噪声及其控制

噪声及其控制（共12篇）

噪声及其控制 篇1

0 引言

声音主要是由于发声体的振动, 在弹性媒质存在的环境中, 经过媒质质点的相互机械振动, 将声波由远及近地传播出去。然而不是一切的声波都能被人们所听到, 其中高频声波 (频率在20 000 Hz以上的超声波) 和低频声波 (频率小于20 Hz的次声波) 一般情况下不能被人们所听到, 只有频率处于两者之间的声波, 才能被人们所听到, 其中频率在3 000 Hz~4 000 Hz的声波人们感知最敏感[1]。

1 噪音来源

生活噪声主要产生于人们日常生活的各个场所, 例如超市、商业街等区域, 这些地区产生噪声污染的情况比较普遍。交通噪声主要产生于交通运输工具, 例如汽车、飞机等。工业噪声主要来自于生产工厂、建筑工地等区域, 其噪声的频率比较高, 给工作人员和附近的居民造成了很大的影响。建筑噪声主要产生于建筑机械出现的噪声, 即使噪声的时间短, 但是其音量大, 造成了很多扰民纠纷。根据有关资料显示[2], 在噪声污染中, 社会噪声所占比例为48%, 交通噪声为32%, 工业噪声为11%, 建筑施工噪声为9%。

2 噪声危害

噪声对人体的危害是一个非常繁重的过程, 涉及到很多因素, 其危害不仅仅是生理方面的, 更大的危害在于对人的心理影响。噪声烦恼度心理反应已经成为了当前环境噪声研究项目中所占比例较大, 其不仅仅指噪声声级, 也指噪声频率、脉动性以及噪声所产生的环境等一系列因素相关[3]。当前, 针对噪声对人体危害等方面的研究由于某些因素的影响十分有限, 但是其危害作用却应该引起社会的广泛关注。

2.1 噪声对消化系统的影响

长期处于噪声严重的环境下, 极易造成人体的胃肠功能紊乱, 胃肠器管逐渐变形, 从而产生消化不良、十二指肠溃疡等消化系统疾病。噪声能够减弱唾液、胃液分泌功能, 消化腺分泌下降, 胃肠蠕动的排空速度减缓, 极易引起消化系统疾病。有关研究表明[4]:长期处于噪声污染严重环境的工人出现了有些消化疾病, 胃病产生率最高;处于噪声污染严重环境中工作人员, 胃病和十二指肠溃疡的产生率比处于安静环境中的工作人员高出6倍~7倍。

2.2 噪声对神经系统的影响

长期处于噪声环境中的工作人员极易患上神经系统有关的疾病, 研究人员对噪声对人的行为功能、非听觉系统分别进行了深入研究, 有关数据表明了噪声不仅仅能够导致人们的神经衰弱, 而且也削弱了人们的记忆力、思考力、学习能力等神经功能, 噪声产生的强大的刺激能够导致人的脑电波产生变化, 造成条件反射混乱, 噪声引起的神经系统的症状有头晕、失眠、爱睡、脾气暴躁、记忆力下降、注意力涣散、耳鸣等, 病情严重的甚至会出现精神错乱, 从而噪声对人们的情绪具有不良影响, 在噪声严重环境中会引起人们有些行为功能和神经功能出现变化。

2.3 噪声对心血管系统的影响

目前, 噪声对心血管系统的影响作用, 许多研究人员进行了很多研究活动, 获得了一些成就。研究人员在对受到工业噪声危害的人们的心脑电流进行检测时, 发现了噪声导致了植物的神经功能混乱, 引起了心血管功能受损。研究数据表明[5], 85 d B (A) ~95 d B (A) 的噪声环境能够造成人们心电图、脑电流显著变化, 心血管紧张程度加大, 脑供血不足, 从而引起心血管系统持久性功能损害。噪声也能造成交感神经紧张, 从而引起血压波动频率增加, 年轻人主要是血压下降, 然而老年人则是血压不断升高, 针对其心电图分析得知, 出现了窦性心动加快或缓慢、窦性心律不齐等情况。在噪音严重环境下工作人员, 高血压、动脉硬化和冠心病的产生率远远大于声音环境好的工作人员。同时, 噪声长期作用于机体使大脑和丘脑下部交感神经兴奋, 使肾上腺素分泌加快, 心肌和左心室负担增加, 从而导致心脏功能衰减。

2.4 噪声对听力的影响

噪声对人们最明显的影响在于听力的损害。人们一旦处于比较严重的噪声环境中时, 呆上一段时间就会感觉到双耳难受, 有时还会产生头痛等状态。离开噪声环境到安静的环境中休息一会, 听力就会慢慢恢复正常, 这种情形被称为暂时性听阈偏移, 又称听觉疲劳。长期处于噪声严重环境下的又未实施任何有效的防护方法, 将会导致毛细胞出现不可逆的损害, 引起比较严重的职业性耳聋。如果人们突然处于十分严重的噪声环境下, 就会导致听觉气管强烈外伤, 出现鼓膜破裂出血、迷路出血, 螺旋器从基底膜急性剥离, 极易引起人们听力的完全丧失, 这被称为爆震性耳聋。

2.5 噪声对视力的影响

噪声不仅仅对听力造成危害, 而且也会影响视力, 这是不能被忽视的。当噪声被听觉器官所接受, 经过传输神经的相互作用, 可以引起视觉功能的变化, 从而影响视力。噪声处于85 d B时, 将80名工人置身其中, 然后分析出对于红、蓝、白色视野窄达到了65名, 这表明了噪声能够导致视觉色视野的变化。同时, 一旦噪声强度处于90 d B时, 人体的视觉细胞敏感度降低;噪声处于95 d B时, 其中50%的人出现视觉模糊;当噪声处于115 d B时, 大部分人的眼球对光亮度的感应产生眼疲劳、眼痛、眼睛流泪等情况。

2.6 噪声对胎儿及儿童生长发育的影响

众所周知, 噪声对胎儿和儿童的成长发育具有消极印象, 已经备受大家所关注。主要体现在畸形婴儿出现率增加、经常性流产、儿童注意力难以集中、智力成长缓慢等。有关研究人员曾经对1 000多个出生婴儿进行研究, 表明位于闹市区域诞生的婴儿体重大多数比较轻, 跟早产儿差不多;处于喧闹环境下成长的儿童其智力比安静环境低30%。

2.7 噪声对日常生活和工作的干扰

噪声对睡眠的危害很大, 人虽然处于睡眠状态, 但是听觉依然会受到噪声的影响, 从而引起多梦、常常惊醒、睡眠质量差等等, 尤其是突然的噪声对睡眠的危害作业极大。噪声影响着人与人之间的谈话、生活和工作, 大大削弱了劳动率。噪声不断猖狂, 当前已经危及到了安全信号的传播, 例如报警信号和车辆行使指示等, 极易引起安全事故。

3 噪声危害的因素及噪声污染应坚持的原则

噪声影响的主要构成条件是:噪声持续时间、受体和噪声产生地的距离、人体对噪声的承受程度。噪声的治理应该实行科学性、先进性和经济性的措施。正确判定发声机理和声源特征, 分析出属于哪类噪声, 再制定有效的解决措施。另外, 加强提升噪声控制技术水平, 这是当前的解决噪声污染的主要措施。同时应该分析噪声污染治理的经济性。噪声污染处于声能污染, 在追求噪声治疗效益的同时也要充分考虑其经济能力。

4 声学系统的主要环节及噪声污染的控制措施

开展噪声污染综合治理, 需要注重对发声机理和构成声学系统的环境开展控制, 声源、传声途径、接受器是组成声学系统的三个重要环节。噪声污染的控制措施主要体现在以下三个方面:

a) 在声源地方对噪声进行抑制, 这是最有效的方法, 可实行削弱激发力, 降低系统其它环节对激发力的响应;也可以实行转变操作程序、改变工艺过程等方法;

b) 在噪声传播过程中进行控制, 这是当前普遍采用的方法。例如隔声、采用多孔吸声材料和共振吸声结构达到吸声消声和阻断减振的作用;

c) 在接收器上下功夫, 在一些情形下, 噪声十分严重, 在采取了上述方法后依然达不到环境标准要求, 另外有些工作在工作时也会出现噪声的情况下, 就必须对接收器方面采用方法。例如人体可以佩戴耳塞、耳罩、消声头盔等方法。对于精密仪器, 可以安装在隔音间或隔振地方。

