噪声级仅为50dB，低噪声搅拌机、钢筋夹断机与旧搅拌机和钢筋切割机相比，声源噪声值可降低10dB，可使施工场界严重超标点位的噪声降低3～6dB。同时还需要对落后的施工设备进行淘汰。施工中采用低噪声新技术效果明显，例如，在桩施工中改变垂直振打的施工工艺为螺旋、静压、喷注式打桩工艺。以焊接代替铆接，用螺栓代替铆钉等，使噪声在施工中加以控制。钢管切割机和电锯等小型设备通常用于脚手架搭设和模板支护，为了消减其噪声，一方面优化施工方案，改用定型组合模板和脚手架等，从而避免对钢管和模板的切割，同时也降低了施工成本。另一方面，可将其移至地下室等隔声处，避免对周边的干扰。同样在制作管道时，也采用相应的方式。

（2）采取隔声与隔振措施，避免或减少施工噪声和振动。对施工设备采取降噪声措施，通常在声源附近安装消声器消声。消声器是防治空气动力性噪声的主要设备，它适用于气动机械，其消声效果为10～50dB(A)。通常将消声器设置在通风机、鼓风机、压缩机、燃气轮机、内燃机等各类排气放空装置的进出风管的适当位置。常用的消声器有阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合消声器、穿微孔板消声器等。为了经济合理起见，选用消声器种类与所需消声量，噪声源频率特征和消声器的声学性能及空气动力特征等因素有关。

3.2 在传播途径上控制噪声。

（1）吸声。吸声是利用吸声材料(如玻璃棉、矿渣面、毛毡、泡沫塑料、吸声砖、木丝板、干蔗板等)和吸声结构(如穿孔共振吸声结构、微穿孔板吸声结构、薄板共振吸声结构等)吸收周围的声音，通过降低室内噪声的反射来降低噪声。

（2）隔声。隔声的原理是声衍射，在正对噪声传播的路径上，设立一道尺度相对声波波长足够大的隔声墙来隔声。常用的隔声结构有隔声棚、隔声间、隔声机罩、隔声屏等。从结构上分有单层隔声和双层隔声结构两种。由于隔声性能遵从“质量定律”，密实厚重的材料是良好的隔声材料，如砖、钢筋混凝土、钢板、厚木板、矿棉被等。由于隔声屏障具有效果好、应用较为灵活和比较廉价的优点，目前已被广泛应用于建筑施工噪声的控制上。例如在打桩机、搅拌机、电锯、振捣棒等强噪声设备周围设临时隔声屏障(木板)，可降噪约15dB(A)。

（3）隔振。隔振，就是防止振动能量从振源传递出去。隔振装置主要包括金属弹簧、隔振器、隔振垫(如剪切橡皮、气垫)等。常用的材料还有软木、矿渣棉、玻璃纤维等。

（4）阻尼。阻尼就是用内摩擦损耗大的一些材料来消耗金属板的振动能量并变成热能散失掉，从而抑制振动，致使辐射噪声大幅度地消减。常用的阻尼材料有沥青、软橡胶和其他高分子涂料等。

3.3 合理安排与布置施工。

（1）合理安排施工时间，除特殊建筑项目经环保部门批准外，一般项目，当对周围环境有较大影响时，应该采取夜间不施工。对于设备自身消除噪声比较困难，例如土方中的大型设备如挖掘机、推土机等，在施工中应采用合理安排作业时间的方法，而且在工作区域周边通过搭设隔声防振结构等方法消减对周边的影响。

（2）合理布置施工场地。根据声波衰减的原理，可将高噪声设备尽量远离噪声敏感区。如某施工工地，两面是居民住宅，一面是商场，一面是交通干线，可将高噪声设备设置在交通干线一侧，其余的可靠近商场一侧，尽可能远离两面的居民点。这样高噪声设备声波经过一定距离的衰减，在施工场界噪声测量时测量两个居民点和一个商场敏感点，降低施工场界噪声6dB以上。又例如，施工边界四周都是敏感点，但与施工场界的距离有远有近，可将高噪声设备设置在离敏感点较远的一侧，同时尽可能将设备靠近工地有利于降低施工场界噪声，这样既可避免设备离敏感点过近，又保证声波在开阔地扩散衰减。

3.4 使用成型建筑材料。大多数施工单位都是在施工现场切割钢筋加工钢筋骨架，一些施工场界较小，施工期较长的大型建筑，应选在其他地方将钢筋加工好运到工地使用。还有一些施工单位在施工场界内做水泥横梁和槽形板，造成施工场界噪声严重超标，若选用加工成型的建筑材料或异地加工成型后再运至工地，这样可大大降低施工场界噪声。

3.5 严格控制人为噪声。进入施工现场不得高声叫喊，不得无故甩打模板、乱吹哨，限制高音喇叭的使用，最大限度地减少噪声扰民。模板、脚手架钢管的拆、立、装、卸要做到轻拿轻放，上下、前后有人传递，严禁抛掷。另外，所有施工机械、车辆必须定期保养维修，并在闲置时关机以免发出噪声。

3.6 施工场界对噪声进行实时监测与控制。监测方法执行国家标准《建筑施工场界噪声测量方法》(GB12524—90)。

［作者简介］ 谢林君（1982.11-），男，籍贯：浙江绍兴，研究方向：工程施工管理。

噪声源控制 篇4

关键词：车内噪声,主动控制,次级声源,布放规律

封闭空间噪声主动控制的目的通常是降低该空间全空间或某一局部区域内的噪声级。封闭空间中的噪声场既可以由内部噪声源产生, 也可以由外部噪声通过弹性壁透射或耦合振动而产生。现将由封闭空间点声源引起的内部低频噪声作为噪声源, 利用有源噪声控制理论[1]分析的待消声区域的声场分布, 着重运用专业声学分析软件Sysnoise对模型进行仿真分析, 从空间声场的抵消效果得到合适的次级声源布放位置。

1 噪声主动控制基础

封闭空间噪声主动控制的目的通常是降低该空间全空间或某一局部区域内的噪声级。封闭空间中的噪声场既可以由内部噪声源产生, 也可以由外部噪声通过弹性壁透射或耦合振动而产生。噪声主动控制, 首先要知道待消声区域的声场分布, 然后才能够谈得上如何应用次级声源产生一个与之较匹配的“反声场”的问题, 因此, 噪声场的分析具有重要地位;其次, 次级声源布放不仅与声场类型 (直达声场、驻波声场、混响声场等) 有关, 而且直接与初级声场的产生方式和外围结构的物理特性有关。

根据三维封闭空间稳态声场噪声控制的原理, 假设封闭空间中的声场可以由一系列声模态叠加表示, 为抑制空间噪声, 引入多个次级声源, 如果次级声源数目与声模态数相等, 而且那么当次级声源强度合适时, 封闭空间中声压处处为零。但实际情况是, 声模态数将会远远大于次级声源, 因此我们为了理论计算与实际应用的方便, 选取全空间时间平均声势能为目标, 并且用无约束最优化方法, 合理分布次级声源, 使封闭空间中总的时间平均声势能达到最小。

2 封闭空间噪声主动控制仿真分析

根据封闭空间混响声场中主动控制的规律。设有一个六个边界面为刚性的矩形封闭空间腔, 其长, 宽, 高分别为2.264m, 1.132m, 0.186m。假设空气密度为1.225kg/m3, 声速为340m/s, 对于所有特征频率, 均假设阻尼比为0.01, 所有声源均抽象为表面振速均匀分布0.15m×0.15m的方形活塞, 在该空间内共有1个初级声源和4个次级声源, 所有声源在Z方向处于同一高度, 在XY平面的位置各个声源的坐标分布为:初级声源 (2.087, 0.993, 0.186) 、次级声源1 (2.087, 0.843, 0.186) 、次级声源2 (1.892, 0.096, 0.186) 、次级声源3 (0.096, 0.566, 0.186) 、次级声源4 (0.177, 0.993, 0.186) (单位:m) 。

通过专业声学分析软件Sysnoise对有限元模型进行声学分析, 研究不同次级声源作用下, 矩形空间内的总的时间平均声势能随频率 (50～300Hz) 变化的情况。有限元模型是通过专业有限元分析软件MSC.Patran建立, 该模型单元为八节点的正方体, 在最大频率300Hz时单元密度为每个波长有30个单元。将该模型输入Sysnoise进行声学分析, 计算出特征频率和声模态的相位和幅值。

