振动与噪声控制

振动与噪声控制（共12篇）

振动与噪声控制 篇1

随着城市的发展, 人口日益增多, 我国大多数城市目前的交通状况已不能满足要求, 在大中城市发展轨道交通已成为人们的共识。安全、正点、快捷、舒适的城市轨道交通受到广大市民的青睐, 成为出行者首选的交通工具, 但城市轨道交通不可避免的给城市带来诸多如振动、噪声等超标污染。振动及噪声影响了人们的正常工作和生活, 危害人体健康, 是影响面最为广泛的一种公害。

1 轨道交通振动与噪声的控制技术现状与分析

1.1 从振源及声源控制的防振降噪措施

1.1.1 车辆的防振与降噪措施

1) 进行车辆轻量化设计。减小车辆自重, 从而减小轮轨间的相互作用力, 降低噪声。2) 采用弹性车轮、充气橡胶车轮、阻尼车轮及弹性踏面车轮等。在车轮上加设橡胶件能有效吸收和衰减一部分由车轮产生的噪声, 改善噪声的频谱特性。采用这些经过特殊处理的车轮, 可减振降噪2 dB (A) ～10 dB (A) 。3) 用改变车轮结构的方法来改变噪声的发射性能, 降低轮轨噪声。国外的一些国家把制动盘放在轮辐上来减少噪声的发射。如德国的一些车辆就采用这种方法, 试验证明对1 000 Hz以上的噪声有明显的改善, 大约减少噪声5 dB。4) 运用线性电机驱动及径向转向架。温哥华、多伦多、底特律、大阪等城市在20世纪80年代的轨道交通系统中, 采用了线性电机车辆。该车型采用线性电机牵引、径向转向架及自动控制三项新技术。由于采用线性电机牵引, 动力系统不需要从旋转运动转换成直线运动, 省去了齿轮箱等一系列传动机构, 减轻了轮轨间磨损, 减少了许多噪声源, 因而噪声比一般车辆降低了10 dB (A) 之多。此外, 由于采用径向转向架, 车辆能顺利地通过曲线, 消除列车在曲线上运行时产生蠕滑, 减少轮轨磨耗和消除常规固定轴距转向架通过曲线时刺耳的尖叫声, 因而噪声比一般车辆降低近20 dB (A) , 特别适用于高架轨道交通系统。5) 采用磁悬浮技术。由法国、德国、日本、加拿大等国家研制成功磁悬浮列车, 改变了原来轮轨粘着作用, 使车体悬浮在导轨上面行驶, 其振动小、噪声低。

1.1.2 轨道结构振动与噪声控制措施

1) 优化轨道结构。a.无缝线路。将标准轨焊接成长钢轨, 减少钢轨接头数量, 从而减少接头冲击引起的振动噪声。测试结果表明:在钢轨接头处, 轮轨噪声比非接头部位增加5 dB (A) ～7 dB (A) 。b.减振型钢轨。在钢轨腰部粘贴防振吸音材料, 如橡胶, 其降噪效果显著。测试表明, 采用弹性钢轨可降低噪声4 dB (A) ～8 dB (A) , 特别适用于高架铁道需特殊降噪地段。c.减振型扣件。一般扣件, 其竖向刚度在20 kN/mm～60 kN/mm之间, 有一定减振降噪效果;减振型扣件, 其竖向刚度在10 kN/mm～25 kN/mm之间, 最低为6 kN/mm, 能有效地减少对周围环境的干扰。d.减振型轨下基础。为了适用于不同减振要求, 各国都对传统的碎石道床与整体道床作了大量改进研究工作, 开发了各种减振型轨下基础。主要有:在碎石道床的基础上, 研制了弹性轨枕道床和道碴垫道床, 增加道床弹性, 有效降低道碴振动, 与一般碎石道床相比, 减振5 dB～15 dB。在整体道床基础上, 开发了短轨枕包套式和弹性长轨枕整体道床。e.进行轨道不平顺管理。控制轨道不平顺是降低轮轨之间振动与噪声的有效措施。为此应加强轨道不平顺管理, 制定严格的养护维修计划, 确保轨道处于平顺状态, 从而减少振动与噪声对周围环境的影响。

2) 改变轨道结构的振动参数。根据振动理论, 隔振系统的三个基本体系包括:M (质量) 、K (刚度) 、C (阻尼) , 以此三要素可以来估算不同轨道隔振系统的振动频率。a.在涉及到曲线时, 尽量少用小半径曲线。由于小半径曲线会增大轮轨作用力, 加速钢轨磨耗, 也因此产生较大的噪声。b.铺设无缝线路。采用无缝线路, 即将标准轨焊接成长钢轨, 减少钢轨接头数量, 从而减少接头处轮轨冲击引起的振动与噪声。c.采用重型钢轨。采用重型钢轨的垂向刚度可以有效降低列车冲击而引起的钢轨垂向振动, 从而减少噪声。将50 kg/m钢轨改成60 kg/m钢轨后, 钢轨的垂向刚度增加, 可以把列车冲击而产生的振动降低10%。

1.2 传播过程中控制振动噪声的方法

1.2.1 桥梁防振降噪措施

1) 选择低噪声桥梁形式, 采用箱形梁比较合理。2) 采用橡胶支座。3) 高架桥宜采用混凝土梁, 尽量少用钢梁。

1.2.2 设置声屏障

1) 在线路两侧设置声屏障。2) 线路两侧大密度种植树木, 形成树障, 绿化减噪。3) 设置车轮隔音罩和在车辆两侧设置下裙边。4) 采用密封车体设计, 减小噪声进入车内。5) 在隧道内、车内以及声屏障靠近声源一侧采用吸音涂层, 以减少声反射。

1.3 建筑物振动噪声控制措施

1) 建筑物材料与结构的减振措施。建筑物本身可采用宽基础, 加固地板, 隔振垫等, 也可对建筑物表面贴附吸声、隔声材料。高架轨道沿线的建筑物在选材及结构选型方面应加以重视。特别应选择隔声性能好, 抗振性能好, 质量轻的建筑材料或结构形式。如陶粒混凝土材料具有良好的吸音隔声能力和良好的动力性能, 可以作为轨道沿线大跨建筑物的合理选型加以考虑。2) 设置隔声窗。将面向噪声源的敏感建筑, 如学校、医院、居民住宅、幼儿园等的窗户改造成隔声窗并加设通风及空调装置。隔声窗与普通窗的最大区别在于它必须有一定的隔声量, 即最低级别隔声窗的隔声量也要保证在5 dB (A) 以上。隔声窗由各种材质构成, 通常使用的有钢结构、木质结构、钢塑结构和铝合金结构的隔声窗等。

2轨道交通振动与噪声控制的应用建议

2.1技术措施

1) 通过线路选线、桥隧结构形式、轨道结构等综合技术措施来进行振动和噪声控制。2) 采用高弹性扣件或高弹性轨下垫层, 是降低轨道振动噪声经济而有效的措施, 可适用于一般减振降噪要求的新建或旧线改造。3) 采用减振型轨下基础, 可以更有效地降低振动的传播, 同时也降低了桥梁的二次噪声, 可适用于新建线路减振降噪要求较高地段。4) 应采用减振降噪性能优良的桥隧结构。5) 高架线路上的车辆应增设裙板及车底设置吸声结构。6) 高架线路声屏障的设置和形式要进一步优化, 提高其降噪效果。7) 地铁运营管理中, 加强轨道结构状态管理, 减小轮轨冲击作用, 从而降低振动噪声对环境的影响。

2.2噪声敏感区防噪技术

诸如学校、幼儿园、医院、住宅、站台等沿线建筑往往构成噪声敏感区域, 对于防噪的要求较一般性路段更高。由于受到安装空间、线路设备限界以及市容、路容美观性要求等一系列限制, 声屏障的降噪效果受到一定的制约。

鉴于此, 本文提出声屏障的优化措施, 示意图见图1。

1) 设置低矮声屏障, 降噪装置应当尽量地小型化。2) 轨道挡墙内侧安装吸声屏体, 上、下行线路之间安装道间声屏障。3) 吸声屏体采用微孔泡沫的轻结构。

本优化方案的特点是双面吸声, 可以很好地降低轨道交通的噪声;采用泡沫类无纤维材料, 防止了纤维类 (如天然棉、人造棉玻璃棉、海绵、岩棉和矿棉等) 吸声材料造成二次污染, 影响噪声敏感区域人群和乘客的健康, 同时具有寿命长、可再生等优点;安装方便, 成本低。

摘要：针对轨道交通振动与噪声的控制问题, 分析了目前主要从振源与声源、振动传播与声传播以及承受物三个方面进行的防振降噪控制技术, 最后针对噪声敏感区降噪要求高、设置降噪设施难度大的问题, 提出声屏障的优化设计思路。

关键词：轨道交通,振动,降噪,声屏障

参考文献

[1]Chua K.H, LK.W., Koh C.G.Performance of Urban RailTransit System:Vibration and Noise System[J].Journal ofPerformance of Constructed Facilities, 1997 (2) :67-75.

[2]U.S.Department of Transportation, Federal Transit Administration Transit Noise and Vibration Impact Assessment ReportDDT-T-95-16, April, 1995.

[3]温玉君.城市轨道交通系统的减振降噪措施[J].城市轨道交通, 2005 (6) :77.

[4]蒋伟康.道间吸声屏障:中国专利, ZL00216248.2[P].2000.

振动与噪声控制 篇2

一种噪声与振动主动控制的滤波-MLMS算法

滤波-LMS算法在噪声与振动主动控制中最为常用,但在具有冲击干扰的环境下,其收敛性能变差,本文提出一种更具鲁棒性的滤波-中值LMS算法,无论在冲击噪声还是在非冲击噪声环境下,都具有很好的`收敛性,计算机仿真结果进一步验证了这种算法的有效性.

