噪声试验范文（精选8篇）
噪声试验 第1篇
电子元器件广泛应用在军事、航空、航天等领域中, 在控制、导航和监控等方面起到了重要作用, 但元器件内部可动粒子 (颗粒) 却是造成元器件致命失效的一个重要原因—多余粒子在元器件内部腔体中可能造成非预期的短路或开路。如今, 随着我国卫星、导弹以及载人航天工程的不断进步与发展, 对于宇航级的元器件要求必须彻底杜绝内部可动粒子的存在。也就是说, 必须经过严格的粒子碰撞噪声检测 (Particle Impact Noise Detection, PIND) 筛选, 剔除可能存在多余粒子的元器件, 排除隐患。粒子碰撞噪声检测是一种非破坏性试验, 试验通过换能器监听是否有多余粒子存在, 但对元器件本身并没有直接物理损坏。
PIND最初起源于美国航空航天工业, 经过近四十年的发展, 现在世界上已经普遍采用的P I N D试验方法是I E C60749-16-2003《半导体器件机械和气候试验方法第16部分:粒子冲击噪声探测 (PIND) 》。随着我国航空航天事业的起步和不断发展, PIND试验从20世纪80年代开始引进, 到90年代末大量普及, 至今已广泛服务于航空航天工业生产和检测部门。我国的有关粒子碰撞噪声检测试验标准也等同采用了上述国际标准, 目前最新版本为G J B 5 4 8 B-2005《方法2020.1粒子碰撞噪声检测试验:微电子器件试验方法和程序2 0 0 5》。标准中严格定义了试验方法和过程—以冲击使可能的多余粒子脱离附着腔体, 以正弦振动使其相对于腔体内壁进行撞击, 用高灵敏度压力传感器将检测到的撞击压力/压强转换为电信号, 经过放大后用音频和视频信号显示出来。
2 0 0 6年, 信息产业部电子计量中心提出了针对上述PIND检测仪的检定规程JJG 310006-2006《元器件粒子碰撞噪声检测仪检定规程》, 解决了其计量检定的问题, 为PIND检测仪的使用部门和相关计量实验室提供了相对完整的计量解决方案。
本文针对上述两项标准, 并结合实际工作中的经验, 探讨了粒子碰撞噪声检测试验和P I N D检测仪计量检定中的几个问题, 提出了进一步改进的合理化建议。
2 粒子碰撞噪声检测试验标准及应用
2.1 标准中对于换能器灵敏度的表述
换能器是P I N D检测仪中最为关键的部件, 它是一种压力传感器, 能够将电压信号转换成压强或将压强转换成电压信号。PIND振动冲击台内刚性附着了一个换能器, 如果元器件腔体内存在多余粒子, 那么在正弦振动中多余粒子对腔体内壁将会因相对运动产生撞击, 此时因为元器件粘接在振动台中央, 撞击将会传递到振动台下的换能器, 换能器将感受的撞击压强转换为电信号, 最终经放大后输出为音频和视频信号。另外一个独立的灵敏度检测单元 (S T U) 换能器是作为P I N D检测仪的校准检验件而存在的, 它可将S T U脉冲盒产生的微小脉冲电压转换成微小压强撞击振动台面, 以检验P I N D检测仪对这种模拟的多余物粒子碰撞的检测能力。
在新版的《方法2020.1粒子碰撞噪声检测试验:微电子器件试验方法和程序2005》“2.c) PIND换能器”中, 其灵敏度被描述为“1 V/0.1µP a”, 而在上一标准的版本中, P I N D换能器灵敏度被描述为“1 0 V/P a”。但据笔者了解, 国际标准中有关换能器的灵敏度描述是与P I N D有关技术指标相一致的, 其产品手册中原始表述为“P e a k Sens.of-77.5dB±3dB re 1 volt per microbar within the range of 150kHz to 160kHz”, 直译应为“在1 5 0 k H z到1 6 0 k H z频率范围内的峰值灵敏度为-77.5dB±3dB (相当于1伏每毫巴) ”。意思很清楚, 换能器灵敏度为“1伏每毫巴”, 即1V/mb, 而毫巴并非我国法定计量单位, 其中有关的换算公式如下:
1 m b=0.7 5 0 0 6 2 m m H g, 而1 m m H g=1 3 3.3 2 2 P a (1mmH2O=9.806 65Pa) , 即1mb=100Pa。也就是说, 毫巴相当于气压单位中常用的“百帕”。
从上可知, PIND换能器的灵敏度应为1V/100Pa, 或1 0 m V/P a。笔者从实际工作中接触到的最新P I N D检测仪来看, 其换能器并未做任何升级换代, 技术指标也没有变更, 因此, 标准中的上述表述应该是错误的。旧标准中很可能由于疏漏, 缺了字母“m”, 直接扩大了1 0 0 0倍, 但新标准错得就有些不明所以了。因此, 建议在此项试验标准修订时能将这一明显错误更正过来。
与此相关的, 是在同一章2.d) 中的一句“STU应包括一个其容差与P I N D换能器容差相同的换能器”。其中“容差”很难理解, 因为容差的中文含义与允许误差相类似, 而通读上下文很难将其与换能器的允许误差相联系。首先, 无论国际标准还是P I N D仪器手册, 在文中仅提到了换能器的灵敏度指标为“-7 7.5 d B±3 d B” (其中的“±3 d B”应为其允许误差) , 并未特别指出其允许误差;其次, 如果不告知灵敏度情况, 而仅仅说明两换能器允许误差相同是没有意义的。因此, 笔者认为在标准中此处的“容差”应改为“灵敏度”更加合理, 且简单明了。
2.2 PIND试验的目的
PIND试验的首要目的是筛选出经过检测合格, 不含多余粒子的空腔元器件, 使其能够为航空、航天等领域工程应用。除此之外, 还有一个重要的目的, 就是通过检测出含多余粒子的空腔元器件, 进而通过其他手段诊断出多余粒子的类型, 由此提出对元器件生产工艺线上有关工作的改进, 达到提高产品质量和合格率的最终目的。
在实际工作中了解到, 目前很多生产厂家对上述的第一目的认识比较明确, 但对第二个目的—诊断原因, 改进生产工艺线的认识还不够。虽然也有类似方案或纠正措施, 但局限于诊断方法不够科学严谨、纠正措施不够严格到位, 致使类似不合格原因经常反复, 合格率没有得到根本提高。因此, 只能借助于PIND检测试验来进行筛选, 选出合格品提供给下游用户。这样的土办法费时费力又费钱, 非常不划算。
表1列出了美国有关PIND检测中发现的多余粒子来源分析表, 提醒有关元器件生产厂家应以减少直至杜绝多余物粒子产生来源为提高合格率的治本手段。
2.3 PIND检测仪的使用环境
PIND检测仪的系统背景噪声 (包括环境噪声) 必须小于10mV (20mV峰峰值) —在监视示波器可以看到的试验信号部分, 并且能够持续3 0～6 0秒。除此之外, 还要求P I N D检测仪周围没有外部电子干扰、音频干扰。这是因为外部的电子干扰会产生电脉冲, 而判别是否存在多余粒子正是通过它对振动台的撞击产生脉冲信号来进行识别, 由此外部原因的电脉冲有可能引起误判。同样, 外部音频干扰也可以由P I N D的高灵敏度换能器转换电信号干扰。
在笔者接触到的P I N D检测仪中, 有不少仪器的使用环境不能满足上述要求。例如, 很多使用单位是检测部门, 其内部还有很多能够产生背景噪音或干扰脉冲的试验设备 (如大型振动台、老化高温箱等) 。再如, 手机也是一种最直接的干扰源。
典型的电信号干扰源包括:其他测试设备、电脑、手机/电视/收音机/对讲机/无线网络等无线电信号、烘箱、荧光灯、空调、压缩机、风扇、重型机械、设备搬运车等;典型的噪声干扰源包括:公路交通、风扇、空调、压缩机、高压气瓶、各种设备操作、人的各种活动等。
P I N D检测仪的最佳使用环境应该是:P I N D检测仪应使用独立的电源系统, 并放在与外界环境隔离的电磁屏蔽试验间专用稳固工作台面上, 振动台与工作台面有必要的隔离物 (如较硬的泡沫层) , 工作台面无任何其他物品和仪器, 试验人员不能携带手机等电子设备等。希望PIND检测仪的使用部门和人员能够重视这一问题, 为P I N D试验提供更加合理可靠的使用环境。
2.4 试验中其他有关问题