下面通过对模型的声学分析, 研究不同次级声源作用下, 封闭矩形空间内的总的时间平均声势能 (Ep) 随频率f (50～300Hz) 的变化情况。如图1、图2所示。z

在自由空间中, 如果次级声源与初级声源的间距大于半个声波波长时, 全空间就不能取得大的降噪量。但是在低密度混响声场中, 情况有所不同。如果根据最高频率300Hz计算, 对应的声波波长为1.13m。初级声源和次级声源1仅为0.15m, 理论上讲, 在整个频率范围内可以取得很大的降噪量, 但是从图中, 我们可以看到在频率300Hz时, 降噪量很小。相反, 初级声源和次级声源4的距离最远, 比所有的频率对应的声波波长都要大, 但该次级声源对大部分的声模态都能取得降噪效果, 如图所示。在次级声源2单独作用下, 有一半声模态的Ep基本没有得到控制, 分别为: (2, 0, 0) (0, 1, 0) 150.2Hz、 (3, 0, 0) 225.4Hz、 (3, 1, 0) 271.0Hz。这是因为次级声源2靠近或者位于这些模态的节线上。根据降噪原理我们可以知道, 当次级声源位于初级声源某阶声模态节线上时, 这样根本激发不出这阶声模态, 因此也不能产生相反的干涉声场来抵消由这阶模态主导的声场。而当次级声源靠近初级声源的声模态时, 想抵消节线附近的声场就需要很大的强度, 这样空间中总的Ep就不能得到有效控制。单独作用都不能抵消的特征频率为150.2Hz的两个声模态, 在两个以上次级声源共同作用下可以抵消, 这是因为某一个次级声源位于模态的节线上, 但它同时位于模态的反节线上, 另外的次级声源位于这两个模态相位相反的地方, 所以可以调节其中某一个次级声源的强度来抵消某一个模态而不影响其他模态。但是并不意味着抑制两个声模态一定要用两个次级声源。如图2所示, 次级声源4的单独作用也能在某些模态取得一定降噪量。而如果用次级声源2、3、4共同作用, 那么这三个次级声源产生的次级声模态与初级声场模态相反, 因此不仅所有的声模态在共振频率处能被抑制, 许多非共振频率处也能取得降噪量。

3 结论

通过以上的有限元模型的声学分析说明:要有效降低全空间的时间平均声势能, 次级声源的布放位置很重要。关于次级声源的布放原则如下:

(1) 如果次级声源放置在声模态的节线上, 那么不管声源强度多大, 它都不能激发这阶声模态。次级声源也不能靠声模态节线太近, 因为在这种情况下想抵消节线附近的声场就需要很大的强度, 空间总的声势能将不能得到有效控制; (2) 如果一个次级声源放置在几个主导声模态的最大幅值处, 那它就可以抵消这几个声模态, 而不激发其它声模态; (3) 几个次级声源单独作用不能抵消的声模态, 共同作用则可以抵消。

实线——初级声源作用下的Ep, 虚线——初、次级声源共同作用下的Ep

实线——初级声源作用下的Ep, 虚线——初、次级声源共同作用下的Ep

因此, 控制小阻尼低频封闭空间的全空间平均声势能可以用数量比较小的次级声源来实现, 通过调整次级声源的幅值和相位可以达到很好的控制效果。如果将汽车车厢简化成小阻尼低频封闭空间, 那么就可以根据上面的布放规律布放次级声源, 达到对车内噪声的主动降噪, 但是上面所讨论的空间四周是刚性的, 而且实际的汽车不可能是刚性的, 所以真正要在实车上取得好的降噪, 还有很多工作要做, 但是该仿真所得出的结论还是有一定的指导意义。

参考文献

[1]陈克安.有源噪声控制[M].北京:国防工业出版社, 2003, 10.

人为噪声控制措施 篇5

1、提倡文明施工，加强自身队伍人员的人为噪声的管理，尽量减少人为的大声喧哗，增强全体施工人员的防噪声扰民的自觉意识。

2、所有渣土运输车辆进入现场后禁止鸣笛，以减少噪音。3人工使用风镐拆除板、梁、墙要以减少噪音。

4、模板、脚手架支设、拆除、搬运时必须轻拿轻放，上下左右有人传递；钢模板、钢管修理时，禁止用大锤敲打，使用电锯锯模板、切割钢管时，应及时在锯片上刷油，且模板、锯片送速不能过快。

5、对工人进行交底，夜间卸料时要轻拿轻放，人工传递码放必要时在地上铺放草垫、垫木等以减少噪声。

6、不能将振动棒直接接触钢筋或钢模，不准空振。

7、模板拆除时，严禁工人用铁锤敲打，以免产生噪声污染。

基于面板贡献量控制车内噪声 篇6

关键词：间接边界元法；声固耦合；面板贡献量；优化

中图分类号：U463.82 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）05-0027-06

In-car Noise Control Based on Panel Contribution Analysis

ZHANG Xue-qiu，GONG Bing，CHEN Jian

（Institute of Sound and Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract:To a certain vehicle，FE model of the BIW（body-in-white）and BE model of acoustic cavity are built. The focused frequencies are found by calculating coupled and uncoupled sound field frequency response combined modal analysis.The mainly positive or negative contribution panels are found by analyzing panel contribution at those focused frequencies.The nodes of the belly of vibrating are found by velocity frequency response analysis of the BIW，then the target function which connected with the nodes velocity and field point pressure is established by using weight coefficient method. On this basis，a method is put forward that is reducing vibration by optimizing panel thickness for the sake of controlling in-car noise indirectly.

Key words: indirect BEM；acoustic-structural coupling；panel contribution analysis；optimization

车内噪声是由发动机、传动系统、轮胎、液压系统及结构振动引起的。无论传递路径如何，乘坐室内部噪声主要是通过车身板件与车内空腔相互耦合振动激发的［1］。车身板件的不同区域对乘坐室内部空间任意位置声压的贡献是不同的，因此进行面板贡献量分析对降低车内噪声具有指导意义［2］。

另外，壳类结构振动噪声问题的理论和数值方法已经相对成熟［3］。近年来，以噪声控制为目的的结构振动声学灵敏度分析、声学优化已经成为研究的热点［4-6］，并且尝试用矩形板结构计算场点声压对板件厚度的灵敏度以达到优化的目的［7］。然而这种直接计算声学灵敏度的方法需要计算所有节点对板件厚度的灵敏度，当节点较多时，就需要很长的计算时间甚至无法计算。

本文对某SRV车进行面板贡献量分析，通过计算代表点法向速度对厚度的灵敏度，优化板件的厚度降低车内噪声。

1 模型的建立及声学频率响应分析

1.1 模型的建立及模态分析

1.1.1 结构模态的建立及分析

本文所分析的SRV车的车身是由钣金件构成，这些钣金件有一定的厚度，而且能抵抗拉压力和弯曲扭转载荷。因此选择能充分描述这些零件特征的板壳单元来模拟。点焊使用ACM2模型模拟，螺栓等连接使用RBE2来模拟。在HyperMesh中建立了白车身模型，如图1所示。

图1 白车身有限元模型

用4根橡皮绳把白车身悬挂在专用吊架上，整个悬挂系统的固有频率小于2 Hz。采用单点激励多点响应的试验方案，对白车身进行模态测试。用力锤锤击刚度较大的车头位置以产生激励信号，采用B&K公司的加速度传感器拾取响应信号。利用LMS公司的Test.Lab软件对数据进行处理和分析。

其中前4阶白车身计算模态和试验模态的固有频率如表1所示，计算模态和试验模态的整体模态振型如图2所示。

表1 白车身计算模态和试验模态结果对比

（a）Z向一阶扭转模态振型对比图

（b）Z向一阶弯曲模态振型对比图

图2 模态振型对比图

对于计算模态和试验模态结果比较，在固有频率值方面，如果两者的误差在10%以内，则一般可以接受。由表1可知，计算模态和试验模态的固有频率误差的绝对值最大为6.04%，振型和节线的位置一致，可见所建立的白车身有限元模型有较高的精度，可以作为后续分析的模型。

1.1.2 声模态的建立及分析

根据每个声波波长至少含有6个声学单元，结合本文的计算频率（20~200 Hz），取单元长度为50~100 mm，考虑座椅和仪表盘所占空间对声场的影响，建立同时考虑座椅和仪表盘所占空间的声学网格模型。图3为声学边界元模型。