作 者：孙木楠  作者单位：南京理工大学理学院力学系,南京,210094 刊 名：振动与冲击  ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCK 年，卷(期)： 21(2) 分类号：O322 TP273+.2 关键词：噪声主动控制   振动主动控制   滤波-LMS算法   中值  

振动与噪声控制 篇3

摘要：针对高速磁悬浮电机拖动系统中转子本身的不平衡振动和由于不对中导致旋转时产生二倍转频振动，提出一种基于FIR滤波器的自适应前馈控制方法，把转子之间的扰动看成是不同频率的扰动，对两轴建立数学模型，将自适应滤波器的输出作为补偿信号与扰动相抵消.通过广义根轨迹分析了加入了前馈控制后对磁轴承控制系统稳定性的影响，并分析了在不同步长不同阶数下自适应前馈控制器的性能.仿真结果表明，该方法能有效地抑电动机转子轴的基频和二倍频振动，在电机对拖实验中，当转速为10000r/min时，转子基频和二倍频振动增益分别减小12.ldB和19dB，位移跳动量降低了67.56%.

关键词：磁悬浮电机；不对中；FxLMS算法；多频率振动

DOI：10.15938/j.jhust.2015.02.006

中图分类号：TP273

文献标志码：A

文章编号：1007-2683（2015）02-0028-07

0 引 言

主动磁轴承（active magnetic bearings，AMB）因其无接触、无摩擦、无需润滑、长寿命和主动可控的优点，得到了越来越多的研究和应用.随着磁悬浮技术的日益成熟，磁悬浮电机被广泛应用到诸如磁悬浮鼓风机、磁悬浮压缩机等高速旋转机械装备领域.在旋转机械中，振动是广泛存在的，多频率振动多以倍频谐波或者独立无关形式存在.在一个测试电机性能的高速磁悬浮电机对拖系统中，两台电机分别作为主动和被动部件，转子由联轴器联接来传递扭矩，由于安装、制造和起浮的误差，两个电机的转子不能理想对中.在电机高速旋转时，转子不对巾会增大转子由于不平衡振动产生的转速同频振动，并且产生转速的二倍频振动，可以将转子二倍频比例值作为含有不对中故障转子严重程度的一个判断依据.由转子不对中引起的振动会增大控制电流和功耗，影响电机稳定性，不加以主动控制，严重的会使得转子碰到保护轴承，从而造成转子损坏，

基于FIR滤波器的白适应FxLMS算法由于结构简单，算法本身只有乘加运算，易于与标准DSP硬件匹配，系统存在建模误差时鲁棒性强等特点，已经广泛地应用与振动的主动控制和噪声的消除.魏彤等将FxLMS应用于控制力矩陀螺的精确前馈控制中，仿真证明可以抑制由于框架位移引起的振动，梁青等对FxLMS算法进行改进，在具有带通滤波器的系统上，在求出滤波器的输出的基础上，反解出电流值加入磁悬浮隔振器中，试验证明对隔振器中7Hz到15Hz的振动很有效果.ZENGER等证明了在控制系统中增加FxLMS算法的前馈通道的数量可以抑制多个不同频率的振动，但只有仿真缺乏实验验证.JIANG等利用频域分块LMS算法计算FIR滤波器权值，对多频率振动的抑制可以实现算法复杂度的不增加，但算法本身较复杂，不利于工程应用.上述这些文献里，着重描述了FxLMS算法的应用，欠缺对加入算法后对系统稳定性的影响，以及FIR滤波器长度和LMS算法步长等参数变化时不同控制效果的分析，

本文通过对FxLMS算法本身参数取值进行分析，并选择理想的参数，应用于磁悬浮电机的对拖试验平台.

1 对拖系统磁轴承转子模型

磁悬浮电机对拖系统的每个转子的径向由两个磁轴承支持，转子由柔性联轴器联接，当存在不对巾时，其相对位置示意图如图1所示，将其抽象为图2所示的力矩模型.

主动轴与被动轴之间的不对中夹角为.将被动轴投影到x-y平面后，投影轴与x轴的夹角为，电机的转矩T经过柔性联轴器传递到转子之后可以分解为两部分T2和T3：式中：T2为转矩；T3为垂直与转子方向的力矩.可以进一步分解为沿X轴和y轴的两个力矩：

Tx=Tsinacosp，Ty=Tsinasiβ.

（3）

根据欧拉运动方程，Tx、Ty、Tz还可以分别表示为：式中：ω为转子的角速度；Ti为转子绕轴i的转动惯量，i=X，y，z.由于转子仅有绕z轴的转动，所以上式可以简化为

Tcosa= /R8n，

（7）式中：IR为转子的极转动惯量；εR为转子的角加速度，对于具有夹角α的对拖系统，其角速度满足以下关系： 式中：ω为被动轴的角速度；ω为主动轴的角速度；θ为主动轴的转角，式（8）可以展开为：式中，n=1.2. 3…其中，A，B、C、D均为只与α有关的常数，当夹角α不变时，其值也可以视为不变.将式（10）带人式，并令θ=ΩT，可以得到输入转矩：可以看出，x、y方向上的转矩频率都为转速的2n倍关系，故角度不对中产生2n倍转频的振动.

2 自适应前馈算法

3 稳定性分析

本文采用前馈控制器对磁轴承控制系统进行补偿，其改变r原控制系统的前向通道，因此有必要对新的磁轴承控制系统的稳定性进行分析，单个的自适应滤波器输出Y（z）和单个频率误差E（z）之间的关系为：式中：函可以取-90°<φ<90°，一般的，可以取A=l.在原系统为稳定的基础上，加入前馈控制的主动控制系统的主导根轨迹图如下所示，仿真时转速设为0-500Hz，每次增加5Hz.图5（a）、（b）中，FxLMS滤波器的阶数为32，步长d分别为0.0001和-0.000I.从图5（a）中可以看出，在低速时，系统极点息都存虚轴左侧，说明系统稳定，而转速达到200Hz以L的时候，系统就出现了不稳定极点，而图5（b）中，在低速时，系统的根轨迹在虚轴右侧，在转速为250Hz时到达虚轴左边，为了解决磁轴承系统到达高速不稳定的问题，在图5（c）为根轨迹的系统中，将（a）、（1））两图的取值结合，在振动频率为0-200Hz的时候取“为正值，200-250Hz时，取“为0.250-500Hz.时取为负值，系统的根全部位于左半平面，则在整个频率范围系统是稳定的.

4 算法仿真和性能分析

振动与噪声控制 篇4

单线特路桥梁的一般特点是狭长,跨度小,刚度大。随着火车的提速,铁路线路由单线改为复线,桥梁宽度也比以前宽,跨度也相应增加,从几十米到一两百米。铁路桥梁前几阶振型中,横向振动占的比重比较大。如何控制狭长柔性桥梁横向振动是目前振动控制研究的问题之一。用增加桥梁刚度来解决横向振动是曾经比较常用的方法,但这种方法不仅不经济,而且本身也存在理论上的问题。振动问题应该采用动力学的方法来解决。目前振动控制一般有被动控制系统TMD,主动控制系统AMD,以及半主动控制系统。尽管主动控制是一种比较先进的技术,但被动控制系统也有许多优点,比如不需要电源,控制效果好,维护方便,制造安装简单。

1 长窄高桥墩桥梁横向振动力

直桥横向振动主要是由桥梁施工误差所致。假设桥梁横向线形为y=f(x),则有火车产生的横向力F:

其中,m(x)为火车在x处的质量。ω为火车对桥梁的强迫振动频率,ω=2*PI*V/L,这里的L为桥梁长度,V为火车速度,PI为圆周率。

2 被动控制系统TMD设计

2.1 状态方程与传递函数

刚度K=YTk Y,广义力F(t)=YTf(t),则某一振型的状态方程为:m1X″+CX′+KX=F(t)

其中,X为横向位移,X′为横向位移对时间t的一阶导数,X″为横向位移对时间t的二阶导数。其传递函数H(ω),

H(ω)=1/m1(-ω2+iωC/m1+K/m1)=1/m1(-ω2+ωj2+iξωωj)

其中,ω为外荷载频率,ωj为结构固有频率,ξ为结构阻尼比。

当跨中安装一个有阻尼TMD后,对整个系统分析,其状态方程为:m1X″+m2xd″+CX′+KX=F(t)

对TMD单独分析,其状态方程:m2xd″+cd(xd′-X′)+k(xd-X)=0

对以上两个方程进行求解,可以得到:

2.2 参数分析

|X|/|Xst|是关于质量比u、阻尼系数ξ、附属系统与主系统频率比δ、外荷载频率与主系统频率比γ四个参数的函数。当取u=0.05,δ=1时,|X|/|Xst|与ξ、γ的关系如图1。

由于双自由度系统X/Xst——γ的吸振响应图是双波峰图,设计时使双波峰值相等,得到:u=2/[(X/Xst)2-1]

当取δ=1,γ=1时,|X|/|Xst|与u、ξ的关系如图2。由图2可知,在u<0.10时,u对X/Xst的影响不大。

3 实例分析

牛角平特大桥主桥为三跨392m(100m+192m+100m)连续刚构铁路桥,主梁宽11.20m,中间支座处梁高13.50m,中跨跨中及边支座梁高7.20m。桥梁总体质量m=82061ton,抗侧推刚度k1=1050tonf/m。第一振型为横向振动,振动圆频率ω=0.760896弧度/秒,第一振型参与质量63.36%,m1=51990ton。根据以上第一振型特性,取u=1%,m2=520ton,k2=10.50tonf/m,c=9.05 ton/s

4 结论

振动与噪声控制 篇5

【第一号】通 知（征文）

由中国建筑学会建筑物理分会建声专业委员会和北京国建信文化发展中心共同主办的全国声学设计与噪声振动控制工程暨配套学术会议拟于2012年4月在广东省-广州市召开。本次会议主题是“加强声与振动控制研究, 营造良好人居声环境”。