5 环境噪声污染控制的对策及建议

a) 科学合理规划城市区域, 分隔界限显著, 完善环境基础设施建设, 科学分布交通道路网, 在制定交通线路时必须坚持防治噪声的原则, 生活性路段尽量经过居住区, 其中应该充分利用区域地形的实际情况采取路堑式或土堤等方法来隔断噪声, 其主干道尽量设置下方, 其上面设置街心花园或步行街, 将干道设置成半地下式, 在干道两边布置声屏障, 另外也要规划一定宽度的防噪绿化带;

b) 对于城市道路规划要坚持尽可能降低交通噪声的原则, 及时制定出改进措施和改造实施方案, 坚决扣押噪声严重超标的车辆, 采取城区禁鸣和时速限制的措施, 不允许特殊功能的机动车辆通行, 在交叉路口采取立体交叉构造, 从而减少车辆的停车和加速数量, 噪声污染程度明显下降。在相同的交通运输流量的情形下, 立体交叉处的噪声明显比一般交叉路口的噪声低很多。对城市道路规划过程中, 应该采取返双行线, 在相同运输量的情形下。双行线比单行线降低噪声达到3 d B~5 d B;

c) 工业区的设置必须远离居住区, 容易产生噪声的工业区应该设置防护地带与居住区隔离, 设置时也要注意主导风向。当前位于住宅区的噪声污染严重的工厂应该及时搬离住宅区或者改变其生产功能, 采取低噪声技术或者通过降噪方式来确保附近居民去的声音环境, 在总体规划中, 工业区应远离居住区, 有噪声干扰的工业区须用防护地带与居住区分开, 布置时还应考虑主导风等效声级小于55 d B, 另外也属于没有其它污染的工厂, 可以设置在住宅区内靠近道路的地方。针对噪声污染严重的工厂, 实行关、停、转、迁多种治理措施, 针对在噪声敏感建筑物集中区域内引起严重环境噪声污染的企业, 采取限期治理, 要求居民区区域内的建筑工地采用低噪声设施, 并规定超标作业时限;

d) 善于采用城市绿地的降噪的作用。城市绿化的功能不仅仅是美化环境、净化空气, 同时对减低噪声污染具有很好的效果。在城市中建设整片树林是不可能的, 但是栽种一排排树木, 并开发草地, 加大道路与住宅区之间的间隔, 这不仅仅能够削弱噪声音量, 而且能够美化城市。根究有关研究发现, 绿化带的设置对减少人们对噪声的主观烦恼度具有有效的效果;

e) 在社会和群众中经常组织开展环境知识宣传, 不断拓展宣传教育的范围, 提升人们的环保意识, 增强公众参与环保治理的意识, 加大对噪声污染控制工作的宣传力度, 降低公共场所产生的噪声, 大众广泛参与和治理噪声污染;

生活在任何城市, 噪声污染都是无法避免的, 影响的因素是多方面的。只有实行有效的控制方法, 其危害性才能够得到有效的缓解。

摘要：噪音影响着人们的正常生活和生产环境, 并且人们都能深刻地感受到它的影响, 一旦超越了人们听力承受的范围, 导致人们对它十分厌烦的声音就属于噪音污染, 因此噪声是人们最讨厌和控告最频繁的环境污染, 重点阐述了噪声来源以及噪音对人们的危害, 从而对噪声污染措施进行初步探究。

关键词：环境噪声污染,来源,危害,控制措施

参考文献

[1]夏海芳.关于噪声综合防治措施的探讨[J].化学工程与装备, 2013 (03) :56-57.

[2]张立科, 王淑敏.环境噪声污染的危害与控制对策研究[J].许昌学院学报, 2011 (2) :46-48.

[3]郭俊刚, 王淑娟.森林旅游区噪声污染研究[J].科技创新导报, 2008 (21) :23-24.

[4]李佐荣.谈噪声的危害及控制的方式与途径[J].安徽农学通报, 2008 (14) :63-64.

[5]徐立军.浅析噪声污染及控制措施初探[J].市场纵横, 2009 (07) :31-32.

噪声及其控制 篇2

1.目的

对施工中产生的噪声确保达标、减少对人身的伤害。2.范围

适用于施工现场噪声的控制和对噪声环境下工作员工健康的保护。3.职责

3.1项目管理中心负责制定噪声控制措施。3.2项目部负责实施控制。

3.3行政人力资源部负责噪声环境下的劳动保护用品配备。

3.4项目管理中心负责检查噪声控制措施，防护措施的落实情况并监督执行。4.程序

4.1噪声产生主要来源于金属管道的机械切割。4.2噪声影响的控制方法

4.2.1噪声的控制通常采用隔断声源的措施，如关闭门窗或用其他材料将声源封闭起来。

4.2.2采用源头治理的方法：如改进施工工艺。

4.2.3对识别出来的产生噪声的重要环境因素控制工序，制定作业指导书。4.2.4对工程可能或已产生噪声的施工工程，应依据国家有关规定限制施工时间。

4.2.5在施工前，应对环境影响进行评价，要识别噪声源，制定预防措施或作业指导书。

4.2.6在施工前，由项目部制定环境管理方案经项目管理中心审批后可开始施工。4.3防护

4.3.1行政人力资源部和项目管理中心负责噪声环境下工作员工劳动用品配备。4.3.2项目管理中心加强现场施工人员劳动保护措施的管理，配备耳塞等防护用品必须佩带。4.4检查 项目管理中心应加强对施工现场的检查和监测，对不能有效控制噪声或超过有关国家规定、标准时，有权令其停工整改，执行《纠正与预防措施控制程序》。4.5沟通

可行时，项目管理中心应在开工前向相关方通知开工日期，相关方能对于施工带来的种种不便提早准备。5.记录

噪声污染及其防治研究 篇3

噪声污染及其防治研究

■艾 静 万新宇 周 军

音高和音强变化混乱、听起来不谐和的声音，是由发音体不规则的振动产生的。从物理学的角度来看：噪声是发声体做无规则振动时发出的声音。而在一定环境中不应有而有的声音我们都可以称作噪声，泛指嘈杂、刺耳的声音。

从环境保护的角度看：凡是妨碍到人们正常休息、学习和工作的声音，以及对人们要听的声音产生干扰的声音，都属于噪声。

一、噪音的产生

1.振动所产生的噪音。转动机械：许多机械设备的本身或某一部份零件是旋转式的，常因组装的损耗或轴承的缺陷而产生异常的振动，进而产生噪音。冲击：当物体发生冲击时，大量的动能在短时间内要转成振动或噪音的能量，而且频率分布的范围非常的广，例如冲床、压床、段造设备等，都会产生此类噪音。共振：每个系统都有其自然频率，如果激振的频率范围与自然频率有所重叠，将会产生大振福的振动噪音。磨擦：此类噪音由于接触面与附着面间的滑移现象而产生声响，常见的设备有切削、研磨等。

2.流场所产生的噪音。流动所产生的气动噪音，乱流、喷射流、气蚀、气切、涡流等现象。当空气中以高速流经导管或金属表面时，一般空气在导管中流动碰到阻碍产生乱流或大而急速的压力改变均会有噪音的产生。

二、噪音的种类及特点

噪音污染按声源的机械特点可分为：气体扰动产生的噪音、固体振动产生的噪音、液体撞击产生的噪声以及电磁作用产生的电磁噪声。噪声按声音的频率可分为：＜400Hz的低频噪声、400～1000Hz的中频噪声及＞1000Hz的高频噪声。噪音按时间变化的属性可分为：稳态噪音、非稳态噪音、起伏噪音、间歇噪声以及脉冲噪音等。

三、交通噪音

交通运输工具行驶过程中产生的噪音属于交通噪音。具有两个特点：（1）存在十分广泛。汽车噪音是城市噪音的主要来源；空中交通的迅速发展，提高了机场临近区域的噪音水平；（2）通常音量都很大。机场附近的噪音响度大约在75dB—95dB之间。

四、职业噪音

在工作场所中的噪音是第二个主要的来源。职业噪音的第一特点是都为宽带噪音，特别是办公室里的噪音，是由各种不同频率的声音组合而成的。另一个特点是具有广泛性和音量都很大。

五、噪音污染

随着近代工业的发展，环境污染也随着产生，噪音污染就是环境污染的一种，已经成为对人类的一大危害。噪音污染与水污染、大气污染被看成是世界范围内三个主要环境问题。

六、噪音是发生体做无规则时发出的声音

声音由物体振动引起，以波的形式在一定的介质（如固体、液体、气体）中进行传播。通常听到的声音为空气声。一般情况下，人耳可听到的声波频率为20～20，000Hz，称为可听声；低于20Hz，称为次声波；高于20，000Hz，称为超声波。所听到声音的音调的高低取决于声波的频率，高频声听起来尖锐，而低频声给人的感觉较为沉闷。声音的大小是由声音的强弱决定的。从物理学的观点来看，噪音是由各种不同频率、不同强度的声音杂乱、无规律的组合而成；乐音则是和谐的声音。

七、噪音的防止方法

为了防止噪音，我国著名声学家马大猷教授曾总结和研究了国内外现有各类噪音的危害和标准，提出了三条建议：（1）为了保护人们的听力和身体健康，噪音的允许值在 75～90分贝。（2）保障交谈和通讯联络，环境噪音的允许值在25～50分贝。（3）对于睡眠时间建议在35～50分贝。