图3 声学边界元模型

与结构系统类似，声腔也具有固有频率和模态振型的特性，只不过结构系统的模态振型是以位移分布为特征的，而声学模态是以声压分布为特征。车内声学模态分析将对后续分析提供非常有价值的指导意义，能清楚地指出哪些频率下可能激起了声振耦合。表2给出了声模态分析的结果。

表2 声模态计算

1.2 声固耦合与非耦合时声压特性对比

在发动机左右悬置上各施加一个Z向单位载荷，频率范围为20~200 Hz，步长为3 Hz，在座椅上定义阻抗来模拟吸声属性，在LMS.virtual.lab声学模块中运用间接边界元法分别计算出声固耦合与非耦合时驾驶员右耳声压频率响应，如图4所示。

图4 声固耦合与非耦合时驾驶员右耳声压对比曲线

从图4可以看出对于非耦合时，驾驶员右耳声压在59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、143 Hz、161 Hz和194 Hz出现较高的声压峰值。声固耦合与非耦合时声压级区别较大的频率为110 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz和197 Hz，且非耦合时的声压级比耦合时还要大，这是由于声振耦合时壁板吸收了部分声音的能量的结果。另外，这些声压级相差异的频率正好和第二阶（109.67 Hz）、第四阶（137.60 Hz）、第五阶（143.62 Hz）、第六阶（160.13 Hz）、第十阶（198.92 Hz）声模态频率吻合，同时与第57阶（109.55 Hz）、第86阶（138.07 Hz）、第95阶（143.55 Hz）、第119阶（161.00 Hz）、第173阶（197.74 Hz）结构模态吻合。充分证明了声固耦合作用对场点声压有非常大的影响，因此应该加以考虑。

综合考虑峰值频率和声固耦合与非耦合时声压级相差异的频率，得出本文需要关注的频率为59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz，后文将对这些频率进行面板贡献量分析和车内噪声的控制。

2 面板贡献量分析

轿车乘坐室噪声是由组成乘坐室所有板件的振动引起的，车身不同板件对乘坐室内场点声压的贡献是不同的。在过去的研究中，一般认为在边界上振动大的部位是引起车内噪声的主要噪声源，这样就忽略了振动相位所造成的影响。因此本文先进行面板贡献量分析，为后续控制车内噪声提供指导。

取vns为表面法向速度的列向量，p为某场点的声压，得到频率的关系式：

p（）=ATVT（）vns（）（1）

式中：ATV（Acoustic Transfer Vector）是声传递向量，物理意义为单元或节点在特定频率下的单位速度在场点上引起的声压值。ATV与下列参数有关：结构的几何形状；结构的表面处理；场点的位置；计算频率；声介质的物理参数［8］。

面板对场点的声压贡献pc可由面板所包含的n个有限单元对场点声压贡献之和求得，即表示为：

pc=ATVTeVe（2）

式中：e为单元编号；ATVe为面板所包含单元的声传递向量矩阵；Ve为单元e的法向振速向量。

对面板声贡献量进行归一化处理可得面板声学贡献系数Dc：

Dc=Re（3）

式中，p为场点声压；p*为其共轭复数；Re为取其实部。

从上文的分析可以看出，要计算面板贡献量必须先计算节点的法向速度和声传递向量。

2.1 白车身结构频率响应分析

频率响应能够计算结构在稳态振动激励下的节点或单元的速度。通过频率响应分析，可以很直观地了解到在所关注的频率下哪些部位是振动的腹部区域，同时频率响应分析的结果还可以作为面板贡献量分析的边界条件。根据法向速度云图选取各关注频率下振动腹部区域的节点作为板块的振动速度代表节点，如表3所示。

在后文中将通过降低这些节点的振动速度间接达到控制车内噪声的目的。为了充分说明所选的节点具有代表性，优化这些点的速度峰值能达到降低车内噪声的效果，在这里给出了这些节点的速度幅值频率响应曲线，如图5、图6所示。

从图7中可以看出ID=370 423、44 468、83 793的节点在98 Hz出现较高的峰值；从图8可以看出，所选节点在59 Hz、98 Hz、122 Hz、146 Hz和197 Hz出现较高的声压峰值，这和所选的关注频率一致。

2.2 面板贡献量结果分析

把结构节点速度导入LMS.Virtual.lab声学模块中，并把其映射到边界元模型上，结合ATV，并把边界元模型划分成如下几个板件，如图7所示，计算出面板贡献度系数，如图8所示。图8为59 Hz和98 Hz面板贡献系数图，表4为关注频率下，对场点声压的主要正、负贡献面板。

3 修改结构优化车内噪声

3.1 优化的可行性

在正贡献面板上附加阻尼控制车内低频噪声效果并不明显，而且由于车辆轻量化的要求对附加阻尼引入的质量必须严格加以控制［9］。笔者结合面板贡献量分析，提出了一种通过降低边界振动速度优化车内噪声的方法。

下面将分析这种方法的可行性，由于ATV与板件的厚度无关，（1）式两边对厚度x求偏导数得：

=ATVT（）（4）

式中： p（）/x是场点声压对板件厚度的灵敏度；vns（）/x是法向速度对板件厚度的灵敏度。

由（4）式可知，只要结合ATV就可以通过计算法向速度对厚度的灵敏度近似计算出场点声压对厚度灵敏度，从而可以通过优化板件的厚度来降低车内噪声。

3.2 三要素的确定

为了达到这个目的，对目标函数作如下考虑：①取峰值声压频率作为速度优化的频率；②结合面板贡献量和法向速度振动云图，选取振动最大的节点法向速度的幅值的均方根来代表整个板件的速度；③同一个节点，不同频率法向速度的振幅不一样，取其中一个振幅为1个单位，其它振幅与其相除，得到的系数作为这个节点速度的加权系数；④对其它的节点，以第一个节点中1个单位的振幅为参考，得到所有的节点不同频率下的加权系数；⑤取边界上的法向速度为1个单位计算出面板贡献度系数，作为不同面板、不同频率下的加权系数（消除面板贡献度系数中法向速度的影响）。

综合以上考虑，目标函数可以表达为：

f（x）=bnkamk（5）

式中：bnk为第n块板在第k个关注频率下的加权系数；amk为第m点在第k个关注频率下加权系数；xmkr为第m点在第k个关注频率下的法向速度实部；xmki为第m点在第k个关注频率下的法向速度虚部。

根据以上方法并结合计算速度响应时找出的振动腹部区域的节点，以X方向近似防火墙的法向方向，以Z方向近似前后地板和顶棚的法向。对应表5、表6列出了各加权系数的值，表5为bnk的值，表6为ank的值。

从表5可以看出各面板的加权系数有正有负，目标函数降低时相当于减小正贡献面板上节点的振动速度和增加负贡献面板上节点的振动速度，即增加负贡献面板的振动和减小正贡献面板的振动都可以达到降低车内噪声的目的。

原白车身总质量为344.8 kg，取质量的变化不超过20 kg，则全局约束条件的表达式为：

324.8≤g（X）≤364.8（6）

把那些对整体刚度和局部刚度有较大影响的零件的厚度作为设计变量。考虑到结构的强度，取厚度的下限值为0.8 mm；考虑到冲压工艺的要求，取上限值为2.0 mm。将编写好的.bdf文件导入nastran进行计算，经过10次迭代后优化收敛，目标函数由-3.67 mm/s下降到-6.42 mm/s，如图9所示。从.f06文件中查看最后一步设计变量的值，结合厂家提供板件尺寸，最后确定板件的厚度如表7所示。优化后白车身的质量为331.7 kg，较优化前减轻了13.1 kg，符合轻量化设计的要求。

图9 目标函数数值的变化历程

表7 设计变量的参数

根据优化后的模型重新计算驾驶员右耳的声压，对优化前后声压进行对比，如图10所示。从图中可以看出所有的关注频率下的声压都有一定程度地降低，其中59 Hz、98 Hz、122 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz均降低4 dB以上，有些频率声压略有升高但均不处于峰值频率处，因此达到了降低车内声压的目的。

图10 优化前后驾驶员右耳的声压值

4 结论

本文计算了声固耦合与非耦合时驾驶员右耳的声压频率响应，找出59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz为关注频率；在这些频率下计算了各面板对场点的贡献量，找出了主要的正负贡献面板；在此基础上提出一种通过优化结构振动速度间接控制车内噪声的方法，在白车身质量降低了13.1 kg的同时有效地控制了各关注频率下的声压。

参考文献：

［1］ 靳晓雄，张立军.汽车噪声的预测与噪声［M］.上海：同济大学出版社，2004.

