噪声计算（通用9篇）
噪声计算 篇1
对噪声的理解、计算与表达一直困扰很多基层职业卫生工作人员。过去, 电子计算设备没有被发明或还未普及运用时, 为了方便对等效连续声级、噪声叠加等的指数和对数进行手工运算, 工作者对基本噪声公式进行变形, 由此生成了多个噪声计算公式。在不了解这些公式之间推导关系的情况下, 噪声的计算和表达错误非常常见, 直接影响噪声检测数据的科学性。在此笔者针对上述问题进行探讨。
1 概念
1.1 声强
在垂直于声波传播的方向上, 单位时间内通过单位面积的声能量为声强 (I) , 单位为W/m2。直观地说, 就是单位面积、单位时间内的能量大小。如图1所示, 正方形为单位面积, 箭头为单位时间内通过的能量。单位时间内通过的箭头越多, 噪声越强。
1.2 基准声强
正常人耳对1 000 Hz纯音的可听声强即听阈是10-12 W/m2, 痛阈是1 W/m2。
1.3 声压
声压是声音能量在空气中以波动方式传播时产生的压力。在实际检测中没有条件对声强进行检测。声级计检测到的是声压而不是声强, 由于声强与声压的平方成正比, 故二者可以相互转换。尽管在实际检测中是通过检测声压来反应噪声强度, 但在运用时可以不考虑声压这一概念, 只考虑声强, 这样可以简化思维方式。
1.4 分贝 (dB)
评价噪声对人体的影响, 不但要考虑噪声的大小, 而且要考虑作用的时间长短。如同粉尘、毒物长期接触对人体危害需考虑其8 h平均浓度一样, 需计算噪声8 h接触的平均能量即8 h的平均声强。如果仅考虑8 h平均能量的计算, 其计算方法与计算粉尘、毒物的平均浓度是一致的, 即:
ITWA= (I1t1+I2t2+……+Intn) /480 (min) (1)
但是, 由于人耳对声音的听力范围, 从听阈到痛阈相差了1012倍。如果以上述方法进行计算, 在实际运用中非常不便, 为便于运用表达, 引入了分贝概念。分贝是一个相对单位, 没有量纲, 不是声学中的专用单位, 其他专业也有应用。在噪声声强的表达中, 采用实测声强Ii基准声强I0 (10-12 W/m2) 之比的对数10倍表示噪声强度, 即声强级。公式:
采用分贝表示噪声强度, 从听阈到痛阈, 由1012倍的差异变为120倍, 即从0 dB到120 dB;而且其变化增加1倍, 人耳感觉声音也是增加1倍, 符合人耳对声音变化的主观感觉, 这就是要采用分贝的原因。由此可知0 dB不是没有声音, 而是正常人耳的听阈值的声强级。
2 噪声强度计算
在实际噪声检测中, 当检测出不同的噪声强度值Li dB (A) 后, 需求噪声强度 (即声级) 平均或时间加权平均值时, 由于噪声检测仪所显示的实际检测值是已用公式 (1) 经对数转换后给出的分贝值, 根据代数运算法则, 噪声检测仪检测的噪声强度值是不能直接进行平均计算的, 需将每个噪声强度值LidB (A) 除以10、再求其反对数转化为声强Ii (W/m2) , 即公式 (2) 的逆运算。计算得到的每一个Ii值结合作业人员接触时间长短按公式 (1) 求出ITWA, 计算结果ITWA再按公式 (2) 转化为噪声强度值LidB (A) 。在实际运用时, 可将上述计算过程的公式 (1) 与公式 (2) 合并为公式:
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公式 (3) 基本能解决职业卫生工作中的所有噪声计算问题。公式 (3) 中的∑100.1LiTi部分即为公式 (1) 中的I1t1+I2t2+……+Intn;100.1Li为Ii;ti相当于Ti。
如果Li为1 d内各接触时间段Ti内的声强级, T为480 min或8 h, Leq即为1 d 8 h的等效连续A声级。如果Li为某天工作时间Ti段的声强级, T为1 w的工作时间, 则Leq为1个工作周的等效连续A声级。所以通过公式 (1) 和 (2) , 来理解公式 (3) , 是较为便捷的理解思路。
3 其他噪声计算公式
目前, 从书刊杂志或国家相关标准中能查到的噪声计算公式还有以下两种基本计算方法。
3.1 方法一
将声级从小到大分成段排列, 每段相差5 dB, 以其算术中心声级表示[1]。见表1。
每天的等效连续声级可按公式 (4) 计算:
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3.2 方法二
使不同测量时间Te内的等效A声级进行比较, 多数情况下, 把Te时间内的等效A声级归一 (或规格) 化为8 h工作日时间, 即为归一 (或规格) 化日等效A声级[2,3]。公式为:
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式中, LAeq.Sh-1 d 8 h工作日的等效连续A声级。
3.3 计算公式的本质
其实公式 (4) 和 (5) 与公式 (3) 都是同一个公式, 可以通过数学推导进行求证。目前在一些标准中噪声计算是用公式 (3) 计算出接触时间段内的等效连续A声级, 再通过公式 (5) 计算1 d的等效连续A声级。这不但多了一道计算过程, 而且不容易理解。
4 结论
公式 (3) 是噪声计算的基本公式, 公式中的参数只要根据实际计算的要求进行灵活变化即可得到所需结果。Li为1 d内各接触时间段Ti内的声强级, T为480 min或8 h, Leq即为1 d 8 h的等效连续A声级。Li为某天工作时间Ti段的声强级, T为1 w的工作时间, 则Leq为1个工作周的等效连续A声级。Li为各接触时间段Ti内的声强级, T为接触时间段的总时间, Leq就是接触时间段的等效连续A声级。
当Li为实测噪声值, 将T变为实测噪声个数, 删除公式中的Ti, 则所得结果为几个所测噪声值的平均值。同理也可依此进行多个噪声源 (或值) 的叠加计算。
综上所述, 职业卫生工作中噪声计算的问题, 只需利用电子表格编入公式 (3) , 在运用过程中根据实际需求按上述所示输入相应的参数即可得出所需计算结果。如果需要编程计算, 也只需根据公式 (3) 编制程序, 编程量将大幅减少[4]。
关键词：噪声,等效声级,计算
参考文献
[1]肖洪亮.噪声污染控制〔M〕.武汉:武汉工业大学出版社, 2002:11.
[2]GBZ/T189.8-2007, 工作场所物理因素测量第8部分噪声〔S〕.
[3]JB/T6982-93, 声学-工作环境中噪声暴露的测量和评价准则〔S〕.
[4]杨虎, 李香玲, 赵容.利用Visual Basic编程计算等效声级〔J〕.中国卫生工程学, 2010, 9 (3) :181-183.
