降噪效果（精选10篇）
降噪效果 篇1
目前,河北大规模的高速公路在建或待建,截止2011年底,河北省高速公路通车里程达5000公里,到“十二五”末,河北省高速公路通车里程将达7000公里,位居全国前列[1]。便捷的高速公路不仅给人们带来严重的噪声污染,而且也影响了公路沿线居民正常的工作、学习和生活。本文结合实地监测结果,对河北高速公路现有声屏障的降噪效果进行了分析和评估。
一、河北高速公路现有声屏障类型介绍
目前,河北高速公路所使用的声屏障主要包含以下几种类型。
1. 混凝土声屏障
混凝土声屏障具有价格低、结构稳,寿命长等等特点,是国内外交通声屏障中最常用的一种。但传统的混凝土声屏障因材料吸声等条件的限制,能够降噪约5d B,效果一般。
现使用的混凝土声屏障,多是复合水泥式隔声屏障,该声屏障采用一种多孔木纤维混凝土砌块为吸隔声单元,通过特殊化学处理过程,与水泥、软木类木切片按一定比例混合,经模具塑造后养护硬化而成。该声屏障不仅具有较好的吸声、隔声性能,还具有防火和绝热的作用。在多种环境如炎热、严寒、潮湿和干旱的条件下也可以使用,见图1。
2. 百叶孔声屏障
百叶孔声屏障材料采用镀锌板和铝板合成的金属质地声屏障,适用于住宅小区、学校和医院,离噪音声源相对来说有一段距离的情况下实用的隔音降噪产品,见图2。
该声屏障的优点是吸音效果显著,防雨性能好,缺点是开孔率大,声音吸收不完全。
3. 透明组合型声屏障
该声屏障根据材料一般分为玻璃钢声屏障和PC透明板声屏障。PC透明板声屏障主要适用于于桥梁段上面,该声屏障透明度高,利于司机视线,但是不能够吸音,只是隔音板,现阶段大多使用的是PC复合型透明板,见图3。玻璃钢声屏障景观效果好,也利于驾驶员的空间感,但该声屏障对高层建筑的降噪效果一般。
二、 测试方法
1. 声屏障的降噪原理
声屏障是指声源和受声点之间,插入一个障碍物例如板或墙的设施,使声音的传播大部分被反射或吸收,使其有显著的衰减,从而在接收者所在的一定区域内噪声级明显降低,达到降噪的效果,其示意图见图4。
同时声屏障的减噪量与噪声的频率、屏障的高度以及声源与接收点之间的距离等因素有关[3]。
2. 测点设置
本次研究选择了分别位于石黄高速藁城段、大广高速衡水段、迁曹高速曹妃甸段的3处典型声屏障,评估现有各类型声屏障的降噪效果。
噪声监测点布设在声屏障中部,各设2处,声屏障前1m、后1m、后10m各布设一个测点。对照点2处,设在与所测声屏障测点附近环境条件相似的无声屏障位置上。声屏障降噪效果采用同步测定法监测,每天监测4次,其中昼间、高峰和平均时段各监测1次,夜间22点后监测2次,每次监测10min,连续测3天,同时记录车流量。测量时排除敏感点附近人为因素和偶发声的影响[4]。
各监测点位布设情况见表1。
三、监测结果与讨论
根据监测数据计算得到监测点昼间及夜间的等效连续A声级,监测各点值取其平均结果。见表2。
单位:LAeq(dB)
从表2中可以看出,车流量巨大的高速公路,临路监测点如测点3噪声级很高;从图5中可以看出,三种材料的声屏障降噪量不同,平均达到10 ~ 16d B,效果明显。
在三种材料中,复合混凝土型声屏障效果最好,昼夜间平均降噪量分别达到15.1和15.9d B;百叶孔次之,昼夜间平均降噪量分别达到12.6和11.3d B;透明组合型PC复合板型最弱,昼夜间平均降噪量分别为10.8和11d B。从三种声屏障的监测结果可知,混凝土粗糙表面具有一定的吸声作用,因此其降噪效果要好于单纯依赖反射作用的透明复合板,百叶孔声屏障综合了微孔共振吸声结构,且下部金属板具有一定反射作用,因此降噪效果也优于透明组合型声屏障。
四、结论
1. 高速公路声屏障对公路沿线居民的声环境质量起到明显的降噪效果;
2. 测试的三种类型声屏障降噪量可达到10 ~ 16分贝,其中复合型混凝土声屏障效果最好 , 其次为百叶孔,最弱为透明组合型声屏障;
3.现有声屏障降噪能力受地理环境或其他因素影响,降噪效果可进一步提高;
4. 声屏障整体维护费用较高。
机箱降噪有绝招 篇2
散热风扇的选择
电脑系统的噪声主要来自安装在机箱上的散热风扇和处理器之类的任何发热部件。关于散热风扇的两个降噪原则很简单，就是加大风扇尺寸并减少转速，或者选择采用液压或套筒轴承的风扇。如果是120mm风扇，用1000rpm左右的转速就可以实现80mm风扇2000rpm以上转速的风量，因为更大的风扇能以较低转速吹动同样多的空气。通常来说，风扇转速越慢发出的噪声就越小。所以增加风量并减少转速换用大尺寸140mm风扇甚至200mm风扇是很有必要的（图1）。
另外许多风扇上的滚珠轴承是振动源因而产生噪声，选择液压或双滚珠轴承的风扇具有显著的降噪功效。滚珠轴承风扇一般会在出故障之前发出更大的噪声，让你知道这时有必要更换。需要注意的是，液压轴承虽然降噪效果很好，但根本没有这种提醒机制（图2）。很可能风扇已经有故障或者停转很久后我们仍不自知，可能危及其他系统部件。双滚珠轴承风扇通常往往比滚珠轴承风扇更为耐久，也是目前高端风扇采用最多的一种轴承方式。
与散热器的搭配
为了让高功率系统在运行时避免温度过高，势必需要优质的处理器散热器，但不见得一定要让安装的风扇全速转动。一些散热器含有简单的风扇转速标度盘，可以安装在机箱的背面或正面以便调整。更加高端的产品还可能提供可视化的风扇转速与温度提示（图3），但其实对于普通用户而言，一款支持PWM的散热风扇就能完成最基本的转速和温度控制。
