噪声试验（共8篇）
噪声试验 篇1
起落架噪声是最主要的机体噪声源,在发动机停车和增升装置未打开的情况下,起落架噪声占了飞机总噪声的25%[1]。起落架的结构复杂,给噪声的产生和控制研究带来很大的困难。从20世纪70年代开始,国际上就已经开始了起落架噪声的研究。Zawodny等人对G550前起落架进行了吹风试验与飞行测试[2];Guo对波音737的前起落架和主起落架进行了噪声测试[3],提出了起落架的噪声预测经验模型;NASA在2005年的QTDⅡ技术研究中对波音787全尺寸的主起落架的气动噪声进行了风洞试验和飞行试验[4];欧盟在EU SILENCE计划中开展了低噪声起落架设计的试验和仿真工作[5]等。国外对起落架噪声的研究起步早,技术先进,而且研究广泛。
相比之下,我国的研究起步较晚。中国飞机强度研究所针对某型飞机前起落架进行大量的研究工作[1,5];西北工业大学的宁方立基于FW-H方程,对每类部件提出了对应的噪声预测方法;南京航空航天大学的龙双丽等人也开展了起落架部件的噪声试验与仿真的相关工作[6]。
本文针对某型飞机前起落架1/6简易缩比模型的噪声特性进行了试验研究,分别对起落架和起落架支柱进行了吹风试验,获得了其远场噪声特性和主要的声源位置,为起落架的降噪设计提供技术支持。
1 试验模型与实验室布置
1.1 试验模型
试验研究对象如图1所示,该起落架为某型飞机前起落架1/6简易缩比模型。试验模型对起落架进行了简化,只留了机轮、减振支柱、防扭臂等主要的结构。机轮直径为100 mm,起落架总高度为210mm,机轮厚度35 mm,减振支柱最大直径20 mm,支柱总高度141 mm。
1.2 实验室现场布置
试验在中国飞机强度研究所航空噪声与动强度航空科技重点实验室的全消声室中进行。实验室的容积为125 m3,测量频率为50~20 000 Hz。图2和图3分别为起落架支柱和起落架试验全景图,试验件安装在开口风洞的试验平台上,风洞出口尺寸为270 mm×330 mm,来流中心湍度小于1%。为了避免噪声反射对试验结果产生影响,在安装支架上都包裹了吸声棉。试验的来流工况,如表1所示,起落架与起落架支柱分别进行了四个工况的吹风试验,A代表起落架,B代表起落架支柱。流场测量采用粒子成像测速仪(PIV),型号为SM3-4M200。PIV是非接触式流场测量设备,能避免对流场产生影响和附加噪声的产生。PIV测量平面如图4所示,针对不同的特征平面进行流场测量,plane_A的法向量垂直于减振支柱轴向,位于起落架防扭支柱之后;plane_B与plane_C的法向量垂直于机轮轮轴,分别位于机轮轮轴平面和防扭支柱中间位置处。
远场声测量如图5所示,测点布置在以起落架支柱中心为圆心,半径为1.2 m的圆弧上,其中测点1与X轴负方向夹角为60°,相邻测点夹角为15°,7号测点与X轴正向夹角为30°。测量点的传声器采用丹麦B&K公司的4189型传声器,信号采集系统为LMS公司的32通道的声振分析系统。
起落架噪声源识别采用传声器声源识别阵列,阵列直径0.8 m,总共安装24个传声器,传声器动态测量范围20~16 000 Hz。声源识别基于CLEAN-SC(CLEAN based on source coherence)算法,该方法由Sijtsma在2007年提出的[7]。阵列中心距离起落架轴心的距离为1.4 m,测量平面法向量与机轮轮轴方向平行,其位置示意图如图6所示。
2 试验结果分析
2.1 流场测量结果分析
气流流经钝体后发生气流分离,在钝体表面和气流中带来强烈的压力扰动,是起落架噪声产生的主要原因。
图7为PIV观测截面Plane_A的速度矢量云图,气流流经起落架后形成三股速度较快的区域,如图7中的1、2、3标示所示。各个区域的流动方向均不同,但是经过一定距离后,三股流线在与倾斜支撑杆结合点高度相当的区域汇集到一起。
图8是截面Plane_A的涡矢量云图,根据涡声理论,在低速气流中涡是声辐射产生的基本原因。该截面中存在大量的涡和涡对结构,涡的变形,运动与相互作用将产生强烈的噪声。
2.2 远场噪声测量结果分析
图9和图10分别是为起落架与起落架支柱测量点4不同来流速度条件下噪声频谱曲线。由这两幅图可以看出,两者的噪声都具有宽频特性。声压级都随来流速度的增加,而不断的增大。起落架噪声的声功率与来流速度的5.1次方成正比,支柱噪声的声功率与来流速度的5.4次方成正比。单极子、偶极子、四极子噪声的声功率分别与来流速度的四次方、六次方和八次方成正比。说明,起落架及起落架支柱噪声主要是偶极子和单极子噪声源。
两者频谱曲线中都含有优势较为明显的峰值噪声,峰值噪声的频率随来流速度而不断的增加,如表2所示。
采用传声器阵列对峰值噪声源进行了定位,图11与图12分别是起落架和起落架支柱来流速度0.2 Ma,频率894.4~1 118.0 Hz主要噪声源的位置,也正是该来流速度下峰值频率噪声的声源位置。由图可以看出,峰值声源主要分布在起落架减振支柱与防扭臂之间的下部。这是减振支柱与防扭臂的干涉声,气流流经减振支柱,产生气流分离,形成不稳定的脱落涡。涡随气流流动,与下游的防扭臂发生撞击,从而产生强烈的噪声。
不同来流速度下,起落架与支柱的噪声指向性性如图13所示。测量点3与测量4的总声压级最高,上游的1、2测量点与下游的5、6、7号测量点总声压级相对较小。总体而言,起落架支柱与起落架的噪声具有一定的偶极子指向性。
图14为起落架支柱与起落架在不同来流条件下,测量点4的1/3倍频程对比曲线。总体看来,起落架支柱的噪声较同等来流下起落架整体的噪声略低,最高声压级(L1,L2,L3,L4)所对应的频率,随来流速度的增加而不断增大。
表3为测量点4起落架与起落架支柱在不同来流条件下,总声压级的对比。在相同的来流条件下,两者的总声压级相差不大,最大差值为0.25 Ma时的1.16 d B。这说明,在模型缩比的条件下,支柱对起落架总体的噪声贡献量最大。
2.3 主要噪声源
图15和图16分别是为起落架支柱不同频率噪声源的位置,为起落架不同频率噪声源的位置。由两个表可以看出,低频噪声主要集中在起落架机轮下游和防扭臂下游的一定区域内;中频噪声源分布在减振支柱与防扭臂之间;高频噪声分布在减振支柱与防扭臂之间的靠下的位置。这说明,噪声的频率与模型结构本身的特征尺寸直接相关。气流流经尺寸较大的部件如机轮、减振支柱与防扭臂中段,会产生中低频噪声;流经尺寸相对较小的部件,如减振支柱与防扭臂下部,会产生较高频率的噪声。
3 结论
针对某型飞机前起落架1/6缩比模型及起落架支柱进行了气动噪声研究试验,试验来流速度包括0.1 Ma、0.15 Ma、0.2 Ma、0.25 Ma。通过试验得到以下结论。
(1)起落架与支柱噪声具有宽频特性,噪声声压级随来流速度的增加而增大。起落架的噪声声功率与速度的5.1次方成正比,支柱与速度的5.4次方成正比。说明,两者噪声都以偶极子和单极子声源为主。
(2)噪声频谱曲线中有优势较为明显的峰值噪声,峰值噪声的频率随来流速度的增大而增大。峰值噪声的声源位于减振支柱与防扭臂之间,偏下的位置,是减振支柱和防扭臂的干涉噪声。
(3)起落架与支柱的远场噪声具有一定的偶极子指向性,其中3、4号测量点的总声压高于上游和下游测量点。
(4)噪声频率与起落架结构的特征尺寸长度直接相关,尺寸较大的结构产生低频噪声,尺寸较小的结构产生中高频噪声。
摘要：针对某型飞机前起落架1/6缩比模型及起落架支柱在声学风洞中进行了气动噪声试验研究。试验结果表明:起落架与起落架支柱噪声具有宽频噪声特性;噪声源主要是偶极子和单极子声源,远场噪声具有一定的偶极子指向性;噪声频谱出现明显的峰值噪声,其频率随流速的增大而增加,这是减振支柱与防扭臂的干涉噪声;噪声频率与起落架结构的特征尺寸长度相关,尺寸较大的结构引起中低频噪声,尺寸较小的结构引起高频噪声。
关键词：起落架噪声,气动噪声试验,传声器阵列,声学风洞
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噪声试验 篇2
载人飞船泄复压过程中轨道舱的噪声环境试验研究
为了考察航天员对载人飞船泄复压过程中轨道舱内噪声环境的适应性,在KM6水平舱进行了相应的模拟试验,对轨道舱中的`噪声环境进行了试验测量与研究.试验结果及航天员的实际感受表明,泄复压过程中轨道舱内的噪声环境满足要求,产生的噪声对航天员不会造成伤害.