噪声计算 篇2
噪声防治措施方案
一般来说，如果酒吧是单层结构，四周与其他居民宅建筑没有连接点或距离较远，则主要在墙面、门窗、排气口方面控制声波的透射和衍射即可。但如果就是在居民楼尤其是高层建筑中间或底层，控制难度则相当大，治理的重点应该放在低频震动的传播上，从各个点、面都进行必要的坚贞隔音，才有可能达到设计要求。
一、低频振动的消除
迪厅酒吧的声波通过数个音箱来实现的，有几个音箱就有几个点生源，也就是有几个球面声波。在传播途径上，音箱可以通过悬挂吊杆、顶梁、立柱、墙面、下水管道、门窗、排气口向四处传递声波。
1、安装音箱减震器或减震吊钩。
酒吧音箱通常放置地面或悬吊于横梁四周，在播放强劲音乐时，音箱对地面、梁柱体或楼板产生与音乐频率谐振的撞击，进而以固体传声的形式以弹性波传至楼上居民室内。因此，必须采用铺垫减震系统、增加减震吊钩的形式，将点声源所带振动与建筑连接点进行隔离。
2、梁柱增设减震阻尼层和隔音层。
音箱声波发出后，声波在空气中产生高能量振动，一波一波对墙柱梁楼板产生声波撞击，其中低频部分可以穿透水泥墙面直达建筑钢筋部分，并迅速上传至居民室内。因此，必须将主梁，主柱及楼板加设弹性面层或吸隔声中空共振层，以消除高能量声波对钢筋产生共振，隔离声波对改部分区面的撞击。
3、下水管道增设阻尼层和隔声层。
高层建筑的下水管一般在底层店面集中，酒吧声波可以透过水管薄壁直传各户，因此，必须对各与楼上住户链接的下水管道重新包裹，内层加包减震阻层，外层包裹隔音层。
二、减少声波的泄露
酒吧一般地处居民区附近，进出通道，消防门，空调排气口都有可能成为酒吧声波的释放口和泄漏点，给附近居民造成影响。
1、酒吧进出通道设计成“声闸”结构。
在现实中，大部分酒吧仅设一道门，无论改道大门隔声性能如何优越，在客人进出开、关的时间里，酒吧声波不可避免地产生泄露。因此，设计上应在原大门距离不低于1.5M处再加设一道隔声门，目的是使客人开启第二道门时第一道门已经关闭，声波无法泄出。
2、门缝、门槛、门碰减少声漏。
过多的门缝间隙使大门隔声效果大大降低，因此必须在该些部位采用胶条设计成密闭结构，通过胶条压紧和空提压缩变形确保声波无法从缝隙处漏声。
3、排气口安装宽频消声器。
空调、排气口在废气排放过程中会把噪声一并带出，其声值视管道长短最高可以达到酒吧内噪声的水平。设计上必须加装扩装式阻抗复合消音器，以在不影响正常排风的前提下，将高中低宽频声波在消音器内得到基本消除。
4、酒吧内增设吸音软包。
酒吧墙面、沙发、座椅应多采用吸声材料，以降低室内声场的声压，同时也可调节酒吧音量音调更趋和谐动听，减少声波混响过度和刚性声反复震荡对顾客听觉产生损害。
三、酒吧夹层的隔震
许多酒吧由于楼面高度较高，通常设计有夹层结构，而夹层设立时，为了底层大厅有良好的空间和视线，又尽可能把夹层立柱数量、体积减至最小，用材上也通常采用铁花与钢结构体。这就使得酒吧声波在夹层振动问题上预显突出，钢结构传声速度快、夹层振幅过大、夹层钢构与墙体、立柱联接过密等，直接导致振动波迅速向所联接墙体并通过墙体向上层住宅传递。
因此，酒吧的夹层结构图在设计上应该注意钢结构与墙体梁体的减振分离，同事根据钢结构重量及受力分布选用固有频率接近、变形量合适的减振装置，夹层地面铺设弹性材料或阻尼层，从而达到夹层隔震的目的。
三、治理效果研讨：
采用 上述点面控制及多地区、多酒吧、多类型的治理，降噪效果十分显著，经所在地环保部门检测，均达国家环保标准，造价也不是太高。目前的主要问题是很多噪声超标的酒吧在设计装修时考虑不足，噪声治理时又难免要破坏一些装饰面层或对原设计风格产生一定的影响，使酒吧业者产生顾虑，倘若把噪声预防做在前面，则造价可能会更低，一定会受到酒吧精英者的欢迎，居民也可从根本上免除噪声的危害和影响。其次，酒吧尤其是迪吧即便是治理达到标准要求，但其低频振动影响是无法根本消除的，对于小部分较敏感的居民而言，由于低频、超低频声波与人体器官频率相近，室内噪声值低于40dB(A)仍有可能影响正常学习休息和睡眠。因此环保部门在酒吧开设地点的环境评价审批上应尽量避免将酒吧放在居民楼下尤其是高层建筑的底层或楼中，可以从源头上杜绝酒吧噪声扰民案件的产生。注：
（1）因为音响设备噪声低频成分严重，穿透能力强，歌厅，舞厅，饭店等的卡拉OK音响设备噪声，严重污染环境。所以建设过程中决定采用低频成分少的音响设备。
（2）因为高强度、低频率的音响设备发出的声波，通过空气传声和建筑结构的固体传声与传振污染环境，是他的一个特点。所以，房间的装修结构是解决降噪问题的关键。
（3）采用合理的装修结构使噪声和振动降低到环境标准要求。
噪声计算 篇3
关键词：噪声污染 环境噪声监测 对策
中图分类号：X839文献标识码：A文章编号：1674-098X（2014）10（b）-0122-01
在现代社会飞速发展的情况下，城市化水平越来越高，人们经常会受到各种噪音的困扰，极大地影响到了人们的生活、工作和学习，甚至是正常的交谈和休息，不利于人们的身心健康，例如各种车辆的鸣笛声、各种娱乐音响等，必须采取合理有效的措施来控制噪音污染，但是目前防治噪音污染方面还存在不足，对于噪声污染的监测技术和管理不到位，使得噪声污染的问题得不到有效地解决，所以必须从根源入手，确保各种监测的顺利实施。
1 当前环境噪声污染的情况
目前的环境噪声污染主要来源于工业、交通以及生活娱乐等方面，噪声污染一直是困扰人们生活、工作和学习的关键因素，尤其是在广大的发展中国家，噪声污染状况比较的严重。在我国，影响城市环境的噪音主要是社会的生活噪声，大约在所有噪音中占47%，其次是交通噪声，大约在所有噪声中占30%，接着是工业和建筑施工噪声。在我国的重点城市中，噪声污染水平处于中等，大部分的城市人口都生活在高噪声的环境中，而且城市中的交通噪声水平不断地上升，大部分的噪声平均值已经超过了70dB（A）。我国各种功能区的噪声超标现象比较的普遍，已经给我国带来了巨大的经济损失和社会损失，噪声污染方面的投诉、信访比例不断地加大，严重威胁到了社会的正常秩序，不利于居民的健康生活。
2 环境噪声污染监测方面存在的问题
（1）依照现行的监测数据很难进行噪声环境质量的深层次分析。在我国的噪声监测主要进行常规性的监测，并没有一定的针对性，而现行的监测数据一般都是经过常规监测得到的，常规监测下的城市区域及道路交通监测方法只能反映城市噪声的总体水平，不能够对具体的噪声污染状况进行反映。所以要加强针对性的噪声污染监测力度，并收集有效数据，进行全面性和科学性的管理。
（2）噪声污染监测的自动化程度较低。在我国的噪声污染监测设备不够完善，资金和技术方面的投入力度相对比较薄弱，很多城市的噪声监测仪器还是手持式，自动化水平比较低，影响到了噪声监测的质量和效率。噪声环境污染具有瞬时性、局域性、随机性等特点，要求监测仪器必须随时随地的进行科学操作，为噪声的监测工作增加了难度。因此必须实现噪声环境监测的自动化水平，进行全天候的自动监测。