笔者在长期对P I N D检测仪的计量服务中还发现了一些与试验和设备使用有关的问题, 现针对这些问题给出以下建议, 供有关P I N D检测试验部门与人员参考:
元器件与试验台面的最佳粘接剂为S c o t c h#4 4 7Tape双面胶带;如使用水溶胶, 一定要精确控制用量, 事后必须清洁设备和器件。
应时刻保持P I N D设备清洁, 保持测试头和传感器底部清洁干燥, 不使用时盖上测试头。
确保设备使用前后连线正确牢固、避免纠结缠绕。
试验时禁止碰触振动台和传感器, 应保证振动台表面无异物 (可用放大镜观察) 。
试验台面距离中心点不同距离的位置对多余粒子碰撞噪声的检测能力从中央向外逐步降低, 所以应确保试验样品粘附在试验台的正中央位置。
每天开机时, 要用S T U验证P I N D检测仪的灵敏度;长时间不用后再使用时, 也要验证灵敏度 (如午休后回来) ;长时间使用后, 也要进行灵敏度验证;如试验结果明显异常 (合格率过高或过低) 时, 也要进行灵敏度验证;必要时, 应随时提出系统检定要求。
应制定使用维护制度和记录, 应有专门技术人员负责维护, 试验人员必须经过培训, 熟悉所有使用维护制度并严格执行。
3 PIND检测仪检定规程和问题解决建议
3.1 检定规程的简单介绍
JJG 310006-2006《元器件粒子碰撞噪声检测仪检定规程》是根据多年计量校准P I N D检测仪经验提出的, 于2 0 0 6年6月正式发布。该检定规程总结了P I N D检测仪的计量特性要求和检定设备要求, 并详细介绍了各项检定项目和方法。针对前述试验标准中提出的各项试验条件的指标进行了检定, 主要内容有:
a.振动加速度幅度误差小于±10%, 范围5～20g;
b.振动频率误差小于±8%, 范围20Hz～250Hz;
c.振动持续时间3s±1s;
d.冲击加速度峰值为9 800±1 960m/s2 (1 000g±20%) ;
e.监视示波器垂直灵敏度2 0 m V/c m;
f.STU (灵敏度检测单元) 激励脉冲为250µV±20%;
g.S T U灵敏度验证;
h.各项功能检测等。
在此之前, PIND检测仪的计量工作比较混乱, 多数计量过程是从其他冲击/振动试验台的检规中摘选部分振动加速度和冲击加速度项目进行校准, 所选量值和校准项目不能准确涵盖试验标准要求, 计量方案不统一等。尤其是上面提到的后四项检定内容, 虽然做起来很容易, 但却是保证P I N D检测仪正常工作和验证其探测多余粒子灵敏度的重要检测内容, 如果不进行检定验证将会影响P I N D检测仪的准确可靠, 而这四项恰恰是参照其他冲击/振动试验台进行计量校准所不能解决的。该检定规程的推出, 第一次系统地提出了P I N D检测仪的计量解决方案, 为提高P I N D筛选工作的可靠性起到了非常重要的促进作用。
3.2 检定规程的补充说明
(1) 换能器检定项目的缺失
PIND检测仪的两个高灵敏度的压力传感器的灵敏度都是1V/100Pa, 而从灵敏度验证时的脉冲电压要求 (2 5 0µV±20%) 推算, STU换能器应产生压强为 (0.02～0.03) Pa。该压强模拟多余物粒子对P I N D振动台的碰撞压强, 振动台下粘附的与S T U同灵敏度的换能器将感受到的压强 (由于多层物理粘接和传递等原因有所衰减) 再转换为电压脉冲信号, 并由电缆传送给控制电路放大100倍, 以大于20mV的脉冲幅度显示在监视示波器上。与此同时试验操作人员通过观看示波器是否有一格以上脉冲显示、阈值指示灯是否点亮和监听喇叭是否有爆破音来判断P I N D检测仪识别粒子的灵敏度是否正常。如图1所示。
但在检定规程中对于S T U灵敏度检测单元所提供的压强范围 (0.02～0.0 3) P a并没有提出检定要求。原因有三:首先, 此次提出的检定规程是一个在PIND检测仪使用现场提供的便携机动计量服务的解决方案, 而这么小量值的压强不是普通微压计可以计量的;其次, 送到专业压力计量基准部门进行检定如此小量值压强的计量检定费时费力, 并不能对换能器进行调整, 如果灵敏度不能满足要求则只有更换一条路可行;再次, PIND检测仪中的两个换能器其实是互为验证的, 如果灵敏度验证项目确定出现问题, 则必有一个换能器故障, 通过将S T U换能器用于另一台已知为正常的P I N D检测仪上使用可以确定其是否正常, 同样, 使用另一已知为合格的S T U可判断试验台内换能器是否正常, 由此可确定需要将出现故障的P I N D检测仪的哪个换能器进行更换。
基于上述原因, 在检定规程中并没有包括重要的换能器灵敏度检定一项, 而且上述原因也没有以合适的方式在检规中进行表述。希望通过本文的补充说明, 能够让P I N D检测试验的有关部门和人员了解和掌握这种在不同P I N D检测仪间互相验证灵敏度的简便易行的方法。
(2) “检查使用环境”项目的缺失
如前所述, P I N D检测仪对使用环境要求很高, 各种环境干扰都将影响多余粒子的判断, 背景噪声超过10mV则不能工作。但是, 由于判别起来并非难事, 故在检规编制中并没有纳入这一项, 而从实际使用情况来看, 使用环境却实实在在是个容易被忽视的问题。因此, 建议在今后对于该项检定规程进行修订或改版时增加有关内容, 对使用环境是否影响PIND检测工作质量进行判别, 进而督促使用部门切实关注使用环境中的问题, 杜绝干扰, 提高检测质量。
具体检定项目可以采用以下方法:将P I N D检测仪设为手动振动状态, 试验条件设定为0.1g/60Hz, 观察振动时是否出现超出阈值范围的信号, 如有则说明使用环境中存在干扰信号, 不合格;反之, 则合格。同时要求背景噪声不能超过1 0 m V。
(3) 检定中出现不合格试验条件时的调整
在检定P I N D检测仪提供的振动/冲击加速度试验条件时, 经常会出现峰值超差的现象, 这是因为PIND检测仪长时间使用时的电路漂移造成的。而P I N D检测仪也提供了相应的调整手段, 使之重新符合试验条件要求。
调整手段分为两种:一种是自动方式, 一种是手动方式。自动校正冲击加速度功能可以初始化冲击加速度试验条件。而手动方式则可以调整振动加速度和冲击加速度的控制电压峰值, 从而精确控制试验台的振动冲击加速度值。
由于手动调整方式稍显复杂, 具体调整方法在生产商提供的PIND检测仪使用手册上, 在此就不仔细说明了。但笔者建议P I N D检测仪的技术维护人员和计量检定人员一定要对此熟悉和了解, 并能够在检定当中进行应用 (否则将出现太多检定不合格的现象) 。
(4) 检定用加速度传感器的选用
由于PIND检测仪试验台一般负载为150克以内, 因此在进行检定时, 采用的标准振动冲击传感器探头也存在负载质量选择的问题。经过查阅P I N D检测仪生产厂商的有关技术资料, 获知了PIND试验台在提供1 000g标准冲击加速度时的负载效应曲线。其在接近5g时, 冲击加速度输出接近上限1 200g;接近负载上限150g时, 冲击加速度输出接近下限800g;而在负载35g时, 冲击加速度正好达到1 000g的标准试验条件。
因此, 建议在进行检定时选择标准加速度传感器的质量应在35g左右, 从而能够检定PIND检测仪的最佳加速度输出量值。当然, 也可以选用该台PIND检测仪最常用的实验负载质量范围内的一点。应避免过轻或过重加速度传感器在检定时带来的偏差。
摘要：依据《方法2020.1粒子碰撞噪声检测试验:微电子器件试验方法和程序2005》和JJG310006-2006《元器件粒子碰撞噪声检测仪检定规程》, 结合在粒子碰撞噪声检测仪计量校准中的实际经验, 探讨了关于粒子碰撞噪声检测试验和计量过程中存在的一些实际问题, 并给出了合理化建议。
关键词：粒子碰撞噪声检测,检定,标准
参考文献
[1]信息产业部电子第四研究所, 西安电子科技大学, 中国电子科技集团公司第24研究所等. GJB 548B-2005 方法2020.1粒子碰撞噪声检测试验:微电子器件试验方法和程序2005[S].总装备部军标出版发行部, 2007.