一般的PWM风扇使用4pin连接主板上的风扇接口（图4），通过系统测温点主板可以根据主板和CPU温度来自动控制风扇转速。许多散热风扇实际上会标出生成的噪声分贝大小，数值越低越好。20分贝以下称得上超静;20至30分贝比较安静;30至40分贝噪声有点大。一般来讲品质好一些的90mm在2000rpm以下都比较安静，120mm风扇一般是1500rpm以下。我们只要注意去购买官方支持4pin PWM风扇的散热器，或者给我们的散热器手动更换4pin PWM风扇，就可以通过主板BIOS设置温度与风扇转速之间的关系了。注意不要将4pin风扇连接到主板的3pin接口上，这样会让PWM风扇全速运转。
机箱及风道
机箱的设计是影响系统散热性能和噪声产生的一个关键因素。通风充足的机箱自身就能为部件散热，不增加噪声大小。值得关注的是机箱里面有多个风扇安装位置，还有机箱内部是否有为风扇吹动空气留出的开阔区作为风道。
以前很多机箱为了进风留了很多网孔，被称为“洞洞流”的这类机箱其实会打散打乱风的导向，同时风扇过风时经过网孔还会产生单独的噪音（图5）。其实目前很多机箱只提供前进后出或者下进上出的两个风口，整体的风道效果反而变得更为合理。
每个机箱的散热情况都需要单独考虑，很多时候还需要结合内部所装配件考虑，不能一概而论。对一些机箱来说只装一只120mm风扇就有可能起到良好的散热效果，其他的各个风扇位置空着即可（图6）。工作的风扇越少噪声显然更低，如果温度可以接受，用不着在机箱里面装满风扇。
风扇控制器
风扇控制器多种多样，但是它们都有同样的功能：让风扇避免全速转动。将风扇的转速减慢对噪声有明显影响，并且依旧能保证散热性能。一些机箱自带风扇控制器，这种风扇控制器很方便，因为它不需要单独安装。高端一些的风扇转速控制器则把所有控制权交到用户手里，通常位于光驱位可以改变风扇转速（图7）。
其实如果用户要求不高，使用风扇减速线一样可以达到减速要求。减速线一般提供5A、7A、12A等多种电流输入，越小的电流输入就越能明显地降低风扇转速。
无声电源
电源风扇虽然并不是机箱内部噪音的主要来源，但目前已经有不少产品开始着手降低这一部分的噪音了。不仅有在低负载下降低甚至停止风扇旋转的产品，甚至还有完全不使用风扇的电源存在。如果用户需要绝对的静音效果，可以考虑选购这类产品。
减震配件
降噪效果 篇3
关键词：城市绿地,降噪,研究
城市道路的交通噪声污染是目前城市中一个突出的环境问题, 削减交通噪声污染的途径主要有两大类, 一类是从源头削减交通噪声的产生, 如改善机动车性能, 减少发动机噪声及排气噪声的产生量, 道路采用沥青路面等;第二类是在噪声传播途径上削减或吸收噪声, 如设置声屏障、种植绿化带等。声屏障降噪效果明显, 但其造价高、美观性差、且会造成视线的阻挡, 适用的区域有限;相对来说, 城市绿化对噪声的削减效果不如声屏障明显, 但其降噪效果只是城市绿化美化措施的一个附带功能, 可以说是现有阻止噪声传播的途径中, 最环保、最绿色和最经济的一种方式[1]。
国外对于绿化降噪的研究从20世纪30年代开始, 国内的相关研究要稍迟于国外, 是从20世纪70年代末开始, 国内的研究多从不同类型绿地降噪量着手, 而国外的许多研究则偏向于植物和绿地对噪声吸收和阻挡效果的机理。本文主要通过对国内相关研究进行总结, 试图分析出不同绿化类型与噪声削减量之间的关系。
1 绿化降噪的机理
有关绿化植物对噪声削减作用的机理, 国外的相关研究比较多, 较受认可的如美国的Martens的研究认为:声能到达叶面时, 一部分引起树叶振动被消耗, 叶子反射和衍射一部分, 还有一部分被叶肉组织吸收, 并转变为热能[2];Reethof认为当声音垂直经过树木时, 会发生反射和衍射, 使声音发生衰减, 粗糙的树皮和浓密的树叶能大量吸收声音[3]。国内的相关研究也得出类似的结论, 蒋美珍的研究表明, 园林植物由于枝繁叶茂, 对噪声具有良好的吸收屏障作用, 当噪声投射到树叶枝条时, 能被反射到各个方向, 使声波发生偏转和折射, 从而衰减噪声[4]。但由于现有研究手段的局限、仪器设备的限制、影响因素的不确定性以及绿地对噪声削减作用机制本身的复杂性, 目前的研究结论还存在一定的争议, 相关研究还有待进一步开展。
2 不同类型绿地对噪声的削减效果
从绿化植物对噪声削减作用机理的研究成果来看, 植物的枝条、叶片和树干等器官对声波的反射、折射和衍射等效果是造成噪声衰减的重要原因, 越是枝叶浓密的植物其作用效果越明显, 由此可以推测, 密集的立体绿化带或枝叶繁茂的绿化植物对噪声的削减作用应大于稀疏的或结构单一的绿化带, 国内的许多实验结果也印证了这一结论。下面对国内不同类型城市绿地对噪声削减效果的研究结果进行一个对比分析。
2.1 单一结构绿地对噪声削减作用的研究
郁东宁等的研究表明, 距噪声源2m, 草高约30cm, 长20m的草坪减噪效果为2d B[5]。日本有研究指出, 30cm高、10m长的草坪对噪声的衰减量约为0.7d B[6]。孙伟等通过测定和定量分析, 证明城市绿化中的草坪和稀树草坪在降低噪音, 吸附灰尘, 降低温度与增加湿度等生态作用上明显高于裸地, 而稀树草坪的作用又明显高于单一的草坪[7]。施燕娥等的研究也显示, 草坪具有一定的降噪作用, 降噪效果随距离的增加而提高, 并且这种作用在近地面处更加显著[8]。
蒋美珍的研究指出, 叶层分布低、枝叶浓密的珊瑚树、海桐、杜鹃、含笑等灌木群落可降低噪声5~7d B[4]。而杨小波等的研究表明, 距噪声源4.0m的两行桧柏绿篱 (宽17.0m, 每行绿篱高1.7m, 厚2.2m) 降噪效果可达7.5d B[9]。