为开好本次声学设计与噪声振动控制学术盛会，特向广大学者征集论文。征集范围：

1.声与振动控制理论与方法□

2.建筑声学与厅堂声学设计□

3.演艺建筑声学设计□

4.有源噪声与振动控制□

5.环境声学与声景学□

6.交通运输工具噪声与振动控制分析措施□

7.屏障声学设计与测试方法□

8.建筑声学与噪声振动控制技术□

9.民用建筑隔声技术□

10.声环境影响评价□

11.声学测量□

12.声学材料技术应用□

13．其它相关技术□

请于2012年2月11日前将论文题目、摘要（不超过200字）,作者姓名、联系地址、邮编、电话等报大会组委会。2012年3月11日前报送论文全文电子版（5号字、A4版面、不超过3页）本届大会将由国家级刊物《环境工程》杂志出版论文集，详情请点击网站：http://.cn

大会主办单位：中国建筑学会建筑物理分会建声专业委员会

北京国建信文化发展中心

协办单位：深圳市中孚泰文化建筑建设股份有限公司

组委会联系人：廖龙英 高 山地址：北京市三里河路9号

电话：010-88130775 57798698转8591传真：010-88130775 联系手机：***E-mail: nvct2012@126.com

全国声学设计与噪声振动控制工程暨配套装备学术会议组委会

振动沉管灌注桩施工质量控制措施 篇6

关键词钢筋混凝土;振动沉管灌注桩;施工阶段;质量控制

中图分类号TU文献标识码A文章编号1673-9671-(2010)051-0090-01

混凝土振动沉管灌注桩是一种直接在现场桩位上就地成孔,然后在孔内浇筑混凝土或安放钢筋笼再浇筑混凝土的桩。其主要适应于黏性土、粉土、淤泥质土、沙土及新填土的施工。因此,做好混凝土振动沉管灌注桩的质量控制是施工单位首先必须解决的。

1施工前期的准备阶段

1)熟悉施工场地的地质勘察资料和必要的水文资料,弄清桩基持力层的位置,地下水的高度等基本情况。

2)调查、收集建筑场地和区域内的地下管线,地下构筑物、仓库等的详细资料。

3)熟悉桩基施工图纸,与建设单位及监理单位对图纸进行会审,了解设计意图,列出施工图中的疑点和漏洞,及时向设计单位提出以便答疑。

4)根据现场的地质、水文资料及成桩机械的特点编制施工组织设计,特别是有针对性的施工技术方案。尤其是在沙土、淤泥质土,填土过深的土层中施工,要有预防桩偏位和倾斜的措施。

5)根据地质勘察资料组织试打桩,做好试桩记录,邀请相关单位参加并签认;以检验成桩机械的性能和验证地质的符合性,其数量根据具体情况确定,且不得少于2根。

6)根据图纸和当地的高程控制点,进行桩的定位放线,并设立永久性的坐标控制点;控制桩应设在不受打桩影响的地点并妥加保护,移动时应先检查其正确性,并做好记录。

7)组织施工的原材料的存储和供应,做好进场材料的复试检测。尤其是水泥,其安定性和凝结时间必须符合要求;骨料要有良好的级配、含泥量应符合要求;粗骨料可选用卵石或碎石其粒径不宜大于50mm,并不大于钢筋最小净距的1/3。

8)根据施工组织设计中的技术要求和现场地质土的状况,确定施工工艺。成桩顺序宜先大后小、先长后短、先深后浅;如果是大面积的新填土且填土的深度较大,就必须采用自中间向两边对称进行或自中间向四周进行,不得采用从一侧到另一侧的单一顺序,以免因挤压而造成桩的偏位。

2施工阶段

1)做好成桩过程的质量控制。调整桩机的位置、复核机身的垂直度,在桩架或桩管上设置控制深度的标尺,保证机械平正、稳定后开始沉管;开始时速度不宜过快,沉管至80～100cm后再一次复核机身的垂直度,满足要求后,继续沉管直至到设计的持力层。摩擦型桩入管深度控制以标高为主,贯入度为辅; 端承桩深度的控制以贯入度为主,设计持力层标高对照为辅。贯入度的测量应在锤击正常、机身钢丝绳拉紧,电流、电压稳定的情况下进行,以最后连续的两个2min为准;如不符号要求,应继续强打,直至其贯入度在设计要求的范围内为止。当贯入度发生剧变,机身发生倾斜、位移或有严重回弹等现象时应及时与有关单位研究处理。当遇到桩尖损坏或地下障碍物时应及时将桩管拔出,待处理后,方可继续施工。

2)根据地质勘察报告的深度制作钢筋笼,主筋的长度、间距应符合要求,其允许偏差分别为±100mm和±10mm,其主筋的保護层应符合规范要求,其允许偏差为±10mm,一般用钢尺进行量测;加劲箍一般设在主筋的外侧,一般以焊接为宜,钢筋笼的吊装和安放应防止变形,长度应根据成孔的情况进行调整。

3)在桩管内浇满混凝土后,先振动5～10s 后开始拔管,边振边拔,每拔0. 5～1.0m 停拔振动5～10s;如此反复,直至桩管全部拔出。在一般土层里的拔管速度宜为1.1～1.4 m/min ,在软弱土层或软硬土层交界处宜控制在0.6～0.8m/ in;在拔管过程中,管内应保持不少于2m 高度的混凝土。如采用反插法进行复打时,其拔管速度应小于0.5m/min ,在桩管内浇混凝土后,先振动再拔管,每拔管0.5～1.0m再进行反插,反插深度宜为0.3～0.5m,在桩尖处的1.5m 范围内,宜多次反插以扩大桩的端部断面;在穿过淤泥夹层时,应当放慢拔管速度,并减少拔管高度和反插深度。在采用全长复打桩的施工时,先将混凝土浇注到自然地面,拔管后应及时清理粘在外管壁上和散落在地上的泥土,前后两次沉管的轴线重合后进行,复打施工应在第一次混凝土初凝前完成。

4)在桩的混凝土的施工过程中,应安排专人做好施工记录,实测浇筑的混凝土量不小于其计算体积;其充盈系数不得小于1.0,对于充盈系数小于1.0的桩应全长复打;对于可能造成断桩和颈缩桩,应采用局部复打,局部复打应超过断桩或颈缩区1m以上;全长复打的桩,入土深度应接近原桩长。成桩后的桩身混凝土顶面标高应超过设计标高500mm。以便日后桩承台施工时,凿除桩头浮浆后有足够的锚固长度。

5)当环境温度低于0℃时,混凝土应采取保温措施;桩顶混凝土强度达到1.2N/mm2 前不得受冻;当环境温度高于30℃时,应根据具体的情况对混凝土采取缓凝措施。

6)在桩的混凝土的施工过程中,应根据文献的规定,留置混凝土试件:每浇注50m3必须有一组试件,小于50m3的桩,每根桩必须有一组试件,每工作台班拌制同一配合比的混凝土应留置一组试件;其试件的制作应在监理或业主代表的见证下进行,3d拆模后送往委托试验室标养。同条件的试件应根据混凝土的工程量和重要性,在业主或监理人员的认可下确定,且不宜少于3组。其拆模后应埋置在距桩顶1m深度,桩身附近的地方,并每天记录周围的温度不少于3次,当日平均温度日累计达到600℃时(0℃及以下的龄期不计入,等效龄期不应小于14d,也不应大于60d)送往试验室进行力学性能试验。

3施工结束阶段

1)成桩结束后,应根据控制桩的标高和控制红线的位置,测量已施工的桩位尺寸和桩顶标高并做好记录,绘制桩位峻工平面图,标明桩位偏差的数据;若发现桩位偏差超出文献规定时,应征求业主(监理)及相关单位意见后,再根据设计单位出具技术方案进行处理。

2)在桩身混凝土经过一段时间的养护后,应委托有资质的检测单位进行桩体质量、桩身完整性及单桩承载力检验。当采用低应变或声波透射法检测桩身完整性时,其受检混凝土强度至少要达到设计强度的70%,且不小于15MPa;当采用钻芯法检测桩身质量时,其受检混凝土的龄期应达到28d或预留同条件养护试块达到设计强度,大直径嵌岩桩应钻至桩尖下50cm。其抽检数量应根据规范的要求:在采用静载荷试验的方法检验单桩承载力时,其检验的桩数不应少于总数的1%且不少于3根,当总桩数少于50根时,不应少于2根;当进行桩身完整性检测时,对于设计为甲级或地质条件复杂,成桩质量可靠性低的桩,抽检数量不应少于总数的30%,且不少于20根,其他工程桩不应少于总数的20%,且不少于10根,每根柱子承台下不得少于1根。

4结束语

在振动沉管灌注桩施工的质量控制过程中,只要施工人员根据规范的要求,制定和遵循合理的工艺流程,掌握控制的要点,进行认真落实、精心施工,就一定能把该部分的工程质量控制好。

参考文献

[1]潘家升.钻孔灌注桩施工的质量控制[J]程与建设,2008,22.

