工程施工噪声的控制

工程施工噪声的控制（精选12篇）

工程施工噪声的控制 篇1

随着经济建设的快速发展, 全国各地城市建设的力度逐年增加, 城市面貌发生了翻天覆地的变化。大同作为山西省的第二大城市, 由于种种历史原因, 城市建设严重滞后。于是省、市政府着眼长远, 推进城乡一体化进程, 进行了大量的小区建设。由此导致大规模城市建设与环境压力日趋严重的矛盾进一步加深。本文以曹夫楼保障性安置住房小区为例, 对建设施工过程中噪声对环境的影响分析及控制进行简单论述。

1 项目概况及主要技术经济指标

本项目建设场地北邻北环路、西邻御河东路及御河生态园, 自然风光优美, 交通方便, 是大同市未来发展的城市中心区域的重点区域。主要技术经济指标见表1。

2 施工期工程噪声污染源的分析和预测

项目施工期产生噪声的项目主要是拆迁、挖土方、回填土、打桩、结构、装修、运输、水管铺设、绿化等工程。主要污染物为施工机械运转时形成的噪声污染, 通过查找有关的资料, 以及对相同类型项目的调查, 建筑工程主要施工机械及其噪声测试值列于表2。

3 声环境现状评价

1) 噪声现状监测。

本工程不进行噪声现状监测, 利用周围某建设项目的监测数据, 因其位置与本项目所处区域很接近, 因此, 可以用类比分析本项目评价区的声环境质量现状。

2) 噪声现状评价。

a.评价标准。

拟建项目地块所在地属以居住为主的地区, 声环境执行GB 3096-2008声环境质量标准中1类功能区:昼间55 d B (A) , 夜间45 d B (A) 。

b.评价结果见表3。

从表3可以看出, 该区域四周昼间噪声监测值一般在43.7 d B (A) ~45.8 d B (A) 之间, 夜间噪声监测值一般在36.0 d B (A) ~38.1 d B (A) 之间。评价结果表明, 该区域的昼夜噪声监测值均符合GB 12348-2008工业企业厂界环境噪声排放标准1类标准限值的要求, 由此可见, 本项目所在区域声环境现状较好。

4 施工噪声对环境影响的分析

在施工噪声的预测计算中, 除各种运输车辆外, 施工机械噪声一般为固定声源。其中的推土机、装载机因为它的移动范围有限, 也作为固定源来考虑。所以我们把施工机械产生的噪声作为点声源来处理, 在排除其他因素影响的情况下, 施工机械噪声的预测按以下模式计算:ΔL=L1-L2=20lg (r2/r1) , 其中, ΔL为随着距离增加而产生的噪声的衰减值, d B;r1, r2为点声源与受声点之间的距离, m;L1为距点声源r1处的噪声值, d B;L2为距点声源r2处的噪声值, d B;若r1以1 m计, 距离和噪声衰减值的关系见表4。

根据GB 12523-90施工场界噪声执行标准, 根据表2给出的施工机械噪声实测值为依据, 可计算得出施工机械达到施工场界噪声限值所需的衰减距离见表5。

5 施工噪声的防治措施

由于本工程占地面积281 353.94 m2, 占地面积相对较大, 因此类似电锯、切割机等产生噪声的主要机械, 均应放置于本地块较中间的位置工作, 其他产生噪声的施工机械工作的位置也尽量靠近地块中部, 只是在必要时候才移至本地块的边缘工作, 这样本工程施工时场界噪声大部分时间基本能够达标, 个别的时候会出现超标的现象, 超标值也相对比较小;但是在夜间施工的情况下, 能够达标所需要的衰减距离大幅度的增加, 电锯、切割机、装载机等的衰减距离均需要达到250 m以上, 如不设隔声屏障, 其工作时会导致施工场界噪声超标。

所以在施工期必须加强现场管理来控制超标。白天把产生噪声较大的切割机、电锯尽量置于与地块的南侧边缘距离大于70 m的位置上操作, 这样它们产生的施工噪声经距离衰减基本达到GB 12523-90的规定标准;夜间的施工噪声会对周围的居住区等环境敏感点产生比较大的影响, 特别是像打桩机、电锯、切割机、装载机等噪声较大的施工机械进行作业时, 对周边产生的影响特别大。依据GB 12523-90的要求, 禁止打桩机在夜间施工, 本工程将严格按规定执行。而且要组织好施工工序, 尽量避免在夜间进行那些产生高噪声的施工, 如必须要在夜间进行施工的, 第一要报请环境保护管理部门同意;第二要在这些产生较大噪声的施工机械周围设置临时的隔声屏障, 来阻隔噪声, 从而减小对周围的影响;并尽量把这样的施工机械布置在地块中部和西部进行操作, 从而增大与住宅区等环境敏感点之间的噪声衰减距离。同时尽量减小物料装卸发生碰撞而产生的噪声以及施工人员人为产生的噪声。

进入装修阶段后, 装修施工产生的噪声在昼、夜间声级应能满足标准要求。

摘要：以曹夫楼保障性安置住房小区为对象, 对施工噪声的环境影响进行了分析, 并根据施工噪声控制在该建设项目中的应用, 对工程噪声污染源、声环境现状、噪声的环境影响等方面进行了论述, 并提出了施工噪声的防治措施。

关键词：噪声,污染源,监测,环境敏感点,声级

参考文献

[1]GB 12348-2008, 工业企业厂界环境噪声排放标准[S].

[2]GB 12523-1990, 建筑施工场界噪声限值[S].

[3]GB 3096-2008, 声环境质量标准[S]

工程施工噪声的控制 篇2

工程机械设备的材料在很大程度上决定了噪声的大小，这就要求我们，必须合理地选择工程机械设备的材料。这就要求我们，在确定材料的性能符合常规要求的前提下，注重关注材料的内阻尼性能，内阻尼性能是材料内部分析在吸收一定的能量或受到振动之后对振动抑制能力的大小，这也就是，内阻尼性能较好的材料产生的噪声较小，而内阻尼性能较差的材料产生的噪声就比较大。现阶段，市面上的高分子材料比主要的金属材料如铁、铝和铜材料的内阻尼性能要好很多，在相同的状态下，高分子材料能够利用内部的摩擦产生损耗反应，从而把一些振动的能量转换为热能消耗掉，这样就实现了对工程机械噪声的控制。所以，在符合条件的前提下，我们可以适当采用一些高分子材料来对工程机械噪声进行控制。

2.2安装隔声装置

安装隔声装置是控制工程机械噪声一个重要的策略，其降噪原理是利用各种声音传播性能较差的材料来使噪声的经过时内耗减少，进而阻止噪声的有效传播。例如，当前很多丝织厂都在机房内部安装了吸声棉，在降低机房内噪声的同时，还有效减少了机房向外传播的噪声。另外，我们也可以安装多层耐热的材料，使噪声在经过这些材料时，内耗减少，从而降低噪声向外界的传播。

2.3安装消声装置

安装消声装置也是控制工程机械噪声的.重要手段，是当前最有效的一种降噪技术。消声装置主要应用于进气管和排气管中的降噪处理，它技能协助空气的流通，又能有效地组织噪声对外扩散。消声百叶扇是当前一种新型的消声装置，它利用扇叶之间的旋转而产生的摩擦力，使得受气体影响而旋转的叶轮能产生一定的阻尼，进而达到控制噪声的目的。这告诉我们，应当根据具体控制需求，适当安装消声装置以达到降噪目的。

2.4从个人出发进行降噪

除了从工程机械方面来进行噪声的控制之外，我们还可以从个人防护方面做好降噪处理。比如，生产车间的工人可以佩戴性能较好的耳塞或耳罩，阻止太多的噪声进入人耳;而居民则可以通过关闭门窗、安装隔音窗帘或消声装置等来对工程机械产生的噪声进行有效的控制。总之，随着我国经济的发展，我们在关注各种工程的发展的同时，还应当对工程机械锁产生的噪声予以高度的重视。这就要求我们，必须深刻掌握工程机械噪声的原理，并以最科学的精神、最严谨的态度以及最专业的水平，在实践中不断探索，研究出控制工程机械噪声的有效措施，促进我国各种工程的发展，也保证人民的正常生活。

参考文献：

[1]周龙刚,赵金鹏,孟祥龙.工程机械噪声原理与控制策略浅析[J].工程机械文摘,(06):35-38.

[2]江俊.工程机械的噪声振动分析及工程治理[D].合肥工业大学,.

[3]曾庆钊.工程机械噪声原理与控制要点分析[J].中国高新技术企业,(16):94-95.

职业噪声的危害与控制 篇3

长期工作在高噪声环境下而又没有采取任何有效的防护措施，必将导致永久性的无可挽回的听力损失，甚至导致严重的职业性耳聋。国内外现都已把职业性耳聋列为重要的职业病之一。强噪声除了可导致耳聋外，还可对人体的神经系统、心血管系统、消化系统，以及生殖机能等，产生不良的影响。特别强烈的噪声还可导致神经失常，休克、甚至危及生命。由于噪声易造成心理恐惧以及对报警信号的遮蔽，常常又是造成工伤死亡事故的重要配合因素。

患有职业性耳聋的工人在工作中很难很好地与别人交换意见，以致影响工作效率；在日常生活和社交活动中，无法很好地同自己的亲人或朋友交流思想感情，更无法欣赏美妙的音乐、戏曲。特别是到了晚年，这种情况更为严重，这在心情上，将造成非常大的痛苦。

一般来说，采用工程控制措施或个人防护措施，将人们实际接受的噪声控制在85dB(A)以下（按接噪时间每工作日8小时计）。噪声对听力所产生的影响就很小了。与此同时，噪声对健康的其他方面的影响也将大大减弱。因此，职业噪声危害的控制往往总是与听力保护工作紧密联系在一起。为了有效控制职业噪声的危害，近年来工业发达国家在完善法规，执行听力保护计划，加强监察，研究开发低噪声产品。噪声控制新技术以及高性能护耳器等方面，做了大量工作，并取得了显著的进展。

有关噪声标准法规，自70年代以来，工业比较发达的国家，已趋于完善并得到严格执行。当前有些国家规定职业噪声暴露标准为8小时等效连续A声级90dB，但多数国家规定为85dB(A)，总的趋势是要过渡到85dB(A）。但不管是规定90dB(A)或85dB(A)对嗓声超过85dB的生产场所都要求对工人定期进行听力检查，发给工人护耳器，告诉工人所在工作场所的噪声级和工人听力检查结果，对工人定期进行教育培训等，以予防职业噪声造成的危害。由于在噪声方面有法规标准要求，对职业性耳聋的赔偿也有明确的规定。如果执行比较严，职工自我保护意识相对也比较高，因而职业噪声危害问题基本得到了控制。

我国有关职业噪声的法规标准目前很不完善，"职业听力保护规定"的颁布仍在审议之中，这些问题都亟待解决。

控制职业噪声危害的技术途径主要有三条：一是控制噪声源；二是在传播途径上降低噪声；三是采取个人防护措施：如佩带护耳器。

我国噪声控制方面的研究工作大约从本世纪50年代后期开始，至今已有40年的历史。传统的噪声控制工程方法，如吸声、隔声、消声、隔振、阻尼降噪等方法已被相当多的人所熟悉，并应用于实际工作中，解决了不少实际噪声问题。同时，气流噪声和机械撞击性噪声的控制技术，也已达到相当高的水平。各类噪声问题的控制手段现已大体具备，就总体水平来说，我国噪声控制技术同国外并无多大差别。在护耳器研制方面，特别是在慢回弹耳塞的研制开发方面，我国目前也已有此类产品问世，其主要性能已接近国际水平。

