噪声机理（精选四篇）
噪声机理 篇1
1 输气管道阀门噪声基础理论
阀门处于工作状态时,管道中的气体流通截面变化,引起流场中速度、压力分布发生改变,引发流场密度波动,进而导致了声压的产生以及辐射。
对于噪声的产生和传播目前公认的理论主要有英国科学家Lighthill的声拟理论和气动噪声仿真理论。从流体力学基本方程出发,可以得到流场中分布的声源,见式1[1,2]。
式中: ρ'———气体密度变化,kg/m3
f———广义函数
δ( f) ———狄拉克函数
p'———气体压力变化,Pa
等式右端三项作为声源项,分别为单极子声源,由表面加速度引起( 即流体位移分布) ; 偶极子声源,由表面脉动压力引起( 即力分布) ; 四极子声源,由流体紊流所产生。
对于输气管道的阀门气动噪声问题,采用CFD软件计算时,单极子和四极子声源可以忽略[3]。这是因为:
( 1) 单极子声源的强度与阀门刚性表面的水平方向速度有关,是可以忽略的;
( 2) 四极子声源的强度与偶极子的强度之比正比于马赫数的平方:IQ为四极子声源强度,ID为偶极子声源强度,Ma为马赫数。
2 球阀不同开度情况下流场计算分析
本文通过使用FLUENT软件对球阀不同开度的流场进行仿真模拟,并对噪声特性进行分析。
根据仿真模拟需要建立球阀管路系统模型,管径选取为40 mm,管段长度考虑到湍流充分发展,以及仿真计算域复杂性,选取为400 mm,球阀放置于管段中间位置。管段中流体为不可压缩空气,其各项参数如下: 密度ρ = 1. 225 kg/m3,动力粘度μ = 1. 7894×10- 5N·s / m2; 管段内声速为340 m/s。
为了对阀门噪声进行检测,在管段上对称布置10个观测点,具体为 ( - 0. 01,0,0) ,( 0. 01,0,0) ,( - 0. 05,0,0) ,( 0. 05,0,0) ,( - 0. 1,0,0) ,( 0. 1,0,0) ,( - 0. 15,0,0) ,( 0. 15,0,0) ,( - 0. 2,0,0) ,( 0. 2,0,0) 。
稳态仿真模拟采用k - ε二方程模型,瞬态模型采用大窝湍流模型,并且瞬态模拟以稳态模拟作为初始条件[4]。根据物理模型设置边界条件为: 入口边界为速度入口,大小为20 m/s,出口边界为压力出口,大小为101325 Pa。
瞬态模拟总时间为0. 25 s,时间步长决定了能计算的最高频率,而根据奈奎斯特采样定律,可还原的最高信号频率只有采样频率的一半。本次计算的最高频率设定在2000 Hz,对应的时间步长为0. 00025 s。共迭代1000步,每步迭代20次使得每步都能达到较好收敛,得到的频率步长为4 Hz。
由于流场中的声源均为流体非定常流动产生涡流而产生的,因此阀门声场分析需以阀门流场分析作为基础。分别对阀门开度为30°和60°两种情况进行模拟,并使用模拟得到的流场速度和压力图对阀门的流场进行分析。球阀30°开度情况下流场速度图如图1所示,压力图如图2所示。
由图1阀门流场速度图可知,流体在球阀前壁面、后壁面以及阀后管段下壁面处产生最小流动速度,在球阀后边缘处产生最大流动速度,在球阀前壁面、后壁面处以及球阀腔内产生涡流。具体流动过程为: 流体通过管段遇到阀门,受到球阀壁面的阻挡,使流体速度减小,甚至可能达到静止,动能转化为压能,使此处压力增大,由于阀门存在一定的开度,流体可通过阀门流向下游,通过压差的不同,此处的流体不断流经球阀通向下游,与此同时,阀门上游又有源源不断的流体对此处进行补充,从而产生了涡流;流入阀门的流体通过球阀入口的压缩过程后,在球阀腔内膨胀,后又在球阀后出口截面被压缩,流出球阀后在后部管段内膨胀,并于球阀出口截面最小处产生最大流速[5]。较高的流速使得流体在球阀后边缘产生分离,进而在后部管段产生分离流以及回流。回流在遇到球阀后壁面时,产生涡流。流体在球阀腔内由于速度及压力的变化,产生涡流。
由图2阀门流场压力图可得: 当流体流过管段遇到球阀时,由于阀门的阻碍作用,流体在阀门前壁面被压缩,产生局部高压区,在阀门后壁面处扩张,产生局部低压区,造成在球阀前、后壁面处以及腔内产生涡流。涡流的产生引起球阀表面脉动压力的变化,从而产生流噪声。
对于阀门开度为60°的情况,模拟结果表明其流场速度图与30°开度时类似,说明不同开度下阀门附近流体的速度变化特性是相似的; 而流场压力的变化却略有不同,由于受到球阀的阻挡作用进一步减小,球阀前壁面局部高压区压力相对前两种开度情况有所下降,球阀后壁面局部低压区压力相对前两种开度情况有所提高,使得前后差压减小,则涡流运动相对更为缓和,引起球阀表面脉动压力更小,则产生流噪声应相对更小。
3 球阀 CFD 软件气动噪声仿真计算分析
分别做球阀在30°和60°开度情况下各观测点在0 ~2000 Hz频域内声压级图,如图3、图4所示。横轴为频率,纵轴为声压级。