我国心理学界认为，控制噪音环境，除了考虑人的因素之外，还须兼顾经济和技术上的可行性。充分的噪音控制，必须考虑噪音源、传音途径、受音者所组成的整个系统。控制噪音的措施可以针对上述三个部分或其中任何一个部分。

噪音控制的内容包括：（1）降低声源噪音，工业、交通运输业可以选用低噪音的生产设备和改进生产工艺，或者改变噪音源的运动方式（如用阻尼、隔振等措施降低固体发声体的振动）。（2）在传音途径上降低噪音，控制噪音的传播，改变声源已经发出的噪音传播途径，如采用吸音、隔音、音屏障、隔振等措施，以及合理规划城市和建筑布局等。（3）受音者或受音器官的噪音防护，在声源和传播途径上无法采取措施，或采取的声学措施仍不能达到预期效果时，就需要对受音者或受音器官采取防护措施，如长期职业性噪音暴露的工人可以戴耳塞、耳罩或头盔等护耳器。

八、防治噪声污染的一些办法

（1）营造隔音林；（2）将噪声污染严重的企业搬离市区；（3）源头处预防，传播过程消减。

噪音控制在技术上虽然现在已经成熟，但由于现代工业、交通运输业规模很大，要采取噪音控制的企业和场所为数甚多，因此在防止噪音问题上，必须从技术、经济和效果等方面进行综合权衡。目前国内已经有这方面噪音治理先进技术的企业及事业单位：如清华大学建筑物理实验室，杭州汉克斯隔音技术工程有限公司等在噪音治理与振动控制行业领域做出比较突出贡献。当然，具体问题应当具体分析。在控制室外、设计室、车间或职工长期工作的地方，噪音的强度要低；库房或少有人去车间或空旷地方，噪音稍高一些也是可以的。总之，对待不同时间、不同地点、不同性质与不同持续时间的噪音，应有一定的区别。

[1]汪葵.噪声污染控制技术[M].中国劳动社会保障出版社,2010.

[2]高红武.噪声控制技术[M].武汉理工大学出版社,2009.

传动系的齿轮噪声问题及其控制 篇4

齿轮在运行时, 不仅受到啮合的频率和振动因素的影响, 还受到齿轮材料本身固有频率产生振动的影响。在强度和刚度允许的条件下, 选择衰减性能好的材料, 对降低齿轮噪声具有明显效果。在大齿轮的轮辐上加金属阻尼环, 依靠阻尼环与轮辐之间的滑动摩擦, 耗散振动能量, 抑制噪声的辐射, 可以有效降低齿轮噪声。

一、齿轮噪声的特点

轮齿在啮合和脱离过程中产生的周期性冲击噪声的基频即为齿轮的啮合频率。改变齿轮的质量、刚度及尺寸能改变齿轮的固有频率, 从而改变其与外加激振力的频率的差值, 以防止谐振的发生。齿轮啮合频率计算公式如下:

式 (1) 中, n为转速, z为齿轮频数。

轮齿表面的粗糙度对齿轮噪声影响很大, 一般摩擦系数越小, 齿轮的噪声越小。噪声的声级与齿面的粗糙度近似于线性关系, 一个齿面粗糙度低的齿轮和一个齿面粗糙度高的齿轮噪声级约差4 d B。除此之外, 润滑也控制着摩擦系数, 因此, 保持齿轮具有良好的润滑, 也可以明显降低齿轮噪声。

二、影响齿轮噪声的主要因素

1. 齿轮留磨量。

齿顶二面倒角可以降低淬火后齿形误差对齿轮噪声的影响。齿轮淬火后, 齿根常常变肥, 致使啮合时发生干涉, 齿根部会发生亮带, 从而产生较大的噪声。磨小齿轮的齿顶圆、减小啮合系数、修磨齿顶倒角都是较好的解决办法。对于磨齿工序、齿面及齿根都有留磨量, 但是砂轮的齿顶容易磨损, 所以磨出的齿也容易出现齿根变肥;留磨量不当, 齿根还会产生凸台, 所以齿顶二面倒角对于减少根部干涉是一种很有效的措施。

2. 齿轮的齿宽。

齿宽与噪声也有密切关系, 齿宽大, 则齿上的单位载荷小, 弯曲变形就小, 噪声也就减小。同时, 齿宽较大还可改善齿轮的衰减性能。受齿向精度所制约, 齿宽也不能过大。如果齿轮的直径较大, 齿宽受到限制, 则设计时应增加轮辐的厚度, 以减少端面振动亦提高衰减性能。对于淬火的齿轮, 内径定心若可以保证精度, 则可根据齿圈定心找出正端面磨内孔。对剃齿后高频淬火的齿轮可以纠正以前工序的齿圈振摆, 并解决内孔淬火收缩问题。

3. 齿轮修缘的误差。

齿轮修缘时, 可修齿顶或齿根, 也可两者都修。齿轮修缘一般集中在小齿轮上, 这s样做工序比较简单;若考虑到小齿轮的强度问题, 也可以分配给2个齿轮。一般齿顶修缘, 可获得2 d B的降噪量;齿顶修缘量在0.02~0.04 mm。修缘量的大小取决于齿轮所承受的动载荷、静载荷、受热变形误差、加工误差等因素。理论计算的数值精确度不高, 一般由试验确定。在工程实际中, 为了提高齿轮的接触精度, 使齿面承受的载荷均匀, 避免轮齿单边接触或不规则的接触, 长在齿轮的宽度方向修缘, 称为齿向修缘。

三、传动系齿轮噪声的控制

1. 齿轮参数和结构形式。

增大齿轮的模数会增加制造难度, 增大齿轮的制造误差, 从而增加了工作时的噪声。此外, 齿轮压力角的增加也会造成啮合过程的径向力增加而增大噪声。在强度允许的条件下, 适当降低模数和压力角, 可以降低齿轮噪声。齿轮设计时, 还要考虑重叠系数;经验表明, 重叠系数为2时, 噪声水平比较低。测量齿轮运转过程中的噪声时, 可以找出频率较大的噪声, 联系相关机械运动, 可以找出噪声源, 从而确定解决措施。但是要找出发生噪声的确切频率, 则需用窄频程的滤波器确定, 常用的倍频程滤波器或1/3倍频程滤波器能有效地指出声能在各频带的分布, 但不能确定峰值频率。

2. 齿轮的制造和工艺。

通常在齿轮粗加工和热处理以后, 应进行剃齿或磨齿等精加工。为减少齿轮在承载后的弹性变形和制造误差 (主要是基节误差和齿形误差) 造成的齿顶和齿根处的干涉, 在齿轮加工时通常将干涉部分削去, 以降低齿轮工作时的噪声。

3. 材料和结构。

采用高分子材料取代传统的金属材料齿轮可以大大降低齿轮噪声。另外, 对金属齿轮进行阻尼处理, 如, 在齿轮两边涂上阻尼材料、在金属齿轮体内填充大阻尼橡胶等, 形成阻尼结构, 可以达到减振降噪目的。此外, 适当的润滑和合理的安装也能降低齿轮噪声。

四、结论

噪声的危害及控制 篇5

噪声的危害及控制

噪声即噪音,是一类引起人烦躁、进而危害人体健康的声音.噪声通常是指那些难听的.、令人厌烦的声音.噪音的波形是杂乱无章的.从环境保护的角度看,凡是影响人们正常学习、工作和休息的声音以及人们在某些场合“不需要的声音”都属于噪声.噪音污染主要来源于交通运输、车辆鸣笛、工业噪音、建筑施工、社会噪音如音乐厅、高音喇叭、早市和人的大声说话等.