［2］ Zhang K Y，Lee M R，etal. Vehicle Noise and Weight Reduction Using Panel Acoustic Contribution Analysis ［J］.SAE Paper，1995，951338.

［3］ 程昊，高煜，张永斌，等. 振动体声学灵敏度分析的边界元法［J］.机械工程学报，2008，7（44）:45-51.

［4］ Hambric S A. Approximation techniques for broad-band acoustic radiated noise design optimization problems［J］.J. Vib Acoust，1995，117 （1）:136-144.

［5］ Wang S.Design sensitivity analysis of noise，vibration，and harshness of vehicle body structure［J］.Mech Struct，1999，27（3）: 317-336.

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［7］ 张军，兆文忠，张维英.结构声辐射有限元/边界元法声学-结构灵敏度研究［J］.振动工程学报，2005，3（18）:366-370.

［8］ 刘斌，丁渭平，李允，等.基于ATV的车内低频噪声贡献量分析与改进［J］.汽车科技，2010，（5）:55-58.

噪声源控制 篇7

近年来中国汽车企业对技术研究和产品开发的投入越来越大,取得了一些研究成果,但是自主品牌轿车产品的市场占有率仅为30%左右,在高端市场更是只有少数几家自主品牌参与市场竞争。调查发现自主品牌企业满足产品可靠及耐久、动力经济性的能力较强,满足操纵稳定性能力次之,满足安全性能力相对薄弱,振动、噪声、声振舒适性(noise,vibration & harshness,NVH)控制能力则最差[1]。因此需进一步展开对整车NVH的研究。汽车变速器是汽车动力传动的主要部分,同时也是汽车NVH主要的来源之一。目前变速器的噪声主要包括啸叫、敲击、空挡异响。对于变速器啸叫,国外开展了大量的工作。Steven等[2]对变速器啸叫从声品质的角度进行了评价和研究。Lee等[3]针对某商务车车内存在的啸叫问题,通过车内噪声实验,利用阶次分析得到特征谱,利用工作变形分析和经验模态分解找到了噪声源。Houser等[4]基于结构声的产生传递过程,用静态分析的方法,重点讨论了轮齿齿形修形和噪声的关系。Romax公司技术人员从传动误差的角度研究了降低啸叫的方法。Amol等[5]以控制传动误差为目标,优化了齿面的微观形状。葛如海等[6]借助RomaxDesigner软件对齿轮啮合情况进行分析,建立了齿轮静传递误差模型,结合接触斑点并采用多因素实验设计得出最佳的齿面微观修形参数,降低了啸叫声。

本文研究了一款国产轿车变速器5挡啸叫问题。

1 变速器啸叫产生机理

啸叫是一种音调类的噪声,人耳对音调类的噪声较为敏感,因此变速器在常用的工况下应尽量避免产生啸叫。啸叫是齿轮系统的一种动力学行为,一对啮合轮齿的动力学模型[7]如图1所示,传动轴轴承的支撑刚度和支撑阻尼用等效值k1、k2和c1、c2来表示,时变啮合刚度用km(t)表示,啮合阻尼用cm(t)表示。模型没有考虑齿面摩擦力,动态啮合力始终作用在啮合线方向上。齿轮1的质量、转动惯量、

基圆半径分别为 m1、I1、r1;齿轮2的质量、转动惯量、基圆半径分别为m2、I2、r2;传递的转矩T为常数。

该模型具有4个自由度,分别为主动齿轮、被动齿轮转动中心的旋转自由度和横向平移自由度。令齿轮的横向振动位移为y,扭振角位移为θ,可得到图4所示动力学模型的微分方程:

式中,p为轮齿受载变形以及齿形误差等引起的啮合线上的误差。

轮齿的载荷是变化的,载荷的变化以及啮合齿对数的变化导致啮合刚度是时变的,最终产生一个动态的啮合力。动态啮合力是齿轮啸叫噪声的激励源,啸叫产生的过程如图2所示。

2 整车和台架实验

随机抽取该款国产轿车,参照GB 1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法,在汽车怠速工况下(发动机转速750r/min),在驾驶员座位两耳位置处布置2个声压传感器测量车内的声压。同时监控实验过程中发动机和变速器的温度。每次实验采集记录3次数据,选择一致性较好的数据作为分析数据。

然后在半消声室中对该款变速器进行了稳态和瞬态2种实验,实验装置简图如图3所示。该变速器NVH实验台不但可以进行变速器NVH实验,还可以进行变速器寿命实验以及传动效率实验等。实验台主要包括1个驱动端、2个加载端、1个半消声室、控制台、变频柜等部分。驱动端和加载端主要部分为三相交流电机。半消声室的6个界面中有5个面(地面除外)布置了多孔尖劈型的吸声材料,尖劈成本较低,吸声效果优越,是目前国内使用最为广泛的吸声材料。半消声室的截止频率小于100Hz,本底噪声小于30dB(A),能够满足汽车变速器NVH实验的要求。数据采集系统采用德国HEAD公司的OctoBox。变速器辐射出的噪声是通过3个电容式声压传感器(G.R.A.S46AE)来测量的。该传感器的频响范围为5~10kHz,声压级最大测量值为135dB(A),完全可以满足该款变速器NVH实验的需要。转速传感器采用小野公司的LG-916型光电转速传感器。传感器的布置依据QC/T 568-1999的要求,同时结合箱体有限元分析的结果来布置。转速传感器布置在变速器输入轴一端的联轴器处,测量输入轴的转速。3个声压传感器分别布置在变速器的左、右、上3个方向,3个传感器的方向都与输入轴中心线垂直相交。

在该NVH实验台架上分别作稳态和瞬态2种实验,实验规范如下:

稳态实验:分别在5种不同的转速下(1000r/min、2000r/min、3000r/min、4000r/min、5000r/min)进行实验。

瞬态实验:实验是一个从转速1000r/min到4000r/min的匀变速过程。同整车实验一样,每次实验采集记录3次数据,选择一致性较好的数据作为分析数据。

3 阶次分析

轿车变速器总成由较多零部件组成,主要包括齿轮、轴、轴承、同步器、换挡装置、箱体等。各种零件工作原理不同,导致变速器工作时的频率成分较为复杂,不利于故障频率的分析。同时工作过程中转速不断变化,针对平稳信号的傅里叶变换不能满足变速过程的分析,因其会造成严重的“频率模糊”现象[8],因此本文采用阶次分析的方法进行分析。阶次分析是在角域进行等角度采样,旋转部件每转过一个角度采集一次数据[9]。假设机械作匀变速转动,转角与时间为二次多项式关系:

式中,a0、a1、a2为待定系数;t为时间。

设t1、t2、t3为3个脉冲依次到达的时间。在阶次分析中,转速脉冲的角度间隔(Δφ)是不变的,因此有

将式(2)代入式(1)求解可得固定角度变化所对应的时间间隔:

式中,k为插值系数,。

经过重采样后,振动信号则由等时间间隔(Δt)序列x(t)变为等角度间隔(Δφ)序列x(θ)。同时采样时必须满足香农采样定理,才能使谱分析时不出现频率的混叠与泄漏,即有

式中,Os为采样阶次;Omax为最大分析阶次。

对整车和台架实验记录一致性较好的实验数据进行阶次分析,发现阶次谱图中的特征阶次较为清晰,典型的阶次谱如图4所示。通过对多个阶次谱图进行统计分析得出5挡啸叫阶次为22.5阶、45阶和87阶。

5挡传动结构如图5所示,5挡主动齿轮齿数为45,5挡从动齿轮齿数为34,主减主动齿轮齿数为17,主减从动齿轮齿数为69。由阶次跟踪定理知,输入轴的转动频率为1阶;中间轴阶次为1×(45/34)=1.32 阶;主减齿轮对一阶啮合阶次为1×(45/34)×17=22.5阶;5挡齿轮对一阶啮合阶次和主减齿轮对二阶啮合阶次为1×45=45阶;输出轴阶次为1×(45/34)×(17/69)=0.33阶;45×2-1.32×2≈87阶;22.5×4-1.32×2≈87阶。

通过计算发现,22.5阶为主减齿轮对的一阶啮合阶次,45阶十分特殊,既为5挡齿轮对的一阶啮合阶次,又为主减齿轮对二阶啮合阶次。87 阶为两对齿啮合频率被中间轴频率调制产生,该问题较为特殊,由于设计不当出现了不同传动部件阶次一致的情况,因此不能最终确定噪声源。