液压系统振动与噪声的研究 篇7

振动噪声对于液压系统来说是非常常见的。最近几年液压技术在不但提高, 由于各方面有着很大的优势, 所以使用率也非常高, 但是往往因为噪声的因素使得液压系统收到很多的困扰。能够提高使用的效率, 对人也会产生不良的影响。所以要采取有效的办法来进行控制, 对于方法来说, 对于系统来说, 能够进行一定的震动, 虽然有时候可以对工作产生积极的影响, 但是有的时候会造成负面的影响, 这样就会产生噪声, 能够和液压系统成为一类不同的物理现象, 但是其中不可分割, 还要根据相应的方式来进行节制的传媒。这些介质往往能够进行分类, 并且能够成为一种研究的内容, 可以根据课题进行专门的讨论。能够进行噪音的控制对于系统的长期维持来说是非常重要的, 能够将噪声的成因进行挖掘对于改善系统来说是非常重要的, 有着非常重要的现实意义。

1 液压系统振动与噪声源分析

1.1 机械振动与噪声分析

1.1.1 回转体不平衡引起的振动与噪声

在液压的系统中, 各种动机和马达都是高速运转的, 所以转动部件的部件是非常不平衡的, 就会犹豫不同的振动和转轴产生噪音。这对于液压系统来说是非常重要的, 能够在转动时发生很大的声响, 所以, 要合理控制这种噪音, 对于转动的部件进行严密的实验和考察, 就能够控制不平衡的情况出现。要尽可能避免共振。

1.1.2 电动机引起的振动与噪声

机械噪声、通风噪声和电磁噪声都是电动机产生的噪声。机械噪声有些是因为转子的不平衡产生的有些是因为轴承的安装不合理产生的。还有就是共振的噪声, 都是构成电机噪声的内容。

1.1.3 联轴器引起的振动与噪声

对于承受径向力和轴向力方面, 往往难以胜任。轴端并不容易安装带轮和齿轮等等。要进行联轴器的配合使用去完善州的驱动, 要是存在制造的原因, 那么就会存在轴度的偏差问题, 对于泵的转速来说, 要提高离心力就会使得加大联轴器变形, 变形大又使离心力加大, 这样下去就会造成一定的恶性循环。

1.1.4 管路引起的振动与噪声

现在的管路一般都是会引起振动和噪音的, 无论是压力动脉还是机械的震动。对于管路的方向以及截面的变化来说, 很容易产生噪音和震动。对于管路来说噪声是经常和结构尺寸等有关系的。各种固性都能够产生一定的频率。

1.1.5 液压泵的机械振动与噪声

液压泵往往随着功率的增加而增加, 能够产生的噪音也是随之不断增加的。所以功率是由相应的参数决定的, 因此噪声的产生原因和功率往往有着正比的关系, 能够引起噪声的最重要因素就是转速的问题。往往通过泵而生成更大的噪声因素, 所以, 要控制噪声, 就要注意震动功率。

1.1.6 液压阀的机械振动与噪声

如果用了不合适的阀门, 则也会产生噪音。因为有的时候, 阀芯和阀孔并不一定配置合理, 就会出现噪声, 如果过于紧的的话, 阀芯一动就会受到相关的阻碍, 内泄的情况就会比较严重, 就会产生很大的噪音, 所以装配要进行合理的控制才能够把握其中的间隙, 能让阀孔进行自由的移动, 这样就会使得额定压力匹配, 就会产生溢流的噪声。

1.1.7 液压缸的机械振动与噪声

液压缸的转向情况下也会引起压力的冲击出现, 能够产生波及到管道的某些机械形式的震动就会引起噪音。所以, 对于系统的设计来说要注意选择合理的液压缸, 安装的时候也要尽可能贴合实际需求, 要有精湛的工艺。能够加一个小型的储能器是最好的, 这样就能够减少脉动的情况, 能够减少噪声的出现。

1.2 流体振动与噪声分析

1.2.1 液压泵的流体振动与噪声

泵的压力往往也会引起噪声, 因为泵的流量和周期变化等等。气穴的现象也会引起, 所以, 压油的过程中就会产生很多周期性的变化, 流量方面也会有变化, 所以就会形成一定的液压振动, 能够向整个系统进行传播。这样就会形成压力的反射, 能够产生共振。这样就会产生很大的噪声, 因此与液压泵有着一定关系。

1.2.2 液压冲击产生的振动与噪声

运行液压的过程中, 往往由于很多因素造成压力的升高过于突然, 这样就会使得压力的峰值过于大, 能够产生液压冲击, 液压管道为弹性体。所以液压冲击就会显得有震动和噪声。这种情况下往往原件也会受到相应的损害。往往会使得液压的元部件受到一定的损失。

1.2.3 液压阀的流体振动与噪声

还有一个噪声源就是液压阀。液压阀往往也会引起很大的噪声, 主要是因为气穴引起的。能够形成阀门的告诉流射。这种情况下往往压力都比较大, 气穴的作用力比较强。能够产生一定的剪切流, 由于此才会产生高频的噪声。

1.2.4 管路的流体振动与噪声

由于液压的适应性比较特殊, 所以经常要改变一些元件的工作状态。管道的内部将会有很多的冲击波不断产生, 能够破坏泵的阀门结合, 这样就会产生油液的震动频率不断增多, 系统的噪声也就会越来越激烈。这种噪声可能相对来说频率小一些, 但是, 还是不容忽视。

1.3 气穴引起的振动与噪声分析

在液压系统的运行情况中, 往往会使得负压产生, 这样就会造成气穴的出现。很多的流量和压力都会导致输油量的不断下降。这样就能够让流速增加并且能够产生很多的气穴带来的噪声。

2 降低或消除振动与噪声的措施

2.1 想要降低噪音并改善这种状况, 主要的因素可以有很多, 其中可以采取以下的几种措施来进行

1) 选择电动机的时候选择低噪音的电动机。这样就能够减少相关的震动引起的噪声;

2) 能够选择比较小脉动的泵, 能够进行各种不同泵的选择, 这样就可以一定程度上抵制泵;

3) 能够将管道变成液压集, 这个能够减少相应的震动带来的噪声问题;

4) 橡胶管等可以改善脉冲引起的相关震动。液压软管是比较重要的;

5) 隔声罩可以被选择, 能够将液压的泵罩形成, 并且能够降低噪声的频率;

6) 可以设置一定的放气装置来抵制噪声。

2.2 降低或消除流体振动与噪声的技术措施

2.2.1 减少油液中的气体

能够减少相应的气体, 并且能够进行相应的封装, 内部的隔板可以一定程度上进行空气过滤器的实施, 能够通过吸油管进行控制。

2.2.2 液压元件的选型

能够选择适当的换向阀。这样就能够让交流的时间增加, 能够让冲击变小, 有冲击小的特点, 就能够一定程度上抵制噪音。直动的结构比较简单不会产生太大的压力, 但是会带来噪音和震动, 小流量的场合能够适合这种情况的出现, 所以, 选择合适的液压元件是非常重要的。

2.2.3 管路的减振降噪

在金属管的方面, 能够留有一定的空隙并且能够支撑起其中相应的间隔, 对于在油管之间进行支撑或者木垫进行减少震动的作用。能够让圆弧的结构成为一种过渡, 将集成块成为新的管路。

2.2.4 消除液压冲击

能够尽量避免冲击的带来的急剧变化, 能将变化的时间进行缩小, 这样就能够延长变化, 具体的措施就是能够将阀门的运动和部件的制动形成有时间的有序安排、减少流速以及部件速速。能够将安全阀进一步省级, 这样就能够让软管增加缓冲的装置, 系统的弹性也会进一步被增大。

2.3 降低或消除气穴振动与噪声的技术措施

能够消除相应的气穴现象, 主要的措施有:

1) 增加相应的油管直径, 能够避免让油管出现弯曲的情况。这样就能够减少相应的损失, 防止空气会渗入到其中去;

2) 能够经常清洗滤清器。防止发生阻塞的情况。在选择上, 也要选择合适的滤清器;

3) 要将泵的吸油高度降低, 能够将低压辅助油泵进行供油;

4) 应根据地区、季节温度变化避免相应的吸油不足情况, 选用不同牌号的液压油, 或采用预热的办法;

5) 要进行密封性的保存, 经常检查密封的情况, 或重新更换密封带或密封圈;

6) 尽量使吸油管和排油管隔开, 使用正确的配管方法。因为排油管中往往带有大量的气泡;

7) 保持良好地通风, 避免空气进入。

3 结论

振动和噪音对于液压系统来说是非常有害的, 但是偏偏又很常见, 所以我们要采取措施去改善这种噪声, 对现在的情况来说, 很多的震动和噪声情况不能够避免, 往往对于危害来说, 我们只能防止, 不能够完全避免。和相关的原件结构能够进行一定的设计, 并且和安装使用都存在着一定的关系。要正确认识振动和噪声的危害, 采取最佳的手段进行改善, 在液压系统设计和使用中尽可能采取有效的技术手段加以防控, 将其危害降到最低程度, 是非常必要的。对于液压系统的可持续发展也有着非常重要的意义。

参考文献

[1]叶劲松.液压系统中噪声的控制1J2.武钢技术, 2004, 42 (3) :13-16.

[2]伍利群, 杨益梅.液压系统振动与噪声的原因分析1J2.机械研究与应用, 2006, 19 (5) :15-16.

[3]曾晓华, 邢继峰, 彭利坤.六自由度运动平台液压系统振动和噪声的研究1J2.液压与气动, 2005 (1) :34-36.

[4]李建宇.液压系统振动噪声产生原因分析1J2.液压与气动, 2006 (5) :76-78.

[5]李艳.液压机液压系统振动与噪声的分析研究1J2.机床与液压, 2003 (1) :231-232.