作 者：许思 作者单位：刊 名：现代职业安全英文刊名：MODERN OCCUPATIONAL SAFETY年，卷(期)：“”(3)分类号：关键词：

关于电梯轿厢噪声控制研究 篇6

现阶段，建筑物中的电梯随处可见，电梯的存在极大的方便了人们的生活，如何控制电梯轿厢的噪声是人们十分关注的问题。笔者以电梯轿厢噪声为研究对象，首选分析了电梯噪声的传递路径，接下来探讨了如何降低电梯噪声。具体研究过程如下：

电梯噪声传播路径分析

一般来讲，在研究电梯系统噪声问题时，人们普遍通过两个步骤完成，第一步确定刚体结构模型，进而获得相对应的传递函数，刚体结构主要包桥底、桥壁和桥顶；第二步，对上述三个结构分别单独建模，分别确定每一个结构的传递函数。

就电梯系统而言，噪声的来源是多种多样的，包括电机工作时产生的噪声，各种构件之间由于摩擦产生的噪声，构件在运行中由于转动产生的噪声等等。各种不同来源的噪声通过空气和固体传播最终进入轿厢，从而影响到人们的活动。

a噪声空气传播传递函数

从数学的角度介绍一下噪声的传播，假定H（w）表示的是电梯噪声的频率响应函数，H（w）可以表示为：

（1）

上式中的Ha（w）表示的就是噪声在空气中传播时的频率响应函数，具体数值可以利用测试得到，Ha（w）的物理意义是：表示控制噪声的部件对不同频率噪声的控制能力，隔声罩和消音器等组件的物理原理就是Ha（w）；L0（w）表示的是噪声输出的傅里叶变换，而L1（w） 表示的是噪声输入的傅里叶变换。

b噪声固体传播的传递函数

当噪声通过固体传播时，人们一般利用研究机械振动函数的方法来开展对上述噪声传播的路径的研究。如果噪声通过固体传播，那么系统的传递函数Hs（w）可以表示为：

（2）

上式中的Hs（w）表示的就是噪声在固体中传播时的频率响应函数，影响Hs（w）的因素有很多，包括组件的质量、刚度以及阻尼系数等等；X0（w）表示的是噪声机械输出加速度的傅里叶变换，而X1（w） 表示的是噪声机械输入加速度的傅里叶变换。

总的说来，降低固体传播噪声的主要方法有两个，第一个是在一定程度上减小传递函数的数值；第二个是避免出现共振现象。

电梯降噪研究

电梯中噪声的来源是多种多样的，在进行降噪处理时，降噪工作的主要依据就是前面介绍的噪声传播路径。笔者在本文中考虑的噪聲来源主要有：电梯轿顶和钢丝绳之间由于摩擦产生的噪声，曳引机运行中产生的噪声等等。笔者所采用的降噪方法主要有两个：第一，针对轿顶的摩擦噪声，在轿顶安装隔声罩；第二，针对曳引机产生的噪声，适当改进现有的轿壁结构。

a轿顶隔声罩设计

电梯轿顶和钢丝绳之间由于摩擦产生的噪声是电梯轿厢噪声的主要来源，隔声罩可以有效的降低噪声。在设计隔声罩时需要考虑的因素有很多遍，包括隔振、隔声罩的面积、隔声罩的材料等等。设计隔声罩的主要依据就是前面介绍的噪声频率响应函数Ha（w），隔声罩的最理想状态是Ha（w）可以在相对宽泛的频率域内稳定在相对较小的数值。

b轿壁局部结构修改设计

电梯轿厢内噪声的另一个主要来源就是轿壁噪声，主要是由曳引机引起的。为了降低电梯轿壁噪音，本文认为最为有效的做法就是适当提高轿壁结构的刚度，从而在一定程度上降低轿壁的振动噪音。

要想对轿壁结构进行改进，首选需要做的工作就是确定需要改进的部位，具体做法如下：首先，对原始电梯未运行时状态进行振动测试，确定轿壁的固有频率；其次，对原始电梯正常运行状态进行振动测试，确定此时的电梯噪声频谱；再次，对测试结果进行模态分析，明确需要改进的局部轿壁位置；最后，对该局部位置进行科学合理的改进处理。

c结果分析和比较

经过上述两个措施的改进之后，为了验证本文降噪方法的有效性，笔者进行了对比实验。首先验证隔声罩的有效性，除了降噪措施，剩余条件都相同，实验结果显示：未使用隔声罩时，电梯轿厢内的噪声在50Hz到60Hz之间存在一个特别明显的极大值，使用了隔声罩之后，该极大值的数值显著降低，说明本文所设计的隔声罩是有效的。

其次，验证改进轿壁结构的有效性。除了降噪措施，剩余条件都相同，实验结果显示：未改进轿壁结构时，电梯轿厢内的噪声声压级在48.9dB（A）附近波动，最大的噪声声压级是52.3 dB（A）；改进轿壁结构之后，电梯轿厢内的噪声声压级在46.7dB（A）附近波动，最大的噪声声压级是48.5 dB（A），说明本文所使用的局部改进轿壁结构的措施是有效的。

结语

电梯轿厢内的噪声问题是人们十分关注的，研究如何降噪具有重要的现实意义。本文以电梯轿厢噪声为研究对象，提出了两个降低噪声的措施，分别是在轿顶设计隔声罩，以及局部改建轿壁结构。

参考：

浅谈涡轮增压器噪声及其控制手段 篇7

关键词：增压器噪声,同步噪声,次同步噪声,喘振声

前言

随着排放法规的日益严格, 特别是碳排放限制的提出, 增压技术成为内燃机技术发展的必然选择, 并且增压压比还有逐渐升高的趋势。增压发动机的增多和增压压比的日益提高, 涡轮增压器应用产生的噪声问题, 近年来逐渐得到关注。虽然涡轮增压器的发明已有近百年的历史, 但在世界范围内关于涡轮增压器噪声的研究却刚刚起步。涡轮增压器噪声所涉及的间隙紊流等复杂的流体问题, 有些机理目前还不是十分清楚[1]。

笔者近年来持续开展涡轮增压发动机的开发及整车匹配工作, 先后涉及多种不同的增压器噪声问题, 在此基础上总结并借鉴其他业界相关问题经验写作本文, 为增压器噪声控制以及初涉及这一领域工程技术人员提供借鉴。

1、同步噪声

同步振动噪声是和涡轮增压器零部件本身生产制造关系十分密切的一种噪声, 其音频特征是频率等于涡轮增压器叶轮转速, 频率范围一般在0-4000Hz之间[2]。

辨别同步振动噪声可以通过同步测量涡轮增压器转速、中间体振动和噪声进行分析。如果中间体振动频谱图上的振动频率和噪声频谱图上噪音的频率以及增压器转速对应, 即可以辨别涡轮增压器的噪声为同步振动噪声。图1是BM15T发动机A4车2档全加速工况驾驶室内噪声数据, 其中明显的“折线”即为同步噪声。该工况下, 同步噪声在1200r/min左右出现, 随着发动机转速的升高频率不断增大, 在频率达到3000Hz左右不再随转速线性增大, 稳定在3000-3500Hz频率范围内。

同步振动噪声和涡轮增压器中间体的振动量与转子的动平衡量相关。产生的机理是叶轮转子在高转速下因自身的动不平衡产生扰动, 引起转子的自激励振动。因此测量中间体的振动和增压器噪声在其FFT彩图有对应关系。

降低或消除同步振动噪声可以采用控制中间体动不平衡量VSR (Vibration Sorting Rig) 值的方式控制。通常VSR值是指在涡轮增压器专用动平衡设备上测到的中间体转子总成在一定转速区间内的振动峰值, 通常400-1500r/min转速区间的峰值定义为G1, 1500-2800r/min转速区间的峰值定义为G2。VSR值越低, 同步振动越小, 发生同步振动噪声的几率也就越低。但是过小的VSR值会导致动平衡机的生产效率下降, 废品率大幅提高, 造成涡轮增压器生产成本过高。通常做法是在涡轮增压器生产效率和同步振动噪声之间找一个平衡值, 在满足同步振动噪声限值的基础上, 得到尽可能高的生产效率和较低的废品率。

2、次同步噪声

次同步噪声, 也可称亚同步噪声 (Sub synchronous noise) , 其产生与增压器浮动轴承–转子系统在普遍存在亚同步进动 (油膜涡动) 现象有关[3], 这也是转子非线性动力学的一大难题。其噪声及振动的频率通常为涡轮转频的0.4-0.5倍, 实际工况也有0.3-0.7倍频的现象。可通过同步监测涡轮增压器转速、中间体振动及噪声来进行分析识别。图2为BM15T发动机匹配A4车型2档全加速工况驾驶室内噪声数据, 其中带有明显拐点的亮线即为次同步噪声, 从结果图谱也可以明显看出次同步噪声的非线性特征。当前的主要控制措施是通过优化轴承间隙, 减小中间体振动。

3、瞬态喘振声

目前国内外对于涡轮增压器的喘振研究已经比较成熟, 其产生机理如下:喘振发生在压气机部分, 当压气机的流量小到一定值后, 气体进入工作叶轮和扩压器的方向偏离设计工况, 叶片背面气流出现分离并且不断扩大, 同时产生强烈的脉动并且有气体倒流, 引起压气机气流的流量、压力出现波动, 导致压气机产生强烈的振动并发出异常的响声。涡轮增压器发生喘振时, 发动机转速与扭矩均发生剧烈波动, 同时空滤进口处可明显感受到倒流的气体, 压前管路的压力突然上升为正压, 并且温度瞬时升高, 发动机也伴随强烈的振动, 严重情况下可能异常停机[4]。喘振不仅影响驾乘人员听觉感受的舒适性, 其压力波动也会影响涡轮增压器以及发动机的可靠性, 是一种必须避免的增压器工作状态。