4 声贡献量分析

阶次分析得到啸叫主要阶次后,为了研究各个阶次对变速器辐射噪声的影响程度,进行了各个阶次对变速器整体噪声的贡献量分析。利用HEAD公司的ArtemiS软件计算出各个阶次的声贡献量[10]。对比多组数据发现22.5阶和45阶声贡献量较大,典型数据如图6所示。

图6中最上边的三条线为3个声压传感器测量到的变速器辐射噪声的整体值,中间3条线为45阶的噪声值,最下边的3条线为22.5阶的噪声值。明显地可以看出变速器辐射出的噪声主要是由这2个阶次引起的,而且45阶的贡献量大于22.5阶的贡献量。因此通过阶次分析和声贡献量分析,最终确定啸叫的特征阶次为22.5阶和45阶。

5 齿面接触斑点及噪声控制

齿面接触斑点是评价齿轮啮合质量的重要依据,齿面接触班点的形状、大小和位置与齿轮传动过程中的噪声有直接的关系,齿面接触良好则齿轮噪声小。GB/Z 18620.4—2002《圆柱齿轮检验实施规范》第4部分“表面结构和轮齿接触斑点检验”规定:接触斑点可以给出齿长方向配合不准确的程度,包括齿长方向的不准确配合和波纹度,也可给出齿廓不准确性的程度。接触斑点示意如图7所示。

典型的接触斑点为齿宽b的80%,有效齿面高度h的80%。对5挡齿轮副和主减齿轮副涂红色薄膜涂料,将其安装在齿轮接触斑点分析实验台上进行实验。齿面接触斑点实验要在轻微制动下使齿轮副运转后进行。对齿轮所有的轮齿都进行了观察,以齿面上实际擦亮的摩擦痕迹为依据,并以接触斑点所占有面积最小的那个齿作为齿轮副的检查结果。图8为5挡主动齿轮接触斑点情况。图9为主减齿轮对从动齿接触斑点情况。

从接触斑点的形状和位置分析,5挡齿轮对接触良好,主减齿轮对沿着齿向方向一端未接触。因此确定噪声源为主减齿轮对。造成该种接触斑点可能是由支撑系统的变形或是轮齿的齿向在啮合过程中产生的误差造成的。考虑到输出轴较短而半径较大,轴承刚性非常好,间隙调整良好,支撑系统的刚度足够大,基本排除变形的可能。因此对主减齿轮对进行了齿向修形的调整,把最大修形量控制参数从9μm提高到了16μm。调整修形参数后该区域正常啮合,噪声得到明显改善,降低约5dB(A)。

6 结语

本文针对一款国产轿车变速器存在的啸叫问题展开了研究。分析了变速器啸叫产生、传播、辐射的过程。进行了车内噪声实验和NVH半消声室台架实验,利用阶次分析找到了5挡啸叫主要的阶次,再利用声贡献量分析最终确定了啸叫的特征阶次。通过阶次跟踪定理计算发现该啸叫问题较为特殊,由于设计不当出现了不同传动部件阶次一致的情况。针对阶次一致的传动部件,利用齿面接触斑点分析,对5挡齿轮副和主减齿轮副分别进行了接触斑点实验。通过研究接触斑点的形状最终确定了啸叫的噪声源。然后以实际接触斑点的形状为依据,对主减齿轮进行了齿向修形参数调整,降低啸叫声约5dB(A)。

参考文献

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数控冲床噪声控制研究 篇8

关键词：数控冲床,噪声,降噪

0前言

数控冲床的结构主要有主传动系统、进给系统和导轨,在数控中心有自动回转工作台、分度工作台及高速动力卡盘等。在设备运行时,不可避免会引起机械振动并产生声音,当音量超过70dB时便称为噪声。精密机床和普通机床不超过85dB,高精密机床不超过75dB。噪声是评价机械产品品质的重要指标之一,它反映了产品的设计和制造水平,影响产品的经济价值。噪声作为污染也日益受到人们的重视。

1噪声的来源及评价

数控冲床的噪声主要来源于电动机、齿轮、轴承以及空气动力噪声等,通过改变他们的特性以及合理利用阻尼材料可以控制噪声。当安装完机械设备后,噪声依然很大,此时无法通过改变机械结构来降低噪声,可以采用隔声技术来降低机床噪声。

大型机械企业在噪声的处理过程中,应用比较多的就是隔声技术。隔声是将噪声源和接受者隔离,阻断空气声的传播,达到降低噪声的目的。隔声的方法通常有三种:1) 在声源与接受者之间设置屏障,阻断声音的传播;2) 将产生噪声的机械设备全部密闭在隔声间内,使声源与操作者隔开;3) 把操作者放于隔声性能良好的隔声间内。

噪声干扰人们的工作和生活环境,危害人体健康,是影响最为广泛的一种公害。1961年国际标准化组织ISO R235提出和推荐使用噪声评价曲线来评价噪声对听觉损伤、语言干扰和室内稳态背景噪声的影响,也广泛用于噪声控制的评价。如图1所示,图中NR值为噪声评价曲线的号数,是中心率1000Hz的倍频带声压级的分贝数,也称作噪声评价数。

2噪声的测试系统

声级计是用来测量噪声的主要仪器。由声级计传入数据采集系统,最后输入电脑得到信号。噪声测量系统如图2所示。

声级计是测量噪声的基本仪器,它是按照一定频率计权和时间计权来测量声压和声级。测量时由传声器将接收的声信号变成电信号,微小的电信号经放大器送到输入衰减器和输入放大器,放大器将微小电信号放大,衰减器对较大的输入信号加以衰减,使之在指示器上获得适当的信号,并用测量量程扩大。计权网络对通过的信号进行频率滤波,使之符合一定计权特性的要求。信号再经输出衰减器和输入放大器被送到检波器进行捡波,使交流信号变成直流,并通过指示器表以dB为单位指示出来,如图3所示。

3噪声测试

对工业企业进行噪声测量时,通常采用简易、快速的现场测工量。其测量方法主要包括工业企业生产环境的噪声测量和生产机床噪声的现场测量。如图4所示。

在现场进行噪声测量之前,首先应测量本底噪声即背景噪声。本底噪声对工况企业现场及其噪声测量的准确性影响很大,故必须对其测量以排除影响。

在被测噪声源运行时,先测出测点处总噪声声级与频谱;然后在被测噪声源停止运行时,测出同一测点相应的噪声声级与频谱;最后进行修正,得到真正被测噪声的声级与频谱。若声源噪声与本底噪声相差10dB以上,则本底噪声的影响可以忽略不计;若相差3～10dB时,则应按照修正值对测出的机器噪声值进行修正,如表1所示;若差值小于3dB时,则测量结果无效。

4噪声分析

通过对冲床床身的噪声测试,得到冲床的声值基本在75dB以上,超过了国家规定的分贝值。且声值最大的测点在冲头附近,测试的噪声信号如图5和图6所示。

机床在开机状态时,大部分产生噪声的零部件都不工作,这时噪声值比较低。当机床在工作状态时,冲头打击模具,产生噪声,除此之外,一些零部件也会产生噪声,如电动机、丝杆、齿轮、风扇等,此时的噪声值比开机状态要大很多。

通过对开机和工作状态时的两种噪声信号进行分析,可以对机床采用整机隔噪与局部隔噪相结合的方法控制噪声,整机隔噪通过在机床的四周安装隔噪板来实现;而冲头部分是噪声的主要来源,可以在冲头部分粘贴阻尼材料来降噪。再次对机床进行噪声测试,得到的信号如图7所示。

从噪声测试信号中可以看到,数控冲床的低频部分声值较小,噪声信号的频率主要集中在中、高频部分,即在200Hz以上,这些噪声主要由冲床零部件产生。因此想要降低机床的整体噪声可以通过减小中、高频噪声值来实现。在采用隔噪措施以后,声谱的整体分贝值都有所下降,且低频部分声值的减小较为明显。

5结论

通过噪声测试的分析结果得出,数控冲床的噪声来源主要有两种:1) 机床振动所引起的噪声;2) 冲床的零部件运动所产生的噪声,如:电动机、齿轮、轴承及空气动力噪声等。针对这两种噪声产生的不同原因,采取不同的方法来控制噪声。机床振动引起的噪声,可以通过改变机床结构来实现,但这对于大型的工业生产企业来说需要投入更多的生产成本,并不经济现实。因此在设备已经购置并安装完成的前提下,可以采用整机隔噪的方法来降低噪声,另外对床身的主要噪声来源冲头部分,可以采用粘贴阻尼材料进行隔噪。

参考文献

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[3]车景心.生产性噪声的危害与控制措施[J].安全,2010,1:34-36.