（3）常规性的噪声监测不能够反映夜间的噪声污染状况。目前城市的噪声监测数据反映的主要是昼间的噪聲污染状况，因为进行城市区域和道路交通噪声的监测活动一般都在白天进行，而对于夜间大型车辆以及施工的噪声很难在监测数据中体现，而且功能区的点位数量有限，因此只能夜间噪声监测工作具有很大的局限性。
（4）噪声污染的监测中的噪声源统计方法不合理。在进行城市区域的噪声监测中，需要对噪声源进行确定，我国的噪声源统计建立在网格监测点位上，只能对城市区域进行有效网格的覆盖，对于道路、非建成区的无效网格不具有覆盖性，不能够进行噪声源的统计，因此必须对监测网格进行重新规划。
3 解决环境噪声污染监测方面问题的对策
（1）提升城市区域环境噪声污染方面的监测技术水平。在城市区域的噪声监测是一项重要的监测工作，需要设立专业的环境监测部门，需要专业的噪声监测人员进行监测工作，需要收集各种环境噪声的数据和信息，准确地判断环境噪声污染的类型，认真全面的分析环境噪声污染产生的原因，提升噪声监测技术水平。当前采用的监测技术主要是GIS和CDMAIX，可以及时有效地对信息进行采集和分析，并找到噪声污染的问题，可以将信息进行管理和储存，预测环境噪声，为治理环境噪声污染提供更加便捷的信息服务。
（2）利用城市区域噪声控制的方法。在城市区域中，经常使用的噪声控制方法有控制声源法、控制噪声的传播途径法、进行合理的城市规划以及强化噪声管理力度。最根本有效的方法就是控制声源，只要找到噪声产生的源头并加以管控，就可以避免噪声污染的发生。在噪声出现后，控制噪声源头有很大的难度，因此就要在噪声传播的过程中进行控制，例如对噪声传播的介质进行控制，切断噪声传播的途径。可以将导致噪声污染的源头隔离，使其不影响到城市居民的正常生活，需要进行合理的城市规划，全面掌控城市的发展状况。同时需要加强对噪声的管理，对于已经发生噪声污染的城市区域要进行严格合理的管理，缩小或减少噪声污染的范围。
（3）对不同噪声污染类型进行有效的监测。首先，对于交通噪声监测要注意交通监测点的位置选择，能够对快速路、次干路等道路的类型进行准确反映，需要对非道路噪声源进行分析，注意监测应在适当的天气，风速在5m/s以下，这样能够更好地掌握交通噪声状况，总结交通噪声的变化规律。其次，对于功能区域的噪声监测需要确保其监测点与平均噪声水平的差距控制在合理的范围内，保证监测点能够反映生态环境的特点，并有效地避开固定反射面，反映该功能区的噪声环境状况。最后，对环境噪声的污染源进行监测，确保其监测点靠近噪声源，并依据相关的环境保护标准进行环境噪声的监测，例如进行工业噪声源的监测需要布置多个监测点，其位置在工业界外1 m、高度为1.2 m以上，并且距离反射面不小于1 m。
4 结语
我国当前的噪声污染现象比较的严重，已经影响到了人们的正常生活，引发居民投诉和不满，给我国带来了巨大的经济损失，不利于构建社会主义和谐社会。目前我国的环境噪声污染监测方面还存在着不足，不能够及时准确的采集相关的信息数据，不能够全面深入地反映环境噪声污染的情况，需要不断地提升监测水平，加大资金和技术的投入力度，完善噪声污染的管理体系，缩小噪声污染范围，为居民营造更加舒适的生活环境，从而推动企业和国家的可持续发展。
参考文献
[1]王素萍.城市环境噪声污染控制途径探讨[J].噪声与振动控制，2002（2）：32-33.
失速翼型气动性能及噪声特性计算 篇4
在翼型表面过渡流动模拟计算工作中,计算结果多数不理想。David Hartwanger等[4]使用X-Foil和ANSYS CFX 2D分析了NREL S809翼型,采用高级湍流过渡模型,总体结果较吻合,在最大升力和失速流动时结果失真。Vance Dippold[5]研究了不同的近壁面流动模型,发现二方程湍流模型在预测稳定流动时效果不错,当流动出现反向压力梯度时SST模型预测结果更准确。S. Sarada等[6]采用K-E模型对二维和三维NACA 64618翼型计算分析,发现失速条件下三维NACA翼型预测结果合理。
采用内外域相结合的网格划分方法,利用K-w SST模型和S-A湍流模型预测NACA0063翼型流动,特别是层流到湍流过渡状态,并与风洞实验数据比对,验证方法的可行性并预测失速特性。
1 数学模型
1. 1 流体计算模型
翼型流动模拟是求解质量守恒和动量守恒方程。有限体积方法将流动控制方程离散为代数方程求解。湍流流动模拟使用K-w SST模型和S-A模型预测边界层过渡。
控制方程
式( 1) 中u1,u2,u3流体速度,ρ为密度,p为压力,μ为黏性系数,τxx,τyy,τzz为法向应力。
剪切应力
1. 2 噪声计算模型
噪声计算采用FW-H[6]计算模型,控制方程为
式( 5) 中,ui为x方向流体速度分量,un为流体速度表面法向分量,vi为x方向面速度分量,vn为法向面速度分量,p为远场声压,a为远场声速,Tij、pij分别为希尔和压应力张量,H( f) 为亥维赛函数,δ( f) 为狄拉克δ函数。
2 网格生成及无关性检验
计算翼型攻角α = - 15° ~ 18° ,由于计算攻角范围较大,在计算不同攻角下的流动时常规的方法是改变来流方向设置,此方法只能在小攻角变化且远场边界足够大时可行。而针对单个计算攻角划分网格,工作量巨大且繁琐。为减小工作量,节省时间,网格划分采用script脚本语言批处理划分。计算求解同样采用批处理计算。
几何模型如图1所示。为便于计算,同时保证翼型表面流动重点区域网格一致,计算域分内部计算域和外部计算域,内部计算域为圆形,当攻角改变时,旋转内部计算域,内外域之间按交界面处理。内部计算域要足够大,减小网格变化对流动的影响,本例中取10倍弦长。由图3压力云图可以看出,交界面处内域和外域无压力波动,说明划分方法可行。
流体流过翼型表面,小攻角时,边界层的分离在后缘开始,随着攻角的增加,分离点前移,发生失速。如果边界层从翼型前缘开始,整个边界层分离几乎同时发生,湍流运动加剧。k-w SST模型和S-A模型对壁面边界层处的流动模拟需要高分辨率的网格。具体CFD计算中需要子边界层的Yplus小于5。求解计算需要检验网格的无关性,以减小由于网格因素对计算结果的影响。
攻角8度时实验升力系数Cl= 1. 282,表1可以看出,网格数在49 120时满足无关性要求。
3 边界条件
查阅文献,并结合本实例,经计算确定外流场边界为20倍弦长。入口速度为v = 44. 5 m/s,雷诺数3×106,常温下空气密度ρ = 1. 225 kg /m3,黏性系数μ = 1. 789 4×10-5kg / ms。网格采用全六面体结构化网格。
4 模拟结果分析
表2为两种湍流模型计算及实验的升力系数和阻力系数。通过比较不同攻角下升力系数和阻力系数,发现k-w模型预测结果与实验值相近,特别是在失速发生时。
图4、图5为升力系数和阻力系数随攻角的变化。可以看出,升力系数在攻角 - 12° ~ 18°范围内, k-w SST模型计算结果与实验值相吻合,特别是发生失速时,吻合度较高。而阻力系数较升力系数,模拟结果与实验值偏差较大。由图6升阻比随攻角变化曲线也可以看出,k-w SST模型计算结果较S-A模型相比,更接近实验值。