通过对球阀在不同开度下气动噪声的仿真可以发现,在输气管道中,气体流过阀门产生的噪声存在与开度无关的普遍规律:
( 1) 各观测点处气动噪声为一种宽频噪声,没有明显的主频率。
( 2) 气动噪声在高频区域能量较大,低频区域能量相对较小[7]。
同时也存在着与阀门开度密切相关的特异性规律:
( 1) 当阀门开度为30°时气动噪声能量主要集中于1100 ~17700 Hz,并于1200 Hz以及1600 Hz处达到最大值; 当阀门开度为60°时气动噪声能量主要集中于0 ~ 500 Hz以及1200 ~1700 Hz区域,并于5 Hz以及1200 Hz处达到最大值。
( 2) 声压大小的变化规律: 当阀门开度为30°时阀门上游声压级普遍大于阀门下游声压级; 而当阀门开度为60°时声压级随观测点距离的变化出现不同变化规律,在距阀门较近观测点,声压级随频率的增大而降低; 在距阀门较远的观测点,声压级存在一个极大值点[8]。
( 3) 对于声压的衰减,当阀门开度为30°时可以看到,伴随观测点与阀门距离的增大,声压级降低,且下游声压级降低较上游明显; 而当阀门开度为60°时,则呈现出距离阀门越近,声压级衰减越快的规律。
4 结 论
本文通过对球阀不同开度的流场以及声场进行模拟并分析,得到如下结论:
( 1) 球阀噪声的产生是由于球阀处于工作状态时,球阀壁面对流体具有一定的阻挡作用,这种阻挡作用伴随着阀门开度的增大而下降,受到阻挡作用的流体在球阀前壁面处产生局部高压区; 流体流出球阀后,在球阀后壁面处膨胀,产生局部低压区; 前后压差的产生以及球阀各部位流速的不同导致球阀前、后壁面以及球阀腔内产生涡流。涡流引起壁面压力脉动变化,进而产生噪声。
( 2) 对仿真模拟得到的流场以及声场进行分析可知,输气管道阀门噪声产生的根本原因为涡流的产生。噪声存在于低频以及高频区域,证明噪声可以传播较远距离。
对球阀噪声产生机理的分析揭示了输气管道中气体流过阀门后噪声的产生机理以及声场的分布规律,为阀门降噪措施的研究奠定了基础。
摘要：输气管道中气体流过阀门后,由于流通面积的改变导致压力和流速变化,从而在阀门后产生较大噪声。以气动噪声仿真理论为依据对球阀噪声产生机理进行研究,使用FLUENT软件对不同开度下的流场进行仿真,并对声压和声功率的分布规律进行分析。得到噪声的产生原因是因为流体受到球阀壁面阻挡产生涡流所致,从频率来讲,噪声主要存在于低频以及高频区域,证明噪声可以传播较远距离。噪声产生机理的研究为阀门降噪措施的研究奠定了基础。
关键词：球阀,噪声,产生机理,仿真,流场,声压
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噪声机理 篇2
在客车发展中,声音品质起着重要作用,而进气系统对声音品质具有重要的影响。进气系统包括两方面不同的声音特征:来自发动机的脉冲噪声;来自进气系统组件的流体噪声。这两方面的特征与声音品质一样对整体噪声水平具有贡献。在现代高速发动机的排气噪声中,流体噪声问题是最重要的,基于此,为了满足客户需求和法规限制,消声器的内部气流噪声问题成为设计消声器的重点关注内容。
共振腔具有较好的低频消声性能,被广泛应用于低频消声上。以往对于共振腔消声器的理论研究是基于无气流平面波共振腔消声器的理论,但实际上消声器是在有气流通过的条件下工作的,因而根据理论计算出的结果与工程实际结果往往相差甚远[1]。高速气流流过物体表面的切口或空腔时,常会出现自持振荡现象,并产生强烈噪声。由于空腔流动涉及到流体力学中许多基本问题,如自由剪切层不稳定性、流声相互作用等,在理论上具有普遍的意义。此外,在工程实际中,如共振腔消声器、燃烧室、飞行器武器舱、起落架舱等,均会涉及到这类问题,要求预估气流再生噪声的振荡频率等[2]。在消声器共振腔实际应用中,往往受到安装空间的限制,如只可以安装为矩形截面共振腔等。本文旨在对有气流的矩形截面共振腔消声器作一些探讨,主要研究气流速度对共振腔消声器插入损失的影响及气流再生噪声频谱特性。
1 试验
1.1 试验装置及功能
试验装置由气流产生装置、噪声产生装置、气流流速测量装置、声压测量系统及被测消声器等组成[3],如图1 所示。
气流产生装置由通风机、风机进出口消声器、电机和变频器等组成,气流由电机驱动通风机产生,由变频器调节风量满足试验所要求的气流速度,通过风机进出口消声器进行消声,经稳压箱稳压后进入测量管道系统。噪声产生装置主要由丹麦B&K的PULSE系统、接口箱,功率放大器和音箱等组成,噪声信号由PULSE系统产生,经功率放大器和喇叭放大后,在音箱里形成均匀的声场,从而进入试验管道。气流流速测量装置由皮托管和微型压力计组成,声压测量系统由PULSE系统完成。试验中采用的消声器是长度、深度和高度均为126 mm的共振腔,共振腔通过一段管子与主管道连接,该管子的内径为25 mm、长为20 mm。