住宅噪声控制措施研究 篇9

1 噪声传播及控制标准

1.1 传播方式

在建筑声学中, 按照声音的传播规律分析, 噪声传播有两种途径, 即空气传声和固体传声。空气传声通常包括两个方面:1) 经由空气直接传播, 即通过建筑物围护结构的缝隙和孔洞传播, 如敞开的门窗、通风孔及门窗的缝隙;2) 透过围护结构传播, 即由空气传播的声音遇到密实的墙壁后, 在声波的作用下, 墙壁受到激发产生振动, 使声音透过墙壁而传至室内。而固体传声, 也称“撞击传声”, 即由于撞击或机械振动的直接作用, 使围护结构或水平结构产生振动而发声。

1.2 控制标准

目前, 我国对住宅噪声控制执行的标准主要有:1) GB/T 50121-2005建筑隔声评价标准;2) GBJ 118-88民用建筑隔声设计规范;3) GB 50096-1999住宅设计规范 (2003版) 。隔声减噪设计等级标准见表1, 民用建筑房间允许噪声标准见表2。

2 隔声

隔声的定义就是声音传播过程中用不同的构件隔离或隔绝声音, 以降低接受者的接受声级。当声波入射到构件上时, 因声波的交替作用, 使构件像膜片一样产生受迫弯曲振动, 此弯曲波沿构件传播, 又引起构件另一侧空气振动, 从而传透声音。其中的透射损失用隔声量来衡量。围护结构的平均隔声量计算原理Ra=L-L0;其中, Ra为围护结构的平均隔声量;L为室外噪声级, dB;L0为室内允许噪声级, dB。

2.1 空气传声隔声

通常, 对由空气直接传播的噪声的控制, 主要通过墙体来实现。根据质量定律, 墙体材料密度越大、越密实, 其隔声量也就越高。因而设计围护结构墙体的措施包括:1) 实体结构隔声;2) 采用隔声材料隔声;3) 采用空气层隔声。

对于住宅分户墙等隔声要求较高的墙体, 可采用双层墙体或多层复合式墙板等。有关墙体空气声隔声的构造措施, 应注意以下要点:1) 轻质填充墙用水泥砂浆等抹面, 应尽量增加墙体表面的抹灰层厚度;2) 墙体有孔洞和缝隙时, 声波以绕射方式透过。孔隙越大, 墙体隔声量就越小。对存在大量相互贯通孔隙的空心砌块或墙板, 墙面必须增加抹灰;3) 多层复合式墙板, 其相邻层材料应尽量做到软硬结合的形式;4) 双层墙。a.空气层厚度取80 mm～100 mm时, 隔声效果最好;b.夹层中放置纤维吸声材料, 不仅可进一步提高整体隔声量, 还可减少因共振时引起的隔声量下降。吸声材料越厚, 隔声效果越显著;c.应尽量避免两层墙之间刚性连接所形成的“声桥”;d.每层墙的两侧选用不同厚度或不同材质的板, 可避免两层墙同时发生吻合效应。

2.2 固体传声隔声

在民用建筑中, 楼板层是隔绝撞击声, 即固体传声的重点。对楼板的隔声可以采取以下措施:1) 在楼板表面铺设弹性面层, 以减少楼板本身的振动。常用的材料有地毯、橡胶板等;2) 楼板采用浮筑层, 即在结构层与面层之间增设一道弹性垫层, 可以满铺或间断设置。垫层材料可选用高科环保的隔声毡, 发泡橡胶板和岩棉板等;3) 楼板进行吊顶处理。铺上多孔吸声材料, 如玻璃棉, 矿棉等;增大吊顶单位面积质量和整体性以及减小吊筋与楼板的连接刚度, 都能提高隔声效果。

3 吸声

室内有噪声源时, 人耳听到的噪声为直达声和房间壁面多次反射形成的混响声的叠加;噪声的声压级大小与分布取决于房间的形状、各界面材料和家具设备的吸声特性以及噪声源的性质和位置等因素。利用吸声装置 (如吸声饰面、空间吸声体等) 吸收室内的混响声可以降低噪声的方法称为吸声减噪法。

吸声减噪法使用原则如下:1) 室内平均吸声系数较小时, 吸声减噪法收效最大。对于室内原有吸声量较大的房间, 该法效果不大;2) 吸声减噪法仅能减少反射声, 因此吸声处理一般只能取得4 dB～12 dB的降噪效果, 试图通过吸声处理得到更大的减噪效果是不现实的;3) 在靠近声源、直达声占支配地位的场所, 采用吸声减噪法将不会得到理想的降噪效果。

吸声减噪法的处理措施通常有以下几种:1) 界面吸收, 即通过墙面增大摩擦和粘滞阻力, 使用弹性多孔吸声材料;2) 设施吸收, 即墙面放置如挂毯、帘幕等;地面铺置地毯、人造毛制品等;3) 共振吸声结构, 多孔吸声材料对低频吸收性能较差, 因此常采用共振吸声原理来解决低频声的吸收。

4结语

民用建筑中的噪声控制是一个老课题, 又是一个迅速发展的新课题。随着我国经济的高速发展, 生活质量的快速提高, 人们对住宅要求已由生存型向健康型发展, 对住宅的声环境品质也越来越重视。要保证室内良好的声环境, 就要进行合理的设计。本文从标准规范要求出发, 运用隔声、吸声原理, 对墙、楼板等提出了若干噪声控制措施。

参考文献

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小型轮式拖拉机噪声控制 篇10

随着“3C”强制认证工作已全面开展，小型轮式拖拉机生产厂家对降噪问题都很重视。目前，各厂家降噪主要采用减少供油量(降低发动机功率)、粘贴吸音材料、覆盖件加厚、加橡胶垫、消声器“改良”(加长、加厚、增加隔音网)、加隔音挡板等等。上述方法对于降噪不能说没有效果，也不难看出是目前应付“3C”强制认证的缓兵之计，大大增加了生产成本、改变了原机型技术参数。要从根本、长远上解决噪声问题，亦是拖拉机行业的一个重要课题。

小型轮式拖拉机噪声是由若干个单独声源组成的，主要是发动机噪声、进气噪声、排气噪声、变速箱噪声和机械噪声等。为了控制拖拉机噪声的产生，主要有下列建议：

1. 控制单缸柴油机功率

发动机噪声是整机噪声的重要来源，单缸柴油机的噪声、进气噪声、排气噪声与功率成正比趋势。在拖拉机附着力没有达到的情况下，牵引力和牵引功率是根本发挥不出来，并且缩短了各传动机构的使用寿命。因此，在整机结构没有改变的情况下，盲目扩大配套动力无疑是资源的浪费。

2. 提高整机质量

提高整机质量要从很多方面如手，首先要控制外协件的加工精度及质量，减少轴类、齿轮、覆盖件等的摩擦、撞击声;其次要提高装配质量、手段和人员素质，保证拖拉机工作部件的完整可靠、防止零部件的松动(零件松动会产生振动)、保证拖拉机处在良好的技术状态下、保持相对运动件的良好配合间隙(按技术要求进行装配或调整)。

3. 做好拖拉机检查工作

按规定加注合格的润滑油、润滑脂，以防各相对运动件润滑不良而产生干摩擦或半干摩擦产生的噪声。

4. 不得随意改变供油量

如果供油量变大，会使喷入汽缸中的燃油不能完全燃烧，这样既浪费了燃油、污染空气，又增加了拖拉机的噪声。

5. 合理选择消声器

城市环境噪声污染控制及应用研究 篇11

关键词：城市环境；噪声；污染；防治措施

城市环境噪声首先是噪声的一部分。从物理学意义上来讲，噪声是一种不同声源的无规律混合的振动，其频率和振幅具有复合性和无规律性的特点； 从环境保护角度而言，凡是人们所不需要的、使人厌烦并妨碍人们生活和生产的声音都可称为噪声。

随着时代的发展，人们活动产生了过多的声音，包括正常的工业生产噪音、生活噪音和建筑噪音，也包括不良好的商业活动经营方式，使得城市充满了各种机器噪音、鸣笛声、音乐声、卖声等生源。城市环境噪声已然成为城市环境中的普遍问题，成了噪声污染。噪声污染同时具有污染范围广、影响时间长、对居民影响直接的特点，为居民反映最直接的一类环境污染，有关噪声的环境投诉事件占到环境投诉的50%以上，居环境投诉事件的首位[1]。据世界卫生组织的调查显示，噪声污染与大气污染、水污染并称为城市环境的三大公害[2]。