对某一具体的噪声问题而言，采用何种方法来解决。要看实际情况而定。一般来说，在经济条件和技术上可行的情况下，应鼓励优先考虑采取工程措施，从声源或传播路径上来降低生产场所的噪声。但是，尚有许多场所，从经济或技术上考虑，目前还不可能采用声源降噪或声传播路径降噪的措施，这些场所应及时采用个人防护措施来控制噪声的危害。再如．有些车间的机械设备或管道很多、很复杂，而受噪声影响的操作工人却较少，这种情况下，暂考虑使用个人防护的办法来解决噪声问题要经济得多。另外．还有些地方虽然在声源上或声传播路径上采取了一定的降噪措施，但噪声级仍未能降到85dB(A)90dB(A)以下，其所遗留的问题应当借助护耳器来补充解决。

在控制职业噪声危害方面，护耳器目前在世界范围内仍然发挥着重要的作用，使用面很广。即使在业余活动的场合，只要有强噪声存在，护耳器也可大派用场，使用护耳器是一种既简便又经济的办法。国外有关噪声的法规标准一般都明文规定：在噪声达到或超过90dB(A)的场合，工人必须使用护耳器；任何人（包括工厂的上司、来厂参观的贵宾）只要进入该场所，也都必须佩带上护耳器；对那些对噪声较敏感的工人，即使在85dB（A）至90dB(A)的环境下工作，也必须使用护耳器。

护耳器主要包括耳塞与耳罩。目前在国外较为流行使用的是一种慢回弹泡沫塑料耳塞。这种耳塞具有隔声值高、佩带舒适简便等优点。

工程施工噪声的控制 篇4

1.1 空调系统的噪声主要来源于通风及空调系统, 主要的噪声源有以下几个方面:

1.1.1 空调器及风机盘管等设备运转及设备振动产生的机械噪声。

1.1.2 冷冻动水在冷冻水管内流动产生水流声及水管振动产生的噪声。

1.1.3 空气在风管内流动摩擦振动产生的噪声。

1.1.4 空气从送风口喷出形成风声。

1.1.5 外界其他噪声源与上述噪声源可能产生的共鸣声。

1.2 空调设备噪声对环境及使用房间的影

响也不容忽视, 在实际工程设计中, 如何对设备进行消声、隔离、减震, 从而使得建筑周边及使用房间噪声达到规范规定要求空调通风系统主要噪声源:需要控制噪声的设备主要为空调系统设备、平时通风设备。

1.2.1 平时通风:排风机、送风机。

1.2.2 空调系统:制冷机组、循环水泵、冷却塔、空调末端 (风机盘管、空气处理机组) 。

2 真对上述主要噪声源可从以下几方面

采取措施为有效控制空调系统噪声, 应从空调设计方案、空调设备的选择、用材用料及施工技术措施等方面进行综合考虑。

2.1 采用合理的空调形式来降低噪声。

2.2 为减少风声及水流声, 应采用合适的

风速及冷冻水流速, 主风管风速应≤4m/s, 支管风速应≤3.5m/s, 冷冻水流速控制在1.5m/s左右。

2.3 择合适的低噪声设备。

除合理地设计空调系统气流组织形式外选用质量先进的低噪声设备、控制风管及冷冻水管的流速也是降低空调系统噪声的关键。新风机设备、风机盘管设于公共场区或办公区、休息区内, 其噪声可直接传到人群中, 因此必须选用质量好、噪声低的产品。

比如某医院的病房楼暖通工程的设计中暖通工程的冷却塔设备正好设计在该病房楼裙楼的五层屋面上, 该医院的五楼正好是妇产科病房, 且该病房楼的西侧和北侧也正好是该医院的家属区, 考虑到冷却塔的噪声和飘水率, 因此设计时选择了超低噪声横流式冷却塔, 完全是从实际情况出发的, 足理性的选择。

2.4 用合理的施工方法以降低噪声还是主要的措施, 具体可从以下儿方面考虑:

a.设备安装:新风、空调机采用阻尼弹簧减振器安装, 风机与风管连接采用软连接, 新风机与水管连接采用软接头, 风机盘管采用弹簧吊钩, 风机盘管与水管连接采用软管。在空调机房内进行吸音处理, 比如住空调机房内采用隔声材料做成围护结构, 以防止设备噪声的外传, 或在机房内贴吸声材料, 采用凹凸形立体吸声板做机房的墙面或吊顶板, 以增强吸声效果, 机房也尽量减少门窗, 必须使用的门窗也应采用吸声Iq窗或吸声百叶窗, 以尽量减少设备噪声的外传。

b.水管安装:水管安装要严格执行国家规范, 冷冻水主干管及冷却水管吊架要采用弹簧减振吊架, 而且吊架不能固定在楼板上, 应尽量固定在梁上, 或任梁与梁之间架设槽钢横梁固定。水管穿过楼板或过墙必须采用套管, 且套管与水管之间要用不燃材料填封。

c.风管安装:风管制作安装要严格执行国家规范进行施工, 在风机进出口安装阻抗消声器, 新风进口采用消声百叶, 风管适当部位设置消声器, 风管弯头部位设置消声弯头, 空调和新风消声器的外部采用优质保温材料保温。与静压箱一样内贴优质吸音材料。由于送回风管均采用低风速、大风量以降噪声, 风管截面积都比较大, 如果风管安装强度及其整体刚度不够, 就会产生摩擦及振动噪声, 建议风管吊架尽可能采用橡胶减振垫, 确保风管不产生振动噪声。

d.冷冻水管主管支架安装

比如某工程水管主管管径较大, 且有轻微振动, 根据我在多年来的安装工程的实践经验发现噪音可能会沿冷冻主管传递, 出口处一般可达到70d B~80d B, 距出口20m后可降至50d B。而传来的轻微振动, 沿刚性导体将无限传递。随着时间的推移, 将会对设备运行带来一定的伤害。经过同行们的研究、试验, 对刚性支架作出改进, 即在原主管刚性支架上加弹簧减振器, 这样使得噪音及振动得到有效消除。即噪音及振动在楼板与刚性支架之间的弹簧减振器得到有效控制。

在我调查的某施工企业的几个工程的施工实践中采用了此工艺施工, 收到了良好的效果, 故建议有关施工企业在以后的工程施工中机房内的供回水主管、冷冻水主管也使用此工艺施工, 我想会收到意想不到的效果。

2.5 增大出风口面积, 降低风速的试处理使该空调风机盘管的送风噪声得到较好的控制。

2.6 有效控制房问内国家允许噪声标准可从以下几方面去控制:

a.设备设置的位置及选型的优化。制冷主机、冷冻水泵、冷却水泵的机房布置与选型:噪声较大的制冷主机、冷冻水泵、冷却水泵应尽景设置在地下室, 由机房的墙体.地下楼板对声波进行隔离, 从而减小对地面的使用房间的影响如果只能设置在地面上, 更应设置设备机房、隔音门, 必要时设置双墙、双门t对于水泵应尽量选择≤i 450rpm转速的低转速泵, 对于制冷主机应选择振动相对较小压缩机。

冷却塔的布置与选型:对于空调用的冷却塔, 因其一定要设置在室外, 其噪声接影响到本幢建筑及周边建筑, 位置宜设置在本幢建筑的最高屋面, 冷却塔形式可根据工程的性质去选择不同类型冷却塔, 对噪声较高的建筑, 而设置位置又离使用房间较近 (≤10m) , 在经济许可下可考虑选择无风机冷却塔, 否则冷却塔应设置往最高屋面, 以减小对使用房间的影响。排风机、送风机的布置与选型:送排风机的风量≥8000m/h, 且经常开启时, 宜采用低转速消音箱式风机, 并设置风机房。应在扩初设计时及早提出风机房位置及面积小。空调末端的布置与选型:空调末端的风机盘管, 宜选择低噪声型 (非高静压型) 风机盘管, 其噪声均≤40d B (A) , 可满足规范及使用要求。高静压型风机盘管的噪声一般≥45d B (A) , 尽量少选用。空调机的风量>5000 m3/h时, 由于其功率大, 噪声及震动也大, 不宜吊装, 应落地安装, 薛设置空调机房进行隔音, 否则应分成多台小型空调机均匀布置, 从末端设备选型时控制单个设备的噪声。为设置消声设施后达到使用要求成为可能。

b.风管系统设计优化。

送回风管道的合理布置:采用风机盘管加新风的系统, 由于新风机风量不火, 通过设置消声器, 送至房间的噪声容易达到设计要求, 而风机盘管设备的噪声目前普遍可做到≤40ri B (A) , 因此, 采用风机盘管加新风系统, 使用房间其噪声指标均容易达到要求。而采用落地空调机全风管送回风系统, 由于空调机本身噪声较大, 必须通过外部的设施消声才能达到使用要求。包括送回风管的布置、送回风口的设置方式均有影响。

c.设备的安装减震及管道隔振。

具有振动的设备均应设置减震设施, 同时与其连接的管道应设置隔振软接。减震器的类型选择:根据减震器的自振频率f0选择不同类型的减震器。

摘要：在中央空调系统安装工程的设计中噪声的控制有着较高的要求, 而中央空调系统的噪声控制一直是空调系统设计及施工的难点及重点, 本人根据多年来的实践经验总结, 建议可从如下几个方面控制空调系统的噪声, 以便于有关方面的人士能够知悉, 薛从中吸取精华, 排之糟粕, 共同为提高建筑物的整体噪声控制水平做出努力。

夜间施工噪声污染控制措施 篇5

1、夜间施工期内、超过噪音限度的施工作业全部停工、如元盘锯、电动空压机，电锯等、不得在夜间使用。

2、控制人为活动噪声、在进场对操作人员进行教育、不得大声喧哗、在作业过程中统一调度和指挥，、轻拿轻放、避免碰撞、防止在操作时产生较大的噪音

3、强噪音机械应有降噪措施，强噪音机械作业时间严格控制、晚间作业不超过22时，早晨作业不得早于6时

4、在夜间施工浇筑砼强噪声机械有砼泵车，加以 覆盖降低应有的噪声措施

5、在夜间施工浇筑砼有砼振动棒、必须使用时才开启、不使用时立即停止、夜间施工浇筑砼振动棒的噪声波及近传递最远、因此浇筑砼振动棒在插入砼时尽量避开钢筋和模板、振动棒在插入砼时在钢筋笼中部部插入噪声最小

6、各种构件、成品、半成品尽量安排在职预制工场制作，减少现场工作量，减少噪声，粉尘的影响。

7、各种构件、成品、半成品尽量在预制工场制作、减少现场工作量、减少噪声、粉尘的影响

8、夜间进出工地所有车辆禁止鸣号

9、项目部设置专业掌握现场各个污染源情况、对产生较大污染的污染源进行实时监控，随时对出现的污染问题进行汇报和处理

10、严格近国家监管机构规定工作时间进行施工、尽量在规定的施工时间内进行施工，并尽量避免噪音大的机具同时施工，尽最大努力将噪音降到最低限度以免影响周边环境。

建设单位（盖章）

日期：

施工单位（盖章）日期：

监理单位（盖章）

工程施工噪声的控制 篇6

受国内某大型工程机械生产企业的委托，对某款矿用载重自卸汽车开展噪声控制工程治理工作。根据标准QC/T 203－1995《矿用自卸汽车驾驶室噪声－测量方法及限值》，首先开展对项目车型驾驶室的噪声振动水平摸底测试，并与相同吨位及功率的进口标杆车进行对比，结果显示：驾驶室噪声超过85 dB（A），未达到标准规定的限值水平。对驾驶室噪声测试结果分析，发现进气噪声为主要贡献声源之一，对发动机进气系统进行降噪改进。