作 者：耿丽艳 李新明 Geng Liyan Li Xinming 作者单位：北京卫星环境工程研究所,北京,100094 刊 名：航天器环境工程 ISTIC英文刊名：SPACECRAFT ENVIRONMENT ENGINEERING 年，卷(期)： 25(6) 分类号：V416.5 关键词：泄复压试验 轨道舱 噪声环境火箭强噪声试验装置跌落仿真分析 篇3
火箭发射过程中发动机产生的高强度噪声将对箭载仪器设备造成严重的影响,使金属薄板因声致疲劳而产生断裂、电子元器件和精密仪器因声失效而影响遥测和遥控等。因此在火箭发射前必须对箭载仪器设备进行声环境考核试验。能够产生高聚束、高强度噪声的火箭强噪声试验装置不仅可以应用于噪声振动试验中,而且还可用于发展非致命性的强声武器装备。本文利用跌落仿真技术,模拟该强声试验装置在发生碰撞、跌落情况下,其内部所受应力、应变分布和装置可能出现的质量问题。与实际样品的测试相比,跌落仿真技术可以快速和准确地得到试验装置在跌落时的应力、应变等各种参数,能提供更为全面的信息进而对其结构设计起到指导作用[1,2,3]。
1 数学模型
瞬态动力学分析 ( 也称时间历程分析 )是用于确定承受任意随时间变化载荷的结构动力学响应的一种方法。可以用瞬态动力学分析确定结构在静载荷,瞬态载荷和简谐载荷及其随意组合作用下的随时间变化的位移、应变、应力。载荷与时间的相关性使得惯性力和阻尼变得比较重要。
瞬态动力学分析求解的基本运动方程为[4]:
式(1)中:[M]为质量矩阵;[C]为阻尼矩阵;[K]为刚度矩阵;{Ü}为节点加速度向量;
在显示动力有限元分析中,一般是将对象离散为有限个单元,并设单元内一点的位移为节点位移的插值函数,利用瞬时最小势能原理,根据不同情况可以用更新的拉格朗日(U.L.)和完全的拉格朗日(T.L.)两种格式来表示。更新拉格朗日格式的有限元方程为[5]:
Mt+ΔtÜk+(ttKL+ttKNL)ΔU(k)=t+ΔtR-
式(2)中,M是初始位形的系统质量矩阵,Ü是系统节点加速度向量,KL为线性应变增量刚度矩阵,KNL为非线性应变增量刚度矩阵,R为外载荷等效节点力,F(k-t)为t+Δt时刻第(k-1)步迭代时单元应力的等效节点力。
显示中心差分法是LS-DYNA所采用的主要算法。该方法在求解有限元方程时,假定0,t1,t2,…,tn时刻的节点位移、速度、加速度均为已知,从而求tn+1时刻也就是t+Δt时刻的解。中心差分法对加速度、速度的导数采用中心差分代替,即[5]:
将t时刻的速度、加速度作为已知条件代入系统动力学微分方程,就可以算出t+Δt时刻的节点位移,进而求出各单元的应力和应变。
2 试验装置的简化模型
图1所示为产品2维装配图。如图2为建立的3维仿真模型。由于在仿真过程中,发现图2过于复杂,考虑到辐射器在跌落过程中力的传递作用主要在底部(如图1),故将辐射器用9个垫片代替,如图3所示。各实体间的接触均为用胶连接(代替真实的螺栓连接)。图4为建立的音环膜片模型,其中振膜厚度定义为0.1 mm。图5为音头3维简化模型,图中给出了不同部组件编号。
3 仿真初始参数的定义与选择
3.1 仿真方法的选择
模型采用ANSYA/LSDYNA进行仿真。选取3Dsolid164单元来定义仿真体,选取thin shell 163单元来定义振膜。
3.2 材料的定义
(1)壳体(工况8未选):
各向同性;密度1.75×10-9 t/mm3;弹性模量23 833 MPa;泊松比0.29;
(2)磁铁(工况8未选):
各向同性;密度7.9×10-9 t/mm3;弹性模量71 000 MPa;泊松比0.31;
(3)橡胶垫片(工况7、8未选):
不可压缩橡胶模型。可以通过C10、C01和v来定义变形能量密度函数[6]:
式(4)中,
I1,I2和 I3是右柯西-格林张量不变量。
(4)振膜(工况7、8未选):
Blatz和KO定义的超弹性橡胶模型;密度1.15 x10-9 t/mm3;剪切模量1 040 MPa;该模型使用第二类Piola-Kirchoff应力[6]。
式(7)中,G为剪切模量;V为相对体积;v为泊松比;Cij为右柯西-格林应变张量;δij为kronecker delta。当剪切模量作为仅有的材料性质定义时就能使用这种材料模型,泊松比会自动定义为0.463。
(5)其它所有材料统一定为YL12铝合金。
其参数为:各向同性;密度2.81 ×10-9 t/mm3;弹性模量71 000 MPa,泊松比0.31。
(6)地面:
刚性地面。
3.3 跌落工况设定
跌落工况设定如表1所示,图6为阵面跌落示意图(工况1—8)。
3.4 网格划分
图7所示为工况1至6阵面所用网格。该网格的单元数,277 376;节点数,80 452。工况7、8阵面所用网格单元数313 697,节点数,81 107(文献[3]所用模型网格单元数比本文少2个数量级。)
4 仿真结果及分析
4.1 对装置的整体分析
图8所示为壳体应力、应变分析点位置与编号,其上分析点的编号与图11、图12所示的右侧各点编号相对应。图9所示为工况1下阵面跌落0.626 86 s 时壳体合应力云图,图10所示为工况4下阵面跌落0.026 884 s 时的整体合应变云图。由图9和图10此类云图可清晰的看到阵面及其任何部位在任何工况下的任何时刻、任何角度的应力、应变分布情况。
图11所示为工况3下,壳体最大主应力随时间的变化曲线,x轴为时间,y轴为应力。由图11可知,当t=0.024 s左右时,装置跌落触地。由图11可知,点K为壳体上所选点中所受合应力的最大者,并在0.031 s左右时达到峰值,约400 MPa。由点K编号210308对应图8可知,点K位于壳体边缘。再观察图12中其它点的合应力变化,及对应图8中点的位置分析可知,工况3,也即0°跌落时,应力在壳体边缘集中地比较严重。
图12所示为壳体合应变随时间的变化曲线,x轴为时间,y轴为应变。在分析类似图12的合应变随时间的变化曲线时,需要注意比较各曲线的相对距离才有意义。因为图12中各曲线表示的是壳体不同位置上的各点的合应变随时间的变化曲线。由图12可知,工况5下阵面跌落时(即90°跌落),壳体各处相对变形很大,且呈发散趋势。由图8结合图11、图12,可清楚的看到壳体不同点位置的应力、应变情况。