图7( a) 、( b) 为8°攻角时翼型的速度图和压力图。最大速度发生在前缘上表面,最大速度为69. 2 m / s,相对应的最大压力发生在前缘下表面,达到1 230. 7 Pa。
图7( c) 、( d) 为发生失速后,翼型表面的速度向量和压力轮廓图。可以看出,失速时翼型前缘最大速度达到100 m/s,在翼型尾缘形成漩涡。失速发生后,翼型前缘下表面最大压力扩散,范围增大。
图8为基于FW-H声学模型计算得到的翼型噪声功率图。由图可以看出,大攻角时噪声功率高,产生噪声的区域大。由图8( c) 、( d) 比较看出,大攻角时,产生噪声的源点更接近前缘点。图9为翼型表面噪声功率曲线图,由图中可以看出,大攻角时, 接近翼型前缘和尾缘的噪声功率高,相反,翼型中间表面噪声功率反而小。
5 结论
采用商用CFD软件模拟翼型NACA0063的不可压缩流动模拟,提出了内外域批处理划分网格计算的新方法。利用此方法,采用k-w SST模型和S-A模型,预测翼型表面的升力系数和阻力系数,并与风洞实验数据对比,发现k-w SST模型在预测流动升力和阻力系数,特别是层流到湍流的过渡区,更接近实际值。
参考文献
[1] 马林静,陈江,杜刚,等.风力机翼型气动特性数值模拟.太阳能学报,2010;(02):203—209Ma Linjing,Chen Jiang,Du Gang,et al.Numerical simulation of aerodynammic performance for wind turbine airfoils.Acta Energiae Solaris Sinca,2010;(02):203—209
[2] 张鹏,叶舟.小攻角下翼型边界层分离对数值模拟结果的影响研究.能源研究与信息,2009;(04):240—244Zhang Peng,Ye Zhou.Influence of boundary-layer separation of aerofoil under small angle of attack on the numerical simulation.Energy Research and Information,2009;(04):240—244
[3] Abbott I H.Theory of wing section,including a summary of airfoil data.Dover Book on Physics,1995
[4] Hartwanger D,Dr Andrej H.3 D modeling of a wind turbine using CFD.NAFEMS Conference,United Kingdom,2008
[5] Dippold V,III.Investigation of wall function and turbulence model performance within the wind code.43rd AIAA Aerospace Sciences Meeting and Exhibit,Reno,Nevada,2005
低马赫数射流噪声的数值计算研究 篇5
关键词：内燃机,低马赫数,射流噪声,计算气体声学,指向性
0 概述
排气噪声是内燃机的主要噪声源之一,通常降低排气噪声最有效的方法是采用排气消声器。扩张腔式抗性消声器因其具有中低频消声效果明显、构造简单、耐高温、寿命长等特点,在汽车发动机中得到广泛使用。当发动机排量较大或转速较高时,排气管内存在较高的气流速度,在遇到截面突然增大的情况(包括消声器尾管处),会形成射流噪声。射流噪声是消声器气流再生噪声的重要组成部分,它会降低消声器的消声效果,严重时使消声器失效,甚至变成噪声发生器。因此降低气流再生噪声是提高消声器消声性能的重要手段。国内外很多学者对气流噪声进行了研究[1,2,3,4,5,6],主要包括喷射噪声的产生机理和传播过程及汽车后视镜引起的空气动力噪声的研究等。本文针对低马赫数下的射流噪声,使用双方程k-ε模型研究了射流流场分布、压力场分布,采用Lighthill-Curle声学理论预测射流噪声,设计试验验证声场预测,并对喷射噪声指向性进行了讨论。作为基础性研究,本文对消声器气流再生噪声的研究方法进行了一些探讨,其结果对气流再生噪声的预测有一定的指导作用。
1 气动噪声分析理论
1.1 双方程k-ε模型理论
双方程湍流模型的使用非常广泛,因为它在计算成本不高的基础上保证了很好的计算精度。目前应用较多的是琼斯和劳德提出的k-ε双方程模型。k-ε模型中的k是指湍流动能,定义为速度的波动变化;ε是湍流耗散率,定义为速度波动耗散率。
湍动能(k)方程
湍动能耗散率(ε)方程
湍流粘度系数
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式中,k为湍流动能;ε为湍动能耗散率;μ为湍流粘度;ρ为流体介质的密度;xi、xj为笛卡尔坐标,i=1,2,3分别代表x,y,z的3个坐标方向;ui、uj分别为xi、xj坐标方向的时间平均速度分量;C1、C2、σk、σε、Cμ分别为经验常数,目前普遍采用劳德和斯泊尔汀的推荐值,见表1。
1.2 气动声学理论
气体噪声生成于流体,应力张量为
Ɣij=-σij+δijp (4)
式中,Ɣij为应力张量分量;σij为粘性应力张量分量;δij为克罗内克系数;p为流场的静压力。
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式中,ui和uj为速度分量,将式(4)、(5)代入能量守恒方程和Navier-Stokes动量方程,得到传播方程
undefined
τij=ρuiuj+Ɣij-aundefinedρ δij (7)
式中,a0为声速;τij为Lighthill应力张量。如果噪声产生于固体表面,可以得到Curle声传播方程
式中,ρ0为平均密度;X为声学观察点位置向量;y为声源点位置坐标;R=|X-y|;lj为固体边界的单元法向量;t为当前测量时间。
2 射流噪声数值计算
CAA(computational aeroacoustics)考虑流体运动的可压缩性,求解流体的非稳态运动和波在流体中的传播,集成了Navier-Stokes方程和Burger’s方程,使声学问题和流体动力学问题可以同时求解。通过读取流场内测点处压力变化的时间历程,对时间历程进行FFT变化,可以得到测点声压级的数据。
2.1 射流噪声计算有限元模型
喷管的结构尺寸如图1所示,长方体结构为流场场点,除喷口区域外的6个面均设置开口边界条件,进口速度边界条件为50 m/s(马赫数Ma=0.147),流体介质为标准大气压下25 ℃的空气。
建立准确的有限元模型是取得可靠分析结果的前提。本模型采用变网格长度方法(图2),在喷口附件网格较密,既保证计算精度同时又相对节省计算时间。计算采用变步长方法:时间0～0.5 s时步长为0.01 s,计算50步;0.5～0.7 s时计算步长为0.000 2 s,步数1 000步。