1 噪声源识别

1.1 进气噪声的测量

试验场地及环境要求：试验路面的路段应为空旷的硬路面，其表面结构必须尽可能平坦，如水泥路面，路面要求干燥清洁且无石块等杂物。在无风或者微风的晴朗天气，最适宜安排噪声振动试验。具体来说，空气温度应在－5℃～+35℃范围内，离地面高1.2 m处的风速最高不得超过5 m/s。根据声学原理，测试过程中要求背景噪声和仪器内部电噪声至少低于所研究目标点声级10 dB。

车辆条件要求：在试验开始前，要检查发动机的所有运行条件（如燃料、润滑油等）是否都符合生产厂家的规定。发动机在测量开始前还要怠速稳定运行10分钟左右以保证其在正常的工作温度范围内。车辆载荷根据标准QC/T 203－1995，要求矿用载重自卸汽车在测试时必须是空载，即除驾驶员、测量人员和测试装备外，不得有其它载荷。

测点选择要求：根据一般经验，振动测点的选择应该符合择近原则、方向原则、界面原则，即测点的位置与振源的位置最靠近、与振动传播的方向一致、与振源之间尽量为同一连续介质组成的整体，界面应该尽可能的少。传声器的布置，主要是就近原则，并且尽量避震和避免高温。

对矿用载重自卸汽车驾驶室内噪声的采集和分析中，由于车内声压级与测量位置有明显的关系，因此，选择了最能够代表驾驶员耳旁的测点位置。根据本次试验的要求，噪声测点分别为驾驶员左右耳、进排气和风扇，振动测点分别为驾驶室座椅、驾驶室悬置及发动机悬置，并同时利用激光转速仪与反光贴片提取其转速信号。试验时，还参照了标准GB/T 18697-2002《声学 汽车车内噪声测量方法》［1］以及GB/T 14365-93《声学 机动车辆定置噪声测量方法》［2］。

在进气口处布置传声器，布置位置如图1所示，驾驶员左右耳传声器布置如图2所示。

图3、图4噪声频谱曲线显示，发动机常用转速1 500~2 000 r/min时进气噪声幅值主要集中在500 Hz以下的低频，表明该进气系统消声器对低频噪声消声效果较低。该矿车进气系统的空气进入系统由两个空气滤清器与一个集气箱 （扩张腔）通过管道连接组成，要对滤清器及集气箱分别进行传递损失测试分析，以确定是哪个消声器件在低频消声时失效。

1.2 进气噪声主要幅值频率分析

获得进气系统空气入口处噪声频谱后，需要与驾驶室内驾驶员右耳处噪声频谱进行对比分析，以驾驶员右耳处噪声声压值为标准，来确定进气系统噪声对驾驶室噪声声压的贡献，找出主要贡献频率，针对该频率段进行改进设计。

如图5所示，发动机转速超过1 500 r/min后，驾驶员右耳处声压明显升高最高达到了87.2 dB，超过了国家标准85 dB，发动机1 800 r/min到2 000 r/min是该矿车的常用工作转速，此时驾驶室内噪声值偏高，驾驶员长期在此环境下工作，会对听力以及注意力造成很大影响，甚至危及身体健康。

为确定哪个噪声源对驾驶员右耳处各频率阶段噪声贡献最大，需要对各个噪声源测点测得噪声频谱与驾驶员右耳处噪声频谱进行相干性分析。如图6所示，在100 Hz时，进气口处噪声与驾驶员右耳处噪声相关性为0.95。由此可以认为此时驾驶员右耳处的主要声压是由进气噪声所贡献的。

1.3 进气系统消声器传递损失实验

对进气系统空气滤清器进行无气流时传递损失实验如图7所示，传递损失是消声器的消声性能的一种重要评价量。当消声器出口无强反射，或采用吸声棉使出口处反射影响很小，且入口和出口的横截面积相等时，则传递损失计算公式可改进为:

式中：Lp1为入射声压级；Lp2为透射声压级。

在试验条件下，出口终端采用吸声棉处理，消声体进口和出口各布置测点，利用白噪声及单频纯声激励。

从图8空气滤清器传递损失曲线可以看出，滤清器在110 Hz以下消声量基本为零，这些频率恰好对应发动机三阶，也是驾驶室噪声能量的主要频率，是进气系统对驾驶室噪声能量的主要贡献量频率，从降低进气系统噪声需要对空气滤清器进行改进，但是对空气滤清器的改进成本较高，从经济性及结构安装的实用性上考虑，用户不希望对滤清器进行改进，所以对进气系统的降噪优化设计主要改进集气箱的结构。

2 进气系统的CAE分析

2.1 声学性能分析［3］

建成进气系统的三维几何模型，尽量保证某型的关键尺寸的精准性，由于不考虑结构辐射再生噪声，可以对几何模型上一些小特征例如安装孔位、加强筋等进行简化，不会对进气系统传递损失仿真分析造成影响。根据简单扩张室消声器理论消声上限频率，计算出最小波长，按照在最小波长内至少有六个网格单元的理论原则［17］划分有限元网格，划分后的网格模型如图9所示。进一步研究进气系统声学特性及给后期消声器的改进提供依据，运用LMS.Virtual.lab软件中Acoustics模块对进气消声器的传递损失进行仿真分析并与试验结果做比较。

图10为进气系统声学性能仿真分析的声压云图，在100 Hz时，集气箱的声压为声模态的反节点，而且空气滤清器声压也较高，表明空气滤清器与集气箱对频率100 Hz的声波消减无效。实验测试时，进气系统噪声源对驾驶室噪声能量贡献量最大的频率为100 Hz，仿真分析结果实验测试结果相符，应对集气箱的结构进行重新设计，使其对频率为100 Hz的声波有消减作用。

图11为进气系统传递损失仿真曲线图，原进气系统在80～120 Hz时的传递损失曲线为波谷，特别是100 Hz时，传递损失值接近为0。在实验测试时，100 Hz左右的进气系统噪声对驾驶员左右耳的噪声贡献量最大，传递损失仿真曲线与实际测试结果在低频区域基本相符。进气系统声学性能的实际测试结果与仿真分析结果在低频阶段基本相符，表明进气系统对频率为100 Hz的噪声消声效果最差，且在100 Hz时为驾驶室声波能量的主要声波贡献源，因此对进气系统的降噪性能改进方案要以频率为100 Hz的声波为主。

2.2 流场特性分析［4］［5］

很多实验表明，对于不同结构的消声元器件，气流速度对其声学特性的影响是不同的。一般情况下，气流速度v＜10 m/s时，对消声元器件的声学特性造成的影响很小，气流速度v＞20 m/s时，就会对消声元器件的声学特性造成很大的影响，另一方面，根据Lighthill空气动力声学理论，气流再生噪声将以流速的六到八次方呈比例增加，所以需要充分考虑到管道流动气流再生噪声的影响。该矿车所匹配的发动机进气口处最高气流速度达到44 m/s，在进气系统内部的气流速度可以更高，对进气系统的声学特性会产生很大的影响，需要对其进行流场特性分析。

2.2.1速度云图分析

对原进气系统速度云图分析（见图12），可以得出，集气箱内气流很不均匀。流体由管道向外喷射所形成的流动称为射流，由于纵向尺寸偏小，导致由空气滤清器管道过来的气流以射流状态对集气箱壁面产生高速的冲击，导致集气箱壁面振动产生辐射噪声，且射流不能充分发散，会产生大量的涡流与回流，涡流是产生气流再噪声主要原因，回流会对气体动力性造成很大阻碍，所以从流体特性分析，集气箱纵向尺寸应该加大，以保证射流能得到充分的发散。

滤清器结构也有不足之处，在滤清器内部中心区域，气流流速分布比较均匀，流速平稳，但在内隔板与外壁间，由于空间较小且为滤清器空气入口直接相连区域，气体流速偏高，会产生气流噪声以及使滤清器外壁面振动引起辐射噪声，应该对滤清器入口管与外壁连接处进行改进，可以选择切向连接，使流体流动方向改变减少正向冲击能量。与集气箱连接的管道有两处弯折角度很大的转角，会使弯角处流体速度急剧增加，增大流动阻力，会对气动性能造成很大影响。

2.2.2湍流强度分析

流体的流动速度很小的时候为层流流动，速度逐渐增大，产生了许多涡旋，层流被破坏，这时流体流动为湍流流动。实际情况下，绝大部分的流体流动都为湍流流动，湍流流动中层与层之间有干扰，并且干扰的力度会随着流体的流动而加大，在层与层之间存在着质量和动量的传递。湍流强度等于湍流脉动速度与平均速度的比值，是衡量湍流强弱的相对指标。湍流会产生湍流噪声，还会产生不利的回流，影响流体流动。

图13为原进气系统湍流强度云图，空气滤清器中心区域湍流强度很低，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度较高，会造成湍流噪声，由于此处壁面较大容易受冲击引起振动产生辐射噪声。在滤清器与集气箱连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。此外，在于集气箱连接的管道第一个弯转处湍流强度也较高，会产生较大压力损失。

3 进气系统的改进

根据前期试验测试与CAE分析结果，并从结构改进的难易程度与成本高低等方面考虑，确定改进方案。

保持集气箱连接的进气管尺寸位置不改变，改变滤清器的位置与连接方式。集气箱可以相当于扩张腔，根据扩张腔设计原理，尽量增大扩张比m=扩张腔横截面/进气管道截面积，来提高传递损失幅值，控制集气箱长度L来确定集气箱的消声频率，选择消声中心频率为100 Hz，设定长集气箱尺寸为A=1 000 mm、宽B=1 000 mm，调整集气箱的高度L来改变传递损失曲线在低频的中心频率，并取得良好的消声效果，经数次尝试分析后，当L=472 mm时，得到比较满意的仿真分析效果。改进后进气系统结构尺寸如图14所示。

3.1 改进方案仿真模拟分析

3.1.1声学性能分析

对比分析传递损失曲线，改进后进气系统在20~300 Hz间比改进前传递损失平均增大10 dB以上，可以对发动机转速1 400~2 000 r/min的基频噪声进行有效降噪控制，在90 Hz时，传递损失曲线出现波谷，幅值为17 dB，比改进前高出7 dB，可以达到项目降噪指标。声压云图显示，在频率100 Hz时，集气箱内部平局声压为111 dB，在滤清器内部平均声压值适中，滤清器进气口处平均声压101 dB，低于改进前，见图15。在声学性能方面对比，改进后的进气系统优于改进前，见图16。

3.1.2流场特性分析

对改进后的进气系统速度云图（见图17）分析可以得出，集气箱内气流流速较均匀，因纵向尺寸增大，由空气滤清器管道过来的射流得到了充分的发散，集气箱壁面处的气流平均速度仅有8 m/s，不会使壁面受到太大的冲击，产生辐射噪声，但在图17（b）中，集气箱的前壁面处，气流速度偏高，应在此处采取大的圆角，可以缓冲气流并增加集气箱刚度。滤清器进气管道和滤清器与集气箱的连接管道处，气流速度最高达到20 m/s，会产生一定的气流再噪声，滤清器内部大部分区域气流速度平缓，不会产生较大气流再生噪声，壁面处气流速度适中，对滤清器壁面冲击较小。

对改进后的进气系统湍流强度云图 （见图18）进行分析，空气滤清器中心区域湍流分布均匀，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度依旧较高，会造成湍流噪声。在集气箱与滤清器连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。在集气箱内部，湍流分布均匀，并无湍流强度较强区域，结构比较合理。

4 改进方案测试结果

图19为改进后的进气系统实际制造安装图。对改进后的进气系统进行实验测试，图20显示，改进后发动机转速为2 000 r/min时，进气口处噪声峰值在频率500 Hz以下进气口处测量的声压值都小于改进前。测试结果对比图21显示，进气口噪声平均降低4 dB。达到项目预期降噪指标。

5 总结

本文主要针对案例车辆的进气系统进行降噪改进，通过实验测试对噪声源进行识别，确定降噪中心频率，有针对性的对进气噪声进行控制。用有限元法对改进前后的进气系统进行仿真分析，并实验测试验证了改进方案的有效性。

改进后，定置试验驾驶室整体噪声水平为68.3~79.7 dB（A）；路试试验工况下驾驶室整体噪声水平为78.9~80.7 dB（A）；已经基本达到项目要求，见图 22、23。

［1］GB/T 18697-2002.声学-汽车车内噪声测量方法［S］.