[2]信息产业部电子计量中心.JJG 310006-2006元器件粒子碰撞噪声检测仪检定规程[S]. 信息产业部科技司, 2006.
[3]IEC 60749-16-2003 Semiconductor devices-Mechanical and climatic test methods-Part 16:Particle impact nois detection (PIND) [OL].http://www.std168.com/standard_overseas/standard_37414.htm.
噪声试验 第2篇
发动机运转噪声的动力学分析及试验研究
建立了活塞系统工作过程的动力学方程和油膜润滑方程,并根据实测的解放CA6102汽油机的气缸压力对活塞二阶运动进行了计算.通过分析不同情况下活塞的无量纲横向位移和无量纲横向加速度随曲轴转角的.变化关系,得出了影响发动机运转噪声的实质性因素.
作 者：娄云 闫君杰 LOU Yun YAN Jun-jie 作者单位：河南机电高等专科学校,河南,新乡,453002刊 名：车用发动机 ISTIC PKU英文刊名：VEHICLE ENGINE年，卷(期)：“”(4)分类号：V234 TK411.6关键词：活塞 运转噪声 动力学方程 无量纲位移 无量纲加速度
噪声试验 第3篇
液压挖掘机作为建筑行业的主要土方机械,具有作业方式灵活,可多工种作业的优点。据统计,世界上65%—70%的土方工程由液压挖掘机完成。随着挖掘机行业的迅速发展,对挖掘机的要求已不再是简单的作业效率和可靠性等指标,人们对于挖掘机的舒适性和噪声控制的要求也越来越严格。在这样的背景下,挖掘机的噪声问题被普遍重视。
国外对噪声研究着手较早,20世纪70年代,声强技术[1]随着电子及信号处理技术的发展而逐渐成熟,在声功率测定及主要噪声源识别方面有其独到的优点。20世纪80年代,美国工程力学研究所系统研究了声学模态分析的有限元建模方法,建立了结构——声学耦合的有限元模型,推导出结构振动、声压波动在受到外界干扰力作用时的有限元计算公式,为车内噪声预测分析打下了良好的基础。日本对工程机械噪声的研究也非常重视[2],在主要传动件噪声得到有效控制后,深入研究了不同结构形成的空气流噪声,并应用在新一代挖掘机等工程机械上。
国内在车辆噪声研究方面起步较晚,工程机械噪声的分析研究则更晚。近20年来,治理工程机械噪声已成为许多生产厂和科研部门的重要课题[3,4,5]。出于对舒适性的要求,国内外对车体和驾驶室的振动及振动噪声研究较多,对车外噪声的分析研究相对较少,但近几年来也在逐步增加[6]。
本文以SW240E型液压挖掘机为例,首先探讨了定置工况下机外辐射噪声的测量和评价方法。通过测量等效连续A声级来评价挖掘机机外噪声水平。然后通过1/3倍频程图分析,得到主要噪声频带范围,并总结出噪声的成因以及判定依据,给出改进建议。
1 挖掘机噪声试验
1.1 试验对象
本次试验对象为SW240E型液压挖掘机,挖掘机的主机上部机构可回转360°,并通过该回转机构上的铲斗、斗杆、动臂的动作进行挖掘、提升或者卸料。挖掘机的示意如图1所示。
1.2 试验测试系统
试验测试系统由三大部分组成:测量系统、数据采集系统、数据处理系统。
1.2.1 测量系统
采用G.R.A.S Type 26CA型预极化传声器,如图2所示。该仪器具有3 Hz—20 KHz宽带线性频率范围,140 dB动态范围,可进行1/3倍频程带宽实时频率分析,方便进行宽带和频谱的数据测量和分析。
1.2.2 数据采集系统
采用LMS公司制造的LMS SCADAS III SC316W数据采集系统,支持24通道的信号采集,如图3所示。
1.2.3 数据处理系统
采用LMS公司开发的LMS.Test.Lab试验数据处理系统,利用其中的Signature Test模块采集噪声声压信号,然后利用其中的Data Calculation和Time Data Processing模块对采集的数据进行处理,如图4。
1.3 测试场地与测试环境
本次测试的场地为全水泥路面,属于硬反射面的范畴,硬反射面适用于挖掘机的所有运行工况;若声源中心至低测点的最大距离三倍的范围内无声反射体,则可认为环境修正值K小于或等于0.5 dB,可以忽略不计;若存在声反射体,则环境修正值K应加以测定,按照GB/T 3767—1996附录A中的绝对比较测试法获得,K=LW-LWr(LW:测得的声功率级,LWr:标准声源校准的声功率级)。
测试环境要求每一个测点的背景噪声至少比机器辐射噪声低10 dB;不应在下雨、下雪、降冰雹、地面有积雪或风速超过8 m/s的气候条件下进行测试。测试场地如图5所示。
1.4 测试工况
定置工况下的挖掘机驾驶室内的空调开启为中速工作状态,发动机以最高转速(约2 100 r/min)运转,挖掘机应该装上完备的工作装置,铲斗的切削刃置于离地面300 mm±50 mm高度处,并按照规定加满润滑油、冷却水、燃油、备好随车工具;各液压系统以及发动机的转速都应按照制造厂商的规定进行调整。
挖掘机在定置试验工况时,其上部结构的回转中心定义为挖掘机的中心点,该定位中心点与图6的半球面中心点C重合,机器的纵轴与X轴相重合,机器的前方朝向行驶道路的B点[7]。
1.5 试验测点的布置
定置工况下,液压挖掘机机外辐射噪声水平评价试验需要在测量半球平面上布置6个测点。
1.5.1 测量面的尺寸
机外辐射噪声试验用的测量面为半球面,半球面的半径取决于挖掘机的主体长度L(如图7所示),主体长度只考虑主机部分,工作装置(如铲斗、动臂等)不包括在内。
当L<1.5 m时,半球面的半径为4 m;当1.5 m< L<4 m时,半球面的半径为10 m;当L>4 m时,半球面的半径为16 m,SW240E中型挖掘机的主体长度1.5 m<L<4 m,故半球面的半径为10 m。
1.5.2 机外测点的布置
机外辐射噪声试验采用6个测点,根据GB/T 16170.2—1996和GB/T 16170.4—1996标准要求,声级计的空间示意图如图8所示,其坐标值如表1所示。
2 数据处理分析
2.1 工程机械声学测量理论
传声器测量的是声信号的瞬时A计权声压,在评定间断声、脉冲声或声压级随时间变化的不稳定噪声时,采用一段时间内能量平均的方法表示噪声大小,称之为等效连续声级,通过公式(1)由瞬时A计权声压PA(t)获得等效连续A声级LPAeq,T:
式(1)中:T—测量时间,即试验机器运行的时间周期; PA(t)—声信号的瞬时A计权声压; P0—基准声压(20 μPa);
在得到各个测点等效连续A声级LPAeq,T的基础上,A计权声功率级LWA,单位dB(A),可参照公式(2)及式(3)得出:
式(2)中:
式(3)中:LWA—A计权声功率级,单位dB(A);K—环境修正值,单位dB(A),法规规定试验场地为混凝土或沥青硬地反射面,并且从声源中心至低测点(测量半球面半径)最大距离三倍的范围内无声反射体,则可认为环境修正值K小于或等于0.5 dB,可以忽略不计; S—测量面的面积,单位m2,半球测量面S=2πR2; S0—S0=1 m2;
本次试验半球测量面半径为10 m,故10
2.2 机外辐射噪声测量及评价
各个测点的等效连续A声级还可以通过频域范围内噪声信号的自功率谱密度函数以及频谱曲线的均方根(RMS)值来获取,故本文通过选取均方根值(RMS)的方法来获取机外各个测点的等效连续A声级,从而来评价机外辐射噪声水平。
定置工况下的噪声信号测量时间为62 s,即取62 s的平均值,采用FFT变换的方式将时域信号转换为频域信号,选取的带宽为8 192 Hz,频率分辨率为0.5 Hz,谱线数为16 384;高频范围内(5 000 Hz以上)的自功率谱密度曲线下降趋势很明显,故本次试验定置工况下选取的频段范围是(0～5 000) Hz, 试验测得机外6点的辐射噪声A声级曲线,选取第1组数据如图9所示,经RMS统计后的各测点的等效连续A声级以及公式2、3计算得到的平均等效连续A声级和A计权声功率级如表2所示。
根据法规要求,需要对试验背景噪声进行测量,以保证试验环境下的背景噪声对各测点的影响降为最低,图10为机外6点背景噪声A声级曲线。
经RMS均方根统计后的机外6点背景噪声值分别为:测点1(52.49 dB(A))、测点2(52.85 dB(A))、测点3(49.18 dB(A))、测点4(49.66 dB(A))、测点5(53.59(dB(A))、测点6(50.30 dB(A)),其中背景噪声的最大值53.59 dB(A)比机外辐射噪声的最小值77.39 dB(A)低23.8 dB(A),达到法规要求的测点的背景噪声至少比机器的辐射噪声低10 dB的标准,故可以忽略环境的背景噪声对机外辐射噪声的影响。
6组A计权声功率级彼此之间的误差均在1 dB范围内,故选取数值较大的两组数据的算术平均值作为最终的评价值,即108.98 dB(A)、108.90 dB(A)二者的算术平均值108.94 dB(A);确定定置工况下机外辐射噪声等级的评价值为108.94 dB(A)。
2.3 噪声分析
选取6组数据中的任意一组(第3组)将其分解为1/3倍频程带宽,得到的机外6点1/3倍频程曲线如下图11—图16所示:
从机外各测点的1/3倍频程图可以看出,各个测点在315 Hz、630 Hz中心频率的范围内噪声幅值较大;测点1～测点5在以100 Hz为中心的频带范围内也出现峰值;各测点在高频(600 Hz—5 000 Hz)范围内的噪声幅值缓慢下降,但下降幅度不大,基本保持均衡的状态;机外各测点的噪声幅值频谱曲线见图17。
机外6点的噪声幅值主要在309.21 Hz以及614.25 Hz附近出现较大的峰值,108.15 Hz范围内的噪声幅值出现峰值,但相对于前两者其峰值数值较小;通过对比机外6点的1/3倍频程图以及噪声幅值频谱图可以看出,定置工况下机外辐射噪声的主要成分是以100 Hz、315 Hz、630 Hz为中心频率的频带范围。
然后将机外6点在各中心频率下的噪声幅值(dB(A))进行统计,得到表3的数据。
通过对机外6点噪声成分中主要中心频率下的噪声幅值进行分析,可以判定机外辐射噪声源主要为发动机本体噪声、排气噪声和风扇噪声:
(1) 该液压挖掘机在定置工况下的发动机转速为2 100 r/min,气缸数为6,冲程数为4,故点火基频在105 Hz附近,3倍频为315 Hz、6倍频为630 Hz;可知发动机的排气噪声频率接近105 Hz,与100 Hz噪声中心频率基本一致。
在以100 Hz为中心的频段范围内,测点3的噪声值明显高于其他5个测点,这是因为测点3位于发动机排气管的后方位置,符合噪声传播规律;测点4、6位于挖掘机的右前方,且测点6位于高空7 m处,故噪声值较低;测点1、2、5的噪声值在同一水平上,并且测点5、6位于左右两侧,左侧隔声罩存在散热孔,而右侧液压泵的隔声罩没有设置散热孔,故测点5的噪声值明显高于测点6的噪声值;测点1位于驾驶室的前方,排气噪声对其影响较小,故此处的噪声幅值偏高说明主要原因应为发动机动力室向外辐射出的噪声。
(2) 散热器风扇的转速同样为2 100 r/min(传动比为1:1),风扇叶片数为9,故散热器风扇的激励基频为315 Hz、2倍频为630 Hz,与发动机点火频率的3倍频、6倍频耦合;可知风扇的激励频率与315 Hz、630 Hz噪声中心频率完全一致。
在以315 Hz为中心的频段范围内,测点5、6的噪声值明显高于其他4个测点;测点5靠近发动机散热风扇的位置,故噪声值较大,符合噪声传播规律;测点6噪声幅值也较大,是因为发动机罩右侧留有大量的散热孔,动力室内的耦合噪声通过散热孔向外辐射,测点6位于发动机罩右上方,同时也位于液压系统的前方,因而造成其噪声值较大;测点1、2、3噪声值处于同一水平,测点1、2是动力室内的辐射噪声通过隔声罩散热孔向外辐射造成的,略大于排气管后方测点3的噪声值。
在以630 Hz为中心频率的范围内,测点5的噪声值明显高于其他5个测点的噪声值,主要是因为测点5靠近发动机散热风扇的位置,符合噪声的传播规律;测点1、2、3、6的噪声值处于同一水平,测点3是由排气噪声引起,测点1、2、6是由动力室的辐射噪声引起,测点4的噪声值最小,与其所在的位置有关。
(3) 高频范围内的噪声幅值始终处于较高的水平,随着中心频率的增加,噪声幅值略有些下降,但在散热器风扇的谐振频率下噪声幅值较大。
4 改进建议
对挖掘机产品本身而言,考虑到成本的原因,现阶段降噪最主要的是从被动降噪入手,即通过隔振、隔声、吸声、密封处理,控制噪声传播的途径,以达到降低辐射噪声的目的。另外可以通过移频的方法,避免共振区来降噪。我们对SW240E履带式液压挖掘机提出以下减振、降噪措施:
(1) 通过对发动机减震器的优化,尽可能减少固体振动与噪声的传递,达到降低挖掘机振动噪声的目的。
(2) 在动力室内表面增加吸音材料进行吸音处理。
(3) 选用低噪声风扇;在确保散热能力的前提下,适当降低冷却风扇转速和减小风扇直径,改变其自振频率,避免共振。
(4) 选用性能优良的排气消声器[8]。
(5) 改进风扇导风罩设计,以改善冷却风的流动状态,从而降低噪声。同时改变导风罩结构,改变其自振频率,避免共振,从而减小由于共振产生的机械噪声。
5 结论