程明昆等研究表明, 郁闭度为0.6~0.7、宽度10m的乔木林带对声音的衰减量大约为16d B[10]。蒋美珍在测定乔木林的减噪作用时发现, 片林对噪声的净衰减量为1~7d B, 罗汉松、雪松等分枝点低的塔型常绿乔木及苦楝、麻栎等阔叶树组成的片林隔音效果较好, 交通噪声通过片林后, 可减少6~7d B[4]。
从上述研究成果可以看出, 单一结构的植物群落中, 乔木的降噪效果最明显, 灌木丛的降噪效果接近乔木, 而草坪的降噪效果则明显低于灌木和乔木。
2.2 复合结构绿地对噪声削减作用的研究
刘镇宇等对乔灌木和绿篱混合配置的绿化带的减噪效果进行实测时发现, 绿化带内乔、灌、草紧密的结合配置可使噪声的衰减达到最大程度。施燕娥等也指出宽而密的绿带比窄而稀的绿带降噪效果好, 在不同的绿地类型组合中, 在相同宽度时, 以乔灌花草组合降噪效果最好, 乔灌型次之, 单纯乔木型较弱[8]。袁秀湘通过对公路旁不同配置类型的林带进行监测得出结论, 灌木和乔木同时利用, 即灌木种植在乔木下, 可使得林带产生最好的降噪效果。
从上述研究成果可以看出, 大多数研究者都认为乔、灌、草相结合的复合型结构的绿地对噪声的削减作用最为明显。
2.3 绿地特征对噪声削减作用的影响
张庆费等的研究指出, 在长度和宽度相同的条件下, 不同植物组成的绿地群落降噪效果差异大, 这主要与群落的结构特征因组有关, 其中平均枝下高、平均高度、叶面积指数、平均冠幅和盖度是影响植物群落降噪效果的主要因子, 这几个因子分别代表了植物冠层结构和群落的枝、叶生物量。袁秀湘的研究也认为, 林木的种植形式是林带降噪的最明显影响因素, 能见度越低, 密度越大, 则有更多枝叶来降低噪声, 散射作用也越大, 在其研究中, 能见度是最突出的降噪因子, 它与愈量衰减成反比关系。郭小平等以北京国道G101线5处绿化林带为研究对象, 实验结果也证实降噪效果与林带宽度、能见度关系密切。
综合以上研究成果可以看出, 对绿地实际降噪效果的研究成果都显示出, 群落结构为复合型的植物群落比单一结构的植物群落具有更明显的降噪效果, 而影响复合型植物群落降噪效果的因素, 主要与绿地的宽度、能见度和地上部分生物量有关, 结构复杂、枝叶稠密的绿地具有最佳的降噪效果。而这些实例研究的结论也证实了植物的枝条、叶片和树干等器官对声波的反射、折射和衍射等效果是造成噪声衰减的重要原因这一理论依据。
3 结语
在城市中营造绿地, 即能美化环境, 又可以削减城市噪声污染, 是现有防治交通噪声污染的手段中最绿色、最环保、最经济的一种方式, 而为达到最佳的防治效果, 在营造绿地的时候, 可以注意乔、灌、草的结合和植物物种的搭配, 营造紧密、覆盖度高和能见度低的绿地, 同时应保证绿化带具有一定的宽度。
参考文献
[1]毛东兴, 洪宗辉.环境噪声控制工程[M].2版.北京:高等教育出版社, 2010.[1]毛东兴, 洪宗辉.环境噪声控制工程[M].2版.北京:高等教育出版社, 2010.
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[7]杨小波, 吴庆书.城市生态学[M].北京:科学出版社, 2004:141-142.[7]杨小波, 吴庆书.城市生态学[M].北京:科学出版社, 2004:141-142.
反向降噪系统新理念等 篇4
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降噪效果 篇5
道路系统所引起的交通噪声污染已成为城市生活环境的重要污染源, 路面行车噪声是其主要因素之一。因此, 采取恰当的措施, 尤其是通过合适的路面养护降低行车噪声成为业界关注的焦点之一。为了厘清沥青路面行车噪声产生原因和养护措施的降噪机理, 本文收集了普通热拌沥青混合料罩面和超薄磨耗层养护措施实施前后路面行车噪声和构造深度等数据, 结合路面行车噪声产生机理, 对沥青路面预防性养护措施的降噪机理和效果进行了研究。
1 路面行车噪声产生机理
一般认为, 当小车在车速大于40km/h, 货车和巴士车速大于60-70km/h时, 轮胎与路面相互作用而产生的噪音占据了路面行车噪声的大部分。而轮胎-路面噪声大致可分为以下三类:
(1) 轮胎振动产生的噪音
车辆行驶时, 由于路面的不平整, 轮胎与路面集料之间的撞击产生振动, 激发了噪声。研究表明, 轮胎振动是产生轮胎-路面噪声主要的原因之一[1]。
(2) 空气泵吸产生的噪声
当轮胎在路面上滚动时, 轮胎上的花纹与路面之间形成空腔, 空腔不断经历空气压缩被挤压排出, 而后又会迅速回填的两个过程。这种空气泵吸效应, 造成了周围气体剧烈振动, 导致路面行车噪声[2]。
(3) 空气压力变化产生的噪声
当轮胎滚动向前时, 轮胎周围的气流受扰, 在轮胎后部和路面之间产生涡流, 引起空气压力的变化, 从而产生空气动力噪声。与第 (1) 和第 (2) 种噪声相比, 空气动力噪声对轮胎-路面噪声的贡献较微弱[3]。
2 预防性养护措施实测分析
2.1 普通热拌沥青混合料罩面
上海某高架道路为改善其部分路段路面材料松散、磨损较严重的情况, 对这些路段实施了铣刨后普通热拌沥青混合料罩面的养护措施。为了对比罩面前后路面行车噪声的变化情况, 共选取了11个路段进行噪声检测, 其中4个路段是罩面前路段、7个路段是罩面后路段。检测选择在凌晨零点后高架道路养护封道时进行, 以确保没有其他车辆的干扰。检测时采用一辆八成新桑塔娜2000型出租车作为测试车, 分别采用40km/h、60km/h和80km/h三种匀速速度、分别在车内和车外采用手持式噪声仪进行行车噪声检测, 每次检测时记录当次最大噪声值。将所有路段检测结果汇总平均于表1和表2。