［2］GB/T 14365-93.声学-机动车辆定置噪声测量方法［S］.

［3］李增刚，詹福良.Virtual.Lab Acoustics声学仿真计算高级应用实例［M］.北京：国防工业出版社，2010:49-61.

［4］马家义，袁兆成.消声器内部流场及其对消声性能影响［J］，车用发动机，2007，（5）:31-34.

［5］王福军.计算流体动力学分析-CFD软件原理及应用［M］.北京:清华大学出版社，2004.

工程施工噪声的控制 篇7

1 建筑施工现场环境运行管理和噪声控制的职责

建筑工程项目的现场施工过程中, 为了做好现场环境的运行管理工作和噪声控制工作, 需要明确自己的职责。质量安全管理部门是建筑施工企业实现对现场环境运行管理和噪声控制的主管部门, 主要是负责对本次程序的工作程序进行制订、修订和贯彻落实, 在实际的施工过程中, 对现场产生的噪声、固体废弃物、现场扬尘和废水等污染物的排放控制进行一定的指导和检查, 实现对建筑施工现场环境的保护和建筑工程的节能降耗要求。建筑工程的项目部需要负责建筑工程施工过程中所造成的环境污染和能源消耗等情况的有效控制、处理和实施。建筑施工企业中的不同职能部门在自己的职责范围内, 实现对整个施工现场的管理和监控, 对出现的问题进行及时的指导和处理, 才能保证建筑工程的施工安全, 为做好施工现场环境运行管理和噪声控制工作奠定良好的基础。

2 建筑施工现场环境运行管理和噪声控制的工作程序

2.1 施工现场环境运行管理

建筑工程的施工现场, 为了实现绿色建筑要求, 发挥建筑的节能环保作用, 需要建筑企业加强对实现现场环境的运行管理。施工现场的环境运行管理包括很多不同的内容, 例如废水的管理、雨水网的管理、废弃物的管理等。

2.1.1 废水的管理

为了实现对建筑施工现场废水的管理, 有效实现对水体污染的预防和治理, 需要建筑施工现场管理的各个不同智能部门和项目管理部门采取有效的措施, 实现对水体污染的有效预防和处理。同时, 在预防和处理的过程中, 采取措施应该满足相关的法律法规要求。

2.1.2 雨水网的管理

管理建筑施工现场的雨水网的时候, 管理部门可以对雨水管和污水管的应用进行明确划分, 分别进行使用, 保证可以直接向外排放雨水。而且, 施工现场中的雨水管网口周围需要派专门的人员进行检查和清理, 禁止放置固体废弃物、化学品和油品等污染源。同时, 管理部门应该严格禁止在污水管网中倾倒不同污染物和污水的行为, 各个职能部门做好相关管理工作, 避免雨水管网中出现生产废水和生活废水倾倒现象。

2.1.3 废弃物的管理

建筑施工的过程中, 会产生一定的废弃物, 需要施工企业在进行现场管理的时候, 最好对废弃物的处理工作。首先, 施工管理部门在进行对废弃物的处理的时候, 应该按照不同废弃物的分类, 对不同的废弃物进行标识, 认准不同废弃物的名称和一些必要的警示标志, 特别是一些有毒有害的废弃物更需要加上醒目的标识。

2.1.4 污水的管理

建筑工程的施工过程中, 污水的处理也是一项重要的工作, 在建筑工程施工现场的环境运行管理过程中, 需要做好污水的处理工作。施工项目的建设过程中, 应该尽可能建立污水管网。处理含有泥沙的污水的时候, 应该在施工现场的污水出口处设立沉淀池, 等污水经过沉淀之后, 再排入污水管网。同时, 污水处理人员应该定期或者不定期清理沉淀池中的泥沙。

2.2 施工现场噪声控制

建筑工程项目的施工过程中, 会产生一些噪声, 属于公共危害, 甚至对施工人员的身体健康安全造成一定的影响。所以, 建筑施工企业需要加强对施工现场噪声的控制, 避免造成更大的危害。建筑项目在施工前, 需要向工程项目所在辖区的相关部门进行噪声排放申请, 经过批准之后才能实现建筑工程项目的施工。在建筑施工现场的噪声, 主要来源是施工机械, 包括不同的施工设备和施工工艺, 在进行噪声控制的时候, 需要从噪声来源方面入手, 才能实现对噪声的根本控制。

例如, 工程施工现场的噪声控制过程中, 可采取以下有效的措施: (1) 在工程施工生产前, 施工人员应该保证完成了施工场界围墙或者是围挡的建造; (2) 建筑工程项目管理部门应该保证工程施工现场平面布置的合理性, 以降低场界声值; (3) 控制工程施工过程中电动工具和施工机械等产生的噪声; (4) 加强建筑工程施工现场管理, 实现对施工人员作业的有效规范, 最大程度避免或者降低施工噪声的出现; (5) 施工技术人员在进行模板支拆、搬运、钢筋和脚手架的装卸、堆放等工作的时候, 都应该轻拿轻放, 严禁出现棒打和抛掷的现象, 以减少工程施工过程中噪声的出现和传播。而且, 在修复或者清理模板的时候, 施工人员不能应用大锤敲打。

3 结语

综上所述, 建筑工程的现场施工过程中, 做好施工现场运行管理和噪声控制工作, 具有重要的作用。根据工程施工应用现场运行管理和噪声控制程度的目的, 明确工程施工管理各个部门的职责, 从不同的方面, 采取有效措施, 做好施工现场运行管理工作和噪声控制工作, 才能充分发挥重要作用, 促进建筑工程的发展。

摘要：我国建筑行业的不断发展, 需要建筑企业加强对建筑施工现场的管理, 不断提高建筑管理水平, 才能促进建筑企业的可持续发展。在建筑的施工过程中, 施工管理部门必须加强对现场环境的运行管理, 以实现建筑发展过程中的绿色环保要求。建筑施工会产生一定的噪声, 属于公共危害, 需要管理部门加强对噪声控制程度的研究, 实现对噪声的控制, 才能适应建筑的绿色建筑设计标准, 促进建筑企业的可持续发展。

关键词：施工现场,环境运行管理,噪声控制程序

参考文献

[1]黄艳英.对加强建筑企业施工现场管理和技术措施的探讨[J].法制与经济 (下旬) , 2011 (10) :275-276.

工程施工噪声的控制 篇8

换热站循环水泵房内外噪声能量呈现宽频带特性, 峰值频率为125Hz。由A声级噪声测量结果可知, 循环水泵噪声86.7dB (A) , 泵房北墙外噪声69d B (A) , 泵房综合隔声量只有17.7dB (A) , 不能满足泵房总体降噪量的要求。

由倍频程频率噪声测量结果可知, 循环水泵噪声峰值频率在125Hz处, 循环水泵房内声压级最大值为91.2dB, 循环水泵房北墙外为77.1dB, 消声量只有13.9dB。泵房低频段总体降噪量不足, 低频噪声对环境产生了较大影响。对A声级综合测量结果而言, 循环水泵噪声低频声压级附加A计权衰减量较大 (125Hz处衰减16dB) , 低频声压级A计权衰减后与1000Hz以上频带的声能量基本相当, 因此需要做宽频带的噪声治理。

3振动和噪声控制方案与设计

3.1循环水泵振动隔离设计

换热站泵房4台循环水泵基础采用“整体式钢结构双层隔振浮筏”, 充分考虑了空间限制与工程控制目标等多方面要求。这种浮筏式双层隔振基础比单层隔振效果提高1倍, 具有减振效果好、占地空间小、便于设备安装与维护等优点, 在舰艇与高层建筑等领域获得应用。隔振浮筏上的供水与回水管路均安装双层可曲挠软接管, 能够有效地避免结构噪声沿管路的传播。

上层隔振器:

水泵 (含电机) 与筏架联接选用JG3-2型橡胶隔振器。隔振器载荷范围160～320kg, 变形范围3.5～7mm。单层隔振系统的隔振效率为90%。

浮筏主体与起重系统:

根据水泵机组的结构布置形式, 设计筏架尺寸5000×2860mm, 筏架采用20#槽钢做框架。为了方便减振器的维护, 筏架安装了同步千斤顶液压升降系统, 配控制柜1个。

下层隔振器:

筏架、机组、管道、除污器组成的系统通过TH-210型弹簧隔振器跟地基连接。隔振器载荷范围160～210kg, 变形范围15～20mm, 外形高200mm。双层隔振系统的隔振效率为99%。

软接管:

筏架支撑进、出水管道两端采用双层KXT (Ⅱ) -350可曲挠橡胶管连接, 共8个。水泵进、出口管道两端采用双层KXT (Ⅱ) -200可曲挠橡胶管连接, 共8个。软接管工作压力12kgf/cm2, 爆破压力35kgf/cm2, 适用温度-20～115℃。

3.2 泵房消声与隔声设计

消声器:

原泵房排风口阻性消声器消声量不足, 更换成大消声量阻抗复合式消声器, 改善低频消声效果。根据实测结果, 消声量应高于40 dB (A) 。

隔声屏:

为提高泵房整体隔声降噪效果, 减小指向性噪声, 泵房内部安装一块局部隔声屏。隔声屏材料为钢板2mm+沥青阻尼7mm+超细玻璃棉卷毡外包沥青玻璃丝布50mm+穿孔钢板1mm, 超细玻璃棉卷毡容重60kg/m3, 厚度50mm。

3.3 泵房室外管道减振与隔声设计

由于换热站泵房室外沿墙热水管道支架与居民平房相连, 为减小流体振动与结构噪声影响, 沿墙热水管道采用弹性吊挂的支承方式, 利用管道重量与支承刚度吸收振动能量。

门式管道弹性吊架:

由钢架、固定环、弹簧、橡胶垫、制动块等组成。共8个, 每个承重1～2t, 要求承重力强、弹性好。

软接管:

弹性吊挂管道的两端采用双层KXT (Ⅱ) -350可曲挠橡胶管连接, 共8个。软接管工作压力12kgf/cm2, 爆破压力35kgf/cm2, 适用温度-20～115℃。

为进一步提高消声效果, 泵房室外部分Φ3 5 0热水管道采取隔声包扎处理, 隔声包扎与管道保温结合在一起。管道隔声有15～25 dB降噪效果。材料为外裹镀锌铁皮厚0.5mm。超细玻璃棉管壳外包玻璃丝布, 容重60kg/m3, 厚度200 m m。

4工程治理效果与分析

工程总投资20.8万元, 治理后换热站北界噪声降为昼间52.1dB (A) , 夜间44.5 dB (A) , 消除了管道与基础振动产生的环境噪声污染, 水泵机组的隔振效率达到99%, 降低厂界噪声20dB (A) 以上, 避免了污染纠纷, 获得了良好的环境工程效果。

在双层振动隔离技术应用方面, 国内外对筏架结构、隔振器材料与性能、实验与测量等开展了研究, 也有关于动力机组双层隔振技术在民用工程应用实例, 但考虑水平、仰俯、旋转等运动影响的多扰源复杂隔振系统的应用报道并不多见。国内有关浮筏式双层隔振技术的应用报道极少, 本项目为推广应用该技术提供了工程实例和技术支撑。浮筏式双层隔振装置具有隔振效率高、隔声量大、稳定性好、构造简单、加工方便、易于安装与维护、占地空间小等特点, 能够有效地消除动力机组的振动与噪声污染。