1.2 试验工况
通过试验装置进行静态、有噪声源的均匀气流和无噪声源的均匀气流工况下消声器尾管噪声性能测试。室内温度约为34 ℃,在尾管后45°、200 mm处进行声压测量。静态工况是指风机不工作,试验管道内无气流流动、只有噪声源的工况;有噪声源的均匀气流工况是指风机工作,测试管道内存在匀速气流流动、消声器上游管道存在噪声源的工况;无噪声源的均匀气流工况是指只有风机工作,测试管道内存在匀速气流流动、消声器上游管道不存在噪声源的工况。为了对比,进行了3种工况下,分别采用有消声器和用直管代替消声器的声压测量。试验时对尾管周围要进行一定的消声处理,以减少混响场声压传声器测量误差。
2 气流速度对消声器插入损失的影响
插入损失作为消声器声学性能中的重要参数,能反映整个消声系统的实际消声效果,因此,在工程设计中得到普遍应用。选择有噪声源的均匀气流的工况,分别采用消声器、直管在尾管后45°、500 mm处进行声压测量。根据测试结果,获得矩形截面共振腔消声器插入损失随气流速度的变化关系如表1和图2所示。
由表1和图2可见:(1)当气流速度≤19.4 m/s时,矩形截面共振腔消声器插入损失基本保持不变。当气流速度>19.4 m/s时,随着气流速度的增加,共振腔消声器插入损失急剧下降;(2)随着气流速度的增加,矩形截面共振腔消声器插入损失受到较大影响。当气流速度为36.4 m/s时,矩形截面共振腔消声器插入损失为0;随着气流速度的增加,共振腔消声器插入损失为负值,当气流速度为67.3 m/s时,共振腔消声器插入损失高达-4.6 dB(A)。此时,消声器没有起到消声作用,反而使排气噪声增大,变成了噪声放大器。这是由于高速气体流经共振腔消声器时,产生的气流再生噪声所致。
3 气流再生噪声发生机理
高速气流流过消声器旁通共振腔或多孔区域时,会引起剪切层不稳定。消声器在不稳定气流和空腔声学几何结构条件的作用下,将引起声压急剧增大,事实上,此时的共振腔消声器已成为噪声激振器。这样的结构通常分为浅腔结构和深腔结构:若沿管道方向空腔的长度L大于空腔的深度D,则认为是浅腔结构;若沿管道方向孔的长度L小于孔的深度D,则认为是深腔结构[4]。本文试验中采用的共振腔消声器的长度、宽度和深度均为126 mm,而由于在深度方向增加了一段长为20 mm的管子,因此,可认为本试验是空腔的深腔结构。
3.1 气流再生噪声的频谱特性
1964年Rossiter对气流流过空腔产生自激振动的现象进行了深入研究,就激振频率和马赫数间的关系,提出了Rossiter半经验公式:
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式中,St为斯特鲁哈尔数;f为激振频率;d为特征尺寸;M为马赫数;n为正整数;ζ为经验常数;U0为主管道气流速度;Uc为空腔口颈气流速度;ζ和U0/Uc分别约为0.25、0.60。当马赫数>0.5时,式(1)和试验结果吻合得很好[5];但马赫数较低时,Rossiter经验公式低估了空腔激振的频率[6]。
为了研究有气流影响下再生噪声,本文进行了无噪声源的均匀气流工况试验。图3和图4分别为马赫数为0.167和0.193时,在消声器排气口下方45°、200 mm处测得的噪声频谱图。由图3可见:两个主要的振荡频率和幅值分别为1 373 Hz和50.7 dB(A)、4 395 Hz和59.0 dB(A)。由图4可见:两个主要的振荡频率和幅值分别为1 375 Hz和51.1 dB(A)、4 366 Hz和60.5 dB(A)。假定U0/Uc为常数0.60,根据试验结果,并结合Rossiter经验公式进行计算。结果表明:在马赫数为0.167和0.193时,当频率为1 373 Hz、1 375 Hz 时,2阶Rossiter模态被激起;当频率为4 395 Hz、4 366 Hz 时,4阶Rossiter模态被激起。此时Rossiter经验公式中的ζ值为0.97,而不是0.25。
为了更深入地研究共振腔气流再生噪声的频谱特性,对其他两只消声器进行了噪声测试。两只消声器的长度、深度和高度分别为176×125×88 mm、176×125×176 mm。测点仍选取在消声器排气口下方45°、200 mm处。结果表明:同样激起Rossiter 2阶、4阶模态,与试验获得的噪声峰值频率结果相比,平均误差小于5 %。
3.2 声模态分析
为了进一步探讨共振腔消声器气流再生噪声产生机理,对共振腔消声器声模态进行计算。试验测得的气流再生噪声峰值频率分别与45阶模态频率4 391 Hz和7阶模态频率1 379 Hz接近,其声压振型分别如图5和图6所示。结果表明:气流引起的噪声激起了腔体的声模态,导致气流与噪声耦合。
3.3 共振腔的流场分析