由以上数据可以看出, 罩面前的噪声高于罩面后的噪声, 且车外检测结果尤为明显。
2.2 超薄磨耗层
超薄粘结磨耗层技术采用改性乳化沥青Nova Bond TM为粘结油, 使用特殊的间断级配热拌沥青混合料, 并采用专用设备Novapaver同时进行粘层油喷洒和混合料摊铺[4]。
上海某高架道路部分路段使用超薄磨耗层技术铺筑了试验段, 工程结束后采用与上文类似的方法进行了车外噪声检测。检测用车为普通家用小轿车, 分别以40km/h、60km/h、80km/h和100km/h的车速, 在原路面和超薄磨耗层试验段分别进行了3次重复试验, 记录了车外平均噪声和最大噪声值。将3次检测结果汇总平均于表3和表4。
由以上数据可以看出, 养护后路面的车外平均噪声和最大噪声都远低于原旧路面噪声。而且对比前文的数据也可以看出, 在各车速下, 超薄磨耗层路面的车外最大噪声值也远低于新铺普通热拌沥青混合料罩面的噪声值。
另外, 分别对前文普通热拌沥青混合料罩面和超薄磨耗层进行路面构造深度检测, 结果显示, 普通热拌沥青混合料罩面平均构造深度为1.11mm, 超薄磨耗层平均构造深度为1.33mm。超薄磨耗层构造深度比普通热拌沥青混合料罩面大20%左右。
3 降噪机理与效果分析
将上述两种预防性养护措施的噪声和构造深度检测结果汇总于表5。
从噪声检测结果来看, 超薄磨耗层的降噪效果更为显著, 普通热拌沥青混合料罩面的降噪效果次之。而从构造深度检测结果来看, 超薄磨耗层的构造深度更大, 普通热拌沥青混合料罩面的构造深度相对略小。
根据前文所述路面行车噪声产生机理, 噪声主要由于轮胎振动和空气泵吸产生, 且轮胎振动是最重要的原因。对于上述普通热拌沥青混合料罩面的案例, 罩面前由于路面磨损严重、粗骨料外露, 使得轮胎振动加剧, 因此噪声较大;罩面后路面恢复正常, 构造深度减小, 轮胎振动减弱, 尽管理论认为构造深度减小会增加因空气泵吸而产生的噪声, 但相较于轮胎振动减弱而带来的噪声降低, 这一噪声变化并不显著。因此, 罩面后路面行车噪声得到了明显改善。
超薄磨耗层的表观粗视纹理比普通热拌沥青混合料罩面少, 因此, 由轮胎振动而产生的噪声也小;同时, 超薄磨耗层是一种典型的断级配混合料, 其粗集料为单一粒径, 从而形成多孔的表面特性, 又可减少因空气泵吸而产生的噪声。所以超薄磨耗层的降噪效果更为显著。
4 总结
根据路面行车噪声的产生机理, 减少轮胎振动和空气泵吸可降低路面行车噪声。因此, 路面构造深度并非衡量养护措施降噪效果的唯一标准, 应结合各类养护措施的路表面特性进行综合判断。总体而言, 路表观粗视纹理相对较少且路表孔隙相对较多的路面具有较好的降噪效果。同时, 对于路面磨损、粗骨料外露、构造深度变大的道路应及时采取适当的预防性养护措施, 以降低因轮胎振动而产生的路面行车噪声;对于多孔结构的路面应采取适当措施防止其孔隙堵塞, 保证其降噪效果的持续。
摘要：随着交通出行的激增, 路面行车噪声作为环境污染的主要因素之一亦越发严重, 采取适当的路面养护措施降低其噪声污染势在必行。本文分别对普通热拌沥青混合料罩面和超薄磨耗层两种预防性养护措施实施前后的路面行车噪声和构造深度等数据进行了收集和分析, 根据路面行车噪声的产生机理, 对两类措施的降噪机理和效果进行了探讨, 为相关沥青路面预防性养护措施的降噪研究和应用提供新的依据和参考。
关键词：道路工程,沥青路面,预防性养护,降噪
参考文献
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[3]俞悟周, 毛东兴, 王佐民.轮胎/路面噪声及其测量[J].声学技术, 2000, 19 (2) :59-63.
降噪效果 篇6
随着涡扇发动机的发展, 发动机涵道比将越来越大, 风扇噪声是目前和下一代飞机最主要的噪声源之一。从声源上降低风扇噪声意味着改变风扇叶片数或者叶片造型, 难度很大, 因此从传播途径上降低风扇噪声是目前比较简便的方法。现有的商用飞机发动机通过安装进气道为风扇系统提供可靠和均匀的气流, 进气道内壁进行声学处理, 从而降低风扇前传声。这种声学处理手段通常是2至3片弧形声衬组合构成的消声短舱。由于早期加工和结构方面的限制, 2至3片声衬之间的连接带 (拼缝) 通常是坚硬且没有消声效果的。从声学角度讲, 这些拼缝或者温度压力探头固壁块导致了声阻抗的间断, 从而导致了风扇声源产生的模态在这些位置处发生了变化。从管道声模态理论讲, 这种现象叫做模态散射, 它与拼缝或固壁块的大小、位置及数量有关。模态散射对声衬吸收风扇噪声是有害的, 这是因为模态散射将风扇模态能量散射到其它模态, 尤其是低阶模态噪声, 它不能够被声衬吸收且不易衰减, 降低了声衬的吸声效果[1]。
本文以某型发动机进气道为研究对象, 利用LMS Virtual.Lab管道声学分析方法, 分析计算拼缝宽度以及拼缝数目对进气道降噪效果的影响, 进而用于指导今后发动机进气道降噪设计[2]。
1 管道声模态理论
1.1 柱面坐标系下波动方程
在三维直角坐标系中, 声波波动方程为[3]:
直角坐标系与柱坐标系之间有如下关系:
因此在柱坐标下, 声波波动方程可变换成:
式中, r为径向坐标, θ为极角, c0为声速, 此声波波动方程的解为:
m阶柱贝塞尔函数的根值如表1所示:
1.2 某型发动机进气道模型
本文中以某型飞机发动机进气道为计算对象, 其几何外形如图1所示。