浅谈汽车的噪声控制 篇9

随着现代汽车工业的飞速发展,汽车发动机功率不断增大,汽车速度逐步提高,汽车保有量大幅度增加,相伴而来的就是我们生活的每个角落噪声也日益普遍和严重,汽车已经成为城市噪声污染的主要声源。噪声在生理和心理两方面对人类有严重影响,并且构成社会问题。较强噪声的持续作用,可使人听力暂时下降,严重时导致永久性听力减退,不可恢复,日积月累便产生噪声性耳聋。有关试验和大量调查资料表明,噪声对人的生理影响很广泛,并不局限于听觉器官。长期的噪声作用,对人的神经系统有显著影响,并引起病理改变;通过神经系统,噪声还影响和伤害人的心血管系统、消化系统、内分泌系统、血液以及视觉器官等。噪声除引起人的生理反应外,同时也引起人的心理反应,使人产生紧张感、心情烦躁、易怒、疲劳,工作效率明显降低。所以,汽车的噪声控制对于改善人们的生活环境,促进人们的身体健康及社会经济的发展有着积极的意义。

2. 噪声的描述

汽车噪声是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源,汽车上各声源没有一个是完全封闭的,所以汽车整车所辐射的噪声就决定各声源的声级、特性和它们的相互作用。国际上从30年代就开始了噪声允许标准的研究,ISO听力保护标准规定,连续噪声暴露时间8h,允许等效连续A声级为85～90dB;若时间减半,则允许声级放宽3dB。我国的城市区域环境噪声标准规定,居民及文教区昼间等效连续A声级为50dB,夜间等效连续A声级为40dB;交通干线两侧,昼间等效连续A声级为70dB,夜间等效连续A声级为55dB。

3. 噪声的产生

行驶汽车的噪声包括发动机噪声、底盘噪声、车身噪声以及汽车附件和电气系统的噪声。对于大多数汽车来说,加速行驶时发动机本体噪声最大,其能量超过总加速声能量的50%。其次为排气系统噪声,对于中、小型汽车,该声源占总噪声的比例一般为10%～20%;对于大型汽车,因冷却系和轮胎噪声增大,这个比例会相对降低。冷却系噪声在加速行驶噪声中也占相当大的比例,尤其是对发动机采取降噪和屏蔽措施后,这个比例就更大。在中、小型汽车的加速行驶噪声中,底盘噪声所占比例一般较低,但对于大型汽车而言,其比例较高,一般可达15%～30%。在汽车高速行驶时,轮胎噪声是车外噪声的主要噪声源之一,它对汽车高速行驶噪声有着决定性影响,这对于小轿车尤为明显。

4. 噪声的控制

对于噪声的控制,主要有以下几种途径:吸声降噪、隔声降噪、减振与隔振降噪、阻尼降噪。对汽车噪声有较大影响的行驶参数主要有发动机转速、变速器所处档位、汽车行驶速度和载质量等。下面就汽车中的各大噪声源的控制做一阐述。

4.1 发动机噪声的控制

发动机噪声是汽车的主要声源。在我国,小轿车车外加速噪声中,发动机噪声约占55%;大、中型汽车车外加速噪声中,发动机噪声约占65%左右。随着汽车噪声标准的提高,发动机噪声问题显得日益突出,国、内外都非常重视降低汽车发动机噪声,所以对于汽车的噪声控制,首先应以控制发动机噪声为主要目标。

按照噪声辐射的方式分类,可将汽车发动机的噪声源分为直接向大气辐射和通过放大机表面向外辐射两大类。直接向大气辐射的噪声源有进、排气噪声和风扇噪声,它们都是由气流振动而产生的空气动力性噪声。发动机内部的燃烧过程和结构振动所产生的噪声,是通过发动机表面以及与发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射。根据发动机表面噪声产生的机理,又可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂,主要是由于气缸内周期性变化的压力作用产生的,与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。机械噪声是发动机工作是各运动件之间及运动件与固定件之间作用的周期性变化的力而引起的,它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。在低转速时,燃烧噪声占主导地位;在高转速时,由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。发动机的主要声源分布如图1所示:

在发动机产生的噪声中,汽油机燃烧柔和、噪声与柴油机相比,其燃烧噪声不突出。对于柴油机的燃烧噪声,可分以下四个阶段——滞燃期、速燃期、缓燃期和补燃期。在滞燃期内燃料并未燃烧,尚在进行燃烧前必要的物理和化学准备,气缸中的压力和温度变化都很小,对噪声的直接影响甚微;在速燃期内燃料迅速燃烧,气缸内压力迅速增加,直接影响发动机的振动和噪声;在缓燃期内,气缸压力增长率较小,对噪声的影响不显著,这个阶段主要对柴油机的动力性和经济性有很大影响;在补燃期内,活塞下行且绝大多数燃料已燃烧完毕,对燃烧噪声的影响较小。故柴油机在燃烧过程中所激发的噪声主要集中在速燃期内,其次是缓燃期,发动机的燃烧噪声一是由气缸内压力急剧变化引起的动力负荷,由此产生结构振动和噪声,其频率相当于各传声零件的自振频率;二是气缸内气体的冲击波引起的高频振动和噪声,其频率为气缸内气体的自振频率。故发动机燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化。对于柴油发动机的燃烧噪声控制,根本措施是降低压力增长率,具体措施如下:延迟喷油定时,改进燃烧室结构形状和参数,调节喷油系,提高废气再循环率和进气节流,采用增压技术,提高压缩比,改善燃油品质。

发动机的空气动力噪声是由于气体扰动以及气体与其它物体的相互作用而产生,其在发动机总噪声中占有重要份量,是较容易采取降噪措施的对象。目前,多数发动机在装用空气滤清器后,进气噪声有大幅度衰减,随着发动机噪声的进一步降低,进气噪声的降低可考虑设置性能优良的进气消声器。通常为了既满足进气和滤清的要求,又满足降低噪声的要求,将进气消声器和空气滤清器设计结合起来考虑,对于非增压柴油机的进气消声器可采用抗性扩张室或共振式消声器,也可采用阻抗复合式消声器,对于涡轮增压柴油机的进气噪声,因其含有明显的高频特性,应选用阻性消声器或阻抗复合式消声器。

排气噪声是发动机最主要的噪声源,往往比发动机本体噪声高出10～15dBA,其频率可按下式进行计算:

式中,k为谐波次数;i为气缸数;n为发动机曲轴转速r/min;τ为发动机冲程系数,对于二冲程发动机取τ=1,对于二冲程发动机取τ=2。

风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声又称为叶片噪声,是由于叶片周期性的切割空气,引起空气的压力脉动而产生,其基频(Hz)为

式中,n为风扇转速,r/min;Z为叶片数。

除基频外,风扇转动时使周围气体产生涡流,该涡流由于粘滞力的作用又分裂成一系列分离的小涡流,这些涡流及其分裂过程使空气产生扰动,形成压缩与稀疏过程,从而产生涡流噪声,其主要峰值频率(Hz)为

式中,v为风扇圆周速度,m/s;d为叶片在气流入射方向上的厚度(m);k为常数,取值范围为0.15～0.22。风扇噪声随转速增加而迅速提高,转速提高一倍,声级约增加11～17dB,其噪声控制可以从以下几方面考虑:

(1)适当选择风扇与散热器之间的距离。试验推荐风扇与散热器之间的最佳距离为100～200mm。

(2)因风扇叶片附近涡流的强度与叶片形状有密切关系,故可改进叶片形状,使之有较好的流线型和合适的弯曲角度,从而降低涡流强度,达到控制噪声的目的。

(3)选择合适的叶片材料,通常铸铝叶片比冲压钢板叶片的噪声小,有机合成材料叶片比金属叶片噪声小。

(4)装用硅油风扇离合器使风扇仅在必要的时候工作,可起到降低噪声的作用。

(5)不均匀分布风扇叶片,可有效降低风扇噪声频谱中突出的线状频率尖峰,使噪声频谱变得相对平坦,从而起到降噪作用。

控制发动机的噪声,最终就是使发动机表面所辐射的噪声减小。发动机表面辐射噪声的产生过程如图2所示:

根据发动机表面辐射噪声的产生过程,发动机的噪声控制除在燃烧激振力和机械激振力的根源上采取措施之外,还需在这些激振力传递途径上和表面辐射噪声的效率方面采取措施。发动机表面辐射噪声与结构表面振动有着密切的关系,表面辐射噪声可以用表面振动速度或力速度平均均方根值来表示,其近似关系如下:

式中,为测量表面声压级,为空气介质的特性阻抗,为表面振动的时间空间平均速度的均方值,为辐射系数,分别为表面辐射声功率和表面振动功率,分别为规定声场中的表面积和振动面积,为参考声压,对于发动机的噪声控制,实践表明,在结构上采取措施阻断激振力的传递或降低表面声辐射效率,可以大幅度降低内燃机表面辐射噪声,从而达到有效控制发动机噪声的目的。增加结构刚度和阻尼以及在激发力的途径上采取振动噪声的隔离措施,可有效减小发动机表面振动和噪声辐射;另外,减少辐射噪声表面积也是控制噪声辐射的有效措施。随着国家对发动机噪声及排放的限制,柴油机的发展趋向于低速大扭矩状态。

4.2 传动系噪声的控制

在传动系中,噪声源的机构总成包括变速器、分动器、传动轴、差速器和轮边减速器等,它们所产生的噪声既有内部齿轮和轴承引起的噪声,也有其它机构传递而来的噪声。由于齿轮传动的特点是轮齿相互交替啮合,在啮合处既有滚动又有滑动,不可避免地要产生齿与齿之间的撞击与摩擦,从而使齿轮产生振动并发出噪声。其中齿轮噪声可分为高频噪声和低频噪声两大类,高频齿轮噪声主要由齿轮基节偏差引起,低频齿轮噪声主要是由齿距累积误差引起的冲击噪声。对于齿轮噪声的控制,主要是合理选择齿轮结构型式和改进齿轮参数设计;改进工艺,提高齿轮加工精度;正确安装及合理使用;采用适当的齿轮阻尼减振措施。

在传动系中,传动轴噪声是由于发动机的扭矩波动和振动,变速器及驱动桥等振动的输入,万向节输入和输出转速、扭矩的不均衡性,传动轴本身的不平衡等因素引起,在对传动轴噪声进行控制时,首先应考虑提高传动轴刚度及动平衡度,为消除不等速万向节带来的传动轴扭矩和转速的波动,减小传动轴工作时的振动,可以考虑采用等速万向节代替不等速万向节,以降低传动轴噪声。

4.3 轮胎噪声的控制

轮胎噪声是轮胎在滚动过程中形成,主要包括空气扰动噪声、轮胎结构振动噪声及路面噪声三部分。对于轮胎噪声的控制,可采用改进轮胎结构尺寸,降低花纹接地宽度与轮胎直径的比值,根据车辆的实际载荷情况,合理选择和使用轮胎。

4.4 制动噪声的控制

汽车制动而产生的噪声主要有制动器的鸣叫、轮胎与地面的摩擦及车身钣金件的振颤声等,但制动噪声一般均指制动器工作时的鸣叫声,源于制动器的振动。对于鼓式制动器而言,该振动主要由于蹄片与制动鼓的接触恶化,其间的摩擦系数随滑动速度变化,从而激发振动并辐射噪声。对于盘式制动器而言,制动噪声主要由于衬块的振动激励盘作轴向振动而产生。对于制动噪声的控制,鼓式制动器主要有以下途径:增加制动鼓刚性、减小制动蹄刚性、增加鼓与蹄对振动的衰减、合理匹配制动鼓与制动蹄的刚性、改善摩擦衬片的特性和衰减振动的能力;盘式制动器主要有以下途径:增大制动盘对振动的衰减、限制摩擦衬块的振动以及控制振动的传播。