以上对阵面壳体进行了应力、应变分析,利用同样的方法,可得到各个部件在不同跌落角度下的应力、应变比较情况。如表2所示,为跌落角度对不同部组件应力和应变的影响比较结果。
由仿真结果可知,从应变角度看,0°和180°跌落时,强声试验装置各处相对变形较小,变形很均匀。90°跌落时,强声试验装置各处相对变形最大,且呈发散趋势;从应力角度看,45°跌落时,强声试验装置侧面单个音头所受应力最大,但90°跌落时由于中上部位音头应力呈发散趋势,故很可能随时间推移而超过45°跌落的危险程度;总的来说,180°跌落最安全,只在跌落瞬间,音头顶部应力相对较大,但仍未超过45°跌落的应力集中程度;初始条件设定时,4 200 mm高度、0初速跌落与0高度、8 000 mm/s初速跌落基本可以等价。
3.2 斜跌落时阵面的应力传播分析
3.2.1 阵面的应力传播分析
工况8是最简单的工况,只定义了1种材料属性(不包括地面)。该工况是课题最开始的一个试验性工况,旨在探索模拟的可行性及喇叭阵面的整体跌落情况。记录了不同时间的阵面整体跌落情况:
(1)时间t=0.007 023,此时尚未触地,不受力。
(2)时间t=0.007 03,此时已触地,最大应力不超过1 MPa。
(3)时间t=0.014 046,应力积累,最大处已过500 MPa。
(4)时间t=0.021 069,应力向上传播,最大应力减小。
(5)时间t=0.028 092,应力向下回传,最大应力再次上升至440 MPa附近。
各轴方向应力在拉应力与压应力之间来回转换,这是集中应力以震荡形式上下传递的根本原因。
图13为工况7下阵面跌落0.013 8 s时阵面整体的应力云图,并为图14的剖面作出了示意。图14为工况7下阵面跌落0.013 8 s时阵面的剖面应力云图,由此剖面图可清晰地看到音头内部的应力分布情况。
3.2.2 斜跌落时音头的应力、应变比较
工况7较前6个工况要简单,定义了3种材料属性(不包括地面)。由仿真结果可知,最大应力出现在刚触地瞬间,位置为触地的局部区域;应力在触地的局部区域积累至最大的同时,应力也向上传播,传播速度大约为音速;从实验装置的总体来看,集中应力以震荡的形式上下传递,最大应力忽大忽小(震荡);集中应力一般出现在音头底座附近及壳体拐角处,所以这些地方应重点加强;工况7下,阵面跌落过程中,音头部分最大应力不过100 MPa,未超过YL12铝合金屈服强度(大约550 MPa),所以是安全的;最底和最顶部的2个音头为9个音头中应力和应变最大的2个音头,也因此可推测在斜跌落时,应力和应变最大的音头(也即最危险的)可能是最底和最顶部的2个音头。
5 结论
通过仿真分析表明:最大应力出现在刚触地瞬间,位置为触地的局部区域;应力在触地的局部区域积累至最大的同时,应力也向上传播,传播速度大约为音速;从实验装置的总体来看,集中应力以震荡的形式上下传递,最大应力忽大忽小(震荡);集中应力一般出现在音头底座附近及壳体拐角处,所以这些地方应重点加强;从应变角度看,0°和180°跌落时,强声试验装置各处相对变形较小,变形很均匀。90°跌落时,强声试验装置各处相对变形最大,且呈发散趋势;从应力角度看,45°跌落时,强声试验装置侧面单个音头所受应力最大。但90°跌落时由于中上部位音头应力呈发散趋势,故很可能随时间推移而超过45°跌落的危险程度;总的来说,180°跌落最安全,只在跌落瞬间,音头顶部应力相对较大,但仍未超过45°跌落的应力集中程度;初始条件设定时,4 200 mm高度跌落与8 000 mm/s落地速度基本可以等价。在强声试验装置空投包装设计与空投时应注意以上问题特点。
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某柴油机怠速燃烧噪声的试验研究 篇4
柴油发动机是工程应用的主要动力, 在物流运输、工程机械中得到了广泛的应用。在乘用车领域, 柴油发动机也占领了不小的份额。柴油发动机噪声一般包括燃烧噪声、振动辐射噪声、流体噪声和电磁噪声, 燃烧噪声是柴油机噪声的主要部分[1]。柴油机燃烧较为剧烈, 为冲击性的, 缸内压力急剧变化, 包括由气缸内压力剧变引起的动力载荷, 以及由冲击波引起气体的高频振动[2]。急剧升高的压力直接作用到燃烧室壁面, 激起缸盖、活塞、连杆和曲轴的振动, 最终通过缸盖、缸体、曲轴和油底壳传至外部, 从而形成燃烧噪声[3]。各种燃烧方式的柴油机气缸压力谱表明, 气缸压力谱的低频成分取决与最高爆发压力, 中高频成分取决与最大压力升高率, 高频成分取决与气缸内混合气冲击波引起的高频振荡。由于整机辐射噪声频率主要集中在中、高频段, 所以降低燃烧噪声的关键是控制最大压力升高率[4]。最大压力升高率取决于着火延迟期和燃料喷射规律, 也就是在滞燃期内积聚的可燃燃油量的多少。滞燃期越长, 着火前积聚的可燃混合气量越多, 燃前反应进行得越充分, 以致着火后燃烧越剧烈, 预混合燃烧的加速度越大, 从而越容易激起压力振荡波, 振荡后的振幅也越大, 燃烧噪声也越大。因此, 影响滞燃期的因素也将直接或间接地影响燃烧噪声[5,6]。本文通过调整轨压、喷射模式、提前角、预喷量和预喷间隔等5 个标定参数, 分析了气缸压力、气缸压力升高率和缸压频谱对燃烧噪声的影响, 初步探讨了该柴油机燃烧噪声优化的标定方法。
2 试验边界及研究方法
试验样机为高压共轨柴油机, 采用BOSCH第二代共轨喷射系统, 共轨压力最高可达到1800bar, 发动机基本参数见表1 所示。
燃烧室为缩口 ω 形, 喉口直径/深度之比为3. 25, 见图1。该类型燃烧室可形成较大的挤流, 能够得到获得较为合理的涡流分布, 使燃油和空气混合更均匀, 燃烧更为彻底[7]。
进气道为双切向气道, 一长一短两段气道, 见图2。试验测试平均涡流比为2. 435, 平均流量系数为0. 42。
燃油采用国五柴油, 十六烷值为54。
测量设备为AVL标准PUMA性能台架, 使用INCA 7. 1 标定软件和ETAS 910 进行ECU通讯、发动机控制参数调整, 使用Kistler缸压传感器和AVL燃烧分析仪获取缸压数据, 使用AVL 415S烟度计测量烟度。