2.2 计算结果
2.2.1 速度场分布
图3为t=0.7 s 时YZ截面上X、Y和Z方向的速度分量云图。YZ截面上X方向速度很小,但也存在着小幅度的绕Z轴的旋转;喷射气流周围存在着引射现象,表现在Y方向的速度上就是喷管气流上方的负速度和气流下方的正速度。Z方向的速度为随着喷射气流的体积变大,速度逐渐降低,但在喷口附近,仍保留着体积逐渐缩小的一小股高速气流,其速度仍保持喷口处气流速度,成为喷射流的势核。势核的长度约为喷管直径的5倍(224 mm/40 mm)。
在势核周围,高速气流与被吸进去的气体剧烈混合,形成一段湍化程度极高的定向气流,如图4所示。在这段区域内由势核到混合边界的速度梯度大,气流之间存在这复杂多变的应力,涡流强度高,气流各处的压强和流速迅速变化,从而辐射较强的噪声。
2.2.2 声场计算结果及试验对比
图5为1～8测点位置。
图6为1～8测点的0.5～0.7 s的压力波动时间历程。涡流引起的测点压力波动频率较低,在0.52 s后的压力波动则是高频扰动,能量较低。
对各测点时间历程进行FFT变化得到压力频谱图,如图7所示。噪声主要能量主要集中在低频,各测点在270 Hz附近都有明显的峰值,由此可以得到Strouhal数
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式中,Sth为Strouhal数;f为峰值频率;D为喷口直径;U为射流速度。
图8为第5测点计算声压和试验测得的声压对比。由图8可见:两者的峰值频率约有50 Hz的偏差,峰值幅值相差约8 dB;在500～1 300 Hz的中频段幅值相差较大,而高频段幅值吻合较好。试验测得的和计算出的声压频谱不同,存在较多的毛刺,这是因为2种方法的频率分辨率有差别。总体来看,计算和试验测得的声压曲线总体趋势一致,可以验证模型和计算方法的正确性。
得到压力波动后,计算测点的声压级
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式中,p′为测点频域内总的声压;pref=2×10-5Pa,为参考声压。图9为各测点声压级图线。由图9可见:喷射噪声的主要能量集中在距离管口50～250 mm的势核周围。这是因为势核的能量引起周围气流涡流强度高,气流各处的压强和流速迅速变化,从而辐射较强的噪声。在离喷口较近的地方,由于剪切层内气流尚未充分混合,因而湍化强度不高,喷射噪声也较低。
2.2.3 指向性问题
文献[2,7]表明:高速喷射噪声具有明显的指向性,最大噪声分布在喷口轴向30°～45°,并画出了自由喷射流的远场区喷射噪声的指向图。为了计算距喷口较远距离的声场指向性,把模型的流场场点区域进行了扩大。在管口为中心,半径为600 mm的1/4圆弧上从15°开始每隔5°布置1个测点(图10),运用公式(10)计算出每个测点的声压级数值绘制出喷射噪声的指向性图,如图11所示。在低马赫数(Ma=0.147)的情况下,最大噪声分布在15°～60°的范围内,超过60°后噪声声压值迅速减小。噪声峰值出现在25°。
3 结论
(1) 针对消声器尾管及抗性消声中的扩张结构常常引起气流再生噪声,建立了射流噪声有限元分析模型;基于双方程k-ε紊流模型理论对射流速度场进行了计算;采用Lighthill-Curle声学理论预测了射流噪声,并试验对比验证了模型和数值计算方法的正确性。
(2) 计算分析了射流的速度场分布和声场分布,研究表明喷射噪声主要集中在势核周围,说明势核是引起射流噪声的主要原因。
(3) 研究了低马赫数射流噪声的近场指向性,结果表明最大噪声主要分布在15°～60°范围内,峰值出现在25°附近。
参考文献
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噪声计算 篇6
本文应用Fluent软件中的稳态计算噪声的方法,对外径均为0.68m的两款发动机冷却风扇的总声压级进行对比计算。测试结果与计算结果的对比表明,两款风扇总声压级计算值的相差量与测试值的相差量基本相同。因此,利用Fluent软件中的稳态FW-H模型进行风扇噪声对比计算是可行的,并且能够满足工程实际要求。
1 风扇噪声实验
发动机冷却风扇噪声实验是按风机噪声试验国家标准在宁波雪龙有限公司半消声室内完成的。半消声室空间尺寸为:4.0m×3.8m×3.4m,驱动电机置于半消声实验室外,低频截止频率为90Hz,环境噪声分别为A计权总声压级不超过20d B(A)和总声压级不超过36d B。风扇噪声测试点离地面高1m,距风扇中心1m处与旋转轴线成45°角,且与风扇旋转轴线在同一水平面内,示意图如图1所示。
2 噪声稳态计算模型
为了使模拟计算情况与测试时的实际情况尽可能的一致,建立的几何模型忽略了护风罩等配件的影响。以风扇中心为坐标原点,风扇旋转轴为Z轴,风扇下游方向为Z轴正方向,分别建立两款风扇的计算模型。如图2所示,为了方便网格划分和计算边界条件设置,将计算域的几何模型划分为5个子区域:直径为1.05倍风扇直径,长度为1.05倍风扇宽度的旋转流体区R1、网格过渡区R2,环形管道区R3、进口管道区R4和出口管道区R5。
本文利用Hypermesh软件对几何模型划分网格,风扇叶片采用3mm的三角形网格(如图3所示),风扇旋转流体区采用四面体网格,网格尺寸采用线性递增函数控制从3mm逐渐增长至8mm,网格数为70~80万。环形管道区、进口管道区和出口管道区均采用六面体网格,过渡区采用四面网格和五面体网格进行过渡,计算模型网格总数为240~250万。
计算模型的边界条件设置为:进口平面设为压力入口边界,出口平面设为压力出口边界,其它壁面均设为固定壁面边界(如图2所示)。计算采用多重参考系(MRF)耦合动静部件的计算模型进行计算域的稳态流场分析,即风扇及旋转流体区域采用固结其上的旋转坐标系,而其他区域采用绝对静止坐标系,分别进行稳态计算,在交界面处则利用相对速度方程进行转化[6]。计算采用RNGκ-ε湍流模型,SIMPLE算法和标准壁面函数,且各离散对流项均采用二阶迎风格式。计算收敛准则为各项残差小于1×10-5。单个工况算例在双核2GB计算机(单个CPU主频3.0GHz)上计算10h左右收敛。
稳态计算收敛后,根据计算得到的流场数据再采用Ffowcs-Williams&Hawkings(FW-H)噪声求解模型计算出风扇的总声压级。噪声计算时,远场空气密度为1.225kg/m3,远场声速为340m/s,参考声压为2×10-5Pa,指定整个风扇表面为噪声源,4个噪声接收点位于风扇下游距离风扇中心1m处,具体坐标值见表1。
3 计算结果分析
在1200~2700/r·min-1六个转速下,分别计算两款风扇4个噪声接收点的总声压级,某噪声接收点的频谱如图4所示,该计算风扇为叶片均匀分布的8叶片风扇,转速为1800/r·min-1工况对应的风扇通过频率为240Hz。由图4上可以清楚地看到,风扇的总声压级在风扇的通过频率及其倍频处有明显的峰值。