1.3 风扇一阶通过频率及激励模态计算
在风扇入口处类似椭圆, 在两个垂直方向的长度分别为1299mm和1260mm, 发动机风扇叶片个数为24, 假定发动机转速为3572rpm, 风扇入口处气流平均速度M=0.3, 可以计算出该转速下, 风扇叶片一阶通过频率 (Blade Pass Frequency, BPF) 为:
从而可以估算出此频率激起的发动机进气道管道声模态如表2所示:
2 拼缝宽度对进气道消声效果影响
本节计算研究在拼缝数量不变的情况下, 拼缝宽度对进气道消声效果的影响。本文中某型发动机进气道声衬由上下两个半圆部分组成, 有两个拼缝, 拼缝宽度约。为了对比拼缝宽度对进气道声衬消声效果的影响, 选择拼缝个数依然为两个, 但拼缝宽度分别为、和三种情况, 计算出的声压云图如图2所示:
从图2中可以看出, 当拼缝数量不变时, 随着拼缝宽度增大, 声波在拼缝处的泄漏也变得越来越严重, 其结果反映了吸声面积对吸声效果的影响。为了定量比较不同拼缝宽度对风扇一阶通过频率噪声的吸声能力, 可以计算不同拼缝宽度下整个进气道对风扇一阶通过频率噪声的声学传递损失, 计算结果如表3所示。
从表3中可以看出, 在拼缝数量不变的情况下, 随着拼缝宽度的增大, 进气道声衬对风扇通过频率基频噪声的传递损失从1.969d B逐渐降低为1.868d B。从图2和表3中可以得出, 随着拼缝宽度的增大, 进气道对风扇噪声的吸声能力逐渐降低, 这也说明了研制发动机最低宽度拼缝或无缝声衬的必要性。
3 拼缝数目对进气道消声效果影响
本节计算研究在拼缝总宽度不变的情况下, 拼缝数目对进气道降噪效果的影响。为了便于结果比较, 选择拼缝总宽度为336mm, 拼缝数目分别为1个、2个和3个。同时, 为了进行结果对比, 引入无拼缝情况下的计算结果, 得到的声压云图如图3所示:
对整个进气道风扇通过基频噪声进行传递损失计算, 计算结果如表4所示。
可能进气道并非完全对称, 其消声效果随拼缝数目的变化并不十分明显。但从图3和表4中可以得出无拼缝声衬的降噪效果最好, 其次3个拼缝声衬的降噪效果要好于1个和2个拼缝的声衬。因此, 在进气道声衬加工过程中, 若不能实现无缝声衬, 则应最先保证单个拼缝宽度最小。
4 总结
本文应用管道模态波混合的方法, 对不同拼缝宽度、不同拼缝数目的进气道声衬降噪效果进行了研究。文中以某型发动机进气道为研究对象, 计算了其在不同拼缝宽度、不同拼缝数目时对风扇一阶通过频率噪声的降噪量。
研究结果表明, 在拼缝数量不变的情况下, 随着拼缝宽度的增大, 进气道声衬对风扇一阶通过基频噪声的降噪效果逐步下降。在拼缝总宽度不变的情况下, 拼缝数目越多, 单个拼缝宽度越小, 则进气道降噪效果越好。此外, 从本文中还可以得出, 无缝声衬吸声面积大, 而且没有声阻抗的间断, 模态散射效应低, 降噪效果最优。因此, 为了增大声衬面积, 无缝声衬以及唇口声衬是未来进气道降噪的发展方向[4]。
摘要：随着商用航空发动机涵道比的增大, 风扇噪声已是目前飞机最主要的噪声源之一。通过在进气道内壁安装声学声衬, 可以有效降低风扇前传声。针对某型飞机发动机进气道, 利用管道模态方法对该进气道不同声衬拼缝宽度和不同声衬拼缝数量进行降噪量计算和分析。计算结果表明, 在拼缝数量不变的情况下, 随着拼缝宽度的增大, 进气道对一阶风扇通过频率噪声的降噪效果逐步下降。在拼缝总宽度不变的情况下, 拼缝数目越多, 单个拼缝宽度越小, 则进气道降噪效果越好。
关键词：进气道,声衬,风扇噪声,降噪
参考文献
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内燃叉车降噪措施 篇7
国内外对内燃叉车噪声限值均有规定。欧盟对非道路设备的噪声限制规定是2000/14/EC《成员国关于户外机械设备环境噪声排放的一致性法规》。该法规对57类户外设备中的63种噪声排放做出了规定,其中22种设备规定了噪声排放限值,41种设备要求标明噪声排放值。同时,针对每种具体设备制定了排放噪声的测定方法。相应的试验标准为欧盟EN 12053-2001《工业车辆安全噪声测量试验方法》。
我国叉车一直采用部颁标准JB/2391-94《0.5～10 t平衡重式叉车技术条件》,该标准要求汽油机叉车车外最大噪声值不得大于86 dB(A);柴油机叉车为89 dB(A)。检测方法按照JB1496《机动车辆噪声测量方法》中关于拖拉机试验方法的规定执行。
为提高产品竞争力,一些知名叉车制造企业制定了更高的噪声内控标准,合力叉车的噪声内控标准见表1。
2007年国家相关部门制定新标准JB/T2391-2007《500～10 000 kg平衡重式叉车技术条件》,在安全、环保章节中规定了叉车机外噪声辐射值,见表2。
新标准要求叉车机外噪声辐射限值试验方法为JB/T 3300《平衡重式叉车整机试验方法》(送审稿)中规定的平衡重式叉车辐射噪声的测量方法。该方法与欧盟EN 12053-2001标准一致。
二、降噪措施
为了达到欧盟指令要求,就要根据待降噪的叉车现状,兼顾成本、工艺性等寻求最合理的叉车降噪措施。
1. 总体设计时注意降噪
叉车噪声大小如实地反映了叉车的设计与制造的水平,因此要在设计叉车时注意尽量降低噪声,主要途径如下:
(1)选用发声小的材料制造零件
叉车零件材料大多是金属,如钢、铝、铸铁等,这些材料的内阻尼小,传播振动时消耗能量很少,但辐射率却不小,所以常辐射出许多声能。有些合金,如铜锰合金或铜锰锌合金则具有较大的内阻尼,有的称为哑金属,它们传播声能或辐射声能的能力比较差。铸铁的传声能力也比钢差。