燃烧噪声的大小可以由气缸声压级来表征[8], 通过对气缸压力CPL频谱衰减计算得到燃烧噪声CNL, 见式1。
结构衰减采用AVL经典衰减系数, 见图3。
3试验结果及分析
3. 1轨压对燃烧噪声的影响
试验工况为热机怠速, 转速750rpm。喷射模式预喷射, 预喷量2mg /hub, 预喷间隔1175us, 提前角为CA。轨压增大, 燃烧噪声增大, 烟度降低, 二者是一对矛盾的量。轨压由200bar调整到450bar时, 燃烧噪声由69. 3d BA增加到72. 9d BA, 增大3. 6d BA; 烟度由0. 16FSN降低到0. 04FSN, 降低0. 12FSN, 见图4。
存在两个峰值, 其中第一峰值压力小于第二峰值压力。轨压增大, 增大, 轨压由200bar调整到450bar时, 由41. 73bar增加到46. 2bar; 轨压280bar以上时, 基本接近, 基本在45 - 46bar左右; 轨压增大, 相位角由ATDCCA提前到ATDCCA, 提前了CA, 见图5 ( a) 所示。
存在两个峰值, 与趋势类似。轨压200bar时, 的第二峰值高于第一峰值; 轨压增大, 的第一峰值高于第二峰值, 第一、第二峰值相位角均提前, 且轨压在400bar和450bar时, 第一峰值的相位宽度变化较为明显, 见图5 ( b) 。
低频区频谱, 轨压200bar时气缸压力谱幅值最小, 依次为轨压250bar的试验工况, 轨压280bar - 450bar时, 低频区压力谱趋势一致且幅值基本接近; 中频区频谱, 轨压200bar和250bar时, 频谱趋势和幅值与其他轨压工况有差异, 轨压280bar - 450bar时, 频谱趋势一致, 频谱幅值随着轨压的增大而增大; 高频区频谱, 轨压影响较大, 频谱趋势和幅值差别较大, 最为明显的频段1 -3KHz和6 - 8KHz两个频段, 见图5 ( c) 。
怠速时, 要求轨压较低, 以保证燃烧稳定[9]。轨压越大时, 喷油雾化质量越好, 预喷燃油先期燃烧放热, 气缸压力增加较快, 燃烧压力急剧变化产生中、高频压力波动, 辐射出较为明显的中、高频噪声。
3. 2 喷射模式对燃烧噪声的影响
高压共轨可实现预喷、主喷和后喷, 预喷射可有效降低直喷柴油机燃烧噪声。轨压350bar, 提前角为CA, 预喷量2mg /hub, 预喷间隔1175us。只有主喷时, 燃烧噪声为76. 9d BA, 一次预喷后燃烧噪声为71. 6d BA, 降低5. 3d BA; 两次预喷后燃烧噪声为68. 3d BA, 降低8. 6d BA; 后喷一般为降低排温使用, 对燃烧噪声影响较小, 本次增加后喷后, 燃烧噪声由71. 6d BA增加到72. 1d BA, 略增0. 5d BA。使用两次预喷后, 烟度较一次预喷和预喷+ 后喷的模式降低较为明显。
只有主喷时, 为44. 70bar, 燃烧压力上升较为剧烈, 为3. 3bar/deg; 一次预喷, 为45. 35bar, 为2. 0bar / deg; 两次预喷, 为47. 13bar, 为1. 8bar /deg; 后喷对和的大小和趋势基本无影响, 见图7 ( a) 和图7 ( b) 。分析气缸压力频谱, 增加预喷后中、高频的压力幅值降低明显, 尤其是200 -2000Hz频段; 增加后喷后, 6KHz - 8KHz频段略有增加, 见图7 ( c) 。
预喷射通过先期喷油燃烧, 使燃烧时间延长, 气缸压力变化平缓, 降低了气缸内中高频的压力振荡, 是降低燃烧噪声的有效方法。
3. 3喷油提前角对燃烧噪声的影响
轨压350bar, 喷射模式为预喷+ 主喷, 预喷量2mg / hub, 预喷间隔1175us。喷油提前角由BTDCCA增大到BTDCCA, 燃烧噪声由71. 2d BA增大到72. 4d BA, 增大1. 2d BA; 其中喷油提前角CA与CA燃烧噪声大小相同, 但烟度最低, 见图8。
喷油提前角增大时, 和均增大, 见图9 ( a) 和图9 ( b) , 但从缸压频谱看, 提前角增大, 气缸压力频谱趋势无明显变化, 主要影响了200Hz左右的中频段和高频段压力幅值, 其中提前角为CA时, 1 - 3KHz和6 - 8KHz两个频段压力谱幅值降低较多, 见图9 ( c) 。
3. 4预喷量对燃烧噪声的影响
轨压350bar, 喷射模式预喷+ 主喷, 提前角2. 5CA, 预喷间隔1175us, 预喷量从1. 5mg / hub调整到3. 5mg /hub。预喷量为1. 5mg /hub和2mg /hub时, 燃烧噪声为71. 6d BA; 预喷量为3mg /hub时, 燃烧噪声最大为77. 5d BA, 增大了5. 9d BA; 预喷量为3. 5mg /hub时, 燃烧噪声为76. 2d BA, 增大了4. 6d BA。预喷量在2 - 2. 5mg /hub范围内, 燃烧噪声与烟度可较好的平衡, 见图10。
预喷量在1. 5mg /hub - 3mg /hub区间时, 趋势和相差不大, 预喷量3. 5mg /hub时, 和的趋势与只有主喷模式类似, 见图11 ( a) 和图11 ( b) 。预喷量的变化对气缸压力频谱的中高频影响较大, 尤其是高频区的压力振荡幅值影响较大, 见图11 ( c) 。
对固定工况点而言, 存在最佳喷油量, 一般;一般而言, 考虑和烟度, 预喷量不大于2% 总喷油量较好[10]。
3. 5预喷间隔对燃烧噪声的影响
轨压350bar, 喷射模式24, 提前角2. 5CA, 预喷量2mg /hub, 预喷间隔为875 时, 燃烧噪声最小为68. 6d BA, 见图12。
预喷间隔调整对影响较小, 但对和有较为明显的影响, 见图13 ( a) 和13 ( b) 。预喷间隔较小, 预喷燃油与主喷燃油的燃烧集中, 高频压力波动较大; 预喷间隔较大时, 预喷燃油释放的热量无法有效缩短主喷滞燃期, 造成中高频压力谱幅值较大, 见图13 ( c) 。
4结论
( 1) 标定参量的优化是控制燃烧噪声的有效方法, 对燃烧噪声影响较大的是喷射模式、预喷量和轨压, 喷油提前角和预喷间隔存在最优值。怠速工况点, 轨压350bar, 提前角BTDC CA, 一次预喷, 预喷量2mg /hub, 预喷875 时, 燃烧噪声最低。