本文的研究工作以SW240E型液压挖掘机为例,初步探讨了定置工况下机外辐射噪声的测量和评价方法:通过频域范围内噪声信号的自功率谱密度函数以及频谱曲线的均方根(RMS)值来获取各个测点的等效连续A声级LPAeq,T,参照公式(2)及式(3)得出A计权声功率级LWA,来评价挖掘机机外辐射噪声水平,然后选取任意一组机外辐射噪声幅值曲线分解为1/3倍频程图,同时对比噪声幅值频谱图,判定影响机外辐射噪声的主要中心频率的频带范围,通过对机外噪声成分中主要中心频率下的噪声幅值进行分析,判定主要机外辐射噪声源为发动机本体噪声、排气噪声和风扇噪声,确定了主要噪声源之后,有针对性的提出了改进建议。
摘要：以SW240E型液压挖掘机为例,首先探讨了定置工况下机外辐射噪声的测量和评价方法。通过频域范围内噪声信号的自功率谱密度函数以及频谱曲线的均方根(RMS)值来获取等效连续A声级以评价挖掘机机外辐射噪声水平。然后将测量得到的噪声幅值曲线分解为1/3倍频程图,得到的噪声中心频率曲线,以判别主要噪声频带范围。最后根据分析结果,总结出噪声的成因以及判定依据,并给出改进建议。
关键词：液压挖掘机,噪声,等效连续,A声级,1/3倍频程图
参考文献
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机床轴承噪声的试验分析与研究 第4篇
机床的噪声源有很多, 其中箱体加工精度和齿轮精度问题是主要方面, 而机床轴承产生的噪声, 也越来越引起重视, 为了降低机床的噪声, 我们对轴承作了如下的试验分析。
1 轴承保持架对噪声的影响
以圆锥滚子轴承为例, 取10套30310轴承, 经清洗和成品检验后送消声室作噪声测试。测量距离为1m时的噪声平均值为81dB (A) 。把其中5套轴承保持架用压模适当收紧, 减少保持架与滚子的间隙 (收紧后的成品精度仍为P5级) 。在消声室重新测得其平均值为74dB (A) , 即噪声下降6dB (A) 左右, 效果很显著。
为了进一步证明收紧保持架的与未收紧的各5套32008轴承和10套噪声基本相同的NN3010K轴承, 成对分装在10个一等品床头箱里作对比试验, 在脱开机床传动链而主轴仍以500r/min转动时, 测得结果如表1。
/dB (A)
注:上述数据为5台平均值, 环境噪声为60dB (A)
试验结果表明, 单件试验时, 保持架收紧与否对轴承噪声影响较大;轴承装入箱体后, 这一措施却没起什么作用, 这是因为单件条件下的保持架在运动时, 因撞击而产生了振动与噪声, 而声波是直接通过空气向外传播的。可是轴承装入床头箱后, 保持架所产生的振动没有足够的能量激起全封闭箱体壁振动而形成的噪声, 因此保持架收紧与否, 对机床噪声降低影响不大。若对封闭条件较差的轴承, 如能提高保持架精度, 设计合理的保持架结构, 并采用耐磨、耐油、耐热的低频材料, 则其降低噪声效果将会更加显著。
2 不同类型轴承噪声的比较
我们分别将32008、30608单列圆锥滚子轴承和6220E、6218E单列向心球轴承, 以及51220、51218单列向心推力球轴承装入床身箱主轴上, 进行比较试验, 其测试结果如表2。
/dB (A)
注:主轴转速500r/min;环境噪声61dB (A)
试验表明, 装6220E、6218E轴承时的整机噪声级相当于32008、30608两轴承噪声低于69dB (A) , 则轴承对整机噪声就不会有多大的影响。
3 轴向预紧力对轴承噪声的影响
由于试验条件的限制, 不能实测预紧力与轴承噪声之间的关系, 只作了相对的比较。我厂曾在车床上采用碟形弹簧加导套机构, 对主轴单列圆锥滚子轴承加轴向压力。其优点是结构简单紧凑, 缺点是轴向加载不够均匀, 不能自动调节轴承各点受力状态, 使其合力不能通过轴心, 使轴承工作不在正常位置, 所以装配很复杂。另外, 碟形弹簧在极小变形下轴向力变化较大。轴向力大些或小些可使轴承噪声升降1～2dB (A) , 有时甚至更多。一般来讲, 轴向力小的, 噪声也小, 轴向力过小会引起主轴承载时发生窜动, 轴向力过大则会增加噪声, 并使轴承温升上升 (若轴承几何精度较高, 这种影响不大) 。因此应该设计一个合理的轴向加力装置, 以保证轴承能在正常状态下工作。图1为两种轴向加载机构。试验证明, 只要选用一种就可达到轴承轴向加载及自动调节的作用, 而且装配调整较为简单。
4 与轴承配合尺寸的选择
内燃叉车的噪声控制与试验分析 第5篇
随着车辆制造技术的发展, 人们对车辆舒适性的要求越来越高, 噪声是衡量舒适性的标准之一。叉车作为一种重要的工程机械车辆, 它在工厂的货物搬运、码头港口的集装箱装卸等场合都有着广泛运用, 叉车的噪声是衡量叉车质量与性能的重要指标。如何有效降低叉车的耳旁噪声, 一直是国内外叉车生产厂家的研究重点。为了满足部分客户对叉车噪声的更高要求, 本公司对某型内燃式叉车产品在基本结构不变的情况下, 对局部结构进行优化。通过大量噪声试验, 明晰了不同结构对噪声的影响程度, 确定了影响噪声的主要因素。
1 噪声源及现状
叉车的噪声产生源主要有:发动机、排气系统、进气系统、液压系统、轮胎、门架等。对于这些噪声源, 每个生产厂家在设计时, 都采用各种措施减少噪声源。比如, 选用低噪声的发动机、低噪声的轮胎;严格要求门架的制造精度以减少晃动, 并将货叉架的一组滚轮偏移0.3~0.5 mm, 以降低噪声;在液压系统的多路阀和油泵安装处采用橡胶材料减少振动;对于排气系统采用在排气管中间装上波纹管等等。由于采取以上各种措施, 内燃式叉车的噪声水平大大降低, 但耳旁噪声依然很高, 难以满足部分客户的要求。
2 降噪措施
为了有效降低叉车的噪声, 决定对该型叉车三处结构进行优化设计, 包括:在叉车车架底部增加前后两块密封底板, 将传统的普通阻性消声器改变为阻抗复合消声器, 水箱盖板处增加吸音垫。
2.1 车架底部增加钢板密封
一般发动机的噪声约占内燃叉车整机噪声的50%以上, 因而降低发动机的噪声影响对整机噪声控制具有作用。发动机是安装在叉车车架上的, 其与车架是通过两个发动机支脚连接, 支脚上有缓冲垫, 目前, 叉车发动机的底部基本上无任何密封, 是裸露于车架底部。
图1 所示, 现将车架底部用钢板密封, 仅留发动机油底壳安装孔, 以及灰尘油污留出空, 减少发动机的噪声辐射, 并能减少灰尘对发动机的污染。新结构安装方便, 成本低, 对原有车架结构没有大的影响。
2.2 阻抗复合消声器代替普通阻性消声器
阻性消声器是利用声波在多孔性吸声材料或吸声结构中传播, 因摩擦将声能转化为热能而散发掉, 使沿管道传播的噪声随距离而衰减, 从而达到消声目的的消声器。这类消声器对中高频噪声具有良好的消声效果, 而低频消声性能较差。
阻抗复合消声器是高频率的噪声消声器, 尤其在低频噪声的环境下, 诱发声波波长和电阻结合, 形成一个声音消声器, 具有更好的噪声控制效果。
该型叉车以前采用的是普通阻性消声器, 现改为阻抗复合消声器, 并对其进行了降噪效果试验分析。
2.3 水箱盖板处增加吸音垫