(2)降低激振力
激振力主要来自机械运动中的撞击、力的不均匀传递、旋转件的动平衡不良、接触不良和间隙过大等。因此,降低激振力就往往在满足设计性能的前提下要改变设计参数,减小撞击件的质量,降低撞击速度,用连续运动代替不连续运动,控制配件间的间隙,合理安排润滑,减小摩擦力和提高机械运动部件的平衡精度等。
(3)改进零件形状
改变轴的直径,增多台阶数,会增大对轴的纵向传动波的阻抗。将矩形平面改变成几个三角形,会增大其自然频率。采用最佳的风扇叶片形状,能减小气流噪声。设计时,通过改变零件形状,能明显降低机械系统的噪声。
(4)隔断机械系统内波的传播
在机械系统中波的传播方向上如果采用两种材料,制成不连续的结构,能有效地隔断波的传播。
采用倾斜支承、弹性支承可将振动限制在支承上,使其不能继续传播。
(5)设计中安排能够吸收振动能量的结构
在结构中采用缓冲材料,例如采用柔性联轴器、弹性接头、增加缓冲垫和采用阻尼材料等,均能使波动能量在机械系统中传播时被吸收很大一部分。
(6)避免零件的固有频率应与机械系统外力作用时的频率相近
如果作用力的频率与一个零件或整个系统的固有频率相一致或接近,便会发生共振,使整个系统的振动及噪声都加剧。
(7)改变传动装置
带传动比齿轮传动的噪声低,斜齿轮传动比直齿轮传动的噪声低。带传动中齿形带又称无声带,噪声最低。三角带比平胶带滑动小,噪声也小,但不适宜于高速传动。
齿轮的线速度与噪声的关系很密切。如果齿轮线速度降低1/2,则噪声比原来的会降低约6 dB。对于变速器的设计,传动链要尽量短,传动件应尽量少,尽量减少中间传动轮,惰轮的线速度也要尽量低。
(8)采用合适材料降噪
控制机械噪声方面常用的材料有3种:对于空气发出的噪声有吸声材料和隔音材料;对于结构发出的噪声有阻尼材料。
吸声材料内部具有许多互相连通的孔。带有声波的空气到达这类材料表面时在这些小孔中产生振荡,将引起小孔中空气黏性流损耗;由于材料纤维的运动引起内摩擦损耗。如玻璃纤维、纤维板等。
隔音材料一般是质地比较致密的、质量重的、不透气材料。如铝板、双层玻璃窗等。
阻尼材料在加载期间,外界对材料所作的功大于卸载期间材料放出的能量,材料能把一部分能量转换为热能。如磁铁、橡胶制品等。
2. 通过改进制造工艺降噪
机械产品噪声大小与其制造工艺关系很大,提高加工精度,降低粗糙度,能减小摩擦噪声与颤振。提高装配质量,保证回转部件动平衡和装配的同心度,以减小偏心振动,都能降低噪声。
3. 改进发动机与轮胎的构造
对定型叉车,降低噪声的主要措施是改进发动机和轮胎的构造,以减少噪声源。同时,还需改进发动机的附件配置,增加机罩隔声层等。具体措施如下:
加大消声器容积,降低发动机加速时的排气噪声;采用吸气谐振器,通过谐振器的膨胀、干涉,抑制吸气的脉冲,从而降低吸气噪声;将隔热垫改为高密度、短纤维材料,使吸声性能提高;在护顶架及配重间隙、前板与仪表架间隙等处加装橡胶密封垫,防止漏声;在确保冷却性能的前提下,尽量减小风扇的转速;将多路阀通过防振橡胶安装,以抑制油泵处发出的脉动声音;在内、外门架的活动部分装上树脂性限位活块,防止门架晃动声音;选择高品质、低噪声的发动机,在确保整车性能的前提下,尽量降低发动机的额定转速,并改善发动机支脚橡胶垫性能;选用纵向花纹轮胎或子午线轮胎;在发动机排气管中间装上波纹管。
汽车降噪大势所趋 篇8
一、交通噪声直接影响到人们的身心健康
交通噪声是由各种不同频率、不同强度的声音杂乱、无规律地组合而成。我国《城市区域环境噪声测量方法》中规定, 白天室外超过60分贝, 夜晚超过50分贝就属于噪声, 而室内噪声标准值还应该要比室外低10分贝。
衡量声音大小的单位是分贝, 15分贝以下的, 通常被认为是“死寂”的;20分贝以下的声音, 一般来说它是安静的;20~40分贝大约是人类耳边的喃喃细语;40~60分贝属于人们正常的交谈声音;60分贝以上就属于吵闹范围了;70分贝开始损害听力神经, 汽车喇叭的声音一般在80分贝以上, 甚至超过90分贝;90分贝以上就会使听力受损;呆在100~120分贝的空间内, 如无意外, 1分钟人就会暂时性失聪 (致聋) 。
调查表明:目前机动车辆噪声已经占到了城市噪声的80%。
二、汽车噪声的来源
要解决和降低车辆噪声对环境和车内驾乘者的危害, 首先需要了解车辆噪声的来源。一般来说, 汽车噪声主要来自于排气噪声、发动机噪声、高速行驶时气流扰动产生的风切噪声、轮胎与路面摩擦产生的噪声、外界环境传入的噪声、结构敲击噪声等, 以发动机噪声 (来自前面) 、风噪 (从门窗缝传来) 、胎噪 (从底盘及底板传来) 、路噪及沙子撞击底盘的噪声为主。这几类噪声对驾乘人员来说最直接, 一般车辆开动后凭经验都能感受得出来, 特别是那些经常跑高速的驾驶员感受最明显。
三、为汽车实施隔音降噪工程
汽车隔音降噪施工, 由专业技师在检测分析后, 采用奔驰、宝马等高档轿车所配备的隔音材料, 按科学的施工工艺对汽车进行全面的隔音降噪处理, 使驾驶员在行驶中有宁静的享受。
一般情况下, 静音水平较高的车辆, 发动机怠速时室内应基本听不到发动机声;时速在110~140公里时, 车内人员可轻声交谈;高速行驶时坐在车内, 脚下地板不应有明显的震动, 在车外轻拍车身应感觉不到回声和共鸣声, 关车门时声音厚实。
做完隔音处理后, 驾驶室内噪声一般可下降10~15分贝, 并可将声压级提升1~2倍。