( 2) 压力升高率和气缸压力频谱能较为全面的反映燃烧噪声趋势, 是分析燃烧噪声的有效工具。
( 3) 燃烧噪声与排放指标需综合考虑, 通过标定优化以降低燃烧噪声和排放, 改善发动机的综合品质。
摘要：针对某柴油机怠速工况的燃烧噪声进行了试验研究, 通过调整轨压、喷射模式、提前角、预喷量和预喷间隔等5个影响燃烧的标定参量, 测试了不同状态的燃烧压力和排放烟度, 通过缸压数据计算得到燃烧噪声, 分析了各标定参量对燃烧噪声的影响, 同时考虑排放烟度, 给出了怠速燃烧噪声最优的标定参量组合, 确定了对燃烧噪声影响较大的标定参量, 为后期全MAP优化燃烧噪声提供方向和参考。
关键词：燃烧噪声,轨压,喷射模式,提前角,预喷量,预喷间隔
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车用发电机噪声一致性试验研究 篇5
发电机在正常运转状态下,其主要噪声包括机械噪声、电磁噪声、气动噪声3大类[1,2]。其中,机械噪声是由轴承振动、转子偏心等引起的结构噪声;电磁噪声主要来源于电磁力引起的结构共振,在低速段对噪声贡献比较大[3];气动噪声产生的根源是叶片表面压力周期性脉动以及涡的脱落、产生和破裂,在发电机高速段起主导作用[4]。目前对发电机噪声的研究更多的是对单个电机进行测试分析,然后找到原因,提出降噪措施。但是,由于加工工艺(比如转子同轴度、螺栓预紧力、装配公差等)的存在,同一批次发电机的噪声一致性并不能保证。因此,为了更好地对批量发电机实施降噪,迫切需要对发电机噪声的一致性进行研究。本文针对这一情况,采用阶次分析的方法,随机抽取同一批次的3台发电机进行噪声测试分析,研究了总噪声声压级和主要阶次噪声的一致性,找到了噪声一致性的影响因素,对下一步电机降噪具有很好的指导意义。
1试验准备
本次试验使用成都华川电装有限责任公司供某车型的交流发电机,从同一批次发电机中随机抽取3台样机,为方便说明,分别计为1#、2#、3#电机,在专用的声学实验室中进行噪声试验。
1.1测试设备
(1)麦克风:丹麦G.R.A.S.公司生产。
(2)转速传感器:日本基恩士公司生产
(3)数据采集卡:德国HeadAcoustics公司生产,能同时进行24路信号采集。
(4)笔记本电脑一台。
(5)Artemis后处理软件:能对采集到的信号进行转速声压分析、FFT分析、阶次分析等。
1.2测试条件
试验在西南交通大学汽车工程研究所的电机声功率测试实验室内整机状态下进行,驱动电机不工作时,背景噪声小于30dBA,如图1所示,该实验室的声学环境已达到标准GB/T6882-2008的要求[5]。实验室温度控制在25°左右,发电机在驱动电机带动下,在负载工况下预热30min,转速从1200r/min连续变化到6000r/min进行噪声测试。分别选择距发电机中心0.5m处的前、后、左、右、上5个测点进行声压测试,试验台架示意图如图2所示。
2声压级和阶次分析
2.1声压级
由于声压能量范围广,为方便表示,常常使用对数坐标而不使用绝对坐标;同时,从声音的接收来讲,人耳主观上产生的“响度感觉”并不正比于声压的绝对值,而是近似地与声压的对数成正比。因此,考虑这两方面的原因,在声学中普遍使用对数坐标来衡量声压,用声压级来表示,单位为dBA(分贝)。
定义待测点声压的有效值为pe,则声压级Lp定义为:
其中:pref为参考声压,取为2×10-5Pa,这个数值是正常人耳对1kHz声音的可听阀声压。
再根据能量叠加原理,可得到声压级的平均值Lpm:
其中:Lpi(i=1,2,…,m)为第i个测点测得的声压级;m为测点总数。本实验中m=5,所使用的声压级均为A声级。
2.2阶次分析
阶次分析实质上是将等时间间隔的信号转换成等角度间隔的信号,再对其进行频谱分析的一种信号处理方法,又称阶比分析。阶次与转速的关系可表示为:
其中:f为信号的频率,Hz;O为阶次;n为参考轴 转速,r/min。
3发电机总声压级一致性研究
图3为发电机在预热后负载状态下测得的总声压级转速曲线。从图3中可以看出,发电机总声压级随着转速的上升而增大,噪声的线性度不是很好,噪声波动变化大,并且在某些转速点有较大的峰值出现。如图3(a)所示,1#发电机总声压级在转速1400r/min、2500r/min、3900r/min和4500r/min附近出现了较大的峰值;如图3(b)所示,2#发电机总声压级在转速1600r/min、2000r/min和2800r/min附近出现了较大的峰值;如图3(c)所示,3#发电机总声压级在转速1500r/min、1900r/min和3800r/min附近出现了较大的峰值。3台发电机声压级峰值对应不同的转速,一致性较差。
4发电机主要阶次一致性研究
4.16阶次、12阶次、18阶次一致性分析
图4为发电机6阶次、12阶次、18阶次噪声声压级转速曲线。从图4中可以看出:3台发电机6阶次、12阶次、18阶次噪声声压级随着转速的上升而增大,但波动不大,变化较平缓,且没有明显的峰值出现;每台发电机各阶次声压级平均值相差在1dBA左右。因此,3台发电机6阶次、12阶次、18阶次噪声声压级随着转速变化一致性较好。
4.236阶次一致性分析
图5为1#、2#、3#发电机36阶次噪声声压级转速曲线。从图5中可以看出,发电机36阶次噪声声压级随着转速的上升波动变化大,且在某些转速点有较大的峰值出现。如图5(a)所示,1#发电机36阶次噪声声压级在转速1400r/min、2500r/min、4000r/min和4500r/min附近出现了较大的峰值;如图5(b)所示,2#发电机36阶次噪声声压级在转速1300r/min、1600r/min、2000r/min和2800r/min附近出现了较大的峰值;如图5(c)所示,3#发电机36阶次噪声声压级在转速1500r/min、1900r/min、3800r/min和4200r/min附近出现了较大的峰值。3台发电机36阶次声压级随着转速变化一致性较差。
对比图3的发电机总声压级转速曲线,各台发电机36阶次噪声声压级的这些峰值点能与总声压级峰值点很好地吻合,且声压级峰值相差在2dBA左右。因此,发电机36阶次噪声的一致性好坏决定了总声压级的一致性好坏。