从表1中可知,4个噪声接收点绕Z轴旋转对称分布,几何求解域也绕Z轴旋转对称,所以4个接收点的总声压级理论上应相等。为了减少计算时的数值误差,本文取4个点的平均值评价风扇的总声压级水平,计算结果见表2。
在半消声室内分别测试A、B两风扇在1200~2700r/min六个转速下的总声压级,测试结果见表3。该测试没有考虑护风罩和散热器格栅等配件对风扇噪声的影响。
从表2~表3中的数据以及图5可知,随着转速的增加,两款风扇的计算值和测试值都逐渐增大,且两者增加的快慢几乎相同。相同转速下,B风扇总声压的计算值都低于A风扇的计算值,此计算结果与测试结果趋势一致。B风扇的计算值较A风扇小1.37%~1.62%,B风扇的测试值较A风扇小1.19%~1.65%,两款风扇的计算相差量与测试相差量基本相同。相同转速下,同一款风扇总声压级的计算值均小于测试值12~16d B,这主要是由于稳态FW-H模型采用雷诺平均N-S方程进行求解,没有考虑时间积分项对噪声的贡献,及数值计算模型没有考虑地面对噪声的反射造成的[5]。
4 结论
本文通过对外径相同的A、B两风扇的噪声进行了稳态计算,并与实验数据进行对比分析得出以下结论:(1)随着转速的增加,两款风扇噪声的计算值逐渐增大,增加的趋势与测试噪声增加的趋势相同。(2)两款风扇噪声的计算值均低于测试值12~16d B,但两款风扇噪声的计算值相差量与测试值相差量基本相同。文中利用稳态FW-H噪声求解模型计算风扇噪声的方法是可行的,在工程实际中可用于风扇设计初期的噪声对比。
摘要：通过建立风扇在半消声室内的简化模型、划分网格,利用CFD(Computational Fluid Dynamics)软件Fluent对其进行稳态计算,并根据获得的稳态流场数据利用软件中的FW-H噪声模型得到风扇的噪声。文中对外径相同的两款风扇进行了噪声计算,并将计算结果与半消声室内两风扇的测试噪声进行了对比。结果表明,文中的稳态计算风扇噪声的方法是可行的,在工程实际中可用于风扇设计初期的噪声计算。
关键词：发动机冷却风扇,CFD,噪声
参考文献
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噪声计算 篇7
1 图像背景噪声的产生
1.1 图像噪声的产生原因
在现阶段, 绝大部分所使用的数字图像处理系统, 在输入图像这一环节均是采取先对其冻结再扫描的方式, 它的作用效果就是将多维图像转换成一维电信号, 之后再经过系统化的加工、 处理、 存储、 传输, 实现图像格式的变换, 最后, 在经过计算机合成技术实现多维图像信号的完成。 与此同时, 在伴随着图像生成的过程中, 其噪声也是经历着这样一个环节过程 (包括分解、 合成) 。 图像噪声的主要来源, 也就是图像本身的生成过程、 传输过程、 处理过程。
1.2 图像噪声的分类
(1) 光电噪声。 该噪声的产生主要是由入射的光子统计特征以及光电转换和量化过程所引起的, 其中主要包含了两种不同的光电噪声形式, 分别是量化噪声、 散粒噪声。
(2) 电子噪声。 该噪声主要来源于照相机和图像采集电路中所附有的电子, 其电子在使用运行过程中过多的产生随机热运动, 进而制造出大量的电子噪声。
(3) 器件噪声。 该噪声源自于相机中光学元件内部的玻璃材料, 由于玻璃材料的折射率分布极不均匀, 并且材质中存有大量的非透明的微小颗粒, 再加上器件 (CCD传感器) 的表面存有一定的缺陷, 进而就会导致造成噪声的引入。
(4) 媒介噪声。 在图像生成处理的整个过程中, 通常情况下, 使用到的多为成像的媒介, 其会随机扰动, 或者是由于成像系统本身机械结构在运行过程中出现抖动, 从而就引起了噪声。
2 计算机生成图像检测算法
2.1 计算机生成图像检测流程框架
如图1 所示。
2.2 图像噪声源分析及其特征提取
2.2.1 图像噪声源
在分析图像噪声源特征提取之前, 先来对计算机生成图像特征的提取进行简单的阐述。 主要基于当前计算机三维技术软件所生成的图像 (JPEG) 进行检测与真伪识别, 要想进一步确立并实现这一目标, 就必须对计算机生成图像与自然图像的区别进行比较及特征挖掘、 提取。 下面切入到正题, 图像噪声源实质上就是生成图像的过程, 包括数据的提取、处理、 加工等, 而在计算机生成图像与自然图像成像过程中, 图像噪声能够在 “小波域” 上面得到显示, 因此在小波域上对计算机生成图像与自然图像进行区分, 借助于图像小波系数所具备的良好统计规则性能, 重点构建了一种基于小波变换的四镜像滤波器处理方法。
前文中介绍了4 种不同的图像噪声种类, 包括光电噪声、电子噪声、 器件噪声、 媒介噪声。 根据 (2.3 部分) 图2 的表述, 得出了自然图像噪声模型的参数表达式:
I =gy{ f [ (1+K) Y+A+Os+Or+Ot]} +Oq
其中, I表示的是输出图像的像素值; Y表示的是图像输入的光强; K表示的是CCD传感器感应不均匀产生的图像噪声 (也可称作模式噪声) ; A表示的是照相机暗电流; Os表示的是光电噪声; Or表示的是电子噪声; Ot表示的是器件噪声;Oq表示的是媒介噪声。
2.2.2 图像噪声源特征提取
如图2 所示。
2.3 基于图像噪声分析下的计算机生成图像检测算法
如图3 所示。
2.4 实验结果
通过将文中的算法与Farid算法进行对比分析, 来检验其在计算机生成图像检测率性能方面的差异性, 寻求最佳改进的切入点。 如表1 所示的是计算机生成图像检测的精度。
在实验过程中选取的1000 幅图像进行检测, 分别分为500 幅计算机生成图像与500 幅自然图像。 选取的图像全部来自于美国一些州立大学网站上的3D图片, 同时还有少部分图片来自于个人的图片收藏 (图片内容涉及的方面有世界建筑、自然风景、 人物肖像等) 。
3 结语
随着社会经济的不断发展, 科学技术水平的不断进步, 当前在我国计算机科学研究领域, 关于多媒体图像应用处理技术的发展与创新已取得了初步的成果。 其中, 以计算机多媒体技术为核心的数字图像处理软件, 逐步蔓延到社会发展的各个领域、 环节。
关于图像噪声分析及建模, 其在计算机数字图像处理与模式识别的应用过程中, 起到着不可或缺的重要功用。 对于计算机生成图像, 其在数据采集与处理过程中, 经常会受到来自各方面的外界因素 (噪声源) 的干扰影响, 进而就会使得整个图像生成的质量大幅度降低。 因此, 只有剔除图像中所存在的噪声, 才是提升计算机生成图像质量的直接而又有效的技术手段。 基于图像噪声分析下的计算机生成图像检测算法的研究, 重点提出了一种基于模式噪声鉴别的 (计算机生成图像) 新型算法, 将其分两部分进行了概述、 探讨、分析, 包括自然图像成像过程, 以及图像噪声源的空间分布模型。
参考文献
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噪声计算 篇8
1 甲醇水冷器结构形式及设计条件