发动机风扇噪声一直是主要噪声源之一, 在水箱盖板上粘贴吸音垫, 如图2 所示。吸音垫的材质为氯乙烯, 质地比较致密, 不透气, 能将声能量由吸声材料的内损耗转变为热能, 避免反射而出现的混响, 从而减小声空间的声压级, 达到控制车内噪声的目的。
3噪声试验分析
为了检验上述措施的降噪效果, 在叉车行驶速度为20 km/h时, 满载和空载两种车况下, 对叉车的噪声值进行了试验分析。
被测试的叉车结构为五种状态, 分别为:结构未改进优化前、车架底板密封、采用阻抗消声器、水箱盖板粘贴吸音垫以及三项降噪措施同时采用的整体优化的叉车。
噪声试验结果如图3、图4 所示, 将车架底部用钢板密封的措施对叉车的降噪效果最为有效。同时, 用阻抗消声器代替传统的阻性消声器亦能降低内燃叉车排气噪声, 而水箱盖板粘贴吸音垫对噪声影响非常有限。当三项降噪措施同时采用后, 整车的噪声有明显的下降。而且, 叉车满载工作时比空载时噪声稍高。
4 结语
经过多次试验及数据分析, 可以得出:发动机作为叉车的主震源与噪声源, 其裸露于叉车底部, 辐射产生的噪声以及和车体共振产生的噪声, 会对整车噪声产生较大影响, 将车架底部密封, 非常有效地减少这两方面的噪声。如将车架底部密封、采用阻抗复合消声器与增加吸音垫三项降噪措施同时应用, 则有更为显著的降噪效果。
参考文献
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滚齿加工直齿面齿轮的噪声检测试验 第6篇
在机械工程中, 机械设备的噪声是设备质量优劣的重要标志, 并且直接影响其经济价值[1]。齿轮箱是机械传动中广泛应用的重要部件, 一对齿轮啮合时, 由于不可避免地存在着齿距、齿形等误差, 在运转过程中会产生啮合冲击而发生与齿轮啮合频率相对应的噪声, 齿面之间由于相对滑动也发生摩擦噪声[2]。引起变速箱噪声的原因是错综复杂的, 其中齿轮噪声是一个主要方面[1]。对齿轮副噪声的检查, 采用声级计进行检测, 并结合检测人员的听觉经验来判断齿轮是否符合出厂噪声标准[4]。
1 试验方案
1) 滚齿加工面齿轮。根据转向机外壳和轴的尺寸, 设计并加工出直齿面齿轮和直齿圆柱齿轮。
2) 试验台的搭建。试验台组成:电动机、变频器、输入端传感器、转向机、输出端传感器、工作台、机座、联轴器、声级计、转速转矩传感器、转速转矩测量仪等。
3) 噪声检测。通过调节变频器, 使电动机在不同频率下运行, 频率范围为0~30 Hz, 然后用声级计测出电动机运动稳定后在不同频率下的最大噪声, 绘出频率与最大噪声的曲线图, 并对其进行分析。
2 仪器选型
1) 电动机。电动机型号为Y90L-4型三相异步电动机, 功率1.5 k W, 电压380 V, 电流3.7 A, 转速1 400 r/min, 频率50 Hz, 噪声67 d B。
2) 变频器。变频器型号为晓磊LEI2005-3022型变频器, 输入电压380V, 输出电流5A, 频率50Hz, 功率2.2k W。
3) 声级计。声级计型号为AR-824, A加权, 测量范围为30~130 d B, 测量精确度±1.5 d B, 数位及分辨率5Digits&0.1 d B, 取样频率2s-1。
4) 转矩转速传感器。选用JN338型转矩转速传感器, 转矩准确度>0.5%, 过载能力150%F·S。
5) 转矩转速测量仪。选用JN338M-A转矩转速测量仪, 转速不准确度≤0.2%, 转矩不准确度≤0.2%F·S。
3 噪声检测试验
面齿轮参数:材质为45钢, 模数m=2.5 mm, 压力角α=20°, 齿数Z=42, 外径D=119.5 mm, 内径d=100.5 mm, 齿宽B=9.5 mm。
圆柱齿轮参数:材质为45钢, 模数m=2.5 mm, 压力角α=20°, 齿数Z=37, 齿宽B=20 mm。
本次试验取变频器频率范围在0~30 Hz, 间隔2.5 Hz, 声级计放在离转向机1 m处, 待转向机转速稳定以后, 测出各个频率下的噪声 (见表1) 。
变频器频率与最大噪声曲线图的MATLAB程序如下:
hold on
grid on
由图4可知, 随着频率的增加, 转向机输出转速也不断增大, 最后趋于稳定。当转向机输出转速稳定以后, 频率在0~20 Hz之间, 最大噪声随频率的增大而增大, 超过20 Hz时, 最大噪声不再随着频率的增大而增大, 而是趋于平稳, 稳定在88.6~88.9 Hz之间。由于工厂要求噪声范围在85d B左右, 面齿轮加工、安装等都存在一定的误差, 因此测量值会比理论值偏大, 所以说加工的面齿轮基本符合噪声要求。
4 结语
本文通过对滚齿加工直齿面齿轮进行噪声检测试验, 得到的结果基本符合要求, 进而验证滚齿加工面齿轮方法的可行性, 为以后的加工、检测和改进滚齿机奠定基础。
参考文献
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噪声试验 第7篇
关键词：直喷柴油机,高原,运转性能,噪声特性
0前言
柴油机运行在高原地区时,由于大气压力降低和空气密度减小,使得柴油机的性能随之恶化,影响其动力性和经济性[1]。此外,随着人们对环境的要求越来越高,噪声法规越来越严格,故降低发动机的噪声成为当前研究的紧迫课题。因此,开展不同大气压力下柴油机性能及噪声特性研究十分重要。
迄今为止,关于高原柴油机的运行特性已经展开了部分研究。诸如,申立中等人[2]采用微机化大气模拟综台测量系统对自然吸气柴油机运行在不同海拔地区下的性能进行了研究。并且分析和比较了不同海拔下的柴油机负荷特性、速度特性、万有特性以及碳烟排放特性的关系。刘瑞林等[3]采用内燃机高海拔(低气压)模拟试验台上,研究了不同模拟海拔高度下的涡轮增压柴油机性能,分析了不同海拔高度对涡轮增压柴油机动力性、经济性的影响。另外,沈颖刚等[4]采用表面声压级测量法研究了不同海拔不同转速下声功率以及不同转速下不同供油提前角对噪声声功率级的影响。
本试验采用模拟大气压力装置研究了不同大气压力下直喷柴油机运转性能;采用声压级测量法,测试不同转速、不同大气压力以及更换油底壳、摇臂室罩等情况下的表面辐射噪声,分析大气压力对柴油机工作特性(扭矩、功率以及油耗)的影响以及表面辐射噪声随不同转速、不同大气压力时变化关系,和改进后的油底壳和摇臂室罩降噪的效果。该研究对高原运行的柴油机设计以及降低噪声有着重要的意义。
1 试验台架及方法
1.1 试验台架及测点布置
图1给出了试验台架及噪声测试位置示意图。试验研究的发动机是某款四缸四冲程直喷柴油机,缸径为100 mm,压缩比为17.5:1,测功机是WE系列水涡流测功器;表面噪声测量采用了日本小野LA-220型声级计和北京声望声电技术公司的BSWAVS302N(USB)型双通道分析仪。