振动与噪声控制 篇8

减速器噪声产生机理

汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件, 其性能对整车质量有着直接影响。减速器作为后桥的核心件, 其主要功用是将输入的转矩增大并相应降低转速, 以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用, 并且要求所选用的主减速比能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性。驱动桥的噪声主要来自主减速器的齿轮和其他传动件。齿轮啮合时, 由于齿轮刚度的变化及啮合误差, 引起齿轮间振动力的发生。起振力直接引起空气压力的变化, 透过壳体形成空气传播音;同时也会引起构造物的振动, 经过壳体或线速等传达, 形成固体传播音。我公司生产的减速器是具有固定减速比的下偏置单速减速器, 所配整车为纵置的后桥驱动桥。在驱动后桥中, 减速器齿轮的啮合误差也会引起驱动系和后悬架共振, 发生车内噪声。正常行驶、缓加速、缓减速均有可能发生, 并且随着加速踏板的踩入速度不同, 声音的大小也不同。由于齿轮啮合频率是高频, 所以同环境噪声相比很显著。

减速器生产装配现场的噪声控制

1. 齿轮啮合振动控制

在驱动桥传动系统中, 主减速器的性能是决定该传动系统性能的关键, 而齿轮作为减速器的核心件, 其加工制造质量的好坏对驱动桥, 乃至整车底盘系统的传动性能都有很大的影响。本公司所采用的主减速齿轮类型是格里森制的准双曲面齿轮。齿轮传动的特点是齿轮相互交替啮合, 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和摩擦。另一方面, 齿轮的制造误差、安装误差以及发动机曲柄的扭振使其所驱动的齿轮传动的啮合关系遭到破坏, 都会使齿轮产生振动并发出噪声。在生产现场, 首先在配对机上按照齿轮标准参数进行齿轮配对转动, 在从动齿轮凸凹面涂上红丹, 主要通过观察从动齿轮面接触印痕和用分贝仪测试齿轮发出声音来判断齿轮的啮合情况。另外本公司同武汉理工大学合作, 通过跟踪齿轮在配对间的噪声振动情况和减速器总成装配中齿轮的振动情况及在整车上的齿轮振动情况, 规定了齿轮在配对间和减速器总成装配件在静音室正转和反转的振动规定值。在齿轮配对机上和静音室配置了噪声振动检测设备, 检查由于周节累计误差和齿形误差的齿轮和减速器总成装配精度的误差的齿轮每转一圈产生一次冲击振动幅度。主要是检测在齿轮中心连线上纵向和径向上所产生的噪声振动值。这样改变了过去单纯在配对间以检查齿轮印痕和齿轮噪声为主, 静音室以检查减速器噪声值为主, 靠人主观判断的情况。这样有效避免了由于制造误差造成的齿轮缺陷件流入减速器装配现场, 进而流入顾客整车装配现场。

2. 齿轮啮合印痕的工艺控制

啮合印痕是检验齿轮啮合质量的一个重要综合指标, 切齿、热处理、装配之后和加载之后都必须进行啮合印痕试验。目前, 铣齿及热处理对印痕变动规律的研究较多, 而对装配和加载后印痕变化情况则缺乏系统研究。实践证明, 齿轮啮合不良是造成齿轮传动噪声、磨损加剧的重要原因。在生产现场, 对于齿轮印痕是通过配对间齿轮提供的印痕参考对减速器壳进行测量, 并根据实际经验对安装距通过垫片适当加减补偿, 使减速器总成装配齿轮的印痕达到最佳啮合状态。

通过这几年的探索和研究, 公司对齿轮偏置距变大变小和齿轮安装距变大变小及齿轮的装配间隙对齿轮印痕的变化情况摸索出一定规律。结合减速器装配现场, 齿轮印痕的变化情况有如下体现:齿轮安装距变大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向大端齿顶移动, 凹面会向小端齿顶移动;安装距变小, 齿轮从动齿轮凸面会向小端齿底移动, 凹面会向大端齿底移动;齿轮偏置偏大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向小端齿顶移动, 凹面会向大端齿顶移动;齿轮偏置偏小, 齿轮从动齿轮凸面会向大端齿底移动, 凹面会向小端齿底移动;间隙过大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向大端齿顶移动, 凹面会向齿顶移动;间隙过小, 齿轮从动齿轮印痕凸面会向小端齿底移动, 凹面会向齿底移动等。当然还有多种其他情况, 如轴交角大于90°或小于90°的变化, 实际工作中不可能调整轴交角。进行轴交角试验以弄清啮合印痕移动规律, 有助于分析各种误差和变形对啮合印痕的影响。通过这些分析与总结, 有效地减少了由于装配零件质量如减壳金属切削加工的偏置距误差和齿轮制造误差对齿轮啮合造成的影响, 这样最大限度地使减速器齿轮精确地保持正常啮合。因此笔者认为在调整啮合印痕时, 应首先保证正确的啮合印痕, 然后留出间隙, 即遵循“齿轮印痕为主, 啮合间隙为辅”的原则, 抛弃以前过分强调以啮合间隙为主的传统观念。

这些年通过对减速器故障件的分析, 得出齿轮啮合不良是造成减速器噪声异响的一个非常重要的影响因素的结论。同时指出一点, 由于我们在生产现场对齿轮印痕的观察是在齿轮无载荷的情况下检查的。通过对整车减速器齿轮印痕的观察, 齿轮在承受载荷时, 齿轮凸凹面印痕均会向齿面大端移动, 故在减速器装配现场, 印痕调整最好控制在中间偏小端。

3. 齿轮安装在装配时的工艺控制

在减速器壳与轴承形式已定的情况, 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法对其支承刚度影响很大, 这是齿轮能正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。对于主从动齿轮的支承件轴承 (锥齿轮一般采用圆锥滚子轴承) 施加适当的预紧力是提高支承刚度的措施之一。预警力的大小直接影响到齿轮传动状态及整个传动系统的精度。在生产现场对主动齿轮的固定通过对轴承选择合适垫片, 消除轴承间隙, 达到轴承预紧的目的。在主动齿轮拧紧机上, 通过伺服电动机旋转, 上紧主动齿轮螺母锁紧扭力, 当主动齿轮扭力达到工艺规定的范围后, 磨合旋转主动齿轮, 测量回转力矩, 测量合格方为通过。这一切均有装配数据记录, 保证了装配质量。这样的装配工艺有效地保持了轴承合适的过盈量。避免了过去由于垫片选择不正确造成轴承过盈量过大和过小的可能。如垫圈选择偏薄, 主动齿轮扭力值还没有达到, 主动齿轮回转力矩达到工艺规定值, 造成过盈量过小。在负载作用下使滚动体与内外环之间产生间隙, 使主动齿产生跳动和窜动, 造成主从动齿轮啮合不良, 噪声增大;如垫圈选择偏厚, 主动齿轮扭力超过规定工艺范围值, 主动齿轮回转力矩才达到工艺规定值, 这样轴承过盈量过大, 导致轴承润滑不良出现异常磨损, 也会是轴承造成松动, 同样会造成主从动齿轮啮合不良。对从动锥齿轮的轴承, 由于其支承结构不同.受热后轴承的预紧可能增加, 故从动锥齿轮的预紧程度不宜超过支承主动锥齿轮的轴承预紧度。同时指出轴承作为减速器除齿轮的另一个传动件, 也会不可避免地出现噪声, 虽然噪声很低, 往往会被主从动齿轮旋转的噪声掩盖, 但轴承对主从动齿轮的支承刚度和啮合频率的影响不能忽视。

4. 连接法兰面端面圆跳动和径向圆跳动在装配现场的工艺控制

在汽车底盘传动系统中, 驱动桥输入轴一端与减速器法兰连接 (见附图) , 另一端与中间轴连接。转动轴的两端都是夹持的, 不平衡量离心力以瞬时速度中心为界归结到两端。故一般传动轴的动平衡都有两个校正面。归结到传动轴两端的离心力以瞬时速度中心为轴心形成轴向力偶, 所以一端的不平衡量将使另一端产生附加振动, 也会影响到主减速器里齿轮的啮合状态。为了使传动轴处于动平衡状态时, 我公司在减速器装配工艺上增加了检查法兰面的端面圆跳动和径向圆跳动, 并在法兰面上标上“轻点”标识。我们同整车公司合作, 在传动轴相应地作了“重点”标识。装配时, 连接发兰面的“轻点”和传动轴的“重点”对应装配, 有效地降低了传动轴的振动噪声和减速器齿轮噪声。

同整车公司合作, 分析减速器振动噪声

众所周知, 汽车噪声有很多种, 来自于发动机、变速器、驱动桥、传动轴和轮胎等。对于整车来说, 减速器的噪声, 有些是由减速器本身装配质量造成的, 有些是与汽车底盘传动系统有关。

主减速器噪声在整车上按其发生机理可分为两类:

(1) 当汽车传动系在小扭振负荷下工作时, 由于传动轴的不等速传动或曲轴扭矩波动所激励的传动系扭振, 将导致主减速器锥齿轮副的轮齿冲击, 由此产生的噪声即称之为主减速器齿轮噪声, 这种噪声会令人不适。

(2) 当传动系发生较强的扭振或弯曲振动, 通过主减速器主动齿轮的偶合作用, 可使驱动桥——悬架系产生绕驱动轮轴线的回转仰角振动 (简称驱动桥回转振动, 有时也称为悬架板簧卷曲振动) , 悬架作用于车身 (承载式或非承载式) 的交变力有诱发驾驶室或车身的薄板振动而产生结构噪声和空气噪声, 称之为驱动桥噪声或悬架噪声。当以上系统的扭转振系、弯曲振系和回转振系发生共振时, 驱动桥回转及由此引起的车内噪声便显著增大, 这种噪声可在较宽的频率范围 (400~2000Hz) 发生, 但频率较单一, 接近于纯音, 人耳对其很敏感, 即使它比车内的其他噪声低10dB, 也会使乘员感到不适。

对于以上原因分析, 我公司同整车公司合作, 共同改进, 得到了良好的效果。整车厂对传动轴进行优化设计和布置, 有效地减少了传动轴的转速波动。公司对供应商锥齿轮制造质量加强控制;对减速器壳和差速器壳金属切削加工采用国内先进的加工中心设备和先进的工艺;对减速器装配工艺不断改进, 保证了减速器总成产品的装配质量。

桥壳结构进行调整 (如焊接加强板等) , 增加桥壳刚性和固有频率。在保证整车动力性和燃料经济性的情况下, 减速器速比不断优化, 使其固有频率远离传动系固有频率, 避免共振引发的噪声。

增加桥壳和主减速器壳的刚度, 避免其受载变形后破坏齿轮的正常啮合。

结语

浅论车削加工中的振动与控制 篇9

在车削过程中产生的振动, 不仅干扰了正常的切削过程, 严重影响了加工件的表面质量, 还会缩短机床及刀具使用寿命。由此产生的噪音甚至可能影响到操作者工作情绪, 对正常工作的开展带来一定负面影响;而为了减少振动, 往往不得不减少加工时的进刀量, 从而降低了生产率。本人通过在工作中对这一现象不断观察、分析、实践、总结, 取得了一些效果, 现提出一些看法供大家探讨。