5结论
阀配流式柱塞泵的噪声试验与分析 篇6
液压系统中,柱塞泵组是产生噪声的主要元件[1,2],因此柱塞泵组的噪声特性一直都是衡量柱塞泵组性能的最重要的指标之一。降低柱塞泵组的噪声成为了柱塞泵的开发中最重要的研究课题[3,4]。通过对某型阀配流式柱塞泵的噪声试验,得到了试验数据,分析了该型阀配流式柱塞泵的主要噪声源[5]。
1 测试系统及测点布置
柱塞泵组的测试系统主要由管道系统、被测泵组、试验台架、传感器、数据采集处理系统组成。如图1所示节流阀用于调节柱塞泵的工作压力,其量值由压力表测量直接显示,流量传感器用于测量柱塞泵的输出流量,振动与噪声测试仪采用B&K3560D型振动噪声测试分析系统,噪声测试系统的采样频率为10kHz。
为更好的测试泵组在各个方向上的噪声特性,分别在泵组的左方、前方和右方取噪声测点1、2、3,各点距泵组表面1m,距地面1.4m,取测点4距泵组顶部1m。
2 数据处理原理
噪声源能量的动态范围较广,通常人类发声所产生的噪声的声功率级为10～5W,而螺旋桨飞机的声功率达到100W,所以通常采用声压级、声强级及声功率来评价声场的强度。一般的噪声均为不相干波,其总声压级可用下式表示:
1—进水截止阀;2—进水管路;3—振动测试传感器; 4—出水管路;5—压力表;6—出水截止阀; 7—信号处理PC;8—B&K振动与噪声采集系统; 9—流量变送器;10—节流阀;11—噪声测试仪; 12—液压试验台架;13—泵组;14—隔振器
式中:Lpi—第i个噪声源声压级。
通常情况下,声压计所测的噪声以时间为参数的信号,其与所测设备的旋转频率等参数有密切的联系,为了解噪声中的各个频带的能量大小,常对所得信号进行频谱分析,比如把频率变化范围分成若干较小的段落,即频程,然后研究不同频带内噪声能量的分布情况,常用的频程有倍频程和1/3倍频程。
噪声等级的试验过程中,主要测试阀配流式柱塞泵组的A计权声级,其为:
式中:LA—随时间变化的A声级;
T—总测试时间
在振动加速度分贝的计算过程中,一般都按下式计算:
式中:dA—振动加速度分贝值;
ac—振动加速度值(m/s2);
ac0—加速度基准值,ac0=1.0×10-5 m/s2。
3 泵组主要噪声源
a) 根据柱塞泵组的结构及其工作原理可知,阀配流式柱塞泵的噪声源主要包括以下几个部分:
1) 流体噪声
该型柱塞泵不可避免地产生压力脉动,而当压力脉动与管路系统固有频率相近时,则会加剧管路系统噪声。并且会出现气穴现象,产生气穴噪声。而水流通过方向、面积变化的流道或阀口时也会产生噪声,流体噪声一般以流量脉动噪声为主。
2) 机械噪声
由于转动元件转动时,本身的不完全对称性对支承轴承施加周期性的力而使支承发生振动,从而产生振动噪声,同时,电动机的驱动扭矩随着压力脉动而波动,加剧了电动机和减速箱及泵曲轴的振动噪声。
3) 配流阀撞击噪声
配流阀在吸压水过程中的交换会导致阀芯与阀座发生碰撞,从而产生撞击噪声。
4) 空气噪声
由于柱塞泵的压力脉动,泵组的管路等元件相当于噪声振动源,从而把噪声辐射到周围环境中去。
b) 综上所述,泵组的振动噪声频率主要包括:
1) 6Hz压力脉动频率;
2) 流体作用柱塞而导致曲轴扭矩的波动频率,其为柱塞数与曲轴转角频率之积,为21Hz;
3) 配流阀撞击频率为42Hz;
4) 进出水口管路系统引起的管路振动频率,其主要与管路系统有关,其频率较高;
5) 电动机转动频率为12.2Hz;
6)减速箱齿轮啮合频率,已知减速箱内齿圈齿数为85,太阳轮齿数为29,行星轮齿数为28,电动机转速为734r/min,因此减速箱的主要振动频率为264.5Hz太阳轮与行星轮之间的啮合频率,351.6Hz的行星轮与内齿圈的啮合频率;
7) 电动机电磁噪声频率。
通过对测试所获取的振动与噪声信号进行频谱分析就可以得到引起振动的主要原因以及噪声的主要来源。
4 噪声测试与分析
在常压及额定工作压力两种工况下,分别对1～4点的噪声进行测试可得噪声1/3倍频程频谱图。
从图2～图4中可知,常压工作状态下,噪声声压级主频段主要集中于中心频率为250Hz的224～282Hz范围内,这中噪声组要来自于减速箱。其中测点2处中心频率为63Hz的噪声也较大。根据测点位置分布可以看出,63Hz的噪声主要为泵组底端噪声引起。
从图5及图6可以看出,测点4处的低频噪声(小于100Hz)均要小于其他测点,而高频噪声则高于其他测点,为此表明,高频噪声主要为电动机噪声,而减速箱频率成分主要为264.5Hz,351.6Hz,为此,常压下的噪声主要为减速箱的噪声。
在额定工况下,测点1～4的噪声要明显高于常压下的噪声,且集中在224～282Hz,447～562Hz和891～1122Hz之间,为此可知,柱塞泵本身的噪声分贝值较低,而由于出口节流阀的气蚀噪声较大,同时电动机扭矩不平衡导致电动机的电磁噪声及减速箱噪声加大,进而使得噪声频谱图集中于高频区域内。
对两种工作状况下的噪声频谱图进行对比分析可知,低频段内低于中心频率为50Hz的噪声随着工作压力的增大而声压级变化不明显,为此可知,配流阀撞击噪声相对较小,而减速箱的噪声以及电动机的电磁噪声等高频噪声较大。
5 总结
通过对阀配流式柱塞泵的噪声的测试与数据分析可知,影响该型阀配流式柱塞泵噪声主要因素为进出水口管路系统、电动机、减速箱,而配流阀对其噪声的影响不明显,当工作压力增大时,其56.2Hz～70.8Hz段内的振动明显加剧了系统的噪声,同时,由于压力脉动所带来的曲轴扭矩不平衡使得减速箱的噪声加大,电动机的高频振动与噪声也变大,为此,为降低系统的噪声应降低柱塞泵的压力脉动,系统扭矩的不平衡性及进出水口管路系统的扰动,即降低柱塞泵的压力脉动。减速箱的噪声在常压下和额定工况下都是柱塞泵组噪声的主要组成部分,因此为降低柱塞泵组的噪声必须改善减速箱的性能并提高减速箱与电动机安装的同轴度。
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噪声试验 篇7
就目前情况来看, 我国汽车保有量已经超过六千万大关, 基于此, 虽然较高的汽车保有量无疑使社会公众群体的生活与娱乐更为便捷, 但是随之而来的严重噪声污染对于社会公共群体身心健康造成的影响也极为严重。