通过利用循环冷却水, 甲醇水冷器将合成气中的甲醇气体从100 ℃ 降温至40 ℃ 冷凝为液体, 然后在气液分离器中分离, 其余合成气送往合成段循环使用。甲醇水冷器的结构形式为BEM, 换热管排列形式为正三角, 内径2 100 mm, 总长8 100 mm, 设计条件和结构参数分别列于表1 和表2。
2 管束噪声振动计算分析
利用Aspen HTFS + 计算程序对现有设计条件、结构参数进行校核, 对甲醇水冷器管壳侧声频、漩涡脱落频率、湍流抖振频率进行了计算, 结果见表3。
从表3 的噪声振动分析计算结果可知, 壳程流体为气体或蒸汽时, 声学驻波频率fa与卡曼旋涡频率fv或紊流抖振频率ft之任一比值在0. 8 ~ 1. 2 范围内时 ( 0. 8fv < fa < 1. 2fv或0. 8ftb < fa <1. 2ftb) , 就可能导致壳侧在进口区产生强烈的声学共振和噪音。而当壳程流体经过管束区时, 气体逐渐冷凝, 由于液体的声速极高, 避免噪声振动的产生。
TEMA标准[1]中横流速度V、卡门漩涡频率fv、紊流抖振频率ft和声频fa的计算式为:
( 1) 横流速度V = Q/3600bilρ
临界横流速度Vc=Kc fndoδsb
要求条件V<Vc
式中: Q———流量, kg/h
bi———第i排换热管总间隙, m
l———折流板距管板距离、折流板间距
ρ———介质密度, kg/m3
Kc———比例系数, 由换热管的排列方式和节径比确定
fn———换热管的固有频率
δs———质量阻尼参数
b———指数, 由换热管的排列方式和节径比确定
由式 ( 1) 可看出, 通过减小流量, 增大管间距提高换热管总间隙, 增大折流板距管板距离、折流板间距等途径可降低横流速度、提高临界横流速度。
( 2) 卡门漩涡频率fv = St V/do
振动判据0.8<fa/fv<1.2
式中:do———换热管外径, m
St———斯特罗哈准数, 无因次
V———横流速度, 根据管间最小的自由截面计算, m/s
由式 (2) 可以看出, 当管径do一定时, 流速v越大, 卡门漩涡频率fv越大, 因此通过减少壳程流量、降低横流速度或减小斯特罗哈准数 (与换热管排列形式有关) 等途径可改变卡曼旋涡频率, 若壳程流体单位时间流量不变, 可通过增加换热管中心距来降低流速, 但最终导致壳体直径增大, 降低换热性能, 导致投资成本增加。
( 3) 紊流抖振频率ft = Vdo[3. 05 ( 1 - do T) 2+ 0. 28]/ L
振动判据0.8<fa/fv<1.2
式中:T———横向管间距, m
L ———纵向管间距, m
由式 ( 3) 可以看出, 当管径do一定时, 通过减小横流速度, 增大管束横向管间距以及纵向管间距等途径可降低紊流抖振频率。
( 4) 声频fa = n C/2Di
式中:C———在气体中声波的传播速度m/s, C=1000 (zrPS/ρS) 1/2
r———定压比热与定容比热的比值
Ps———壳程设计压力 (绝对压力) , MPa
Z———压缩系数, 对理想气体取Z=1
ρS———壳程气体的密度, kg/m3
Di———声振动的特性长度, m, 一般情况下取换热器壳体直径或试验段宽度
n———振型数, 指半波的整倍数, 无因次
由式 ( 4) 可看出, 在换热器中声振动的声学驻波频率取决于壳程流体中的声速和壳体直径。
3 甲醇水冷器结构改进
噪声振动是由于流体流过管束时产生的紊流脉动或漩涡脱落激发而成。紊流流动的触发机制会导致噪声振动; 卡门漩涡脱落所造成的声波频率与壳体内管间气柱某一声学驻波频率相重合时[2], 漩涡脱落所形成的波动升力与驻波流体柱内的质点运动相互作用, 不断将能量输送给驻波, 将会在换热器壳侧诱发强烈的声学驻波振动, 驻波一般即垂直于管轴又垂直于流动方向。
激发产生的能量很大, 会产生严重的噪声, 过高的声压会损坏换热器的壳体, 使器壁在脉动压力作用下弯曲变形, 具有较大的破坏力。此外, 若卡门漩涡脱落频率分别与声频、换热管的固有频率相近时, 换热管不仅出现噪声振动, 同时还伴随剧烈振动, 换热管可能仅在几小时内就会遭到破坏。
因此, 主要解决办法是将壳侧声频fa与卡门漩涡频率fv、紊流抖振频率ft的比值范围提高到设计要求范围以上。经校核发现该设备设计浪费较大, 可以先进行优化设计, 降低设备成本, 再解决甲醇水冷器壳侧噪声振动的问题, 主要改进设计如下:
3. 1 设备优化设计
通过Aspen HTFS + 软件计算, 设备改为细长型结构, 有效提高了壳侧和管侧的流速, 相比原设计传热系数约提高了61% , 减少了传热面积。此外甲醇水冷器总长在原有基础上增加1 m, 设计充分利用了现场布置, 表四为具体结构参数。
将以上参数利用Aspen HTFS + 软件进行噪声振动分析计算, 结果见表五。
通过表五可以看出, 优化后的甲醇水冷器在壳侧进口区有噪声振动提示, 声频与卡门漩涡频率、紊流抖振频率相互接近, 比值均在0. 8 ~ 1. 2 范围内, 下一步着手解决噪声振动问题。
3. 2 设置消音板
气体流过管束时, 由于气柱振荡导致壳侧产生严重的噪声振动。在固定的工艺操作条件下, 一般通过调整换热器结构型式, 改变换热管外径、管间距、折流板类型或者筒体类型, 消除其潜在的振动威胁, 降低噪声共振的发生几率[3,4,5]。然而消除振动又与达到传热效果前提下的经济性问题 ( 即设备费用和操作费用) 相矛盾, 在换热器设计中需全面平衡利弊。
因此可以考虑换热器壳侧安装消音板, 通过计算将设备横向尺寸分隔成若干部分, 减小特性长度D来提高壳侧声频, 使其错开卡门涡流频率或紊流抖振频率, 在不影响换热器效率的前提下, 解决噪声振动问题。其中消音板的安装位置应离开驻波的节点靠近波腹。
在步骤一的基础上, 利用Aspen HTFS + 软件对甲醇水冷器的噪声振动进行设计模拟。在壳侧进口处一定位置处设置消音板, 从表6 的噪声振动分析结果可见, 设置消音板后壳侧声频由改造前的73. 8 Hz提高至674. 1 Hz, fa/fv与fa/ft的比值也远高于其规定临界范围, 进口区无振动提示, 完全消除了噪声振动。
4 结语
在项目开始设备设计之初, Aspen HTFS + 软件的换热器振动分析模块可以准确预测、解决壳侧噪声振动, 避免了人工计算的繁琐性。从上述的噪声振动分析可知, 在优化换热器基础上, 增设消音板对提高换热器壳侧声频、消除噪声振动非常有效, 从根本上消除设备安全运行的隐患, 改进方案有效降低了设备制造难度及设备前期投入成本, 同时对保障操作人员的健康与换热设备的安全运转具有非常现实的意义。
摘要：利用换热器计算软件Aspen HTFS+对甲醇水冷器进行了声振动计算和预测, 计算结果表明:在运行过程中设备会产生强烈的噪声振动, 与生产现场情况完全吻合, 同时针对消除声振动提出了改进措施, 并对设备结构进行合理优化。
关键词：甲醇水冷器,噪声振动,声频,卡门漩涡脱落频率
参考文献