(1) 振动的分类一般来讲, 在机械加工中产生的振动都具有受迫振动和自激振动, 与机床、夹具、刀具和工件组成的工艺系统的动态特性有关。在消除机床回转组件 (如电机、工件、旋转轴等) 和传动系统 (如皮带轮、滚动轴承、液压传动系统的压力脉冲等) 的振动后, 车削加工中的振动主要是不随车削速度变化的自激振动, 主要是车削过程中工件系统的弯曲振动 (其频率接近工件的固有频率的低频振动) 和车刀的变形产生的弯曲振动 (其振动频率接近车刀的固有频率的高频振动) 。

(2) 振动原因分析低频振动的振动频率较低, 通常发出的噪音比较低沉, 振动较为剧烈, 在加工表面留下的振动痕迹深而宽。在低频振动时通常工件系统和刀架系统都在振动, 它们时而趋远, 时而趋近, 产生大小相等方向相反的作用和反作用力。在振动过程中, 当工件与刀具趋远时, 切削力F趋远与工件位移方向相同, 所做之功为正值, 系统获得输入能量E (+) , 当工件趋近刀具时, 切削力F趋近与工件位移方向相反, 所做之功为负值, 系统消耗能量E (-) , 在车削过程中, 由于各种因素的影响都可能引起切削力周期性的变化, 并使F趋远>F趋近, E (+) >E (-) , 即在每一振动周期中, 切削力对工件 (或刀具) 所做之正功总是大于它对工件 (或刀具) 所做之负功, 从而使工件 (或刀具) 获得能量补充产生自激振动。在车削过程中, 影响切削力周期性地变化, 并使F退出>F切人的情况有以下几个因素:

①切削与刀具相对运动产生的摩擦力。在加工韧性钢材时径向切削分力F开始随切削速度的增加而增大, 自某一速度开始, 随切削速度的增加而下降。据切削原理可知, 径向切削分力Fv主要取决于切削与刀具相对运动产生的摩擦力, 即切削与刀具前刀面的摩擦力。摩擦力具有随摩擦速度的增加而下降的特性, 即负摩擦特性。在机械系统中, 具有负摩擦特性的系统容易激发切削振动。

②再生切削时因工件在前一转时振动留下的痕迹引起切削厚度周期性的变化, 从而影响切削力的周期变化。一般说, 后转 (后次) 切削的振纹相对于前转 (前次) 切削的振纹总不同步, 它们在相位上总有一个差值φ, 在一个振动周期中, 对振纹曲线Yn=Ycosωt, Y n (t) 在相位上滞后于前次的Yn-1 (t) 即0<φ<π的情况, 可以看出, 在振出的半周期中的平均切削厚度大于振人的半周期中的平均切削厚度, 于是振出时的切削力所做的功大于振人时切削力所做的负功, 系统就会有能量输人, 振动就有可能得以维持。于是Yn比Yn-1超前φ的情况, 则正好和滞后时的情况相反。

③振动时, 刀尖相对运动的轨迹是一个形状和位置都不十分稳定的, 封闭的近似椭圆。这种情况在车削螺纹或用宽刃刀 (刃宽小于螺距) 车削方牙螺纹的外圆时易产生, 这时后一转的切削与前一转切削表面完全没有重叠。因椭圆轨迹随相位差变化而变化, 从而引起切削面周期性变化, 最终引起切削力周期性的变化。

④刀具在切人和退出工件时所遇到的金属硬化程度不同, 从而使切削力在变化。除此以外, 振动过程中刀具实际几何角度周期性改变也会引起切削力的周期性变化。

2 消振措施

消振措施由上面的分析可知, 系统是否发生切削颤振, 既与切削过程有关, 又与工艺系统的结构刚度有关, 针对振动的特点, 特提出相应的消振措施:

(1) 在低频振动时, 主要是由于Y方向的振动引起了切削力的变化, 便得F趋远>F趋近, 而产生了振动。因此, 除了增加系统沿Y方向的刚度及阻尼外, 设法减少切削分力Fy及任何阻止工件与刀具沿Y方向的相对位移的因素, 通常都能减弱或消除振动。主要可采取下面几种措施:

①车削时, 一般当v=30~70m/min速度范围内, 容易产生振动, 因此选择车削速度时应避开出现切削力随速度下降的中速区, 在高速或低速范围进行切削, 自振极不易产生。

②应尽量避免宽而薄的切屑的切削, 否则极易产生振动。在许可的情况下 (如机床有足够的刚度, 足够的电机功率, 工件表面粗糙度参考值要求较低时等) , 适当增大进给量和减小切削深度也有助于抑制振动。

③适当增大刀具前角γ可减小Fy力, 从而减弱振动。但在切削速度较高的范围内, 前角对振动的影响将减弱, 所以高速下采用负前角切削, 不致产生强烈的振动。通常采用双前角消振刀, 利用图1前面的宽度f来控制刀具和切削的接触长度, 可显著减小切削力, 从而抑制振动。低速时γ1>0, 高速时γ0<0, γ1与γ2之间相差15°

④当切削深度和进给量不变时, 随着主偏角Kγ增大, 切削分力Fy减少。因此, 适当增大刀具主偏角, 可以消除或减小振动。

⑤刀具后角太大或刀刃过分锋利, 刀具切人工件时, 容易产生振动。当后角减小到2~3°时, 振动有明显的减弱。在刀具后面磨出一段负倒棱, 如图2所示, 约0.1~0.3mm负倒棱, 可以减小径向切削力和抑制振动。

⑥刀架系统如果有负刚度是时, 容易“啃人”工件产生振动。因此, 尽可能避免刀架系统的负刚度对车削产生的振动。

(2) 工件系统和刀架系统的刚度不是产生低频振动的主要原因, 可采取下面的措施来消除或减小振动:

①用三爪或四爪夹紧工件时尽可能使工件回转中心和主轴回转中心的同轴度误差最小, 避免工件倾斜而断续切削或不均匀切削造成切削力的周期性变化所产生的振动。

②加工细长轴时用跟刀架、中心架可以增加切削过程稳定性。

③在车削时采用弹性顶尖而不采用死顶尖, 避免顶力过大造成工件弯曲或顶力大小起不到支承作用使工件摆动, 并注意尾座套筒悬伸不能过长。

④定期检查中拖板和大拖板、小刀架与中拖板之间燕尾导轨的接触情况, 调整好斜镶条间隙, 避免刀架移动时出现爬行。另外, 可以用刮研联结表面, 增强联结刚度等方法来提高结构系统的抗振性。

⑤合理安排主切削力的方向, 比如在切断和工件反转切削时, 由于切削力的方向与系统最大刚度方向趋于一致会提高系统的稳定性。

3 消除或减小高频振动

高频振动振动频率很高, 产生的噪音尖锐刺耳, 在加工件表面留下的痕迹细而密, 振动时只是刀具本身在振动, 而工件及机床部件却很稳定。其产生的主要原因是由于后刀面磨损较大, 刀具后面与工件之间摩擦的下降性能引起的, 消除或减小高频振动的措施主要有:

(1) 减小车刀悬伸长度。

(2) 加强车刀及刀杆的抗弯刚度。

(3) 及时更换后刀面磨损较大的刀具。

(4) 装刀具时, 应保证刀杆与工件旋转中心垂直, 紧固时要施力均匀, 避免刀杆受力不平衡而弯曲产生振动。

(5) 使用减振装置。

4 结束语

通过这一系列针对车削过程中产生的不同振动, 在分析产生振动的原因后采取响应的措施, 可明显减小车削过程中的振动, 提高了工件表面质量和劳动生产率, 延长了刀具的使用寿命。

摘要：在机械加工中产生的振动都具有受迫振动和自激振动, 与机床、夹具、刀具和工件组成的工艺系统的动态特性有关。本文详细分析了车削加工中振动的主要类型及产生的原因、振动的危害, 并从刀具、夹具、切削工艺等方面提出了减小或消除振动的措施。

关键词：振动,高频振动,消振

参考文献

[1]陈宇.车工技师、技能[M].北京:中国劳动和社会保障出版社.2003.

振动与噪声控制 篇10

基于上述原因, 通过隧道掘进爆破的振动监测与控制技术研究可以在保证隧道结构安全的基础上, 寻求经济合理的爆破掘进方案, 对促进控制爆破技术的发展具有重要的理论和实用价值[3]。

1 依托工程概况

新建隧道下部的既有隧道为分离式双向4车道, 隧道长445m, 隧道净距约为28m, 新建隧道为双向四车道的连拱山岭隧道, 新建隧道平面线位于既有隧道的内侧, 且底部高于既有隧道。

新建隧道围岩基本质量级别为V级, 稳定性较低, 宜采用复合式衬砌。新建隧道第四系厚度不大, 岩石属较硬岩-坚硬岩, 施工中要充分考虑开挖难度。新建雅山隧道与既有雅山隧道净距较小, 最小净距约12.5m, 新建隧道位于既有隧道之上, 如图1所示。既有雅山隧道采用复合式衬砌, 初期支护为型钢支护, 二次衬砌为素混凝土和钢筋混凝土衬砌, 影响范围内的隧道衬砌为素混凝土衬砌, 抗震等级为八度, 如图1所示。

2 试验方案设计

由于掏槽爆破时, 仅有一个自由面, 爆破时夹制作用很大, 若要取得好的掏槽效果需要加大掏槽爆破的单孔药量[4]。通过对主洞试验段爆破开挖的监测, 发现尽管掏槽爆破的单段药量不是最大, 但往往掏槽爆破引起既有隧道中的振动强度最大, 若要降低爆破施工中的振动效应, 则需要控制掏槽爆破的单段药量。但是降低了掏槽爆破的单段药量又会影响到掏槽爆破的效果, 使得整体爆破效果不佳[5,6]。