据相关统计结果表明, 汽车造成的噪声污染比工业生产、船舶等运行的总和大20倍, 整个环境噪声能量中汽车辐射噪声占了75%, 城市环境中最主要的噪声污染源已经成了交通噪声。20世纪60年代末到70年代初, 很多发达国家相继制定了初步的汽车噪声法规和标准, 到了今天, 为了迎合人们的追求, 各国在不断修订汽车噪声法规和标准的过程中使其达到了一种非常严格的状态。有了噪声法规的管控, 各国在控制汽车噪声技术方面有了显著的发展, 开始更加深入和广泛的研究汽车降噪技术, 为了顺应现阶段我国汽车发展的态势, 国家政府也在不断完善我国汽车噪声规范, 虽然相较于一些发达国家而言, 我国在这方面的起步较晚, 但是随着国家政府的不断努力, 必将赶超世界先进水平。
二、汽车噪声类型
在治理噪声之前, 首要任务就是进行声源识别, 确定汽车各个部分的噪声源, 通过做实验我们可以得知, 汽车主要有四种噪声来源, 分别是发动机噪声、车身振动噪声、底盘噪声以及空气动力噪声。
(一) 发动机噪声
发动机噪声是汽车噪声最主要的组成之一, 其中包括了发动机汽油燃烧产生的噪声、机械运动发生的噪声、进排气系统产生的噪声、发动机冷却风扇运作产生的噪声等。这些噪声中由以机械噪声与燃烧噪声为主。因为发动机在运行的过程中, 零件需要进行往复运动以产生机械动力, 在运动的过程中势必会产生碰撞, 进而发出噪声, 主要是由活塞运动撞击噪声、气门撞击噪声、齿轮摩擦噪声构成。燃烧噪声则是根据汽车运行速度产生, 汽车运行速度越快, 发动机转速越高, 燃烧噪声越大。就一般情况而言, 汽车运行速度较低时, 汽车的主要噪声是来源于燃烧噪声, 汽车运行速度越快, 机械噪声就会明显上升。汽车行驶中扰动空气以及使气体和其他物体相互作用产生的噪声也属于发动机噪声的一部分, 叫做空气动力噪声, 它包括了进气噪声、排气噪声以及风扇噪声。
(二) 排气系统噪声
汽车在行驶时由发动机排出废气, 废气使排气门、排气管内和排气管口这个区域产生一种气体压力, 气体受到挤压体积发生变化, 进而形成一种压力波, 这种压力波的形成会产生辐射噪声, 是发动机进排气系统中主要的噪声来源, 而且这部分噪声强度远超过其他发动机噪声总和。
一般来说, 排气系统的噪声主要有三种途径产生, 第一种噪声的产生是由于排气门开启时产生的周期性噪声, 这种噪声无法避免, 只能够通过后期工艺手段进行改善, 第二种噪声的产生是由于气体在通过气门与管道的过程中, 由于流速相对较快, 会形成较为强烈的涡流, 进而产生涡流噪声, 第三种噪声的产生很多出现在尾管、排气管等处, 因为连接缝隙的原因产生的共鸣噪声, 这部分噪声的强度会随着发动机的转速、功率变化。解决噪音最根本的办法是消除振动, 因此若想有效降噪, 安装消音器是一个很好的办法。
(三) 轮胎底盘噪声
汽车传动系统由离合器、变速器、传动轴和驱动桥等部分组成, 变速齿轮啮合传动发出的撞击声和振动声以及传动轴的旋转振动发出的声音构成了传统系统噪声的主要来源, 轮胎噪声的大部分来源就是变速器和驱动桥在汽车行驶中产生激烈的震动带动其他各部分产生振动因此发出的声音, 所以说要减小轮胎噪声必须从此入手, 减小齿轮噪声, 提高设计制造的精度以及加工的精度, 由此减小齿轮啮合的撞击声以及振动的声音。
(四) 空气动力噪声
气动噪声会在车速为100km/h时成为汽车噪声主要来源, 甚至没有之一, 因此乘用车领域的重要研究课题就是降低气动噪声。乘用车的外形、速度和风度等等因素都会影响空气动力噪声。
三、我国现行噪声试验
(一) 我国现行汽车噪声标准
由于社会经济水平发展的原因, 我国的汽车噪声控制起步晚, 1979年我国才首次发布两项国家汽车噪声标准控制机动车噪声以及对其进行测量, 这两项法规是《机动车辆允许噪声》和《机动车辆噪声测量方法》, 在各类型汽车、摩托车以及轮式拖拉机等机动车辆上都能适用, 它基础性地规定了机动车辆车内的噪声测量方法以及机动车辆车外噪声的测量方法, 没有对匀速行驶和车内噪声的相应限值做出详细的规定, 在国际标准被大力推广的背景下, 机动车辆噪声测量标准不断得到完善, 而我国对汽车加速和汽车定置状态的噪声限值和测量方法的完善还要到1996年《汽车定置噪声限值》的发布, 它依据国家标准制定了噪声限值和测量方法, 控制城市道路允许行驶的处于定置工状况下的在用车辆的噪声辐射。
(二) 改善对策
首先, 完善道路交通噪声污染治理的立法。总结当前许多发达国家治理道路交通噪声污染的先进措施都少不了采用立法的手段, 换言之就是一切污染治理工作的基础是相关法规的出台。在修改现行噪声试验标准和制定新标准时, 我国应借鉴使用国际标准评价体系, 使我国的汽车噪声测量能与国际接轨;其次, 增加测试项目。增加型式实验项目和噪声测量项目, 比如增加排气噪声以及轮胎噪声的测量, 开展研究最大噪声、轮胎噪声和排气噪声, 制定完整规范的行业标准以及国家推荐性标准, 统一规范我国的降噪试验;最后, 详细划分车型。一个国家在控制噪声方面达到的水平一定程度上会反映在噪声限值上, 我国的大中型汽车特别是后置发动机客车的整车噪声水平尚且较弱, 在我国汽车中占有很大比例, 在此背景下, 详细划分车型进行噪声控制就显得很有必要。
四、结束语
目前汽车噪声污染已经严重影响了人们生活环境质量、工作和学习, 损害人们的身心健康, 但由于汽车噪声法规的制定才刚刚开展, 法规更新速度慢, 没有先进的噪声控制技术, 在制定汽车噪声法规及标制定方面落后于国外水平的现状急需改善。
摘要：由于社会经济的发展, 人们的生活水平得到了大大的提升, 汽车的数量和种类都日益增长, 从而产生了空气污染、水污染和汽车噪声污染等等污染种类, 就目前情况来看, 噪声污染已经是现代生活中主要的污染之一, 严重的影响了社会公众群体的生活与学习, 极大地损害了城市人们的身心健康, 探讨我国的汽车噪声试验并找出问题, 提出解决对策刻不容缓。
关键词：汽车噪声试验,问题,对策,测试方法
参考文献
[1]袁骥轩, 周世琼, 唐俊.汽车噪声控制方法及我国试验法规综述[J].深圳信息职业技术学院学报, 2013, 01:5-10.
[2]杨安杰.汽车噪声标准与测试探讨[J].噪声与振动控制, 2010, 04:110-114.