4.5 车内噪声的控制

车内噪声为汽车行驶时乘座室内存在的各种噪声,该噪声极易使乘员感到疲劳,影响汽车的乘坐舒适性。其产生的机理如图3所示:

车内噪声的主要声源有:发动机噪声、进排气噪声、冷却风扇噪声及底盘噪声等,以上噪声源所辐射的噪声,在车身周围空间形成一个均匀声场,主要传播途径如图4所示:

对于车内噪声的控制,由于几乎车上的所有噪声源对车内噪声都有贡献,加之车身本身对外部噪声可能有放大作用,并且车身自身也会产生噪声,所以车内噪声控制是一项比较复杂的工作,归纳起来主要有减弱声源强度、隔绝传播途径和吸收处理三个方面。减弱声源强度也就是降低汽车上任何一个声源的噪声能量,尤其是降低发动机噪声和传动系噪声。隔绝声源传播途径,可以利用具有弹性和阻尼的材料来改善振源和车身之间的振动传递关系。阻断固体传声,也可利用涂布、阻尼粘胶等材料来改善车身壁板的隔声性能并减小车室壁板的孔缝数目和尺寸,从而增大车身本身结构的隔声量,消弱或阻断气体传声。车室隔声的重点一般在前壁或前围板,因为壁板的隔声性能受质量定律支配,隔声对高频噪声较为有效。有时车内噪声甚至比发动机室内噪声还高,其主要原因固体声传播使车身结构振动所致。在设计车室隔声结构时,应重点研究发动机辐射噪声的频谱特性。对于汽油机,200～4000Hz频率范围是必须注意的隔声频域;而柴油机则以1000～4000Hz频率范围的隔声最为重要,为了确保低频隔声性能足够好,应选用面密度和阻尼均大的隔声材料。车室的隔声结构一般根据阻尼减振、隔声和吸声等多项要求,在不同部位适当组合吸声防振材料而构成。其隔声结构的选择应同时考虑所隔噪声的特点、隔声材料与结构的性能和成本。另外,车身隔声要求与汽车轻量化目标是互相矛盾的,现代汽车从节省资源和能源考虑,日益追求轻量化,趋向采用更薄的钢板。为了克服因轻量化设计而引起的车声隔声性能的下降,可采取优化支承结构、改善减振器性能、改进车身结构动态特性的优化设计、对车身涂敷防振涂料等措施来弥补。

5. 结束语

由于汽车噪声是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源,汽车上各声源没有一个是完全封闭的,而且各个声源位置和辐射噪声大小不同以及噪声传播途径的差别,使得某些方向的噪声较高,而另一些方向上的噪声较低,汽车在行驶过程中噪声表现出各方向上噪声强度并不相同的特点。故在汽车噪声控制中,应考虑各声源的分布特点、传播方向和车身形状等因素,采取措施以高声源方向为重点,以噪声衰减量最大为目标。另外,汽车噪声的产生也与人们的使用状态有关,其中超载便是汽车噪声增加的又一个根源。所以在汽车噪声的控制过程中,除汽车产品的设计过程中充分考虑降噪外,还需在产品的使用过程通过对产品的合理使用达到降噪目的。本文所阐述的汽车中各大噪声源的产生机理及控制措施,由于作者自身水平及经验的积累有限,请批评指正。

参考文献

[1]周勇麟等编著汽车噪声原理、检测与控制中国环境科学出版社1992

[2]赵松龄编著噪声的降低与隔离同济大学出版社1989

矩形空腔噪声主动控制的研究 篇10

结构振动产生的噪声,以前用次级声源来进行有源噪声控制需要许多次级声源,而用控制结构振动的方法控制低、中频的结构声辐射,即结构声有源控制(ASAC),可以不采用次级声源,直接将控制力加于结构,使辐射声能量最小。这种控制方法的特点是用较少的控制激励器就能实现有效控制。因此,由有源噪声控制和有源振动控制形成的结构声有源振动控制技术,是控制结构振动辐射噪声的一种更有效的方法[1]。

结构声振动有源控制是针对2类问题提出的。对于全空间消声,采用有源噪声控制比较困难,而采用控制噪声辐射体的方法降低结构辐射的声功率,可以达到全空间消声目的。对于飞机座舱、轮船客舱、汽车车内空腔等封闭空间,用有源振动控制方法控制弹性壁板的振动可以减少噪声的传入。

本文以铝板和木板构成的三维空腔为例研究了噪声的主动控制问题,铝板空腔1面为铝板,其余5面为木板,然后通过压电作动片进行多输入、多输出空腔噪声的主动控制试验设计和控制策略研究,并进行了主动控制的试验。试验结果表明降噪效果较好。

1 系统总体设计

在有源噪声控制感兴趣的低频范围内,只要通过改变板的振速分布,抑制前几阶结构振动模态,便能取得显著的降噪效果。基于这样的思路,设计了利用压电作动片进行结构声噪声主动控制的试验装置,如图1所示。其中的三维闭合空间是由1面铝板和5面木板组成,铝板及木板边界条件均为固支,用螺钉固定,箱子下面垫有弹性胶垫作为支撑。将扬声器固定在铝板上方,扬声器发出信号激励铝板振动,铝板的振动引起结构噪声辐射进闭合三维空间内部。在铝板上布置两路压电加速度传感器,检测铝板的振动,它的信号经电荷放大器后,通过数采卡AD端口进入计算机控制系统,经过计算机分析发出的控制信号,通过数采卡DA端口发出,控制信号经过压电陶瓷专用放大器后给压电作动片,用来控制铝板的振动,进而控制空腔内部的噪声。空腔中安装麦克风,监视主动控制效果。试验系统采用xPC/Target系统,进行实时控制试验。试验仪器及设备见表1,铝板和压电陶瓷作动片的材料属性及几何尺寸见表2,铝板和木板构成的三维空腔内腔体积为0.125 m3。

扬声器信号由计算机发出,经扬声器功率放大器产生声波激励铝板,扬声器信号功率调节到激起板振动为止,由于NI PCI-6024E只有两路DA输出,而这两路DA输出用来驱动压电陶瓷作动片,故扬声器信号通过NI-6251的DA端口输出,其中扬声器驱动信号由LABVIEW产生。

2 传感器、作动器位置布置

为了使薄板振动在有限数量压电片作用下得到较好的控制效果,对铝板模态和空腔的声学模态用Abaqus软件进行了有限元模态分析,其中铝板为4边固支,空腔声学模态边界条件为自由状态。分析结果见表3和表4。

由上述铝板和空腔模态频率分析结果可知,对于铝板前4阶低阶模态不存在和空腔声学模态耦合的问题。

通过板件模态声辐射效率理论分析[2,3]可知,简支铝板的模态声辐射效率从高到低依次为:(1,1)最高,(1,2)与(2,1)次之,(2,2)最差。

对于固支的矩形薄板,其振动模态的对称或反对称性与简支矩形平板相同,虽然其理论分析十分复杂,但通过数值分析可知,在低阶模态,最高至(2,2)模态,其声辐射效率和简支情形大体相同[4],见图2。由上面分析可知,对于固支板,铝板的模态声辐射效率从高到低也是依次为:(1,1)最高,(1,2)与(2,1)次之,(2,2)最差。本文选取(1,1)和(2,1)模态作为传感器和作动器的布置位置,并进行同位布置。

2块压电作动片布置在正对着扬声器的铝板上表面,加速度传感器对称布置于铝板的下表面,监视声压信号的麦克风被布置于箱内,具体位置为距离箱底面内表面中心37.5 cm处。传感器1和作动器1的位置坐标为(0,0)cm,传感器2和作动器2的位置坐标为(11.5,0)cm,见图3。

3 关于双通道解耦的处理及系统识别

所研究的双输入、双输出三维空腔主动控制解耦,2个通道不必采用特别的解耦措施。原因主要有2点:(1)传感器与作动器布置采取的是同位布置方式,这种布置方式使传感器位置的设计与控制输入问题解耦[5],原因在于贴在结构表面加速度传感器的感知信号可以描述结构振动的强弱,且主要感知的是该点处应变的变化[6];(2)将2组传感器和作动器同位布置在板的模态处,针对(1,1)和(2,1)这2个模态声辐射效率高的模态进行控制,由于这2组振动模态的类型不同,所以这2组振动模态之间的耦合作用对结构模态总的声功率没有影响。也就是2个振动模态是相互独立的,不存在相互之间的耦合影响[7]。基于上述原因,同位配置在这2个模态处的双通道不需要解耦,并且采用振动模态控制方法可以降低结构的辐射声功率,并能取得减振降噪的双重控制效果。

试验系统为xPC/Target实时系统,采样频率为1 000 Hz。辨识数据由试验获得。本文采用状态空间模型分别来模拟实际的外扰通道和控制通道,外扰通道状态空间模型反映扬声器和加速度传感器之间的关系,控制通道状态空间模型反映作动片和加速度传感器之间的关系。建立外扰通道模型和控制通道模型所采用的方法是子空间系统辨识(N4SID)。用MATLAB系统识别工具箱进行系统识别[8],得到离散系统的状态空间方程。

4 神经网络控制器模型

采用静态逆辨识的方式离线设计了BP神经网络控制器,先用大量的数据离线训练逆模型,然后将训练好的模型再嵌入控制。本文中系统的期望行为由稳定的参考模型给出,控制系统的作用是使得系统输出渐近地与参考模型的输出相匹配,通过对通道1和通道2的控制达到降低空腔内噪声水平的目的。令位于(1,1)模态位置的传感器和作动器通道为通道1,位于(2,1)模态位置的传感器和作动器通道为通道2。

神经网络的网络样本由试验测得,神经网络逆模型控制器采用4阶时延环节设计控制器,采用BP网络,网络结构为10-9-2,隐层的传递函数选择S型的双曲正切函数tansig,输出层传递函数选择线性函数purelin。BP网络训练方法采用改进的Levenberg-Marquardt算法[9,10]。为了分析建立的网络模型对样本所蕴含规律的泛化能力,将总样本分成训练样本和测试样本,结果测试误差略高于训练误差。这是由于网络是由训练数据训练的,而不是由测试数据训练的原因。从上面分析可知,训练神经网络不仅对样本数据具有很强的融合能力,而且对其他试验数据也具有很强的泛化能力。所训练的神经网络可用于结构声的主动控制。

5 神经网络控制试验结果

利用设计的神经网络控制器,进行空腔噪声的主动控制试验。图4、图5和表5为1块铝板、5块木板构成空腔,0～400 Hz单频和多频噪声主动控制的结果。

从表5可知,对于1块铝板、5块木板构成的空腔,其单频和多频的声能分别降低了81.8%和75.5%,取得了较好的降噪效果。需要指出的是,之所以取得较好的降噪效果,主要原因是激励铝板的单频是(1,1)模态频率,多频以(1,1)模态频率占主要成分,这从加速度功率谱密度图中也可以看出,其功率谱密度的幅值(1,1)模态有较大的降低,由板件的模态声辐射效率理论也可知,(1,1)模态为优势模态,在前4阶模态中其结构声声辐射效率是最高的,所以降噪效果明显。

6 结论

利用所设计的神经网络控制器进行的主动控制试验,结果表明:其单频和多频的声能分别降低了81.8%和75.5%,取得了较好的降噪效果,为多通道噪声主动控制理论在汽车等矩形空腔模型上应用提供了有益的探索和参考。

参考文献

[1]马大猷.声学手册[M].北京:科学出版社,2004.