为车辆做隔音降噪施工的重点部位, 首先是发动机。发动机产生的噪声, 通过前翼子板、发动机盖、挡火墙、排气管产生和传递入驾驶室内。常见的减噪方式是在发动机仓装配隔音棉、在车门与车身接触部位安装密封胶条, 以及在车内部铺装地胶等。在发动机盖下粘贴一种高级吸音泡沫材料, 既可吸收和消耗大量发动机的噪声, 又能抑制发动机盖的振动和阻隔来自发动机的热量;还能保护车漆表面不会因长期受热而损伤, 在冬季可以起到保温作用以保护发动机仓内机件不至于冻裂。不过, 这种方式要采用专业施工技术, 在不破坏原车电路、不改变原车结构的前提下完成。施工完毕后可使车内噪声下降4~8分贝。
优质的车体材料可以降低发动机的噪声, 优质的内饰材料有吸声作用。采用高科技复合材料的汽车隔音工程, 无需拆卸发动机、仪表盘, 不改动任何线路、油路和电脑等关键部位, 不使用高温烘烤的传统做法。新的技术和工艺的使用, 大大缩短了作业时间, 全车隔音施载工序仅需6~8个小时, 便可达到最高降噪17分贝的奇佳效果, 并可以保证永久不致老化脱落。
钻机柴油机房降噪处理研究 篇9
关键词：柴油发电机组；噪声；降噪；吸音材料
石油钻机的动力系统主要来源于柴油机，柴油机的功率较大，一般为800KW左右，一套5000M的钻机一般需要3台柴油机，一套7000M的钻机一般需要4台柴油机，柴油机在工作时会产生的噪声，尤其钻机用的柴油机由于功率大，且相互之间互相影响，噪声尤为突出，即使在野外，在很远的地方也能听见柴油机的声音。
石油钻井作业产生的噪声，因为野外露天，流动性作业，噪声污染范围是局限的，又是暂时的，给人们感觉上造成了短期影响行为，因此噪声的污染危害在过去相当长的时间，一直未引起足够重视。但是近几年来，随着人们环境意识日益增强和国家有关环境噪声法律、法规制度及标准的颁发，不断完善与实施，石油钻井作业产生的噪声污染和危害，使当地居民及工作人员的工作、生活和身心健康都受到损害，夜间干扰更为严重，已引起了油气田广大职工干部的高度重视和当地政府及群众的关注。因噪声污染引起工农关系紧张及污染赔款等问题，已严重影响着钻井作业的正常生产和可持续发展。
1.钻机柴油发电机组噪声源分析
钻机柴油发电机组的主要噪声源均为柴油机产生，包括排气噪声、机械噪声和燃烧噪声、冷却风扇和排风噪声、进风噪声、发电机噪声、地基振动的传递所产生的噪声等，柴油发电机组运行时，通常会产生95～128 db（a）的噪声。
（1）排气噪声。排气噪声是一种高温、高速的脉动性气流噪声，是发动机噪声中能量最大的一种，其噪声可达100 db以上，是发动机总噪声中最主要的组成部分。发电机工作时产生的排气噪声通过简易排气管（发电机组原配排气管）直接排出，并且随气流速度增加，噪声频率也显著提高。
（2）机械噪声和燃烧噪声。机械噪声主要是发动机各运动部件在运转过程中受气体压力和运动惯性力的周期变化所引起的震动或相互冲击而产生的。它具有噪声传播远、衰减少的特点。燃烧噪声是柴油在燃烧过程中产生的结构震动和噪声。
（3）冷却风扇和排风噪声。机组风扇噪声是由涡流噪声、旋转噪声以及机械噪声组成。排风噪声、气流噪声、风扇噪声、机械噪声会通过排风的通道传播出去，从而对环境造成噪声污染。
（4）进风噪声。进风通道的作用是：保证发动机的正常工作以及给机组本身创造良好的散热条件。机组的进风通道必须能够使进风顺畅进入机房，但同时机组的机械噪声、气流噪声也会通过这个进风通道辐射到机房外面。
（5）地基振动的传递噪声。柴油机强烈的机械振动可通过地基远距离传播到室外各处然后通过地面再幅射噪声。
由于卡特彼勒的发电机是国际的知名品牌，其机组的性能代表当今世界的发电机组的先进水平，因此对机组本身的结构及材料不能做任何改动，所述的机械噪声，燃烧噪声不是本文研究的内容。
2.房体降噪的研究和相关设计
柴油发电机房降噪治理的原则是在确保机组通风条件即不降低输出功率的前提下，采用高效吸音材料和降噪消声装置对进、排风系统进行处理，使之达到国家标准。发电机组降噪最根本的办法是从声源着手，采用一些常规的降噪技术；如消声器，隔声、吸声隔振等乃是最有效的办法。降噪设计的基本思路是：首先查明各种声源中的最大噪声成分及其频率特性，采取有关技术措施，将各声源的噪声级尽量降低到大致相同的水平，其中容易降低的噪声源可以降低的多一些，降噪还要和其他技术要求（如对机组输出功率的影响、降噪成本等多种具体因素）综合起来考虑。使噪声在房体外1米处测得的音量≤85dB。
2.1钻机柴油机房降噪原理
多孔吸声材料，如玻璃棉、岩棉、吸音网眼布，吸音网眼板等具有良好的吸声性能，不是因为表面粗糙，而是因为多孔材料具有大量的内外连通的微小孔隙和孔洞。空隙之间互相连通，孔隙深入材料内部。当声波入射到多孔材料上，声波能顺着孔隙进入材料内部，引起空隙中空气分子的振动。由于空气的粘滞阻力、空气分子与孔隙壁的摩擦，将声能转化为摩擦热能而消耗掉了，因而能吸声。表面粗糙的材料，不一定吸声，如拉毛水泥等，外表粗糙但内部致密，早期在影院墙面上常见，现已不用。内部存在大量孔洞的材料也不一定吸声，如包装用的泡沫，内部有许多泡沫但相互独立不贯通，有很好的减振作用，但由于空气无法进入材料内部，因而不吸声。
2.2柴油发电机组房体降噪具体施工措施
（1）采用高效减震胶垫对机组采取隔震处理，现在这一部分技术已经非常成熟。经过隔震处理，机组表面的震动被有效隔断。
（2）在传播通道上进行降噪处理，将发电机组排气管加装减震软连接，减少声源对外辐射；根据消声原理，消声器结构可采用阻性消声器，其利用多孔吸声材料，以一定方式布置在管道内，当气流通过阻性消声器时，声波便引起吸声材料孔隙中的空气和细小纤维的震动。由于摩擦和粘滞阻力，声能变为热能而吸收，从而起到消声作用。