表面辐射噪声测试采用了辐射的空气测量工程法及简易法。根据GB8194-1987《内燃机噪声声功率级的测定工程法及简易法》噪声测试标准[5]为了确定测量表面和测量点位置,假想一个包络内燃机主要噪声辐射部位并终止于反射面上的最小矩形六面体作为基准体,确定基准体尺寸时可以不考虑辐射噪声不大的内燃机凸出部分。测量位置与基准体的各对应面应相平行,间距为d,通常d为1m。当基准体的最大尺寸小于2 m时,取9个测量点测量。基准体上的9个测点位置见图1。
1.2 声功率级的计算[5]
声功率级的计算用公式如下:
式中,为声功率级,dB;为测量表面的平均声功率级,dB;S为测量表面面积,m2。
其中,S=4(ab+bc+ca)
a=L1/2+d,b=L2/2+d,c=L3+d
式中,L1,L2,L3分别为基准体的长、宽、高,m;S0为基准面积,m2。
根据柴油机的实际尺寸,可以分别测量出L1,L2,L3的值,而按照国标d=1m,从而计算a,b,c,其值分别为1.4,1.3,2.14 m。根据以上的公式和说明,可计算出声功率级。
2 试验结果及分析
2.1 不同大气压力下的性能特性
图2给出了大气压力对于直喷柴油机转矩的影响。由图2可知,随着转速增加,三种大气压力下柴油机转矩均呈现先增加后减小的规律。随着大气压力增加,柴油机转矩也增大,主要是由于大气压力增大,导致吸入气缸内的空气量增加,以致于柴油机吸气终了时的缸内温度及压力也趋向增大,从而导致压缩终了时的缸内压力增大所致。
图3给出了不同大气压力对柴油机功率的影响。由图3所示结果可知,随着转速增加,三种大气压力下柴油机功率均呈现减小趋势。随着大气压力增加,柴油机功率增大,主要是由于大气压力增加吸入气缸内空气量增加,相同喷油量条件下,缸内燃烧更加充分所致。
图4给出了不同大气压力对柴油机油耗的影响。由图4所示结果可知,三种大气压力下,柴油机油耗均呈现先减小后增大的趋势。随着大气压力增加,柴油机比油耗有所减小。主要是由于相同转速与负荷下,大气压力增加,吸入新鲜空气量增加,主要是由于缸内燃烧更加稳定充分。
2.2 不同大气压力下的整机辐射噪声
根据图5可知,转速较高时,表面辐射噪声声功率级随转速增长基本呈线性的关系,受海拔影响不是十分显著,这主要是因为在高转速时机械噪声是主要的噪声源。而机械噪声主要的激励源是不平衡的惯性力及力矩、活塞的拍击、进排气门落座时的拍击以及齿轮啮合传动等。随着转速增加,活塞的横向运动以高速进行,气门撞击也将增强等因素,机械噪声大幅度增加,因此表面辐射噪声随转速增加而增大[4]。在转速较低时,整机辐射噪声受大气压力影响较转速较高时显著,主要是由于转速较低时机械噪声降低,而较高大气压力导致进入气缸的新鲜空气量增加,进而导致更加快速的燃烧,增加了燃烧噪声。
2.3 不同转速对整机辐射噪声的影响
通常情况下,内燃机的噪声按照噪声辐射的途径可以分为,空气动力噪声(主要是风扇噪声、进气噪声和排气噪声)和结构辐射噪声。由于本试验中,没有安装风扇,排气管直接接出实验室外,因此空气动力噪声在本次试验中的影响可以忽略,发动机的噪声主要为结构辐射噪声。在结构辐射噪声中,按照激励源的类型,可以分为燃烧噪声和机械噪声。
根据图6中所示结果可知,表面辐射噪声声功率级的增长基本呈线性的关系,这主要是因为机械噪声在不断增加的缘故。机械噪声主要的激励源是不平衡的惯性力及力矩、活塞的拍击、进排气门落座时的拍击以及齿轮啮合传动等。由于随着转速增加,活塞的横向运动以高速进行,气门撞击也将增强等因素,机械噪声也大幅度增加。燃烧噪声产生的根本因素则是压力升高率,压力升高率主要决定于滞燃期与形成的可燃混合气多少,而非取决于转速高低,因此,燃烧噪声随转速增加变化不是很大。
2.4 改进后的壳类部件降低噪声的效果
根据图7测试结果可知,对于更换油底壳和摇臂室罩部件的柴油机,在中低转速,更换油底壳和摇臂室罩可以将柴油机的噪声降低1dB左右,而到了高转速,噪声声功率级不但没有降低,反而出现了增大的现象。初步通过噪声产生机理分析得出的结论为:更换油底壳后,带有覆层的油底壳在散热方面较原油底壳差很多,从而在高转速导致机油温度过高,使机油粘度下降,从而由机械运动产生的机械噪声较原来有较大幅度的增加。从而导致更换部件后的发动机噪声较原来发动机有所增加。建议对发动机机油实行机外循环冷却,使其不至于温度过高。
3 结论
a.随着大气压力增加,直喷柴油机扭矩、功率增加,而比油耗减小。
b.整机辐射噪声在转速较低时较转速较高时受大气压力影响显著。
c.随着转速增加,整机辐射也增加。
d.改进油底壳和摇臂室罩在转速较低时噪声降低了1 dB左右,在转速较高时反而增大。由此可以推出带有覆层的油底壳在散热方面可能较原油底壳差。
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噪声试验 第8篇
关键词：强噪声,温度循环与结冰,蜂窝夹层声衬结构,振动特性
声衬是指在涡扇发动机风扇机匣前、短舱进气道壁面上安装的声学结构,其主要功能是衰减沿着进气道先前传播的发动机风扇噪声、压气机噪声。所讨论声衬结构为蜂窝夹层结构,工作环境极其恶劣,处于振动、冲击、噪声、温度、湿度、低气压等环境中,已有研究结果表明,航空涡轮发动机在使用中产生失效有40% 以上与振动环境有关[1—7]。
当飞行高度较高时,低温和湿度环境会导致进入声衬结构内的水结冰,众多学者运用解析数值方法针对蜂窝夹层复合材料动态特性开展了卓有成效的研究[8—13]。然而,蜂窝夹层复合材料面板与芯层一般通过胶层来粘接,胶层对结构整体性能影响不容忽视[14],胶层的建模过程较复杂,而且在蜂窝夹层结构的制造过程中容易导致非理想刚性连接,因此,不少研究机构就蜂窝夹层结构的低温振动试验开展了试验研究工作。试验结果表明,胶体的低温性能可以保证; 对灌满水的声衬结构进行低温振动试验时,没有出现提前破坏的现象。
以上研究成果表明,低温振动试验是非常重要的声衬结构性能试验,然而以上试验并未考虑实际飞行过程中,声衬结构在低温环境下的局部结冰现象; 与此同时,飞行中的噪声会导致裂纹产生、安装松动以及破裂等故障,亦会对声衬结构造成不容忽视的影响,因此作为本研究的出发点,有必要对未注满水的声衬结构进行低温噪声环境试验研究,逼近实际工作状态,为低温及强噪声环境下的声衬结构的性能提供研究参考。
通过对比未注满水的不同型号声衬结构在常温、低温温度循环及强噪声耦合加载条件下的动态特性,研究实际工作条件下温度、声衬尺寸参数对声衬结构的振动特性的影响。
1 技术途径