目前对于空腔流动振荡产生机理的观点是[7]:由空腔前缘分离出去的自由剪切层与腔后台阶碰撞后,产生向上游传播的扰动波,扰动波到达空腔前缘时,又与前缘处刚刚分离出来的剪切层相互作用,激发出剪切层内的某些不稳定波,形成反馈回路,在满足一定的相位、放大因子关系时,自由剪切层内某些频率的不稳定波与反馈扰动波互相激励,互相加强,形成自激振荡。为了更深入研究气流再生噪声的产生机理,本文对消声器进行了流场数值计算。图7为流动稳定后某一瞬时共振腔及主管道中心平面流场的速度矢量图。由图7可见:腔内流速比主管道流速小得多,剪切层跨过空腔口,形成有组织的流动,腔后半部有一个大涡,剪切层从前缘分离后形成向下游运动的涡。由此表明:剪切层的不稳定性确实是产生气流再生噪声的一个重要原因。
4 结论
(1) 气流速度对矩形截面共振腔消声器插入损失有重要的影响。当气流速度<19.4 m/s时,矩形截面共振腔消声器插入损失基本保持不变;当气流速度为36.4 m/s时,矩形截面共振腔消声器插入损失为0。
(2) 马赫数>0.167时,共振腔消声器分别激起空腔Rossiter 2阶和4阶振荡模态频率,并随着马赫数的增大,振荡幅值亦继续增大。
(3) 共振腔消声器内部流场分析结果表明,剪切层的不稳定性是产生气流噪声的一个重要原因。声模态结果进一步表明,气流再生噪声激起了共振腔消声器腔体的声模态,导致气流与噪声耦合。
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噪声机理 篇3
往复泵是潜艇保障系统中不可或缺的疏水机械,主要是用来疏排平时舱底积水和生活污水,以及特殊情况下的舱底疏水和均衡疏水。由于该泵易满足高背压的使用条件和适应舱底积水及生活污水等介质环境,特别是在设备出现故障时,能够自然阻断舷外压力,其安全特性比较好,该泵一直沿用至今,具有不可替代的作用。正因如此,其性能的优劣有着非常重要的意义,特别是对于潜艇而言,尤为重要。而往复泵由于自身工作原理、工作过程、本身结构、加工制造、使用管理等因素,会产生一定的噪声和振动[1]。如果噪声和振动得不到有效的控制或消除,对外部环境来说会形成噪声污染,危害艇员的身心健康,影响其它仪器设备的正常工作;对于机械及系统本身来说,会使其使用寿命减少和可靠性降低;更为重要的是对潜艇来说,会使整艇的噪声越来越大、隐蔽性不好,敌方不难探测到我们,进而降低其执行任务的能力。因此,对于往复泵而言,分析其噪声产生的原因和机理并采取相应的减振降噪措施,对于增强潜艇的战斗力显得尤为重要。
1 往复泵噪声和振动产生的原因
往复泵的产生噪声和振动的主要原因有[2,3,4,5]:一是机械本身产生的噪声;二是参与流动的液体的脉动;三是管路系统的机械共振;四是液体在管路中的流体噪声。
1.1 机械本身产生的噪声
1.1.1 吸排水阀工作时撞击产生的噪声和振动
吸排水阀是控制液体流动方向的主要部件,每组水阀的阀片和阀座之间的敲击频率很高。而且吸排水阀的阀座与阀片均为钢制,敲击声非常清脆,频率又高,加之排出腔压力高,且液体流动不均匀,有脉动,这样就形成了较大的噪声和振动。
1.1.2 减速机构和传动机构产生的噪声
往复泵是一种必须采用减速机构的机械,以将电动机的高速旋转减低为泵的正常工作速度。就其蜗轮蜗杆减速机构和曲柄连杆传动机构而言,本身就不难造成比较大的振动和噪声,特别是当曲轴轴颈与连杆瓦间隙非常大、各个零部件加工和安装精度低时,振动和噪声更大。
1.1.3 往复运动的活塞惯性力和曲轴转矩的不平衡产生的振动和噪声
由于曲柄连杆机构传递的特性,活塞在液缸内的运动速度是不均匀的,其速度与加速度是分别按照正弦波和余弦波来变化的,因此,往复泵的活塞在运动过程中就会产生较大的惯性力,从而造成噪声和振动。曲轴是带动连杆机构运动、实现将旋转运动转变为直线往复运动的关键部件,如果平衡摆铁不能很好的平衡曲柄的转矩,那么,机械运转过程中就会产生曲轴的振动并由此产生噪声。
1.1.4 往复泵的工作状态
振动和噪声受到往复泵的工作状态的影响不小,噪声响度随着转速、压力、功率的增加而提高,相比之下,转速的影响比压力的影响要大。
1.2 参与流动的液体的脉动
我们把管道系统内所容纳的液流叫做液柱。因为液体是有质量的,可以被压缩、膨胀,因此液柱跟弹性的振动系统很像,给它点激振力,就会形成振动。往复泵运转时,因为吸入和排出具有不连续性,加上活塞的变速运动,泵和管路中的流量和液流压力会发生变化,而且这种变化具有周期性,我们把此现象叫做液流的压力脉动或者“水锤现象”。由于输送高压介质,加之往复泵吸入和排出的不连续性,使流量和液流压力表现出周期性变化,在管壁和液体的弹性作用下,这种压力脉动立即在管内传递,速度很快,管壁遭到液体的锤击,并且传播的越来越远。脉动力在影响管内流体的同时,泵体受到流体脉动反射波的影响,使泵组绕机组轴向回转及横向振动。通常情况下,传动端(电动机)的噪声比高压往复泵液力端产生的噪声要小。
1.3 管路系统的机械共振由管子、管件和支架组成