喘振的控制措施:1.提高充气效率。通过VVT技术或优化凸轮轴型线以改善气门重叠角, 使在涡轮增压器压比不变的情况下, 进入气缸更多的新鲜气体, 满足发动机燃烧所需的空气质量。这样在增压器压比不变的情况下, 增加进气量, 会使增压器的运行点远离喘振线, 增加喘振裕度。2.优化标定数据调整RCV阀或EGR阀的启闭时刻可以避让压气机耗气曲线进入喘振区域, 从而可以很好的解决瞬态喘振噪声。3.在压前管路增加稳压腔, 其作用主要是减少不稳定气流的流量, 消除压力波动。进而改善喘振裕度。

4、叶片通过频率噪声

叶片通过频率噪声 (Blade Passing Frequency, BPF) [5]是叶片通过频率发生的谐次噪声, 它是叶轮扫气产生的气体涡流噪音。涡轮增压器工作时, 涡轮壳舌尖部分对叶轮进口处的压力沿圆周方向分布产生较大的影响, 涡轮叶轮进口处的静压分别如图1所示。由于叶轮叶片旋转中经过舌尖部分时, 经历如此大的压力变化, 从而对叶轮振动产生较大的激振作用, 引起涡轮叶片周期性的振动而产生噪声, 噪声的频率可至20k Hz以上[7]。其频率为:

式中n是增压器的转速, i是涡轮的叶片数, k是谐波次数。对于同一涡轮叶轮, 与不同的涡轮舌尖与叶轮间隙的涡轮壳匹配, 涡轮叶轮入口处气体的脉动程度和不均匀程度将会不同, 从而对叶轮造成的激振程度也不同。如果加大叶轮叶片与涡轮壳舌尖之间的距离, 就可以减小叶轮叶片振动的激励作用, 从而减小由于涡轮叶片振动所产生的BPF噪声。

5、叶尖间隙噪声

旋转叶片叶尖部位的不稳定流动会造成压气机壳与叶尖间隙中的不稳定流动, 其流动受到叶片压力面和吸力面之间压差的影响, 在每个叶片的叶尖部位形成湍流或涡流。这种发生在叶尖的噪声称为叶尖间隙噪声 (Tip Clearance Noise, TCN) [6], 其频率特性与非稳态的压气机叶尖间隙流场密切相关, 呈四极源辐射特性, 通常在转子速度较低时出现。TCN为窄带噪声, 峰值频率约为BPF的一半, 强度可能会高于BPF噪声, 从而成为最主要的噪声成分。只有当叶尖间隙比相对较大, 并且叶片压力面和吸力面之间的压差足够大, 即实际流量小于等于设计流量时, 叶尖间隙噪声成分才表现得比较明显。同时, 叶片旋转的不稳定性也是产生叶尖间隙噪声的必要条件。叶尖间隙越小, TCN也会越小。达到一定的转速时, TCN逐步消失[8]。

6、Whoosh噪声[9]

Whoosh噪声是一种常见的涡轮增压器噪声, 主要出现在发动机油门瞬时加速, 增压器转速在相对短时间内快速提升的情况下。有时稳态条件下涡轮增压器转速不变也会出现。它的特征频率较高, 频带较宽, 常出现在5000-7000Hz左右。产生Whoosh噪声的主要原因是由于发动机对低速大扭矩的需求, 高增压比、低流量使增压器工作曲线过于临近喘振区域, 气流与壁面的分离产生扰动从而在压气机进口产生压力波动。其识别特征是在压气机进口、出口压力波动频谱特征与噪声频谱有很好的对应;压气机进口温度在相应噪声段上升;其控制措施主要有:1.从源头优化, 考虑如何使增压器工作曲线远离喘振区域;2.从传递路径, 在压气机进口或出口加谐振腔。

7、结论

同步噪声, 次同步噪声, 瞬态喘振声, 以及BPF、TCN等增压器噪声在搭载增发动机的整车NVH开发中经常出现, 有零部件设计的原因也有系统匹配的原因。通过监测增压器本体振动及辐射噪声频谱特性, 能够很好的辨别噪声源的种类。研究其产生机理, 可以消除产生的根源采用主动手段降噪。对于机理不清楚的噪声, 可以在传递路径上采用被动手段降噪。

参考文献

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内燃机噪声源的形成及其控制措施 篇8

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

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电梯噪声及其技术测量 篇9

关键词：电梯噪声,测量,声压级,声级计

电梯在给人民生活带来便利的同时，由于其机械的运动，产生了一定的噪声扰民。因此，噪声成为衡量电梯质量的一项技术指标。

1 电梯噪声的产生

电梯噪声主要来自机房、井道和厅、轿门。

1.1 机房的噪声

一方面，由于控制柜的继电器、接触器通、断电时其触头吸合、断开所产生的噪声;另一方面，是曳引机所产生的噪声。有电磁制动器松、抱闸噪声、曳引轮与曳引钢丝绳之间的摩擦声，以及减速箱蜗轮蜗杆传动的机械摩擦噪声等等。当然，更主要的是曳引电机的噪声，其主要类型有：通风噪声、电磁噪声和机械噪声。

1)通风噪声：由于电梯曳引电机是风冷式电机，当转子周速超过60米/秒，或转速超过2000转/分时，通风噪声成为主要噪声。它来源于转子和风扇等旋转体引起的涡流声和共鸣声。涡流声大小与风扇外径成函数关系。其声谱特点为频带较宽，而且幅值波动激烈。共鸣声表现在声谱中的特点是：在f=kn/60赫处出现尖峰，式中n为转速(rpm), k为均匀分布的风叶或风沟数。

2)电磁噪声：主要是由气隙中高次谐波所产生交变力引起定(转)子的周期性振动而产生的，方向垂直于轴线。电磁噪声与槽配合、槽斜度有密切关系，与电机结构的刚度也有关。基波磁场产生的电磁噪声发生在二倍电源频率，有时也发生在电源频率，而齿谐波噪声则发生在f=zn/60赫处，z为定(转)子槽数，n为转速(rpm)。

3)机械噪声：机械噪声的声源主要是电机或电机部件的振动产生的。有轴承噪声和固体噪声。固体噪声是由于转子等旋转体不平衡或电磁振动所引起，其频率为转子转动频率(低频)，或由于转子振动引起机座和基础共振。后一种噪声频率大都在300～900赫。

1.2 井道噪声

井道噪声主要是电梯运行时，轿箱、对重导靴与导轨相摩擦所产生的机械声。特别是由于导轨安装质量问题，造成导轨侧面和工作面垂直度偏差较大;导靴损坏或间隙调整不当;导轨连接面台阶过大;钢丝绳扭曲、张力不均等原因而产生电梯抖动、振动声。其次，电梯在密封的井道里，垂直、高速运动所产生的风声也是井道噪声之一。

1.3 厅、轿门噪声

厅、轿门噪声主要是电梯停靠在层(站)时，开、关门所产生的噪声。特别是开、关门速度调整不当，或门机故障或厅门导向滑块磨损等原因，将产生较大的开(关)门摩擦、撞击声。

2 噪声的量度

噪声是各种不同频率、不同强度的声波混合组成。度量噪声的强弱可通过听觉，或用仪器来测量其物理参量(声压、声强、声功率)。但用这些参量的绝对值作噪声仪器的刻度显然是有困难的，需要用其对规定基准的相对值的对数量(级)即声压级、声强级、声功率级来表达，单位无量纲，称为分贝(dB)。声压因较易被检测而使声压级作为测量噪声的基本物理量。

3 电梯噪声的常用测量仪器

由于声级计具有近似于人耳的频率响应特性(听觉与频率的关系)。用声级计测得的噪声值称为声级，它是通过频率衰减后的声压级。视衰减程度规定的不同，分别以dB (A) 、dB (B) 和dB (C) 来表示。由于dB (A) 表示的噪声与人耳的感觉比较接近，故通常用dB (A) 来度量电机噪声。电梯噪声的常用测量仪器用声级计。

声级计分为普通声级计、精密声级计和脉冲声级计。声级计一般由传声器、放大器、衰减器、计权网络、检波和电表电路以及电源组成，可用于快速现场测量。目前国外有丹麦B&K2636、2610(在实验室作为标准仪器用)、B&K2203、2609、2210(在实验室作精密测量用)，B&K2219(现场测量的通用仪器)。我国自行研制并生产的声级计与丹麦的声级计用途相对应的有NF系列、ND系列及SJ系列等产品。

4 电梯噪声的测量方法

测量噪声有两种方法：1)一般测量时用声级计测出若干点的声级，然后求其平均声级;准确测量时根据声级求声功率级。2)特殊需要时测声谱。

使用声级计进行噪声测量时，应对仪器进行校准。可参照产品说明书进行声学校准或声级计内部电校准。前者比后者准确性较高。其次，要正确选择频率计权特性和时间计权特性。电梯噪声的测量一般选用“A”计权“快”档。