一、噪声来源及危害

（一）噪声来源

城市环境噪声即城市噪声污染，污染源可分类为交通噪声、工业噪声、社区生活噪声和施工噪声，城市声环境也可以分类为城市区域声环境、城市道路交通声环境、城市功能区声环境等。

据文献报道，我国城市噪声源中，（1）30%以上来自交通噪声（国外统计资料交通噪声占70%）[4]，噪声源是汽车、火车、飞机等交通工具。由于机动车辆数目一直在急速增加，道路交通噪声成为影响最广泛的污染。（2）在工业噪声和施工噪声约占我国城市噪声源的27%，主要来自生产过程和市政施工中机械振动、摩擦、撞击以及气流扰动等[4]。（3）社区生活噪声在城市噪声中约占40%左右，包括流动叫卖、商业经营活动、户外儿童喧哗、汽车的启动、家用电器等。

（二）噪声危害

城市声环境是人居物理环境的主要因素之一。噪声对环境的影响属物理污染，已成为现代化城市的公害之一。噪声对人、动物、仪器仪表以及建筑物均构成危害，其危害程度主要取决于噪声的频率、强度及暴露时间。噪声对人体最直接的危害主要是听力损伤，包括暂时性听阈偏移（听觉疲劳）、永久性听阈偏移（噪声性耳聋）和爆震性耳聋；给人体其它系统带来的危害包括：噪声会使人产生头痛脑胀耳鸣、失眠、全身疲乏无力以及记忆力衰退等神经衰弱症状和消化系统功能紊乱、肠胃病和溃疡病等生理疾病；同时也会影响人的注意力和工作效率。研究表明[3]噪声超过85dB（A），会使人感到心烦意乱，无法专心工作。噪声也会对动物的听觉系统、视觉系统、内脏系统造成病理性病变化，噪声对动物的行为有一定的影响。噪声还会影响到仪器设备和建筑物，当超过150分贝时，会严重损坏电阻电容晶体管等元件，超过140分贝，对轻型建筑开始有破坏作用[5]。

二、噪声防治措施

噪声污染对人类的危害，主要表现为对听力的损伤、对身体健康和生活质量的影响。因此要预防和控制噪声污染就显得尤为重要。构成噪声污染有声源、传播途径与接受器三个要素，控制噪声污染也可以从这三个方面着手：在声源处抑制噪声，降低声源噪声级，这是最根本的措施；对噪声传播途径加以控制，这是噪声控制中的普遍技术，包括隔声、采用多孔吸声材料等措施；对接收器的保护，对于人，可佩戴耳塞、耳罩、有源消声头盔等，对于精密仪器设备，可将其安置在隔声间或隔振台上。

（一）法律法规标准

1.要积极的制定和完善强制性的城市噪声管理相关的法律法规并彻底的落实，这是改善城市噪声污染的关键性措施。制定了噪声污染物排放标准《工业企业厂界环境噪声排放标准》（GB12348-2008）、《社会生活环境噪声排放标准》（GB22337-2008）、《建筑施工场界噪声限值及测量方法》（GB 12523-2011）、《铁路边界噪声限值及其测量方法》（GB12525-90）、《建筑施工厂界环境噪声排放标准》（GB 12523-2011）。城市合理的功能分区。城市合理的功能分区，以及完善的、分工合理的道路系统是整个城市区域具有良好声环境的前提。

2.加大监管力度，严格控制噪声污染行为。（1）强化车辆监督管理力度，针对不满足城区行驶噪声要求的车辆，必须禁止使用和销售，并且还应当加强城区报废和清理执行力度。及时对破旧机动车和高噪声机动车进行清理，使噪声能够在根源上得到控制。（2）对城区商场以及娱乐中心等噪声根源进行强化管理，定期或不定期到各商场和娱乐中心进行检查，对违规情况必须进行严肃处理，同时对群众反映较为强烈的地区进行重点监管，甚至还应当通过强烈手段控制音响大声叫卖等情况，并鼓励他们尽可能通过文字、媒体等方式来进行广告宣传。（3）针对交通噪声污染，则可通过实施限时、限行以及限速等方法来缓解交通噪声污染。（4）工业噪声则必须加强对企业的宣传教育力度，严格执行噪声排放标准，对超标的工业企业，必须进行及时整顿处理、整改，从声源上控制噪声污染。

（二）技术手段

1.源头控制噪声源，提高建设标准。（1）对道路交通进行优化和调整，使道路交通情况能够得到有效改善，提高利用率，减少拥堵带来的噪音量。加强对原有道路的路面使用新材料扩展和改良，降低机动车的摩擦噪音，有效控制机动车启动频率噪声。加强绿色防护栏或隔音挡板的建设，在原有的敏感建筑物以及道路之间，加注绿色防护栏或隔音挡板，使城市污染能够得到控制或者有效隔离。（2）对城市内的建筑工地，进行有效管理，从施工时间、施工过程中降低噪声源的产生和对周围居民的影响。

2.传播途径：增加传播距离、增加吸能屏障。（1）声屏障技术在降噪应用中是一种最简单有效的方法。为了避免和减少交通噪声的干扰，可以通过设置不同形式的声屏障、障壁建筑物和优化的土地使用规划来达到降噪的效果。控制噪声就是在噪声到达耳膜之前，采取阻尼、隔声、吸声、消声器、个人防护和建筑布局等措施，尽量减弱或降低声源的振动，或将传播中的声能吸收掉，或设置障碍使声音全部或部分反射出去，减弱噪声对耳膜的作用，以达到控制噪声的目的[6]。（2）这就要求采取合理的方案对噪声进行控制，包括声屏障、隔声窗、绿化林带及功能置换等，应该根据具体情况选择一种措施或几种措施并用，以达到降噪的要求。

3.从接受端降低和隔离噪声，保护受体正常功能。（1）单体建筑设计和技术措施，从声环境质量考虑建筑群的总体布局、单体建筑物的设计，乃至建筑物外围护结构材料和构造，都可以防止或减弱噪声干扰。（2）合理规划、布局。针对容易造成城市噪聲污染的企业，应当采取“退二进三”“出城入园”的方式来进行整体规划，同时分层次、分时段、有重点、分区域的进行改造、搬迁或停产、关闭，同时各规划部门还需对交通干线以及建筑物之间设置合理的防噪声距离[7]。

三、结语

城市噪声污染是城市化建设中的主要污染源，其对城市环境、居民健康等都存在明显的影响。根据城市噪声污染特点的分析，合理规划城市发展，综合考虑各方面的影响因素，从最初阶段将城市声环境纳入城市计划，确定好噪音的控制方式，同时配合防治策略，降低城市噪声污染对城市建设的影响力度，缓解噪声污染对城市建设的危害，保障城市化建设的发展力度，加强城市化发展中的经济控制，以免影响城市化建设。

【参考文献】

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[6]张艳红，韩少军.城市环境噪声污染的特征与防治对策[J].环境，2014（07）：92-93+102.

[7]王素萍.城市环境噪声污染控制途径探讨[J].噪声与振动控制，2012（02）：32-33.