[2]张建润,孙庆鸿,陈南,等.结构声辐射主动控制中模态辐射效率分析[J].南京大学学报,1998,34(1):40-47.Zhang J R,Sun Q H,Chen N,et al.Analysis of modal radia-tion efficiency in active structural acoustic control[J].Journalof Nanjing University,1998,34(1):40-47.

[3]靳晓雄.汽车噪声的预测与控制[M].上海:同济大学出版社,2004.

[4]Berry A,Guyader J L.A general formulation for the sound ra-diation from rectangular baffled plates with arbitrary boundarycondition[J].Journal of the Acoustical Society of America,1990,211(6):2792-2802.

[5]Bayard D S,Hadaegh F Y,Meldrum D R.Optimal experimentdesign for identification of large space structures[J].Automati-ca,1988,24(3):357-364.

[6]田晓耕,张元冲,沈亚鹏,等.支架振动主动控制的实验研究[J].实验力学,1998,13(2):224-230.Tian X G,Zhang Y C,Shen Y P,et al.An experiment on theactive vibration control of supporter[J].Journal of Experimen-tal Mechanics,1998,13(2):224-230.

[7]李双,陈克安.结构振动模态耦合对辐射声功率的影响[J].机械科学与技术,2007,26(11):1390-1393.Li S,Chen K A.Effect of structural modal coupling on totalradiated sound power[J].Mechanical Science and Technologyfor Aerospace Engineering,2007,26(11):1390-1393.

[8]飞思科技产品研发中心.神经网络理论与MATLAB7实现[M].北京:电子工业出版社,2005.

[9]李炯城,黄汉雄.一种新的快速BP神经网络算法———QLMBP[J].华南理工大学学报,2006,34(6):49-54.Li J C,Huang H X.QLMBP:aquick BP neural network algo-rithm[J].Journal of South China University of Technology,2006,34(6):49-54.

工程施工噪声的控制 篇11

【关键词】城市噪声；污染；管理；防治对策

随着国民经济的高速发展，城市规模不断扩大，城市噪声污染问题日益突出，噪声强度不断增大。城市噪声主要是指交通噪声、工厂噪声、建筑施工噪声、社会生活噪声等。严重影响着城市居民的正常生活和人身健康，干扰人们的工作、学习和休息，影响范围日益扩大，成为城市居民投诉较多的环境污染问题。噪音污染是我国除大气污染、水污染之外的第三大环境公害。在大城市中，噪声污染日趋严重，“噪声病”的发病率与日俱增，人们深受噪声之苦，控制噪声污染已成为当务之急。因此，必须采取相应的预防措施，改善城市环境质量。

1.城市噪声污染的现状及分类

噪声，是指对人类的生活或者生产活动产生不良影响的声音。即在工业生产、建筑施工、交通运输和社会生活中所产生的干扰周围生活环境的声音。其中交通噪声污染最为严重。

交通噪声包括各类运输器具发出的噪声，主要有地面交通噪声、航空噪声、火车噪声和船舶噪声。其中，危害面最大的是地面道路交通噪声，最主要的污染源是汽车。道路交通噪声通常由车辆自身噪声和车辆运行噪声组成，其中车辆自身噪声包括发动机噪声、进排气噪声、发动机冷却风扇噪声和传动噪声。道路交通噪声的源头具有流动性，是一种60～80dB的中等强度的随机非稳态噪声。交通噪声具有声源流动、声级高、干扰时间长、影响范围广的特点；工业噪声同交通噪声不同，是一种固定源噪声。由于这个特点，工业噪声常常成为环境纠纷诉讼案件中的最主要构成因素，工业噪声影响最大的是空气动力性噪声；建筑施工噪声虽然是一种临时性的污染，施工完毕污染也就解除，但其声音强度很高，又属于露天作业，污染就十分严重；社会生活噪声包括生活噪声及其它噪声，如鞭炮鸣放声、广播电视录音机声、钢琴管弦乐器练习声、儿童嬉闹声、楼板的敲击声、走步声等等。

城市环境噪声的70%来自交通噪声，而汽车、火车、飞机等交通都是活动的噪声源，其影响面非常广泛。另外是工厂噪声、建筑施工噪声、和生活噪声。在生活噪声中，我国大城市中一些娱乐场所产生的噪声有愈演遇烈的趋势。

2.城市噪声污染的危害

城市道路交通噪声在我国大、中城市成为突出问题。我国城市噪声源中主要来自交通噪声，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。工业噪声和施工噪声主要来自生产过程和建筑施工中机械振动、摩擦、撞击以及气流扰动等。工业噪声是造成职业性耳聋、脱发秃顶的主要原因。另外，夏季夜间建筑施工，打桩机、混凝土搅拌机、重型车辆往返不断的运输对附近居民干扰较大。生活噪音虽然对人体没有直接生理危害，但干扰人们的工作、学习和休息，使人不愉快。

噪声影响人们的正常工作、学习及生活。长期生活在噪声污染的环境会使人出现记忆力下降、浑身无力、头痛头晕、失眠、耳聋、精神压抑等症状，严重的还会出现心脏病、高血压、内分泌紊乱等。长时间接触噪声，会使大脑皮层的兴奋和抑制的平衡状态失调，形成牢固的兴奋灶直接影响支配内脏的植物神经发生功能紊乱，当环境中的噪声持续在70-80分贝时，会引发冠心病、脑血管破裂等多种疾病。噪声影响人们的正常工作、生活，尤其是生活在道路两旁的科研机构、办公楼、学校、居住区因噪声干扰而难以工作和休息，这种情况在我国大城市普遍存在。

3.城市噪声污染的防治措施

我国城市环境噪声污染一直比较严重，其噪声的影响范围和影响程度日益扩大，对市民的生活环境影响极大，成为引人注目的城市环境问题之一，改善和控制交通噪声已成为城市居民的迫切要求。

3.1加强法制建设，提高城市管理水平

城市噪声控制是一个复杂的系统工程，需要各部门配合，建议在环境保护部门的统一协调下，进一步组织相关单位，包括城市规划，交通管理，环境评价、道路建设等部门联合实施。完善充实环境执法的各项规章制度，为了有效地消除人为噪声对环境的污染，要从法律上去保证。我国1989年颁布了国家的环境噪声污染防治条例，这些法律的制定对噪声的控制起了很大的作用。

3.2声源上控制噪声的传播

由于在技术或经济上的原因，直接从声源上治理噪声往往是不可能的。这就需要在噪声传播途径上采取吸声、消声、隔声、隔震、阻尼等几种常用的噪声控制技术；把消声器安装在空气动力设备的气流通道上，阻止或减弱噪声传播；在居民稠密的公路、铁路两侧可利用隔声罩、隔身屏等把发生物与周围环境隔绝。

3.3设置不同形式的声屏障

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。

3.4制定和实施强制性的噪声管理法规

城市区内大力发展公共交通，尤其是环保型公交车辆，对大型机动车辆实行限行，尤其控制并限行高噪声车辆。制定并执行强制性的噪声控制和管理法规，在城市的主次干道强化对机动车的禁鸣管理，在交道口处安置测声器和数字显示器等措施。如研制开发低噪声的新型环保车辆、电动汽车、太阳能汽车等，均可降低交通噪声级别。城市建设和道路规划中充分考虑交通噪声控制措施，提高交通噪声监测技术，加强对交通噪声系统协调管理。

3.5种植绿化带降噪

沿路两侧种植绿化带，树木及绿化植物形成的绿化带有吸声、隔声作用，能有效降低噪声。同时，绿化林带还可以起到吸收二氧化碳及有害气体、吸附微尘的作用，防止空气污染。有关研究资料表明，当绿化带宽度大于10米时，可降低交通噪声4至5分贝。但由于城市道路空间的限制，可以种植密集的松柏、侧柏等绿色长廊把机动车道与步行道隔离，在步行道和建筑之间再配以乔、灌木和草地等与道路环境相协调的植物。城市应根据各道路及周边建筑的实际情况，采取合理的降噪措施，对新建道路应进行交通噪声环境评价，优选出经济高效的降噪措施。

4.结语

21世纪是个对噪声治本的时代，无论是发达国家还是发展中国家，城市噪声已经成为全人类关注的问题，我们要对噪声污染的危害有清醒的认识。随着环保科技的发展，各种先进的消除噪声，变噪声为福音的新技术不断涌现出来并将得到普及和发展。面对城市化的挑战，面对我国薄弱的城市基础设施，我们必须坚持可持续发展思想，不仅要进行合理的城市规划建设，还要充分利用现有设施，最大程度减少城市噪声带来的危害，从而保障城市社会经济的健康发展。

【参考文献】

[1]韩善灵等.交通噪声综合影响指数及噪声控制研究[J].噪声与振动控制，2004（1）.

高速列车气动噪声的研究与控制 篇12

1高速列车气动噪声产生机理

根据Lighthill流体声学理论[5],流体发声产生于流体与固体的相互作用或流体的自由运动,由3种线性声学典型声源——单极子声源、偶极子声源和四极子声源组成。

(1) 单极子声源与脉动球体产生的声波波阵面同相位,指向性为一圆球,如列车车门渗漏噪声属于单极子声源发声;

(2) 当流体中存在障碍物,流体与物体间产生不稳定反作用力,引起非稳态气流,造成周期性涡旋脱落,形成偶极子声源,如气流流经受电弓时产生的涡流单音噪声;

(3) 若媒质中无质量或热量注入,也不存在障碍物,唯有粘滞应力可能辐射声波,则为四极子声源,可看作由一对极性相反的偶极子声源组成,如附着在列车车身表面自由湍流层产生的气动噪声。该声源对列车总气动噪声影响较小,但分布面广,较难抑制,且随列车运行速度的提高而逐渐增加。

综上所述,偶极子声源是高速列车气动噪声的主要声源,包括气流流经列车各结构部件表面产生的气动噪声和车身表面脉动压力产生的振动声辐射,具体组成为:

(1) 气流经过杆状形物体(如受电弓部件、车顶设备和扶手)等部位产生的旋涡脱落和涡流单音噪声;

(2) 气流流经车身不连续部位(如车辆连接处、车顶百叶窗和转向架区域等)形成旋涡分离、再附着与破碎,从而产生宽频带噪声。转向架区域(特别是头车前转向架部位),由于结构特殊性,两侧面存在一很大豁口,加上车轮高速旋转,引起底部气流分离和流动干扰,气流不断喷射与回流,气动特性强,机理复杂,形成较明显的气动噪声源;

(3) 车体外表面空腔(如车辆连接处凹槽和受电弓坑等)处由于气流与空腔声共鸣作用形成的啸叫声;

(4) 列车高速行驶时,车辆与周围的空气流场产生剧烈的相互作用,流场在车体表面形成一个边界层,并产生强大的分离流、涡流及湍流。流动中的涡流和湍流相互作用,产生强大的脉动压力场,形成车体波动载荷,造成车身结构强迫振动,进而产生振动声辐射,直接影响车内噪声[6];

(5) 头车与尾车气流急剧分离,产生噪声。头车车头附近表面状态变化集中,气流变化大,形成的气动噪声较为明显,其频谱呈连续分布特性。当高速气流流经车尾,沿列车宽度方向横截面上会对称地产生一对旋涡,与车尾顶部气流会合后,旋涡强度增强,同时形成明显的拖曳涡向后移动,随着尾流发展,涡心逐渐向地面靠近并向两侧外移,涡强减弱。尾流区涡流强度越大,所产生的气动噪声也越大。

2数值仿真技术

由于控制流动问题的偏微分方程组(Navier-Stokes)非常复杂,要得到精确解析解较为困难[7],因此,一般采用有限元法、有限差分法和有限体积法等数值方法,对流体区域进行离散化,通过一定的原则建立并求解离散区域节点上的代数方程,以获得所求变量的近似解。