我国《电梯监督检验规程》(2002)规定：电梯运行噪声主要测量电梯机房噪声、电梯运行过程的轿内噪声及电梯开、关门过程中的噪声。

4.1 机房噪声的测量

一般情况下，只在额定电压和额定频率下作曳引机空载运行噪声测量。测量前，曳引机应运转一段时间，使电梯处于正常运行速度运行，噪声趋于稳定。测量点及位置一般应平均分布于通过轴线的两个互相垂直的平面上，声级计距地面高1.5米，距声源(曳引机)1.0米处进行。测量点取不少于3点。当邻近二点的dB (A) 差值大于5dB，则应在两点间加测一点。另外，测量时应注意声源附近的反射影响，尽量减少附近墙壁或物体反射，以避免驻波所产生的测量误差。将测得的各点dB (A)，作背景噪声影响修正(修正方法参见本文五、“背景噪声的修正”)后，按下式计算其平均声级LP (m)。

式中LP (1)、LP (2)、…LP (n)、为各测量点测得的声级值dB (A) n为测量点总数。

当各测量点测得的最大和最小声级值相差不超过5dB时，平均声级LP (m)可以用简单的算术平均法求得，其误差不会超过0.7dB。

4.2 轿厢内噪声的测量

电梯运行过程中，关闭轿顶通风风扇。声级计置于轿厢内中央，距地面高1.5米处，测量电梯正常运行时，轿厢内噪声值，取最大值。

4.3 开、关门过程中噪声的测量

电梯处某层平层、轿门打开状态，声级计置于层门轿厢门宽度的中央，距地面高1.5米，距门0.24米处，测量开、关门过程中的噪声值，取最大值。

5 背景噪声的修正

在实际测量现场中，除被测声源所产生噪声外，任何其它噪声(包括测试仪器)统称为背景噪声(或称本底噪声)。背景噪声值可在被测试曳引机停转后，通过试验求得。背景噪声影响测量的准确性，但可以按下图进行修正。例如：测得电梯机房的实际总噪声为72dB, 背景噪声为69dB，则可算出总的噪声与背景噪声之差为72-65=7 (dB)，则由下图可查得修正值为1 dB，那么，机房噪声源的实际噪声应是72-1=71 (dB) 。

6 噪声的允许限度

电梯的噪声允许限度，国家标准有规定。《电梯监督检验规程》(2002)规定：机房平均噪声不大于80dB (A);额定速度小于2.5m/s的电梯，运行中轿内最大噪声不大于55dB (A);额定速度大于2.5m/s的电梯，运行中轿内最大噪声不大于60dB (A);开关门过程中，最大噪声不大于65dB (A)。对于载货电梯，只测量机房噪声即可，其它不作要求。

参考文献

[1]王玉元, 王金波, 肖爱民.安全工程师手册.四川人民出版社, 1995.

单光子计数系统及其噪声分析 篇10

1 单光子计数实现的原理

当微弱光照射到PMT的光阴极时,每个入射光子以量子效率使光阴极发射一个光电子,然后经各级倍增最后在阳极形成一个电流脉冲,通过负载电阻产生一个电压脉冲,称为单光子脉冲[2]。

图1是PMT阳极输出脉冲计数率ΔR随脉冲幅度V的分布。从图1可知热发射噪声脉冲幅度较小,而PMT光阴极发射的光电子和热发射电子形成的脉冲,它的幅度主要集中在中部形成单光电子峰。只要用甄别器把幅度大于甄别电平Vh的脉冲甄别出来就能完成单光子计数的功能。

2 单光子计数系统原理、计数性质

单光子计数系统的原理如图2所示[3]。光信号通过光路系统然后入射到PMT的光阴极,光阴极从而产生一系列光电子。通过PMT各级倍增,最后由阳极收集所有光电子,并在PMT的负载上形成一系列电脉冲。再经放大器放大后,进入甄别器。通过调整甄别器的甄别电平,使得只有输入脉冲的幅度高于甄别电平时,才输出标准脉冲。再经过分频、计数,最后由计算机进行数据结果的运算处理[1]。

在计数系统中,光是以光子流形式存在,当光很弱时,光就表现出粒子性。单光子的能量可用下式确定[3]:

式中:c是真空中的光速;h是普朗克常数,h=6.6×10-34。单色光的光功率可用式(2)表示:

式中R为单位时间内通过某一截面的光子数,即只要测得R,就可得到光功率P。

单光子技术就是一般在与PMT的阳极输出脉冲宽度相当的时间内,倍增系统接收的光电子数量基本上在一个以内的计数技术,如图3所示。

3 单光子计数系统的构成

3.1 光电倍增管PMT

PMT由光阴极、聚焦极、倍增极和阳极构成。性能优良的PMT,光谱响应特性好,时间响应快,光阴极的稳定性好,工作波段内的量子效率高,暗计数低[3]。由于PMT的偏置电压对非线性和信号电流的增益有很大的影响,因此为了使PMT有较好的灵敏度,减少噪声的影响,需要精心选择它的最佳偏置电压。选取依据是PMT的信号计数、暗计数和偏置电压的关系曲线如图4所示,由于信号计数曲线有一平坦的坪区,而暗计数曲线则处于连续上升的趋势,当信号计数曲线开始进入坪区时,信噪比SNR最大,此处的偏压是最佳偏置电压[4]。

3.2 放大器

放大器功能是把噪声脉冲与PMT的阳极输出的电子脉冲线性放大,因而放大器性能要求是上升时间tr在3 ns内,通频带宽达到100 MHz;有一定的增益;有低噪声系数和较宽的线性动态范围,放大后的信号要便于脉冲幅度甄别器进行甄别。

3.3 甄别器

本文选择脉冲幅度甄别器的依据是图5中所示的PMT输出脉冲的脉冲幅度分布。

在图5中,高脉冲高度基准(ULD)是在输出脉冲比较少的底部,低脉冲高度基准(LLD)处在波谷的位置。高于ULD的脉冲绝大多数来源于宇宙射线等外界因素,低于LLD的脉冲绝大多数来自热噪声。于是,通过ULD,LLD值甄别脉冲,不仅能剔除放大器噪声等低幅度脉冲和倍增系统的热电子噪声脉冲,还能剔除宇宙射线、正离子造成的高幅度噪声脉冲,从而将绝大部分的噪声脉冲去除,而只将光阴极发射的热电子脉冲、光电子脉冲转换为标准脉冲输出,降低PMT的暗计数率,提高探测系统的信噪比SNR。

为实现光子计数功能,双阈值甄别器达到的要求是死区时间短,甄别电平范围灵活可调,输出的脉冲输出幅度、宽度达到后续脉冲计数电路的需要。

3.4 计数器

本文单光子计数器由单片机、CPLD芯片、USB接口芯片及其外围电路组成,如图6所示。

单片机实现数据的控制,CPLD芯片负责数据采集,USB接口将计数数据送到计算机处理并显示。将单片机较好的数据处理、逻辑控制能力与CPLD芯片的高速度、高可靠性和高集成度结合起来,性价比较好。

4 单光子计数系统的噪声分析

计数误差主要来自噪声,因此,测量微弱光信号最注重的是探测信噪比SNR。下面将分析几个主要误差源以及它们对光子计数信噪比SNR的影响。

4.1 光子流的统计性

用PMT探测光子,如果撞击在光阴极上的光子流来自热宽带源,而且光子按照随机时间间隔发射。在这样的条件下,n个光子将在同一时间间隔t内撞击光阴极的概率是:

式中:Nˉ=ηRt为t内PMT光阴极发射的光电子平均数;R为光子平均流量;η为PMT的量子效率。由于上面的统计特性,信号计数中就有一定的不确定度,叫作统计噪声,通常用均方根偏差σ来表示,且。于是测量信号中固有的信噪比为:

由此可知,统计噪声固有的信噪比与测量时间间隔t的平方根成正比[2]。

4.2 背景计数

PMT的光阴极、各倍增极的热电子发射在信号检测中产生在没有入射时的背景计数,即暗计数。暗计数还包括杂散光的计数。面积较小的光阴极管的选择、管子的工作温度的降低以及适当甄别电平的选择,可降低暗计数率Rd到最小,不过对于极微弱的光信号,这种噪声源仍不可忽略。若PMT的第一倍增极增益很高,甄别器已经去除各倍增极和放大器的噪声,则上述信号的噪声成分由于暗计数增加至,信噪比为若在光信号累记计数中暗计数保持不变,则从实际计数中扣除它很容易。

4.3 累积信噪比

当用同步数字检测方式或扣除暗计数时,在两个相同的时间间隔t内,分别测量信号与背景的总计数Nt和背景计数Nd,则信号计数Np为:

由误差理论知,结果中信号计数Np的总噪声是:

结果中的信噪比SNR则为:

若背景计数Nd远大于信号计数,可能使SNR<1,结果毫无意义,于是SNR=1时对应的接收信号功率Pmin为仪器的探测灵敏度。由于测量结果的信噪比SNR正比于测量时间间隔的平方根t,因此要达到一定的信噪比,在微弱光测量中,可增加测量时间t。

4.4 脉冲堆积效应

分辨时间是可以区分两相继发生的事件的最短时间间隔,计数系统的分辨时间主要由PMT的分辨时间和甄别器的死时间td决定。PMT的分辨时间t R通常在10~40 ns之间,在分辨时间t R内,当相继有两个或者两个以上的光子入射到光阴极,它们的时间间隔小于tR,PMT只输出一个脉冲,于是单位时间内光电子脉冲的输出计数率比入射到光阴极上的光子数少。与此类似的是,若在死时间td内输入脉冲,甄别器输出计数率也会损失。上面这样的现象叫做脉冲堆积效应。若光子计数系统由高速的甄别器、计数器构成,极限光子流量约为109s-1,因存在脉冲堆积效应,含有多个光子的超短脉冲光的强度光子计数器不能测量。

5 实验结果及数据分析

实验装置光路如图7所示。在测量实验中,计数时间设作500 s,光源(发光二极管)的电流调为最小,测量500次,通过计算机获得采样数据,求出光子数的平均值和方差,同样光子数出现的次数统计出来,除以测量的总次数,算出该光子数的几率,然后以横坐标表示光子数,纵坐标表示光子数几率,做出光子数的分布曲线,与理论的泊松分布曲线进行比较,检查测量数据是否符合理论的泊松分布,判断计数系统的稳定性。

实验的测量结果:光子平均值是55.61,方差是1.028 9,用Matlab将测量数据做出分布曲线如图8所示。图中曲线分布为理论的泊松分布,点分布为测量的光子数分布。

由图8得出,光源的光子数分布与理论的泊松分布有明显差别,可见其相干光和相干性有本质不同。而且之前说明的单光子计数系统中放大器、甄别器、计数器、光子流的统计性、背景计数、累积信噪比、脉冲堆积效应等的稳定性对实验结果的影响也很大[3]。

6 结语

本文介绍了微弱光检测技术,了解了单光子计数系统基本原理、基本实验技术,通过实际的实验,观察和对比发光二极管的实际光子数分布与理论的泊松分布的本质区别,加深了对光子数概率分布规律的理解。

参考文献

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[2]刘桂芳,熊狂炜,刘文操.单光子计数系统的研究[J].高师理科学刊,2011,31(2):67-70.

[3]王挺峰.提高PMT光子计数系统探测灵敏度的方法[J].光机电信息,2009,26(3):37-42.

[4]KAWASAKI Y,BERTAINA M E,SAKAKI N,et al.Performance of a multi-anode photomultiplier employing a weak electrostatic focusing system [J].Nuclear Instruments and Methods in Physics Research Section A,2006,-564(1):378-394.

[5]战琳,王艳芳.单光子实验的测试与研究[J].唐山学院学报,2009,22(3):81-82.

[6]赵楠,闫毅,裴昌幸.水下量子通信的研究[J].现代电子技术,2008,31(7):8-10.

汽车天窗噪声的数值分析和控制 篇11

随着汽车技术的快速发展和用户对舒适性的追求，很多汽车都配备了天窗，它能够使车内空气有效流通，增加新鲜空气进入，为乘员带来健康、舒适的享受。但是，当汽车以一定速度行驶时，车顶上的气流在天窗开口处变得不稳定，产生了流动分离。在天窗开口前沿处产生的涡团迅速破碎或者撞在开口的后缘处破碎。同时破碎的涡团导致空气产生了压力波动，从而形成了噪声声源。由于天窗噪声的声源离驾驶员的头部很近，产生的脉动压力会使驾驶员感到烦躁不安。研究结果表明，与轿车匀速车内噪声品质相关的主要心理声学参量根据车速的不同而不尽相同［1］。例如，一辆汽车以40 km/h的速度行驶，其天窗所产生的噪声往往会超过100 dB［2］。所以在为乘员提供天窗带来好处的同时，如何减小天窗气动噪声也成为一个重要的问题。

对于天窗噪声的控制，国内外做了很多研究。在20世纪90年代，计算仿真分析刚刚应用到汽车风振噪声中，Ota等［3］即采用结构化网格和基于有限体积法的CFD代码（GOLDE）对二维汽车天窗噪声进行了仿真分析，得到了与实车道路实验相吻合的结果；Karbon［4-6］等采用非结构化网格和基于有限元法的商用CFD软件PAM-FLOW对汽车模型进行了仿真分析，得到的结果与风洞实验结果较为吻合。近年来，很多学者提出通过在天窗前沿进行改进可以有效降低噪声。如An等提出在天窗前部增加腔体［7］和导流板［8］来降低噪声，并取得了很好的效果。 黄磊［9］提出在天窗前部增加网状挡风条可以有效的降低噪声，并且极大的减少了工程开发的复杂度。汪怡平［10］等提出在天窗处安装带有凹槽的导流板以及优化其安装角度，发现监测点处声压级降低了23 dB。康宁［11］等提出将天窗后移及加宽，可以降低监测点处的声压级。

本文在An等提出的在天窗前部增加腔体的方法的基础上，对腔体结构进行改进，并进一步优化车内压力场分布，降低监测点处的声压级。论文首先建立计算和几何模型，随后通过计算汽车天窗改进前后以及与An设计的天窗结构的比较说明本文方法的有效性。

1 理论与模型

1.1 基本控制方程和湍流模型

通常情况下，汽车的车速低于200 km/h，车身周围外部流动空气按不可压流体来处理，汽车外部流场可视为等温、非定常不可压流动。所以在这里采用雷诺时均三维非定常不可压Navier-Stokes（N-S）方程，其一般形式为：

式中：t为时间；ui为速度分量；p为压强；ρ为流体密度；由于此方程引入关联项ρuiuj，需要引入相应的湍流模型来封闭方程，在本文中，采用WALE亚格子模型来进行封闭。

1.2 计算模型的建立和网格的划分

1.2.1 计算模型的建立

本文研究的对象是一款小型带天窗的汽车，在建模的时候忽略后视镜、雨水槽、排气管和门把手等复杂曲面，同时由于汽车底盘对本计算影响不大，因此将汽车底部简化为光滑壁面。模型长L=4 188 mm，宽W=1 505 mm，高H=1 075 mm，天窗厚度为60 mm，天窗大小为 770×380 mm。

1.2.2 计算域的建立

计算域为包围汽车的一个长方体区域，如图1所示。具体尺寸为：车前区域为1 L，车侧围2 W，车上方为3 H，车后方为3 L，车底距地面为170 mm。

1.2.3 网格的划分

网格的划分是整个分析过程中最为重要的一步，因为它的好坏直接关系到仿真分析时所花费的时间以及仿真结果的精确性。由于汽车本身几何模型的特点，在网格划分时选择了四面体网格，它一方面可以很容易捕捉流场几何特征，同时还具有非常好的自适应性。至于网格数量，理论上来说，数量越多，计算出来的结果越精确，但仿真分析时所花费的时间也就越长。所以在控制网格数量时，要保证在可以获得精确结果的前提下，尽量减少网格的数量。因为从某种程度上来说，当网格单元小到一定程度时，再次细化网格对计算结果并不会有太大影响。

本文研究的重点是天窗气动噪声问题，所以天窗附近的网格需要尽量的精细，而远离天窗的地方则不需要过度的细化。因此将整个计算域内的网格分为三个层次，靠近天窗的地方，网格最为精细；整个车身则选择较为精细的网格；最后是计算域网格，单元尺寸可以比前两者略大。最终生成的网格数量在550万左右。

1.3 边界条件

数值仿真是在有限区域内进行的，因此在区域的边界上需要给定边界条件，边界条件的确定需要在数学上满足适定性，在物理上具有明确的意义。汽车在实际行驶时，地面是不存在附面层的，在此采用移动壁面边界条件消除由于数值仿真产生的地面边界层，具体设置见表1。

表1 边界条件

1.4 计算方法

在保证计算准确性和尽量缩短时间的前提下，采用两阶段求解方案。首先进行稳态求解，采用分离解法、SIMPLE方法、二阶迎风格式及标准湍流模型，迭代次数大约500次，然后把稳态求解的结果作为瞬态求解的初始值。瞬态求解使用大涡数值模拟，采用WALE亚格子模型，同时在时间上采用不迭代2阶时间递进加快计算过程，在空间上采用具有很好的收敛性和网格适应性的中心差分方法，以保证足够的精度。由于风振噪声的共振频率在13 Hz左右，即产生的涡流脱落周期是0.08 s。本文中进行瞬态求解的时间步为0.005 s，也就是在一个时间周期内有16个采样点，这可以充分的捕捉风振的谐振频率。