轨道车辆噪声控制与预测 篇12

关键词：噪声控制,SEA,仿真计算,轨道车辆

0 引言

城市轨道车辆中噪声是关系到顾客舒适性的一个重要因素, 受到人们越来越多的关注, 也是影响市场竞争力的关键指标。在设计阶段利用计算机仿真技术对车辆进行噪声预测评估, 通过对结构噪声和振动的优化分析, 采取合理的减振降噪措施, 得出最优的降噪效果, 能够缩短声学设计的周期, 大大降低设计成本。

目前城轨车辆噪声的仿真计算方法主要为有限元法 (FEM) 、边界元法 (BEM) 和统计能量法 (SEA) 。FEM与BEM适用于中低频的噪声和振动分析, 而SEA在高频段噪声分析中有着明显的优势。有限元法对网格划分有着严格要求, 线性单元长度为分析波长的1/6～1/10等参单元为分析波长的1/3～1/4, 适用于复杂结构的低频段噪声和振动分析[1]。SEA是20世纪60年代为解决航天器声振问题而产生的, 它从能量统计的角度分析密集模态平均的振动能量传递水平, 模态越密集, 统计精度就越高, 振动响应分析的精度也就愈高[2]。SEA已经在航空航天、轨道运输、船舶和汽车噪声预测领域有了广泛的应用。

1 噪声控制方案设计

在项目工程实施的整个阶段, 通过计算机模拟和实验验证以确保有效的噪声控制。确定设计目标后, 以历史数据及各子部件的噪声预测值为假定参数, 利用计算机模拟计算技术, 通过不断优化各子系统噪声参数, 得出最佳的噪声控制方案。

方案控制流程如图1所示, 前期工作为根据设计目标及历史数据拟定各噪声源和子系统的声学参数, 多次计算后确定各噪声源和子系统的隔声量。根据确定的参数进行各系统吸声、隔音、减振等方案设计, 并对方案设计的具体参数进行进一步模拟验证。

2.1 噪声源控制

城轨车辆的噪声源主要有轮轨噪声、牵引噪声、集电系统噪声、空气动力噪声和设备噪声等[3]。其传播路径主要有固体传播振动、门窗密封不严导致的直达传声、透射声和自身振动辐射声。不同速度等级情况下各噪声源对列车整车噪声的贡献量会不同, 对于速度低于200 km/h的城轨车辆, 轮轨噪声仍是影响最大的噪声源[4]。

轮轨噪声由撞击噪声、摩擦噪声、滚动噪声、曲线啸叫声混合组成, 其频谱特性与轨道和车轮的结构有很大关系[5]。在轨道条件已定的条件下, 主要通过采用弹性和具有阻尼特性的车轮、合适的制动方式、高阻尼隔振结构综合设计和加装屏蔽罩等措施将轮轨噪声控制到最低。集电系统噪声主要包括受电弓和接触线相对滑动的滑动噪声、 受电弓离线的电弧噪声和受电弓本体做为车顶突出物的气动噪声。减少受电弓噪声的措施主要为优化其结构、高速车辆设置导流罩。设备噪声包括底架设备如变压器、主辅变流器、空压机组等, 车顶设备如空调系统、主断路器等设备产生的噪声。在严格控制这些噪声源的同时, 还应该注意其安装方式。为减小空气动力噪声, 车辆头部做成表面无突起的流线型, 而对于紊流附面层噪声的控制则较为困难, 其对策是车体外表面尽量光滑。

对于噪声源的控制, 根据经验和模拟计算结果在方案设计阶段提出具体要求, 而在装车前应通过测试实验, 部件噪声测试一般按照标准《ISO 9614测量的声音强度值, 声功率等级》来进行。

1.2 隔声隔振与吸声设计

对车辆各系统进行隔声设计, 在车辆底部喷涂阻尼浆, 采用双层减振铝蜂窝地板结构以减少振动, 铺设降噪地板布。侧墙和顶盖处采用中空铝型材、内层粘贴吸声隔热材料, 局部粘贴阻尼减振材料, 内设隔声内装板, 中间填充矿物棉或三聚氰胺等材料。增加门窗本身隔声效果, 并做好密封。通道内加装内饰板, 将更有效阻断噪声, 在渡板安装面装配耐磨尼龙以降低摩擦声。

整车的振动设计, 首先要避免与车体共振现象的发生, 一般要求在整备状态下车体的最低自振频率要大于10 Hz, 车体的弯曲振动频率与转向架点头和浮沉振动的频率比值大于1.4。其次要改变振动部位结构的固有频率, 避开与振源频率接近而产生振动的放大现象。改变结构振动部位的固有振型, 从根本上减小振幅。隔振设计应按隔振系统的性能指标来选择, 隔振系统的固有频率与相应的扰动频率之比一般为1∶2.5～1∶4.5。隔振结构的选用, 必须考虑每一个隔振结构的载荷, 隔振元件所受到的静载荷一般为允许载荷的90%左右, 动载荷与静载荷之和不超过其最大允许载荷, 对于隔振垫, 允许载荷或推荐载荷是指单位面积的载荷。隔振元器件的选择还应考虑安装场所的温度、湿度、腐蚀等条件。

吸声材料的选择应结合全部可供选择的吸声材料数据和曲线进行合理选择。首先根据噪声源特性确定吸声材料的频带宽度。然后根据噪声频谱曲线最大峰值对应频率, 确定吸声材料。材料选择时还要考虑空间尺寸的限值, 在不同部位可选用不同吸声系数的材料。

1.3 整车降噪方案

最终确定的整车噪声方案如图2所示, 在主动控制噪声源后, 采用隔声隔振、吸声的方式, 在噪声和振动传播路径上采取了相应措施。

2 仿真计算

2.1 模型的建立

根据SEA方法划分子模型的原则以及考虑噪声测试标准建立的1∶1整车模型系统如图3所示[6], 表1列出了各SEA子系统的划分、材料定义和降噪处理。充分考虑了侧墙、地板中空型材及贯通道等双层结构对噪声的影响;同时也考虑了地板阻尼的影响;对座椅内侧进行了声学处理;隔墙位于司机室与车厢之间, 主体结构采用铝蜂窝板;车顶子系统采用了加肋板结构。为简化建模, 对中空铝型材等双层结构从理论上进行了等效隔声量处理[7]。

为获取内外部噪声的准确仿真结构数据, 建立内外部声腔子系统, 并引入半无限流场, 最终模型如图3所示。对主要子系统的模态密度进行计算, 其结果如图4所示, 可以看出在大于200Hz的区域, 子系统的模态密度多大于5, 可采用SEA方法对其进行计算。

3.2 载荷施加

本次计算考虑轮轨、变压器、空调机组、受电弓处噪声和空调送风口、回风口处的噪声。噪声源频谱特性均从以往项目积累的历史数据库中选出, 由实验测得。部分噪声源频谱如图5所示:

(a) 受电弓噪声, (b) 轮轨噪声, (c) 变压器噪声, (d) 空调噪声

3 结果分析

选用1/3倍频程125-8000Hz频段进行了计算, 得到各部分的噪声声压值和噪声分布状况。参考标准ISO 3381-2005《声学一轨道机车车辆内部噪声测量》, 点1对应于司机室, 点2对应一位端转向架中心的上部, 点3对应于客室中部, 点4对应二位端转向架中心的上方, 点5对应贯通道处, 测试点高度方向距客室地板1.6 m处。计算结果显示5个室内测试点的噪声声压级如图6所示, 最大峰值出现在630Hz, 最大值为56 dB (A) 。转向架上部噪声值最大, 客室中部最低。

列车以100 km/h速度运行时。计算结果显示5个室内测试点的噪声声压级如图7所示。测试点距客室地板1.6 m处, 最大峰值出现在630 Hz, 最大值为66 dB (A) 。

静止工况时, 参考标准ISO 3095-2005《声学一轨道机车车辆外部噪声测量》, 测量选择5个测试点, 点1对应于司机室, 点2对应一位转向架中心的上部, 点3对应于客室中部, 点4对应二位转向架处, 点5对应贯通道处。距离车体中心7.5 m, 高度距轨道表面1.2 m。模拟结果如图8所示, 可以看出最大值出现在对应二位转向架处, 在630 Hz处达到63 dB (A) 。

运行工况时。测试点距离车体中心25 m, 高度距轨道表面3.5 m。结果如图9所示, 贯通道处声压级最大, 最大峰值出现在800频段, 最大值为76dB (A) 。转向架中心上部空腔子系统则相对较低, 中部最低。

4 分析与讨论

综合分析噪声源和预测点的噪声频谱特性:

1) 根据我们前期研究表明, 模拟值同测试值的误差为5 dB左右[7], 这是因为所加激励是实测值, 测试点距噪声源有一定距离。因此对模拟结果加以修正, 任务静止时车内声压级应为61 dB左右、车外声压级68 dB左右, 而100 km/h运行时车内声压级为71 dB、车外声压级为81 dB, 符合预期目标。

2) 静止与运动工况分析表明, 轮轨噪声对司机室及车厢内的噪声有较大的影响, 轮轨噪声使车内噪声增大了4～5 dB。

3) 在两种工况下, 车内噪声主要在中、高频段的250 Hz-2 500 Hz之间, 鉴于降低高频段噪声较为容易, 后期可通过改善内装材料参数继续降低内部噪声。

4) 建议在转向架上方车底处, 适当加厚阻尼浆厚度, 在底板上方及空调安装板、受电弓安装板粘贴阻尼材料降低振动辐射噪声。对于材料具体参数将做进一步分析。

参考文献

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