近年来,计算流体动力学(CFD)理论和数值方法不断改进,已被广泛应用于高速列车空气动力学性能优化和头型设计等关键技术的研究。与CFD相比,计算气动声学(CAA)理论需进一步完善,但相应的数值模拟技术也已被应用于高速列车气动噪声的仿真计算。一般先计算出高速列车表面的瞬时压力脉动变化,再计算外部脉动源作用下,声音在外流场声媒介中的传播。图3为TGV高速列车转向架气动噪声分析时,转向架表面和车辆连接部位的网格划分[4,8]。由于受计算条件限制,仅建立了部分车辆模型,与作为长宽比很大的细长物体的整列车的外流场存在差异。计算前需通过测试和数值迭代,采用半经验方法确定进入转向架区域流场的初始条件和边界条件。

(1) 直接模拟方法(DNS,Direct Numerical Simulations)

利用直接数值求解完整的三维非定常Navier-Stokes方程组,计算湍流所有瞬时流动量(包括脉动)在三维流场中的时间演变。具有极高的时空分辨率,但需要非常大的计算机内存容量与机时耗费。

(2) 雷诺时均方程法(RANS,Reynolds Average Navier-Stokes)

该方法广泛应用于复杂结构的工程计算,它对所有的湍流尺度进行模化后,求解经过雷诺平均的Navier-Stokes 方程组,给出流场的统计平均量。通过假定雷诺应力,并引人湍流模型方程,使方程封闭。

(3) 大涡模拟方法(LES,Large Eddy Simulations)

限于计算机容量和速度,放弃全尺度湍流的直接数值模拟,将流场所有变量分成大尺度涡和小尺度涡。大涡包含主要能量,影响气动噪声的产生与辐射,小涡则关系着能量的最终耗散。因此,需建立数学滤波函数,过滤掉湍流Navier-Stokes方程中小尺度涡,分解出大涡运动方程,进行直接计算。而小尺度脉动更趋于各向同性,受边界条件的影响较小,存在通用模型。

(4) 格子玻尔兹曼方法(LBM,Lattice Boltzmann Methods)

该方法基于统计力学,为分析湍流问题提供了不同途径[9]。通过格子玻尔兹曼方程中包含更普遍适用的涡粘性模式,确定湍流脉动,不再依赖于湍流涡尺度分离的假设。

另外,运用Lighthill理论进行气动声学的直接计算,仅限于简单的几何外形。该方法分别进行空气动力和声场的计算,采用射流(Ribner和Goldstein模型)、空腔流(Howe衍射模型)与尾流(Blake公式)等特定分析方法,根据计算流体动力学建立声源模型,其局限性在于,计算前均需预先建立其解析模型,以获得其源项。

3测试技术

3.1声阵列

声阵列技术对测量信号具有强指向性,能够分辨物体辐射噪声的全场测量和空间位置,并有效识别宽带噪声源,在测得噪声信号声压级的同时,通过“延迟-累加”算法获取声源的空间分布和强度,得到整个辐射表面的不同发声信号源位置[10],给出被测物体全场同一时刻的声学特性。

采用图4 (a)星型传声器阵列(频率量程范围200 Hz～4 000 Hz),测得高速双层客车(TGV-Duplex)车外不同部位的辐射噪声的等效A声级见图5 [11],可以发现,在倍频程1 250 Hz处,头车前转向架部位为明显噪声源,中间车辆车轮和两车厢连接部位也为主要噪声源。列车表面湍流边界层产生的气动噪声,声压级较低但分布区域较广,由于车身附着物和背景噪声的影响,该部分噪声值较难精确测定,且低频区段湍流边界层在较长距离范围内为相关源而需要特殊处理。

3.2声反射镜

声反射镜由抛物反射面和位于其焦点处的一个或多个传声器组成,可用于风洞或现场特定位置声源的测定。声反射镜(或声阵列)技术的优点在于,可直接测得纯声波信号,受高速列车车外气动压力波的影响较小。缺点为测试信号持续时间短,较难准确识别和从统计学描述不同噪声源,也使得分析信号频谱与确定其方向性的难度增加。

(倍频程1 250Hz处,速度300km/h)

图6为日本新干线高速列车300 km/h运行时,声反射镜测得的车外辐射噪声声源分布图[12]。从图6可以看出:

(1) 头车前转向架部位的噪声远高于其余转向架。由于同一测试中,各转向架处车轮与钢轨的振动水平基本相同,产生的滚动噪声也相当,因此,头车前转向架部位的气动噪声起到了决定作用;

(2) 头车底部雪犁处产生的气动噪声,2 kHz及以上频段为前转向架部位的主要噪声源;

(3) 在500 Hz～1 000 Hz频段,司机室车门部位为较强的噪声源;

(4) 前受电弓的滑板处气动噪声较大,而后受电弓的各种杆件在某些频段产生了较大的气动噪声,这与高速气流与杆件的相互作用有关;

(5) 在4 kHz左右频段,雨刮器产生较大的气动噪声。

3.3风洞

风洞被广泛应用于飞行器和车辆的空气动力学性能测试,而气动声学特性的试验需采用低噪声或消声风洞。图7为日本铁路技术研究所(RTRI)用于铁路噪声研究的Maibara低噪声风洞[6],横截面为3 m×2.5 m,长度为8 m,模拟最大风速达400 km/h,可进行整个车辆部件的气动性能测试,如受电弓实尺模型。若研究整车的空气动力特性,则需采用比例模型(如1∶5 或1∶7)。图8为法国TGV高速列车缩尺模型在消声风洞内进行的气动声学测试[1]。

风洞测试中,声阵列和声反射镜技术同样可用来确定噪声源的位置和强度。若风洞采用活动地板面,调整其运行速度,便可准确模拟车体底部和地面间的剪切流。风洞测试的优点在于可进行参数研究和识别各部分噪声源的贡献量,但需注意测试采用的比例模型与实际结构间的差异,对于类似转向架的复杂结构,缩尺模型往往不能完全反映出实际结构的气动特性,应进行运行列车的在线测试。

3.4在线测试

高速列车气动噪声在线测试,通过在运行列车的车体被测试部位安装类似于传声器的探测器(位于流场内),记录统计意义上的稳态信号,分析后提取其声学信息。该方法优点在于可获得较长的时间序列进行统计平均与分析。缺点为所得测试信号成分较杂,包含不同噪声源产生的声波信号和车外流场内湍流形成的气动压力波信号,因此,需采用特殊处理途径将两类信号分离出来。

TGV高速列车车辆连接处与转向架部位进行气动噪声在线测试的传感器布置见图9、 图10,其中:“P”为传声器(Microphone),记录声音信号;“N”为抗湍流干扰传声器(Noise probes),布置在噪声源下游,该传声器头部安装有特殊的整流网,使得空气气动压力波的影响达到最小化,从而可在滤除湍流干扰后记录下声波信号。通过计算两类传感器所得信号的相关性,确定声源大小及其频谱[13]。该测试技术关键在于传感器应布置在噪声源位置,并避免传感器本身成为新噪声源。

另外,激光多普勒测速仪(LDV,Laser Doppler Velocimetry)被安装在高速运行列车的不同部位,可测得与噪声辐射密切相关的涡流速度能量的信息,如用来确定车外湍流边界层的厚度,即从车体表面至99%自由流速度流速面的平均距离。测试表明,车顶与侧墙中上部边界层厚度较薄,由上至下厚度逐渐增加,但由于地面摩擦效应和转向架区域阻滞作用,边界层厚度由车体中部至底部显著增加[14]。

4高速列车关键部位气动噪声降噪措施

4.1受电弓

日本新干线多数线路建在高架上,并设有声屏障,使得受电弓噪声成为高速列车运行产生的主要噪声源,这可从由声阵列测得的新干线列车噪声等效A声级的时间历程曲线(图11)看出[15]。

降低高速列车受电弓气动噪声的措施有:

(1) 改进受电弓杆件结构,尽量减少中间铰,如日本新干线高速列车单臂受电弓的降噪效果较好(图12)。为减少周期性涡流脱落带来的噪声,受电弓结构的各类杆件可制成不均匀断面,或设置周期性小孔进行噪声抑制。

(2) 减少受电弓数量、减少突出在车顶外电绝缘子的数量,并设计成流线型外形。

(3) 安装受电弓罩(图13),可降低受电弓及其附近突起物的风速,屏蔽受电弓罩内产生的噪声,同时,可有效引导气流,降低高速气流对受电弓的冲击。由于受电弓罩本身也会产生气动噪声,需研究采用匹配良好的受电弓和受电弓罩结合方式。

(4) 设置受电弓沟槽,如与直接安装在车厢顶部的ICE列车的受电弓相比,TGV列车的受电弓安装在沟槽内,产生的气动噪声较小[16]。

4.2转向架

转向架结构复杂,区域内制动盘、电机与车轮需要高速气流的冷却,同时考虑结构设置、维修需要以及转向架与车体间的相对运动,使得采用车体底罩结构完全包裹转向架区域以减少气动噪声较难实现。目前,比较有效的措施是在转向架两侧适当高度处设置车底裙板结构,外型面保持与车体一致,隔断侧向涌入转向架部位的气流,使车外纵向气流流动顺畅。同时,转向架区域的湍流与横向绕流特性也得到了改善,从而减小了空气阻力,降低了气动噪声。事实上,裙板也能隔离转向架内部产生的部分噪声向外辐射。根据图14,TGV高速列车转向架设置裙部与外形优化后,风洞试验测得等效A声级,在200 Hz～20 kHz频段降低了3 dB～10 dB,总A计权声级降低了约7.9 dB[10]。由于采用了1∶7比例模型,对于实际尺寸的转向架,对应频率为图14中横坐标相应频率的。另外,转向架外侧裙部设计时,可采用航空技术制成吸声板,进一步实现低噪声化。

4.3车辆连接部

为避免列车过曲线时相邻两车体碰撞,车辆连接部留有一定的空隙,气流经过该部位时,存在的不连续会产生较强的流动分离,形成气动噪声。目前主要通过设置外风挡、缩小两车体外表面间距进行噪声控制(图15)。根据图16,TGV高速列车过单孔隧道时,车辆连接部位在约80 Hz处产生了一明显噪声峰值[6]。设置橡胶风挡后,气动噪声得到了有效抑制。

4.4头车形状与车体设计

列车外形关系着列车交会压力、空气阻力、列车风、升力与表面稳态空气压力等气动特性[17]。如列车高速进入铺设无碴轨道的长大隧道,车头和车尾处产生压缩波和膨胀波,前端空气受压,后端抽真空,瞬间压力变化剧烈,导致隧道出口端形成很大的冲击气压噪声和车窗振动噪声[3,18]。为了减少列车过隧道形成的微气压波,日本新干线700系高速列车较300系增加了流线型头部长度,增大了头部长细比,提高了流线化程度(图17)。同时,改善了车身表面的光洁度,提高了侧门的密封性。采用可伸缩扶手,车体底架边梁下面和转向架两侧设置车底裙板结构。所有这些措施使得700系高速列车头车区域产生的气动噪声降低了约2 dB(A)。

因此,对车体气动噪声控制措施主要有:

(1) 进行头车(包括雪犁覆盖罩)气动外形优化,提高流线化程度;

(2) 保持车身表面平顺光滑,避免凹陷或外突而形成表面阶差;

(3) 门、窗应确保良好密封,并与车身光滑过渡;

(4) 车体底架两侧(包括转向架)设置裙部;

(5) 进行尾车流线型设计,优化列车尾部气动性能,降低尾流气动噪声。

5结论与建议

高速列车气动噪声的研究表明:应准确识别各部位气动声源,分析其形成机理和对总的车外辐射噪声的贡献,然后基于理论研究和现场试验,综合考虑行车安全性和乘坐舒适性等性能,进行高速列车低噪声的设计和优化。