强噪声环境试验在声激励行波管中进行,然而在行波管中无法满足低温环境试验的载荷输入。载荷作用使结构产生变形并产生响应的应力分布形式,此种应力和变形是完全确定的,而载荷也可以包括某种简单载荷的一次或多次作用或者是随机变化的载荷或连续载荷的叠加[15]。根据以上原理,为保证低温强噪声环境下声衬结构的动力环境试验的顺利进行,将三块不同型号的未注水的声衬结构所受到的噪声与振动量级等效。即在声衬结构固有频率附近的频带内多次施加不同振动量级的激励,直到测得的声衬结构的最大主应力与噪声激励所测得的最大主应力一致为止; 随后将获得的振动激励作为低温振动试验输入; 同时对声衬结构施加相应的温度载荷,应用窄带随机法[16]对不同型号的未注满水的声衬结构进行低温性能及振动特性的试验研究。
2 试验概况
2. 1 试验件
根据研究技术途径,针对典型声衬结构特点,设计了三种试验件,试验件在试验前均注水,但并未注满,详细参数见表1; 为避免试验件中注入的水在试验中渗出,试验前,采用防水材料包裹试验件,然后再将试验件安装在振动台上,采用螺栓将试验件上下表面分别通过压块和垫块与振动台固定连接,试验件及试验件安装现场照片见图1。
2. 2 试验载荷
试验载荷包括温度载荷和振动载荷,试验过程中,温度载荷和振动载荷同时作用在试验件上。
2. 2. 1 温度载荷
根据声衬结构工作温度,通过试验摸索,暂定一个循环的温度试验条件见图2,温度循环为20 次。
2. 2. 2 振动载荷
根据研究技术途径,采用最大主应力等效方法,多次重复试验,获得与噪声环境等效的振动载荷,作为振动试验的输入,详见表2。
2. 3 试验装置
试验装置主要由以下几个部分组成: 快速温度变化综合试验箱系统; 振动台; 传感器,包括加速度传感器、温度传感器,用于感测振动信号和温度信号; 频谱及模态分析设备; 还有一套数据采集系统。整个结构振动测试系统如图3 所示。
2. 4 试验结果
分别对1#、2#、3#试验件在温度循环条件下的热振动时间幅频响应曲线、功率谱曲线进行测定。为节省篇幅,仅给出了1#试验件在2. 0 g( g为重力加速度,1 g = 9. 8 m/s2) 振动载荷条件下,分别在- 50℃ 、- 50 ℃ 保温1 h、25 ℃ 以及25 ℃ 保温1 h的第5次温度循环条件下的功率谱曲线,如图4 所示,其他功率谱曲线为节省篇幅则未给出。通过频谱分析得到试验件在不同温度循环条件下的固有频率。
图1试验件及试验件安装现场照片Fig.1 Photo of test specimen and installation
3 试验结果统计对比分析
3. 1 不同温度循环条件对声衬结构固有频率的影响
对试验测得的功能谱曲线通过频率分析获得不同温度循环条件下的固有频率,如图5 所示。由图5 的数据可以看出以下结果。
( 1) 在1#试验件低温振动环境试验中,取第5、7、8、9、11、12、13、14 次循环的8 组测量数据。其中,在第5、9、11、13、14 个循环的测量数据中,- 50℃ 保温1 h后的测量固有频率小于降温至- 50 ℃ 测量的固有频率,其中,第5 次循环的变化最大,第9次循环的变化最小。在第7、8、9、11、12、14 个循环的测量数据中,25 ℃保温1 h后的固有频率小于升温至25 ℃时的固有频率,其中,第8 个循环的变化最大,第12 个循环变化最小。因此,1#试验件工作温度突然降低会导致声衬结构固有频率增大,但长时间的低温工作,并不会继续导致固有频率发生急剧的变化; 常温工作条件下,随着循环次数的增多,声衬结构的固有频率趋于一致。
图2温度循环试验条件Fig.2 Temperature cycle
( 2) 2#试验件在低温振动试验中,取第1、2、4、6、8、10、11、12、14、16、19、20 次循环的12 组测量数据。其中,- 50 ℃ 保温1h后的固有频率与降温至- 50 ℃ 的固有频率无明显变化趋势; 升温至25 ℃时固有频率与25 ℃ 保温1 h后的固有频率亦无明显变化趋势; 因此,2#试验件工作温度突然降低时,各循环测量的固有频率值在低温状态下保温后测得的固有频率值附近震荡; 当温度恢复至常温时,各循环测量的固有频率值在常温状态下保温后测得的固有频率值附近震荡。
(3) 3#试验件在低温振动试验中,取第1、2、4、6、8、10、11、12、14、16、19、20 次循环的12 组测量数据。其中,- 50 ℃ 保温1h后的固有频率均大于降温至- 50 ℃的固有频率; 升温至25 ℃ 的固有频率均大于25 ℃ 保温1 h后的固有频率; 因此,3#试验件工作温度突然发生变化时,固有频率值会发生突变; 在同一温度条件下,虽然声衬结构在不同的循环条件,但固有频率曲线趋于直线,无明显的震荡。
3. 2 声衬结构厚度对声衬结构固有频率的影响
图6 是一组同一温度条件下的随声衬结构厚度变化的固有频率曲线,每组曲线分别取第8、11、12、14 次循环的固有频率值。 由图6 可以得出以下结果。
( 1) 在相同的循环试验中,2#试验件固有频率最高,3#试验件固有频率最低。
( 2) 试验温度降至- 50 ℃ 时,2#试验件固有频率在试验循环中变化最多,1#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率在试验循环中变化最小; 在各试验件进行第14 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率最接近。
( 3) - 50 ℃保温1 h后,1#试验件固有频率在试验循环中变化最多,2#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率在试验循环中变化最小; 在各试验件进行第8 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率最接近。
( 4) 由低温升至25 ℃时,1#试验件固有频率在试验循环中变化最多,2#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率几乎没变; 在各试验件进行第8次、第14 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率较接近。
( 5) 25 ℃保温1 h后,3 个试验件固有频率在试验循环中变化都很微小,尤其是3#试验件。
4 结论
针对声衬结构常用的蜂窝夹层结构,设计了三种厚度不同的声衬结构板,根据实际工作条件,进行低温振动环境试验,通过对不同温度循环条件、不同厚度条件下振动环境试验结果分析,得出以下结论。
( 1) 未注满水声衬结构的工作温度突然降低或升高时,固有频率会明显发生的变化,而长时间的低温或常温环境并不会导致振动特性发生明显变化;随着试验循环次数的增多,试验件固有频率曲线趋于平缓。
( 2) 在常温环境下的多循环振动试验中,未注满水的声衬结构的固有频率几乎没有变化,因此,即便注水,声衬结构在常温条件下依然表现出稳定的抗振能力。