噪声试验 篇8
1 输电线路可听噪声产生机理
按不同频率分量所表现出的特征,交流输电线路的可听噪声可以分为两部分[1]:宽频带噪声和频率为工频倍数的纯音。宽频带噪声(无规噪声)是由导线表面正极性流注放电产生的杂乱无章的脉冲所引起。宽频带噪声属于中高频噪声,频率范围通常集中在400 Hz~10 k Hz[2]。这种放电产生的突发脉冲具有一定的随机性,听起来像破碎声、“吱吱”声或“咝咝”声,与一般环境噪声有着明显区别。无规噪声叠加的方法是其功率密度线性相加,声压级等于每个个别噪声声压级的平方和的平方根。房屋对无规噪声有较好的屏蔽效能,通常认为无规噪声每30 m的衰减值在1 d B(A)左右[3]。
所谓交流声(纯声),是由于电压周期性变化,使导线附近带电离子往返运动产生的"嗡嗡"声。对于交流输电线路,随着电压正负半波的交变,导线先后表现为正电晕极和负电晕极,由电晕在导线周围产生的正离子和负离子被导线以2倍工频排斥和吸引,在每半周内使空气压力变换方向2次。因此,这种噪声的频率是工频的倍数,对应100 Hz的分量最为明显,对应不同的导线相数和导线特性,100 Hz分量值会比200 Hz值大5~20 d B。
交流声(纯声)叠加的方法则与它们的相位有关。如果2个交流声同相,则声压级相加;如果它们反相,则合成声级为两者之差。纯声随距离的增加衰减甚微,可以传播较远,且房屋对纯声的屏蔽效果较差。因此,距离输电线路较远的地区,主要考虑纯声对居民可能造成的影响[4]。
2 特高压交流试验线段可听噪声测试
2.1 可听噪声测试方案
交流特高压试验线段的电磁环境测试研究是国网特高压交流试验基地的主要任务之一。试验线段的测试路径中的地形条件较为复杂,基本呈梯田状分布:自第二基杆塔附近起,档距中央地表高程依次降低。根据目前的地形条件,选取了2条满足测试条件的测试路径(如图1所示)。各测量路径的相关参数如表1所示。
测试仪器和测试方法均满足电力行业标准DL501—1992《架空送电线路可听噪声测量方法》的相关要求。对试验线段的A计权可听噪声水平及试验线段的横向衰减特性进行了测量。测试时间段一般选择在上午10~12时,下午15~17时和晚上22~24时之间进行。
2.2 单回试验线段可听噪声水平
2.2.1单回试验线段背景噪声水平
选取了测量路径1的远端(远离线路的一侧)、路径2的始端作为线路背景噪声的测点。对试验线段未带电时的背景噪声进行了多次测量,测量结果偏差很小,背景噪声水平基本维持在34 d B左右。
以下为某次实测结果。其中白天天气情况为多云,有风,温度为12~16℃,相对湿度为54%~62%;夜间天气情况为阴天,微风,温度为8~11℃,相对湿度为88%~95%。
(1)白天背景噪声水平。选择测量路径2,线路北侧,距离线路北边相15 m处的测点为测点1和测量路径1的始端作为测点2。图2和图3分别为该测点在2 min时间内的背景噪声水平和背景噪声典型频谱分布图。
(2)夜间背景噪声水平。图4和图5分别为该测点在2 min时间内的背景噪声水平和背景噪声典型频谱分布图。
同一测点,白天的背景噪声A计权平均值33d B左右,晚上的背景噪声A计权平均值35.5 d B左右。两者频谱分布均以100 Hz以下频段占优,夜间背景噪声中高频段频谱分布较白天丰富,主要原因是受到夜间虫鸣等其他噪声的影响。
2.3 好天气条件下的可听噪声水平
交流特高压试验基地单回试验线段在好天气条件下的可听噪声水平很低,在靠近基地侧的3号杆塔处有较为稳定的电晕放电,可听到微弱的电晕放电声。表2,3所示为好天气条件下单回试验线段的多次测量结果的平均值,测量时电压水平为1 100k V,测试点分别选在中相下、边相下以及距边相导线对地投影外20 m处。
从测试结果来看,单回试验线段好天气条件下的可听噪声水平较低,和背景环境噪声基本持平。边相导线对地投影20 m外的可听噪声水平维持在35d B(A)左右。
2.4 雨天条件下的可听噪声水平
交流输电线路雨天条件下的可听噪声水平是评价线路噪声对周围环境影响的主要因素。
选择测量路径2,距离线路北边相60 m处的测点为背景噪声测点。天气情况为中雨(3.8 mm/h),无风,温度为18℃,相对湿度为95%。运行电压水平为1 100 k V。图6、图7分别为该测点在2 min时间内的背景噪声水平和背景噪声典型频谱分布图。
此时的背景噪声水平维持在49.8 d B(A)左右。和晴天条件下的背景噪声频谱相比,雨天条件下的背景噪声频谱中高频段的声级值水平明显高于晴天水平。雨天试验线段可听噪声测量结果见表4。雨天的可听噪声频谱见图8。
雨天时,试验线段附近能够听到明显交流嗡嗡声,从图8可以明显的看出100 Hz及200 Hz纯声分量,且各频段的声级值都较高,电晕噪声较晴天天气明显增大。从已经获得的测试数据来看,雨天条件下的可听噪声水平和降雨率的大小有一定的关系。其中在毛毛雨条件下,线路可听噪声给人的感觉最为明显,背景噪声和线路实测可听噪声值也相差最大,差值在15 d B左右。测量结果显示,雨天的电晕噪声比好天气条件下大15~18 d B。
3 结束语
交流输电线路的可听噪声与环境噪声有着明显区别:线路可听噪声在各个频段的声级值均高于环境噪声,尤其在低频段。环境噪声在1 k Hz后随着频率增高明显衰减。输电线路电晕产生的噪声则不同,频率很高(大于8 k Hz)时才开始衰减。这样,在环境噪声较低的场合,电晕产生的高频噪声很容易分辨。正是这一特性,输电线路电晕产生的可听噪声才给人在听觉上一种异常感。与同一声压级下的交通噪声相比,可听噪声更令人讨厌。而且,在比普通公共噪声低10 d B左右时,与睡眠者获得的唤醒概率相同[5]。此外,由于输电线路大多都是常年全天候运行,因此输电线路可听噪声具有持续时间长的特点。
我国特高压交流输电线路可听噪声推荐限值为距边相导线对地投影20 m处的声级值不超过55d B。测量路径1和测量路径2上距边相对地投影20 m处的可听噪声值分别为;52.4 d B和52.7 d B,均小于55 d B的限值,控制在与500 k V交流输电线路一致的水平。
参考文献
[1]SHWEHDI M H,FARAG A S.Enviromental Effect on High Voltage AC Transmission Lines Audible Noise[C].IEEE trans-actions on PAS.
[2]KAZUO T.Hum Noise Performance of 6,8,10 Conductor Bundles for 1 000 kV Transmission Lines at the Akagi TestSite:A Comparative Study with Cage Data[J].IEEE Transac-tions on Power Delivery,1991,6(4).
[3]CHARTIER V L,STEARNS R D.Formulas for Predicting Audible Noise from Overhead High Voltage AC and DC Lines[J].IEEE Transactions on Power Apparatus and Systems,1981,100(1).
[4]安德生.电力工业部武汉高压研究所译.345 kV及以上超高压输电线路设计手册[M].北京:电力工业出版社出版,1981.