1.5 计算结果仿真分析

本节计算的模型是天窗完全打开且没有安装任何降噪措施做分析的原始模型。接下来所采取的降噪措施是在此车的基础上。

图2是无任何降噪措施下的人耳处声压级频域图，从图中可以明显的看出，汽车的风振发生在13 Hz左右，噪声声压峰值达到了110 dB，长时间的处于这样的一个噪声环境中，容易使驾驶员感到烦躁不安，所以要进行降噪处理。

2 风振噪声的控制

2.1 增加腔体的影响

控制风振噪声的方法主要有两种，一种为主动控制，另外一种为被动控制。主动控制是指利用声波的干涉原理，通过在声场中设置一系列的同频反相振动装置。但是风振噪声的主动控制不仅会增加开发成本，而且在安装过程中也会非常的麻烦，所以目前市场上应用最广泛的是被动控制。被动控制的方法主要有：在天窗前沿安装导流板导走涡流来控制风振噪声、通过调整天窗的开启位置改变车内空腔的固有频率来控制噪声等。本文是在汽车天窗前沿安装一个腔体用来控制天窗噪声。

本文给出的腔体设计示意图与An所设计的腔体对比如图3所示，其中a为本文中的腔体，b为An设计的腔体。该设计的目的是通过腔体挡住一部分气流进入车内来降低噪声。腔体设计尺寸为长80 mm，深度为40 mm，略低于天窗厚度60 mm，曲面与天窗顶部相切且连续。

图4是改进前和改进后监测点处声压级频域图对比图。从图中可以看出改进后的车型风振频率发生在10 Hz，噪声声压峰值达到了104 dB，比原始车型声压峰值降低了6 dB。并且在人耳可听区域内，改进后的车型噪声明显要低于改进前。

进一步对比两者的压力云图，如图5所示。（a）是改进前车型的压力云图，（b）是改进后车型的压力云图。从图5可以看出，改进后的车内压强更接近于车外标准大气压。

2.2 对比分析

本文所设计的腔体参照An等提出的方法，但做出了一定的变化。图6为两种不同腔体以及原始模型的声压级频域对比图。从图6可以看出，在风振噪声方面，本文所采取的腔体产生的风振声压级在104 dB，而An等采用的腔体的风振声压级在105 dB；在人耳可听频域内，本文所使用腔体的监测点处声压级大部分比An等采用的腔体声压级低1～3 dB。由此可以看出，本文所采用的腔体比An等采用的腔体有了一定的改进。

3 结论

本文用大涡数值模拟算法对某汽车模型进行了气动噪声的计算，得出了原始车型风振发生在13 Hz，噪声声压峰值达到了110 dB。然后对汽车天窗进行改进，改进后的天窗风振噪声的声压级峰值降低了6 dB。并且比较两者的压力云图也可以看出，改进后的车内外压强差要小于原始车型。并且通过与An等采用的腔体的对比，本文使用的腔体有进一步的改进。

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简谈工业噪声及其防护措施 篇12

1 工业噪声及其危害

1.1 工业噪声

工业噪声通常是指在工业生产过程之中因设备等的振动、摩擦、气流挠动所产生的噪声。依据我国《工业企业噪声卫生标准》中对工业噪声的允许值规定为不得高于85d B (A) , 部分经过改进仍难达标的可放宽到90d B (A) 。

1.2 工业噪声的分类

通常工业噪声可分为机械性噪声、空气动力性噪声、电磁性噪声这三类, 其中机械性噪声是指因机械的摩擦、振动、撞击等而产生的噪声;空气动力性噪声指的是因空气振动而产生的噪声;电磁性噪声指的是因电机中的交变力作用而产生的噪声。

1.3 工业噪声的危害

噪声对人的影响是很大的, 并且其伤害的严重性会随着声级的提高而加重。如果噪声在可接受范围, 在听力产生下降后如果得到了适当的休息, 可以使工作人员的听力恢复到原来的状态, 这种程度的噪声损害被称为听觉疲劳, 是暂时性功能变化的一种。但是如果发生听觉疲劳后未得到适当的休息, 则会使其产生噪声性耳聋, 导致内耳发生器质性病变[1]。当噪声声级在85-90 d B (A) 之间时, 会使长时间接触噪声的劳动人员造成言语听力损伤、睡眠不良、耳鸣、头痛等状况;如果噪声声级达到110d B (A) 以上时, 就会对未佩戴防护用品的接触人员造成永久性的听力损伤;若噪声达到130 d B (A) 则会使接触者生产耳痛或鼓膜伤害;如果声级达到165 d B (A) 以上时, 会导致接触者鼓膜穿孔。

1.4 噪声性损伤的表现

噪声性耳聋一般不易被发觉, 因此要对其损伤的特性进行了解。通常情况下, 早期听力操作表现在350k Hz左右的高频范围之内, 这个频率并不在人的听力范围 (0.5-2k Hz) 之内, 因此, 不会对人们的语言交流造成影响, 也不会使人有听力障碍的感觉。当平均听力损失达到25 d B (A) 时则表示接触着将产生噪声性耳聋。听力损失在25-40d B (A) 时, 接触者难以听清他人的低声谈话, 此时为轻度聋;当听力损失在40-55 d B (A) 时, 接触者会难以听清他人的普通谈话, 此时为中度聋;听力损失在55-70 d B (A) 时, 接触者会难以听清他人的大声谈话, 此时为显著聋;听力损失在70-90 d B (A) 时, 接触者会难以听清他人的大声喊话, 此时为重度聋;听力损失在90 d B (A) 以上时, 接触者会全聋, 此时为极端聋[2]。

2 噪声防护措施

常用的噪声防护措施可分为噪声防护设施和个人噪声防护用品两大部分, 接下来我们就分别对其进行简述。

2.1 噪声防护措施

噪声防护设施指的是可以减轻噪声至标准范围内的一系列装置、措施。这个可以从源头和传播两方面来进行。

2.1.1 噪声源头防护设施

在噪声源头方面, 我们可以从改进机械设计, 以使钢件可以被高阻尼的材料来替代, 以减小机械噪声;同时还可以通过改变设备结构, 以噪声较小的运动方式去替代噪声较大的运动方式, 来减小噪声, 如用斜齿轮替代直齿轮, 就可以起到减小接触缝隙, 减小噪声来源的目的;同时在施工过程中, 也可以改变施工工艺, 如在满足强度要求的情况下, 使用铆接来替代焊接, 用液压动力替代柴油动力等等;对于由于碰撞而产生的噪声, 可以通过改进工件精度、动平衡、装配方式等方法来降低其产生的机械噪声。

而对于气流噪声的控制, 则可以通过将与生产无直接关联的电动机、鼓风机等高噪声设备置于生产车间外部或独立成间, 以防止其产生的噪声对其他岗位的工人产生影响;同时, 还可以通过改变叶扇型式、转速等参数来减小气流噪声;同时尽量少用弯头, 使气流传输顺畅也可以一定程度上减小气流噪声的影响。

2.1.2 噪声传播防护措施

在阻断噪声的传播方面, 我们可以通过对生产区域的合理布局, 使噪声设备与非噪声设备分隔, 使之工作区域不发生干扰;或者合理使用隔声壁、吸声装潢等来减轻或阻断噪声的传播。如可以在生产车间的墙壁上使用加气混凝土、木丝板、甘蔗板等来吸收车间内所产生的噪声;或者在气流噪声处加上消声器, 以减小噪声的传播。

2.2 个人噪声防护用品及监护

通常性况下, 在噪声较大的工作场所, 工作人员应该佩戴耳塞、耳罩等个人防护用品。合理选用适当的护耳器是保障工人安全的前提, 要尽量使工作人员在佩戴护耳器后其接触的噪声在75-80d B (A) 之间, 否则, 若大于80d B (A) 则工作人员还会受到噪声的损害;若低于75d B (A) , 则会产生过保护, 使工作人员无法听到正常的安全警示或报警, 为酿成事故增加了隐患。因此其选择要满足《护听器的选择指南》 (GB/T 234660) 的相关要求[3]。

对于监护, 企业要相应的做好工作人员职业卫生档案的建立, 要做好上岗前、在岗期间、离岗后和应急的健康检查工作, 并做好相应的告知, 使工作人员正确使用并坚持使用个人防护用品, 当发现有职业病迹像的要立项检查并调岗, 并做好后续工作。

通过以上对噪声及其所产生的危害、噪声防护设施、个人噪声防护的介绍, 希望可以对噪声接触者的自我保护和企业的防护设置提供参考。

参考文献

[1]冀娜.噪声对人体的危害与防护控制技术[J].中国卫生工程学, 2008 (07) .

[2]刘富英, 姚惠琳, 杨秋玲等.预防噪声引起的听力损伤[J].劳动保护, 2007 (03) .