针对这种情况, 在优化方案中通过在掏槽孔形式不变的情况下对装药结构进行改而解决了掏槽效果与爆破振动效应之间的矛盾, 即采用掏槽孔孔内分段的方式起爆, 将掏槽孔内的药包分成两段起爆, 四对掏槽孔的外侧采用1段雷管起爆, 四对掏槽孔的内侧采用3段雷管起爆。这样在不降低掏槽爆破药量的前提下, 降低了掏槽爆破的单段药量, 进而降低了掏槽爆破的振动效应。

为此, 设计了现场对比试验。对比试验中, 在保证装药量和布孔形式和尺寸相同的情况下采取掏槽孔孔内分段起爆 (简称分段掏槽方案) 和掏槽孔内采用单一段位起爆 (简称单段掏槽) 两种方案, 进行爆破振动效应的对比测试, 对其结果进行分析, 从而检验爆破优化的效果, 以新建隧道左洞K0+970-K0+982段为试验段。在新建隧道爆破断面的中隔墙处布置2台仪器, 在同一断面的既有隧道边墙处也布设测2台测试仪器, 共进行了3次 (6个炮次) 爆破对比试验, 对比两种装药方案下在中隔墙和既有隧道边墙处的爆破振动强度。

试验中的炮孔布置以及装药结构如图2所示。各孔装药参数见表1。

3 试验结果及分析

3.1 振速监测结果及分析

爆破对比试验监测结果见表2。

由表2可见, 虽然在两种爆破方案中仅仅是掏槽段的起爆方式不同 (单段掏槽方案中孔内药包全部用1段雷管起爆;分段掏槽方案中孔内药包分为1段与3段两段起爆) , 但是优化方案中采用掏槽孔孔内分段的装药方式降振效果明显, 在不分段方案下测得的中隔墙处的平均振速为12.537cm/s, 既有隧道边墙处测得的平均振速为4.383cm/s;采用优化方案后测得的振速结果明显降低, 中隔墙处测得的振速平均值为7.019cm/s, 既有隧道处测得的振速平均值为3.109cm/s。最终采用优化方案后在中隔墙处的降振效果达到43.44%;在既有隧道边墙处的降振效果达到29.07%。由此可见, 掏槽分段技术的采用使得爆破振动效应明显降低。

3.2 波形分析

3.2.1 掏槽不分段方案下爆破振动测试结果

掏槽不分段方案下隧道墙体爆破振动测试结果如图3、图4所示, 见表3、表4。

1) 新建隧道中隔墙。

2) 既有隧道边墙。

由波形图可见, 在单段方案下, 掏槽孔采用1段起爆, 装药量为8.4kg;周边孔采用15段起爆, 装药18.75kg为最大单段装药量。虽然掏槽爆破的单段装药不是最大, 但由测得振动波形图可见, 在z方向上在第5.3ms波速迅速达到最大值13.575cm/s, 为掏槽爆破引起的振动结果。爆源处的纵波、横波和面波同时生成, 在爆破近区的中隔墙的质点上, 3种波几乎同时到达, 相互重叠, 各类波的初至时刻难于区分, 无法辨别初振相与主振相。如图4所示在既有隧道中测得波速在z方向上在第2.9ms迅速达到最大值3.958cm/s, 这也是掏槽爆破作用的结果。

在既有隧道边墙处与中隔墙处测的趋势一致, 均为在掏槽爆破中, 波形前沿上升较快、较陡, 测点振动速度很快达到峰值在隧道掘进爆破技术中, 控制爆破振动效应的一个关键技术就是掏槽爆破。

3.2.2 掏槽分段爆破振动测试结果

掏槽分段方案下隧道墙体爆破振动测试结果如图5、图6所示, 见表5、表6。

1) 新建隧道中隔墙。

2) 既有隧道边墙。

由波形图可见, 掏槽孔1、3段爆破的振动波形的主振相在时间轴上分离, 波形未明显叠加。但掏槽孔内分段装药, 有效减小了掏槽爆破的单段药量, 减小了掏槽爆破的主振动强度, 使得中隔墙上测得的最大振动波速未出现在掏槽爆破中, 而既有隧道中测的掏槽爆破引起的振动强度也明显降低。试验证明掏槽分段的方案能够明显地降低了掏槽爆破的振动效应, 并且未减少掏槽爆破的总药量与掏槽孔的单孔药量, 有效地保证了掏槽爆破的效果。

装药结构中周边孔采用15段起爆, 装药18.75kg, 为最大单段装药量;内圈孔采用13段起爆, 装药12kg。周边孔爆破与内圈孔爆破的单段药量最大, 然而最大振动波速却出现在周边孔与内圈孔爆破中, 其原因为爆破振动效应的强弱不仅与单段药量有关, 而且与装药的分散程度和临空面有关, 周边孔或内圈孔爆破时临空面相对较好;同时周边孔与内圈孔安排了高段位的雷管, 高段位雷管起爆延时分散性大, 误差叠加, 使得各炮孔内炸药起爆时刻分散, 设计中适当增加同段爆破炮眼数不会明显加大爆破振动值, 同时可以起到改善爆破效果、简化爆破施工的作用。

4 结论

1) 掏槽爆破是隧道掘进爆破技术中的主要难点和关键, 掏槽的好坏直接影响其他炮孔的爆破效果。因此必须选择合理的掏槽孔布置方式和装药方式。因此在爆破生产中, 需要对爆破的振动效应跟踪测量, 不断优化爆破参数。

2) 通过爆破振动监测发现尽管掏槽爆破的单段药量不是最大, 但往往掏槽爆破引起既有隧道中的振动强度最大, 若要降低爆破施工中的振动效应, 则需要控制掏槽爆破单段药量。

3) 针对掏槽振动最大的现象, 在优化方案中采用掏槽孔孔内分段的方式起爆, 将掏槽孔内的药包分成两段起爆, 这样在不降低掏槽爆破药量的前提下, 降低了掏槽爆破的单段药量, 进而降低了掏槽爆破的振动效应。

4) 通过爆破对比试验得出结论:采用分段掏槽方案后测得的振速结果明显降低, 中隔墙处的降振效果达到43.44%;在既有隧道边墙处的降振效果达到29.07%。由此可见, 掏槽分段技术的采用使得爆破振动效应明显降低。

5) 周边孔以及内圈孔爆破时有较好临空面, 并且高段位雷管延时分散性大, 所以引起的振动较小, 可适当增加炮眼数和药量。

摘要：通过爆破振动监测发现在临近隧道爆破施工中通常掏槽爆破引起既有隧道的振动最为强烈, 并且掏槽爆破效果的好坏直接影响整体的爆破效果。针对这个问题设计了掏槽分段的爆破方案, 并进行了爆破对比试验, 试验结果证明, 分段掏槽技术的采用使得爆破振动效应明显降低, 可为类似工程的建设提供参考与借鉴。

关键词：隧道爆破施工,分段掏槽爆破,实验探究

参考文献

[1]龚伦, 仇文革, 曹义.下穿楼房隧道近接施工爆破控制技术研究[J].铁道标准设计, 2006 (01) :86-88. (Gong Lun, Qiu Wenge, Cao Yi.Proximity tunnel beneath the building Con struction Blasting Control Technology[J].Railway Standard Design, 2006 (01) :86-88.)

[2]申玉生, 高波, 王志杰, 等.复线隧道施工爆破对既有隧道结构的影响分析[J].地下空间与工程学报, 2009 (05) :980-984. (Shen Yu-shen, Gao Bo, Wang Zhijie.Effect of blasting in double line tunnel on existing tunnel[J].Chinese Journal of Underground Spaceand Engineering, 2009 (05) :980-984.)

[3]张志呈.定向断裂控制爆破[M].重庆出版社, 2000. (Zhang Zhi-cheng.Directional fracture controlled blasting[M].Chongqing Publishing House, 2000.)

[4]New B M.Ground vibration caused by construction works[J].Tunnelling and Underground Space Technology, 1990, 5 (3) :179-190.

[5]杨军, 陈鹏万, 胡刚.现代爆破技术[M].北京理工大学出版社, 2004. (Yang Jun, Chen Peng-wan, Hu Gang.Modern blasting technology[M].Beijing Institute of Technology Press, 2004.)

振动与噪声控制 篇11

关键词：隧道、爆破、振动控制

中图分类号：U455 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2016）20-0163-02

在公路隧道建设过程中，时常会遇到各种问题，其中如何保护高压线塔、周边建筑物等结构成为了重中之重。本文以山东省公路建设（集团）有限公司承建的从莞高速公路东莞段（含清溪支线）第九合同段为例，具体分析交叉点爆破振动控制的具体措施。

1 工程概况

由山东省公路建设（集团）有限公司承建的从莞高速公路东莞段（含清溪支线）第九合同段，全线长3.899 km，其中走马岗隧道位于东莞市樟木头镇附近，设计为双向六车道分离式隧道，净空14.75×5.0 m，起止桩号为：左线ZK21+157～ZK24+300，长3 143 m；右线YK21+170～YK24+305，长3 135 m。

走马岗隧道上穿既有的东深供水隧道，隧道之间平面线位夹角约30 °。该处走马岗隧道埋深140 m，交叉点处左右线之间测设中线净距33 m。隧道左线最小间距21.57 m，交叉点桩号ZK22+119.2采用S3b支护方式；右线最小间距22.6 m，交叉点桩号YK22+189.7支护方式S4c。

2 走马岗隧道、东深供水隧道交叉段地质情况

左线交叉处围岩为中-微风化混合花岗岩，岩质坚硬，强度较高，裂隙较发育，岩体较完整，稳定性较好，含裂隙水，施工开挖无支护时易掉块，围岩长时间暴露可能产生小规模坍塌，易渗流水，围岩为Ⅲ级。右线交叉处围岩为中-微风化混合花岗岩，岩质坚硬，强度较高，受构造影响严重，裂隙发育，岩体较破碎，稳定性较差，含裂隙水，施工开挖易掉块坍塌，易渗流水，围岩为Ⅳ级。