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噪声的危害及广电噪声标准 篇9
1. 噪声危害
噪声是不需要的声音, 它对人们的影响不单决定于声音的物理性质, 而且与人们的心理和生理状态有关。随着社会的发展和生活水平的提高, 噪声的污染日益被人们所关注。它对人们身心健康的危害是多方面的, 噪声对身体健康的影响主要有:
干扰注意力, 影响正常的工作、学习和休息;
听觉疲劳, 造成听力的明显下降或永久性听力损坏;
危害神经系统, 引起或加剧神经衰弱综合症, 其临床主要表现有头痛、头晕、多梦、耳鸣、心悸、恶心及记忆力衰退等;
对心血管系统的影响, 能引起心跳加快、心律不齐和血压变化等症状;
对消化系统的影响, 能引起胃功能紊乱和食欲不振等症状。
2. 空调噪声
空调通风系统噪声对环境的影响主要包括两个方面:其一是室内环境, 是由空调通风设备通过风管、水管或围护结构等对室内环境产生的噪声;其二是室外环境, 是由设置在建筑外部的设备 (冷却塔、风冷机的室外机、通风机等) 和风机或空调机组通过进、排风口等产生的噪声。
因此, 合理、有效和充分地控制空调通风设备的噪声是十分必要的。
3. 相关法规
为了创造良好的环境, 国家于1989年颁布了《中华人民共和国环境保护法》并于2014年进行了修订, 目的是保护和改善生活环境与生态环境, 防治污染和其他公害, 保障人体健康。之后在1996年颁布了《中华人民共和国环境噪声污染防治法》, 进一步阐明了保护和改善生活环境与生态环境的要求。
为了实施可持续发展战略, 预防因规划和建设项目实施后对环境造成不良影响, 促进经济、社会和环境的协调发展, 国家又于2002年颁布了《中华人民共和国环境影响评价法》。
通过上述各种法规, 表明了国家对保护和改善生活环境与生态环境, 保障人们身体健康, 创建和谐社会的态度和决心。
4. 相关标准
目前, 一般建筑设计正在执行的主要标准如下:
《声环境质量标准》GB 3096-2008;
《工业企业厂界环境噪声排放标准》GB 12348-2008;
《社会生活环境噪声排放标准》GB 22337-2008;
《民用建筑隔声设计规范》GBJ 50118-2010。
对于国内特殊行业或特殊建筑, 如广电建筑、剧场和电影院等设计可参见其相关的设计规范。相关的设计规范如下:
《广播电视录 (播) 音室、演播室声学设计规范》GY/T 5086-2012;
《剧场、电影院和多用途厅堂建筑声学设计规范》GB/TJ 50356-2005;
《剧场建筑设计规范》JGJ 57-2000 (是否为最新版) ;
《民用建筑隔声设计规范》GB 50118-2010。
5. 噪声评价
在民用建筑中, 常用的评价噪声标准为:A计权声级 (d B) 和NR噪声评价曲线。A声级是声级计的A计权网络测得的声压级。A声级能很好地表述人们对噪声感到烦恼的程度。NR曲线是评价噪声烦恼和危害的参数, 它与倍频带声压级的关系体现在每一条曲线上, 1000Hz对应的倍频带声压级等于噪声评价数NR。NR评价曲线是国际标准化组织 (ISO) 推荐的评价曲线。两者的区别:A声级与人们的主观评价有较好的相关性;NR曲线是按照各个倍频带的声压级来描述噪声的特性。
二现状及措施
1. 现实状况
笔者曾经参观过很多工程, 有写字楼、剧场、礼堂、演播室和录音室等。在这些工程中, 许多工程的室内噪声环境都不能满足正常使用要求, 室外噪声环境更是不尽人意。特别是有一些演播室和礼堂等, 由于室内噪声环境严重超标以至于在空调系统运行时房间无法正常使用。有些演播室都是提前运行空调系统, 在房间使用时再关闭空调系统, 严重影响了房间的正常使用。经常在节目录制过程中需要中断, 但是剧场、剧院或音乐厅等的演出过程是无法中断的, 人们只能忍受其室内环境的“虐待”。
其实在我们大量实际工程中, 噪声对环境造成不良影响的现象也很多。严重的已经影响了建筑的正常使用或对公民造成了噪声伤害。
2. 措施分析
在空调通风系统的组成中, 其主要噪声源是由通风机、空调机组、风机盘管、冷水机组、水泵、冷却塔和风冷室外机等设备产生的。因此, 为了有效地控制噪声污染和满足设计要求的室内、外环境噪声标准, 我们需要采取以下措施:
根据噪声设计标准等优化空调通风系统的设计方案;
合理选择高效、低噪声的空调通风设备;
恰当地设置空调通风机房或布置空调通风设备;
采取正确的消声、减振和隔声措施等。
三广电噪声标准
1. 工作环境
在广播电视中心中, 很多节目都是同期录音或直播的。电视节目是视频和音频的共同载体, 其视频内容或多或少地淡化了人们对背景噪声的感知。广播节目却只有音频, 人们对它的感知是十分敏感的, 因此其节目质量和品质就显得非常重要。
影响广播节目的因素有很多, 如内容、编辑、主持、录制等等, 其中录音效果或许无法大幅提高广播节目的质量, 但广播节目的工作环境却对其品质产生影响, 有时甚至会让很多优秀的节目留有遗憾。
因此, 创造满足广电建筑工艺房间使用要求的工作环境是十分重要的。
2. 工艺要求
根据《广播电视录 (播) 音室、演播室声学设计规范》GY/T5086-2012、噪声控制设计、噪声控制标准、“声学技术用房的噪声容许标准”中的要求, 部分广电建筑工艺房间的噪声标准如表1所示。
通过表1, 我们发现广播电视录 (播) 音室、演播室等工艺房间的噪声标准在NR10~NR30之间。
3. 评价曲线
那么NR15~NR30是什么指标呢?NR噪声评价曲线是一个国际标准, 是评价声环境的通用标准, 是从8个频率即63、125、……4k Hz、8k Hz来描述和评价建筑室内的声环境。这种声学评价是科学、严格和苛刻的, 原则上空调噪声应满足NR曲线对各个频率的噪声要求。
国际标准化组织 (ISO) 推荐的NR噪声评价曲线如图1所示。
四噪声及其控制
1. 风机噪声
通风机的噪声包括空气动力噪声和机械噪声两部分, 其中以空气动力噪声为主。空气动力噪声是由涡流噪声、旋转噪声和速度脉冲变化而形成向周围空气的辐射噪声, 机械噪声是由轴承噪声和旋转部件不平衡而形成的噪声。
通风机的噪声与其形式、转速、风量、风压和工作状态点等因素有关。一般而言, 通风机的噪声随着其转速、风量和风压的提高而增大。部分通风机的噪声值参见图2。
除风机之外, 产生噪声的设备有很多, 如冷水机组、水泵、空调室外机和冷却塔等等, 它们的噪声都会对建筑环境产生不利的影响。
2. 噪声对比
部分通风机噪声值与噪声评价曲线NR15~NR30的对比如图3所示。
通过图3, 我们可以看到:
一般而言, 通风机在中、低频的噪声值比高频的噪声值高;
在各个倍频程中心频率上的计算消声量不同;
对噪声标准要求越高的工艺房间, 其计算消声量也越大。
3. 对比结论
由于NR噪声评价曲线是从8个频率即63、125、……4k Hz、8k Hz来描述和评价建筑室内的声环境, 因此必须对空调通风系统在8个频率上进行消声计算, 通过对消声设备的合理搭配, 是保证工艺空调系统在各个频率上的消声量均能满足设计要求的基础。