的管系是一个弹性系统。根据支架形式、管道布置、位置及边界条件的差异,系统有其固有振动频率。若泵作用于管道的激振力主频率和管系的固有频率大小相同,会使结构产生共振,造成的机械共振比较大。并且在往复泵基频的整数倍时,也就是说发生谐振时,造成的振动噪声能量是非常大的,但是频率越高,声音的响度越低,同时,若吸排液阀行程稍有差异,就会在其基频或其高次谐波下产生振动噪声。
1.4 液体在管路中的流体噪声
液体流动时由于液体内部、液体和管壁之间都有摩擦力存在,液体流过管口、弯头、突然变化的截面等处,由于流速的大小或方向发生急剧变化,或因流速等变化造成的压降引起了介质的汽化而产生空穴现象(也称“汽蚀现象”),都会产生噪声并引起振动,向外传播。
2 噪声向潜艇外传播的途径
往复泵所产生的噪声和振动,总会通过一定的途径向外传播,严重影响了潜艇的隐蔽性。其主要传播途径有:
2.1 通过潜艇固壳向外传播
由于往复泵及其管路系统都是直接或间接与固壳相连的,故而,往复泵及其管路系统所产生的噪声和振动在很大程度上是以机械波的形式通过固壳向外传播的。
2.2 通过系统管路中的液体(主要是水)向外传播
如果往复泵输送的液体直接排到舷外,那么往复泵及其管路系统所产生的噪声和振动将会以声波的形式传播到潜艇外环境中,易于被敌人所侦测,从而使潜艇暴露目标的几率大大增加。
3 减振降噪对策
不管是对于何种噪声和振动,总的来讲,减振降噪措施可分两种:主动减振降噪和被动减振降噪[3,5,6]。在机械的基本结构或运行状态得到改善的情况下,进而使噪声源和振动源所产生的能量强度得到最大程度的限制的措施叫做主动减振降噪;被动减振降噪,就是运用合理的措施,尽量控制噪声和振动的传播途径来达到减小或阻断噪声和振动传播的目的。
3.1 主动减振降噪措施
3.1.1 总体结构设计上
据研究,对于往复泵,多缸泵的流量脉动率较小(脉动率随着缸数增加而变小),且偶数缸泵脉动率比奇数缸泵要大。同时,脉动率小的泵其结构振动也会相应减小。因此,在条件允许的情况下,潜艇选用往复泵可尝试3缸泵。
3.1.2 阀组材料选用
现有的潜艇用往复泵,其吸排水阀的阀片和阀座的材料为钢制,相互撞击时产生的噪声较大,这个问题多年来没能得到妥善解决。随着材料科学技术的不断发展,选用新型低噪声材料加工阀片和阀座成为可能,如:采用特种多孔吸声材料,或采用带有有机夹层的特种吸声钢材,或采用具有相当的强度的非金属材料等,均可达到降噪的目的。
3.1.3 提高机械的整体加工、安装精度
一是提高整体的零部件加工精度,使零部件之间的配合更加紧密,减少振动产生的可能性;二是提高装配精度,如电动机轴与泵轴的同轴度、泵轴及曲轴与相应轴承的同轴度、曲轴轴颈与连杆轴瓦配合间隙的合理选择、曲轴平衡摆铁的平衡性能等都要有更高的精度要求,并且装配完成后,要对运动部件进行平衡试验,以取得最小的噪声和振动产生能量。
3.1.4 对部分零部件采取特殊措施
主要是针对齿轮或蜗轮传动来考虑:使齿轮或蜗轮啮合噪声越来越小。可采用轮齿修形法将齿顶尖棱按曲线方程(抛物线)修成弧形;可采用弹性辐板齿轮(蜗轮),使接触冲击噪声变小。
3.1.5 增加阻尼
如对润滑机械时,可使用高粘度润滑油;在噪声源部位涂挂阻尼材料等措施,以增加对噪声传播到抑制。
3.2 被动减振降噪措施
3.2.1 机械的整体安装
可将机械整体安装在专用、高效的减振座或减振浮筏上,再将减振座或减振浮筏与固壳连接,这样,可以有效地使机械的噪声和振动在传递到固壳前得到衰减。
3.2.2 增加气室,吸收脉动
在泵的进出口管路上装设气室,其作用和工作原理类似于液压系统的蓄能器,可有效地吸收系统产生的脉动。但在选用气室时,必须要对泵及缓冲系统进行动态匹配,以便我们能够得到最好的减振降噪效果。此种方法虽可行,但同时也使得系统结构更加复杂。
3.2.3 增加管路消振器
由于管路消振器非常明显的减小了管路流体脉动压力以及管路机械振动,故而在泵的出口管路上安装消振器,可有效地降低噪声通过液体向艇外传播的强度,提高潜艇的隐蔽性(对振动和噪声及脉动的衰减总体上可达14~20d B)[5]。
3.2.4 采用挠性接管
在泵的进出口与吸排管连接处安装挠性接管,取代现有的吸排管与泵的进出口直接相连的刚性连接方式,在一定程度上可有效地降低系统管路的振动。
3.2.5 改变管路系统的固有频率
对于由机械共振引起的振动和噪声,可在管道结构改变的情况下,使管道的固有频率远离激振力主频率,努力降低机械共振(谐振)的可能性。
4 结束语
解决往复泵振动和噪声,不是一个简单的问题,它是个综合性问题,它涉及到机械设备的设计、使用管理、加工制造、介质流动状况、检修人员的检修质量等,在这方面投入更多的分析和研究,对于潜艇的作战、训练意义重大。
参考文献
[1]徐世勤,王樯.工业噪声与振动控制[M].北京:冶金工业出版社,1999.