3 隧道开挖方法、爆破设计参数

3.1 隧道开挖方法选择

走马岗隧道进入交叉段之前采用的开挖方法为上下台阶法，上下台阶保持50～60 m距离，保证开挖台车不受爆破施工影响，上台阶采用全断面一次起爆。为利用现有开挖台车保证施工的连续性，交叉段仍采用上下台阶法施工。

3.2 爆破设计参数

①根据设计要求，走马岗隧道爆破设计采用光面爆破。

②火工器材：

炸药：2#岩石乳化炸药。

雷管：起爆管采用8#电雷管；掏槽眼、辅助眼采用1～19段非电毫秒雷管实现孔内微差起爆；周边眼采用导爆索连接实施孔外微差起爆。

其他器材：导爆索。

③掏槽方式：采用斜眼掏槽。

④装药结构：周边眼采用空气间隔不耦合装药形式，使用导爆索连接药卷。其他如掏槽眼、辅助眼等均采用集中装药方式。

⑤爆破设计要求。

单段最大装药量振动速度值不得大于《爆破安全规程》 （GB 6722-2003）7 cm/s。

4 爆破振动控制措施

4.1 计算条件

根据《爆破安全规程》和广东省水利厅对走马岗隧道与东深供水工程交叉段会议纪要的要求，走马岗隧道交叉段爆破施工允许的最大振动速度为7cm/s。萨道夫斯基经验公式中K、α值由第三方监测单位在收集前期爆破试验数据基础上进行数据拟合得出：

Ⅲ级围岩K=146.7、α=1.3；

Ⅳ级围岩K=203.4、α=1.5。

根据萨道夫斯基经验公式：

式中：V——质点震动速度，cm/s；

Q——药量，齐发爆破时取总药量，分段起爆是取最大一段的药量，kg。

R——爆源中心到观测点的距离，取24 m（考虑台阶高度）。

K、a——分别为与爆破点至计算点间的地形、地质条件、爆破方式等有关的衰减系数。

计算结果：Ⅲ级围岩单段最大起爆药量：Q=9.5 kg。

Ⅳ级围岩单段最大起爆药量：Q=12.6 kg。

4.2 合理选择掏槽眼布置方式

通过监测单位提供的试验段爆破振动数据，采用斜眼掏槽时，爆破振动峰值均出现在第一段掏槽眼爆破。

其原因就在于掏槽眼药量过于集中，且同为第一段起爆。

采取对策：缩短爆破循环进尺，减少掏槽眼装药量；或采用复式掏槽，进而达到减少掏槽眼单段起爆药量的目的。

4.3 合理调整炮眼起爆顺序

依据第三方监测单位的提供的监测数据，调整单段雷管的装药量。如走马岗隧道左线依据2012年12月30日爆破方案（S4a1.0 m进尺），主洞第13段装药量10.3 kg（含拱顶周边眼21×0.3 kg、辅助眼4×0.6 kg、底眼2×0.8 kg）。2012年12月31日至2013年1月3日走马岗隧道内20 m震动速度在4.47 cm/s左右。13年1月4日将第13段雷管装药量调整为8.4 kg，即周边眼21（孔）×0.4 kg，其洞内20 m振动速度稳定在2.3 cm/s左右。

5 爆破振动监测方案

5.1 爆破试验阶段

在掌子面后方5 m、10 m、20 m处墙体上安装三轴向振动速度传感器，收集数据计算交叉段围岩K、α值。

5.2 交叉段施工阶段

在两隧道中线交叉点（东深供水隧道拱顶）及掌子面后方安装三轴向振动速度传感器，进行同步监测。

6 实测数据与估算值比较

施工桩号ZK22+072～ZK22+85.5。左线交叉点中心桩号ZK22+107.9，围岩Ⅳ，进尺1 m）。

走马岗隧道（右线）2013年3月9日～19日爆破振动实测值与估算值对照表，见表2。

施工桩号YK22+135.7～YK22+150.5。右线交叉点中心桩号YK22+201.2，Ⅳ围岩，一次起爆、进尺1.5 m。

7 结 语

综上所述，走马岗隧道、东深供水隧道交叉点爆破振动控制在隧道施工过程中所起到的作用至关重要，随着科技和经济的飞速发展，现阶段存在的不足和问题相信都会迎刃而解。

参考文献：

[1] 于建新，陈卫忠，杨建平，等.上下交叉隧道爆破振动控制技术 研究[J].岩土力学，2014，（Z2）.

振动与噪声控制 篇12

1 液压系统振动和噪声的来源以及危害

振动产生噪声, 因此可以通过对振动的预防和减少来实现液压系统振动和噪声问题的控制。根据振动和噪声产生的不同方式, 可以将液压系统的振动和噪声分为:机械系统的振动与噪声和流体工作过程中产生的振动和噪声。

1.1 机械系统的振动和噪声

机械系统的振动和噪声主要来源于零件的不平衡、不同心或间隙调整不当并因此造成的接触、碰撞和振动加强而引起的。主要来源有:

1) 回转部件周期性不平衡。在液压系统中, 主要回转部分包括电动机、液压泵和液压马达, 当这些部件在高速运动时, 由于设计、制造存在不当便会产生较大的转轴弯曲振动, 振动通过基座扩散给其它部件, 引起部件之间的共振动产生噪声并使之加强。2) 安装不当。液压系统在安装过程中, 可能会发生部件安装不平衡、离心, 会引起振动而产生噪声。3) 电动机噪声。电动机噪声主要包括通风噪声、机械噪声、轴承噪声、壳体振动声以及电磁噪声。机械噪声主要是由于转子不平衡引起低频噪声, 轴承噪声是由于缺陷和安装不当会引起的高频噪声。4) 联轴器配合不当引起的噪声。联轴器是连接部件, 主要用于液压泵与电动机的连接, 当被连接件不同轴造成联轴器偏斜或转轴别劲, 在运行过程中就将会产生振动与噪声。

1.2 流体运行过程中的振动和噪声

液压系统的流体会经过液压泵、溢流阀、液压缸以及管路等部件, 当流体在运行时, 就会产生液压泵噪声、溢流阀噪声、液压缸以及管路噪声等。

(1) 液压泵噪声。液压泵噪声是液压系统中存在的主要噪声, 主要受液压功率、压力脉动以及吸空现象影响。研究表明噪声会随着液压功率的增大而增大。同时, 流量脉动、压力冲击、困油等会产生压力脉动而引发噪声。

(2) 气体流动噪声。油液中混入空气, 气泡悬浮于液压油中, 在先导阀前腔内形成气穴现象, 当携带有大量气泡的油液再次流到压力较高处时, 气泡瞬间被压破而产生噪声。

(3) 控制阀噪声。液压系统中存在大量控制阀, 比如液压阀、阀芯、滑阀、转阀等。当液体在流动过程中, 超过与之相关的参数的临界值, 阀芯就会因为部件的扰动而产生持续的自激振动和噪声。同时液压阀在进行节流、换向、溢流时会导致内部液体流量、方向以及背压发生变化而造成振动, 产生噪声。

(4) 管路振动和噪声。该噪声主要是由于泵体、阀门等元件的振动在管路中相互作用而引起的, 同时管路死弯过多、太细、截面积变化以及固定部件的松动也会产生噪声。

2 液压系统振动和噪声的防治措置

噪声的防治主要可以通过两个方面来进行, 一是在噪声产生的源头处进行有效的预防和控制;二是在噪声传播过程中进行防控。本文主要从噪声源头处着手探讨噪声控制的措施, 总体原则为在液压系统设计时需要注意技术层面的科学合理性, 同时在安装过程中要严格遵守规程并做好日后的维修养护。

(1) 机械振动和噪声的防治措施。机械系统的振动主要是来源于各个运动部件在运行过程中的不平衡、不同心或者是间隙不当并由此而产生噪声。作为设计人员在进行设计时, 应该通过优化设计、科学考量进而有效防范振动和噪声;普通使用客户, 在无法改变外采购部件其转轴平衡问题的情况下, 可以通过安装选择尽量使仪器运行平稳。针对转轴不同心问题, 可以通过设置安装空间以及轴心位置, 使之有可调节空间, 保证其同心度。同时, 可以采用弹性联轴器以及在电动机部件上放置防振胶垫以减少振动和噪声。

(2) 流体振动和噪声的防控措施。由于流体振动和噪声产生的多样性, 可采取以下措施:1) 减少液压泵噪声。液压系统在运行中, 可以通过将吸油管接头密封严实, 防止吸入空气, 并且合理设计油箱, 采用消泡性能好的油液以及严格遵守油标线的规定。2) 防止空穴现象的发生。为了防范空穴现象, 可以通过采用直径较大的吸油管, 减小管道局部阻力;控制泵的转速不要太高, 避免液压系统产生局部高压。3) 避免系统发生共振。存在于液压系统中的振源如液压泵、液压马达等会引起底板、管道等部件产生共振现象以及由此带来噪声, 因此可以通过改变管道长度来改变管道固有振动频率, 同时对一些阀的安装进行位置变移。同时, 要合理设计管路, 控制流体流速, 避免直拐弯, 截面变化要逐渐过渡以减少控制阀和管路带来的振动和噪声。

3 结束语

数控机床液压系统的振动和噪声是不可避免的并存的危害, 并且随着液压系统的发展加剧之势日趋严重, 成为妨碍液压技术进步的因素之一。因此, 通过研究振动和噪声的来源, 对其进行有效防治, 对促进液压系统的发展有积极的作用。

参考文献

[1]张利平.液压气动系统设计手册[M].机械工业出版社, 1997.

[2]曾祥荣.液压噪声控制[M].哈尔滨工业出版社, 1998.