（3）房体各壁采用多层降噪材质组合而成，房体—岩棉—吸音网眼布—吸音网眼板。在机房内部发电机房的墙面增设吸声墙面，既能降低机房内混响声，同时提高隔声效果，又可衰减机组运行时的强噪声向顶部直接传递；在发电机房的顶部增设吸声吊顶，即能够降低机房内混响声，同时又能提高隔声效果，使噪声源在传出机房前已被有效衰减以提高机房的降噪效果。
（4）在设计进、出风时，充分考虑机组正常运行时所需的最低进出风量标准进行设计，同时要解决机房内的散热问题，进风口应与发电机组、排风口设置在同一直线上。进排风口应配以阻性片式吸音栅。
3.结论
石油钻机柴油发电机组噪声是整个钻机现场最大的噪声源，对环境保护的影像很大，不符合健康，安全与环境管理体系（HSE）的要求，因此需要防范，本文针对柴油发电机组产生的噪声进行了研究，对发电机组房体降噪给出了具体施工措施，可为相关人员提供参考。
4.参考文献
[1] 孙庆群. 石油生产及钻采机械概论.中国石化出版社，2011
[2] 蓝富华. 石油钻井柴油机.天津大学出版社，2007
5.作者简介
开关磁阻电机降噪方案研究 篇10
1 开关磁阻电机的工作原理
开关磁阻电机(以下称SR电机)的灵魂是磁阻最小原理。当定子凸极和转子凸极处于错位状态下,气隙以及磁阻都比较大。给定子磁极绕组通电之后就会产生拽着转子转动的拉力,使气隙趋于减小(磁阻减小)。定子磁极绕组的通电先后次序是通过电子开关有规律的通断控制,这样就能形成连续的、规律的、旋转的力矩了[2]。
SR电机不是恒转矩电机,它的转矩是转子位移角和绕组电流的函数。扭曲的磁场会产生阻性的电磁转矩[2,3,4]。其平均电磁转矩可以表示为
式中:∮Ψdi为1个周期τr的Ψ-i轨迹所包围的闭合面积;Ns为电机定子极数;Nr为电机转子极数;τr为转子转过的极距角;Ψ为磁链。
2 导致噪声的参数提取过程
2.1 分析方法的选取
磁场力计算一般都是采用有限元分析结合经典理论的计算方法。比较常用的方法有:虚位移法、麦克斯韦应力法、节点力法等[3,4]。
麦克斯韦应力法虽然推导容易,能节省计算时间,但积分路径的选取很关键,不同的方案得到结果的精确程度也不同,求解三维磁场时该方法的不确定性尤为明显。相比之下,节点力法精度高一些,但是计算量大这个缺点不能忽略。虚位移法相较前两种方法除了计算简单之外,精度也很高,关键的是移植性好,所以优选虚位移法[6]。
2.2 径向力和切向力计算
理想状态下SR电机铁芯的磁导率→∞,气隙磁导率为理想线性的空气磁导率。磁场域只受气隙磁阻的影响,产生虚位移的dt时间内,SR电机的微分能量平衡关系如下式:
式中:d We为dt时间内电机耦合磁场获得的净电能;d Ws为dt时间内的磁场储能;dWm为dt时间内的机械总能量(来自电能转换)。
当SR电机转子重叠角为θ时,设此时磁链为Ψg,气隙磁场强度为Hg,绕组电流为i,气隙的磁感应强度为B(g,i,θ),g为气隙长度,Tph为每相转矩,μ0为空气磁场率,则如下表达式组成立:
由此得到:
气隙磁储能表达式如下式:
式中:Wρ为气隙磁场的能量密度;Vg为气隙磁场的体积;B为气隙的磁感应强度;Larc为当重叠角为θ时,以电机的轴心为圆心时重叠区弧长近似值。
由式(5)联立求得:
将磁场储能Ws用广义坐标y以及磁链Ψ表示有如下关系:
将广义坐标y表示成转子重叠角θ的函数,由此得到:
综合式(2)、式(4)、式(8),此时的机械能增量为
电机的切向磁力如下式:
同理,将广义坐标y表示成气隙长度g的函数,由此得到:
综合式(2)、式(4)、式(11),此时的机械能增量为
电机的径向磁力如下式:
SR电机径向力与切向力之间的比值为
由此可见,SR电机的径向力与切向力的比值与定转子重叠角θ以及电机转子外径Dr成正比,与气隙g的大小成反比。实验得出:δ越小,SR电机电磁噪声也越小[1,2]。电机初选型时,应尽量减小转子外径Dr,增大电机的气隙长度g来减小运行噪声。
3 参数仿真过程
本文选用Ansoft公司的Maxwell软件进行仿真分析。该软件在二维电磁场有限元分析领域运用广泛[5]。使用二维求解器,建立静磁场模型之后将其导入到2D中。然后设置材料属性,加上边界条件和激励流(这里使用电流源激励)。气隙在0.5 mm到0.25 mm之间递减,步长为-0.05 mm。对参数进行仿真,结果如图1、图2所示。
开关磁阻电机的阻性转矩在运行时会拽着转子转动,此力可分解成转子径向力和转子切向力,其中切向力是带动转子运转的转矩产生的力,径向力则是引起电机电磁噪声的根源,因此我们希望径向力尽可能小一些。由图1可以看出,在重叠角一定的情况下径向力会随着气隙的增大而减小,理想上让气隙大一些;但是图2显示,转矩会随着气隙的增大而减小。这是我们所不希望的,所以折中考虑气隙值选在0.35~0.4 mm之间效果会比较好。
4 结论
SR电机噪声主要分为空气动力噪声、机械噪声、电磁噪声3类[1,6],其中电磁噪声是主要噪声来源。针对这一问题利用虚位移法对电磁力进行分解分析,得到径向力和切向力。其中,径向力产生噪声和振动,切向力就是转矩力。要减小噪声就要减小径向力的值,经过计算得到径向力与切向力的比值与电机气隙大小有关。气隙的大小可以影响径向力与切向力的比值,要减小噪声,就要使比值尽量小,理论上希望气隙尽量大一些。通过仿真不难发现虽然随着气隙的增大径向力在减小但转矩也在减小,所以折中考虑将气隙值选在0.35~0.4 mm之间较适合。
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