[2]崔书海.脉冲阻尼器在往复泵中的应用[J].河北化工,2008,31(7):51-52.
[3]黄义刚,朱荣生.泵振动原因及其消除措施[J].排灌机械,2007,25(6):56-59.
[4]尹锡禹.柱塞泵振动原因分析[J].中国设备工程,2004,10:29(1).
[5]宋玲.往复泵管路振动的分析与治理[J].湖北化工,1997,2:58(1).
噪声机理 篇4
随着环境污染的加大及传统能源的日益紧缺, 改善能源结构与发展可再生新能源, 提高电能的质量已经成为我国能源发展的战略性措施。近年来随着电力电子技术的进步以及国家相关政策的扶持, 新能源变换技术得到广泛应用, 然而变换技术中大量使用电力电子器件, 导致变换系统的电磁兼容性问题日益凸显[1,2,3,4]。当下, 针对新能源逆变系统交流侧的电磁干扰EMI (ElectroMagnetic Interference) 分析与抑制已取得了较大进展, 较多采用噪声分离网络进行噪声模态分离, 包括共模/差模[5,6,7,8], 而就交流侧干扰噪声抑制提出了解耦电容、X电容、Y电容、共模扼流圈、铁氧体磁环、EMI滤波器等有效措施滤除线缆高频 (150 k Hz～30 MHz) 噪声[9,10,11,12,13,14,15]。
尽管如此, 上述方法主要针对逆变系统的交流侧EMI噪声进行了机理特性分析, 而直流EMI噪声和交流EMI噪声在生成机理上存在一定差别, 因而上述抑制措施在直流EMI噪声的抑制方面也存在较大欠缺[16,17]。此外, 直流侧EMI噪声测量需要采用人工电源网络, 然而人工电源网络的性能好坏直接影响EMI噪声的提取精度, 同时影响EMI噪声生成机理特性的分析。但是, 针对直流人工电源网络 (DC＿LISN) 特性分析和校准特性的研究甚为少见。
鉴于此, 在前期研究基础上, 本文分析了新能源逆变系统直流侧EMI噪声产生机理, 对DC＿LISN进行了理论分析并提出了其插入损耗、阻抗等特性参数, 有效分析了直流EMI滤波器的设计, 通过搭建实验系统较好地验证了新能源逆变系统直流侧噪声诊断方法的有效性。
1 逆变系统直流侧EMI噪声机理分析
为深入分析新能源逆变系统的传导EMI噪声机理, 建立了如图1所示的新能源电能变换系统的电磁兼容平台结构图, 该平台包括新能源模块、DC/DC升压系统、DC＿LISN、DC/AC逆变系统、噪声分离网络、频谱仪等。
传导EMI噪声包括火线-地线、中线-地线间高频噪声电流引起的共模噪声UCM以及火线-中线间高频噪声电流引起的差模噪声UDM。在新能源逆变系统中, 逆变器的高频化、较大的du/d t和d i/d t、电路的杂散电感和电容、控制策略和电路拓扑等都是产生传导EMI的主要原因。
1.1 逆变系统直流侧的共模干扰
图2为典型单相全桥逆变电路, 其中Cd为稳压电容, Z1、Z2均为负载阻抗。当逆变电路工作在高频状态下时, 开关管的电压、电流突变非常快, 可达kV/μs, 该突变电压、电流即d u/d t、d i/d t通过直流母线正负极对参考地寄生电容的耦合而形成共模干扰, 电源直流母线正 (L1) 、负 (L2) 线对参考地存在高频寄生电容分别为ESC1、ESC2, 这样L1上流过的高频电流成分ICM1会通过ESC1流入参考地, 而L2上流过的高频电流成分ICM2则通过ESC2流入参考地, 根据传导EMI噪声共模噪声分类的定义, 得逆变系统直流侧的共模干扰电流大小ICM为:
根据图2所示共模干扰产生的路径, 考虑高频寄生电容参数, 可以提取出逆变系统直流侧的共模干扰等效电路模型如图3所示。图中, Lp、Rp分别为提取等效电路的等效感抗和等效阻抗。
1.2 逆变系统直流侧的差模干扰
逆变器输入端的差模干扰主要是由于逆变器的输入电流是一个脉动的电流信号。虽然在输入端会有一个大的电解电容来滤除其谐波分量, 但电解电容具有较大的高频等效电感和电阻, 不可能完全滤除这些谐波电流。同样, 与共模干扰噪声产生机理相似, 逆变电路工作状态下的高突变电压、电流在直流母线正负极线上流过产生高频电流, 从而产生差模干扰电流IDM, 如图4所示, 对应的差模干扰等效电路模型如图5所示, 其中Zs为差模干扰电路等效阻抗, Us为等效差模干扰源。差模干扰电流大小为:
1.3 直流电源EMI滤波器
根据逆变系统直流侧干扰噪声机理分析, 可得直流侧干扰噪声与传统意义上的交流干扰噪声非常类似, 即包括共模噪声和差模噪声2种模态。由于EMI滤波器是抑制传输线干扰噪声最有效的措施之一, 因而如何提高滤波器的抑制性能对于干扰噪声的抑制具有非常重要的意义。
图6为常用的逆变器直流输入EMI滤波电路, 其中U2为逆变电路输入电压;U1为直流侧电源输出电压;Z0为从逆变电路输入侧得到的等效阻抗, 并在此假设等效阻抗为纯电阻R。
滤波器的传递函数 (采用拉氏变换) 为:
滤波器的谐振角频率为阻尼系数为
将S=jω代入式 (3) 可得滤波器的频率响应特性:
用相对频率v表示ω/ω0, 式 (4) 可表示为:
根据式 (5) 可得如图7所示的δ分别为0、0.5、1情况下的EMI滤波器幅频特性曲线。
定量分析EMI滤波器的滤波器特性, 假定在等效阻抗等于直流EMI滤波器的特征阻抗、δ=0.5情况下, 滤波器特性如表1所示。
2 DC＿LISN理论分析
线阻抗稳定网络LISN (Line Impedance Stabilization Network) , 即V型人工电源网络, 是目前国际上规定的传导EMI测量设备, 又被称作人工电源网络或电源阻抗稳定网络, 是重要的电磁兼容测试设备。其主要作用就是在射频范围内向受试设备端子之间提供一规定阻抗, 并能将试验电路与供电电源上的无用射频信号隔离开, 进而将骚扰电压耦合到测量接收机上, 是噪声分离技术研究的基础。
图8为最常用的50Ω/5μH+1Ω-V型直流人工电源网络 (其测试频段为150 kHz～100 MHz) 的结构图, 其中L0=5μH, C1=2μF, C2=0.1μF, R1=1Ω, R2=1 000Ω, R3=50Ω, R4=50Ω (接收机内阻抗) 。无源器件如电容、电感、电阻在低频状态时呈现本征特性, 但是随着频率的增大, 由于制作工艺、材料、环境等因素的存在, 必然会伴随着微小的寄生参数产生, 且频率越高, 寄生参数影响越大。在高频下电感呈容性, 电容呈感性, 由于电阻的高频特性暂不能确定, 且影响相对电感、电容小, 考虑寄生参数影响时可以忽略电阻的高频寄生参数影响。根据上述分析, 可以得到考虑器件寄生参数影响的DC＿LISN等效电路如图9所示。
GB/T6113.102—2008标准中对DC＿LISN的阻抗有严格规定, 在150 k Hz～30 MHz频段内的阻抗必须满足标准规定范围, 当阻抗不满足规定范围时会导致测量精度不高, 甚至无法保证测量结果的准确性。
DC＿LISN的阻抗包括当骚扰输出端端接50Ω负载阻抗时在受试设备端测得的相对于参考地的阻抗的模和相角2个部分, 即当接收机端接50Ω负载阻抗时, 被测设备端口的端子与参考地之间的阻抗, 包括模和相角, 称为受试端阻抗。
根据图8的等效电路图, 为综合考虑各种情况下的受试端阻抗, 对其进行MATLAB仿真, 可得电路中电感的寄生电容、电容的寄生电感以及适配器的寄生电感对DC＿LISN的受试端阻抗影响较大, 因此采用寄生参数小或者采取一定措施减少元器件的寄生参数对于DC＿LISN性能的提高具有很大意义。
DC＿LISN的隔离度 (IRRLL) 可以有效评估电源侧无用信号和未知阻抗对测量结果的影响, 即射频输出信号受到供电电源端子信号影响的程度:
其中, VLf-E为射频输出信号, VL-E为供电电源端子端信号。考虑不同元器件的寄生参数对隔离度特性的影响, 采用MATLAB仿真不同寄生参数影响, 经过仿真分析, L0的寄生参数对隔离度影响很大, 考虑L0寄生电容时, 低频段隔离度效果变好, 达到谐振点后, 隔离度随频率增大效果变差, 且寄生电容大时先达到谐振, 影响明显。
考察DC＿LISN的另一个特性参数是插入损耗, 通过计算DC＿LISN的插入损耗大小, 可以非常直观地判断其性能的好坏, 更能确定其测量精度。插入损耗即为受试端口至射频输出端口这一路径的高频衰减:
其中, 为受试端信号, 且VIFL≤1, 插入损耗越小则表明受试端口至射频输出端口的路径高频衰减越大, 即测试得到的噪声信号与实际噪声信号大小偏差越大。同样根据图9的考虑寄生参数的等效电路, 对其进行MATLAB仿真可以得到寄生参数大小不同情况下的插入损耗特性, 仿真结果显示电容C2寄生电感在高频段对分压系数影响比较大, 且寄生参数越大, 影响越明显。适配器寄生参数在高频段时, 分压效果差, 且寄生参数越大, 影响越明显。但常规标准规定的传导EMI噪声测试频段为150 kHz～30MHz, 而在该频段内, DC＿LISN的插入损耗受寄生参数影响较小。
综述理论与仿真分析可得, 在常规传导干扰测试频段 (150 k Hz～30 MHz) , DC＿LISN的受试端阻抗与隔离度受元器件自身的寄生参数影响较大, 而插入损耗基本不受其影响, 因此在考虑DC＿LISN校准与测量精度的提高时, 应主要关注降低无源器件寄生参数对于受试端阻抗与隔离度的影响。
3 实验设计与结果分析
以风力发电的逆变系统为例, 分析新能源逆变系统的直流侧传导EMI噪声, 实验系统由风力发电机、DC＿LISN、逆变器 (包括负载) 、接收机和噪声分离网络等模块构成。其中风力发电机为通过外界风力吹动工作而产生直流48 V;DC＿LISN采用苏州泰思特公司的LSI-5μH-100, 频率范围为0.1～150 MHz;逆变器采用风光发电专用逆变器;接收机采用固伟的GSP-827, 频率范围为9 kHz～2.7 GHz;噪声分离网络的信号损耗在频率范围内最大为2 dB, 共模/差模抑制比最小为35 dB, 输入阻抗为50Ω。
当风力发电机正常工作, 逆变器输出端接满载负载, 且未在直流侧接入EMI滤波器时, 通过DC＿LISN测得的直流母线正、负极干扰噪声大小如图10所示。根据测试结果可得, 该逆变系统的双线传导电磁干扰噪声均超过国家标准限值, 需要采用有效的抑制措施对其进行抑制, 即设计直流EMI滤波器。
考虑到设计直流EMI滤波器, 由于DC＿LISN只能提取干扰噪声中的总噪声, 而无法进行模态噪声的提取, 故需要采用噪声分离网络对直流侧总噪声中的共模、差模噪声模态进行提取, 从而判断逆变系统直流侧传导干扰噪声中不同模态噪声的比重, 从而设计相应模态的EMI滤波器。噪声模态提取结果如图11所示。
根据噪声分离网络的模态分离结果可知共模噪声是该系统直流侧传导EMI噪声中的主要成分, 而差模噪声信号较小, 因而只需要设计共模EMI滤波器。参考1.3节中的直流EMI滤波器设计原理及其性能指标, 设计结构如图12所示的共模EMI滤波器。将设计的滤波器接入逆变系统的直流侧, 再次测量其直流侧传导EMI噪声, 结果如图13所示, 整个传导测试频段内逆变系统的传导干扰噪声均在限值下, 该结果较好地验证了所设计的共模EMI滤波器在抑制直流干扰噪声方面的有效性。
4 结论
本文在新能源逆变系统直流侧传导EMI噪声机理分析的基础上提出了其共模干扰等效模型和差模干扰等效模型, 分析直流EMI滤波器的特性及其设计方法。同时提出了直流传导干扰噪声测试设备DC＿LISN的高频寄生参数模型, 采用MATLAB仿真具体分析了不同寄生参数对于其特性参数的影响, 对于提高DC＿LISN的测试精度具有一定的理论价值。为验证本文研究方法的有效性, 以某一风能逆变系统为实验对象, 测量并分析了该系统的传导EMI噪声情况, 测试结果表明该系统的直流侧传导EMI噪声超过了GB9254B标准, 为了使其达到标准, 采用本文设计方法设计了直流EMI滤波器, 实验结果很好地证明了抑制方法的有效性。本文的研究内容对于新能源逆变系统的传导EMI抑制技术研究具有一定的理论参考价值。
摘要：针对新能源逆变系统的直流侧传导电磁干扰 (EMI) 噪声进行了综合分析, 就其产生机理提出了直流侧传导电磁干扰噪声的共模干扰机理模型和差模干扰机理模型, 在共模、差模噪声分析的理论基础上, 详细分析了直流EMI滤波器的设计及其特性。采用MATLAB仿真对比分析了高频寄生参数的存在对DCLISN受试端阻抗、隔离度、插入损耗等参数的影响。以某一风能逆变系统为实验对象, 具体分析了该系统直流侧的传导干扰噪声特性, 并设计了相应的直流EMI滤波器。实验结果很好地验证了采用所提方法设计的直流EMI滤波器的有效性。