地鐵輔助變流器的噪聲分析及控制

丁杰,尹亮

(湖南文理學(xué)院 機械工程學(xué)院,湖南 常德,415000)

地鐵交通具有安全、準(zhǔn)點、快捷、舒適等優(yōu)點,已成為現(xiàn)代化大中城市交通發(fā)展的首選[1]。與此同時,隨著人們環(huán)境意識增強,對乘坐舒適性要求的提高,噪聲會顯著影響人們的正常交談與休息,也會引起心理與生理等方面的疾病,因此,地鐵車輛及設(shè)備的噪聲問題受到越來越多的關(guān)注[2-3]。地鐵車輛及設(shè)備的噪聲研究主要集中在機理及控制方面。David T[4]對鐵路的振動噪聲機理、建模與控制進(jìn)行了系統(tǒng)性研究。耿烽等[5]構(gòu)建了地鐵A型車鋁合金車輛的聲場計算模型,分析了車體壁板振動引起的噪聲及其影響。展偉[6]研究了地鐵空調(diào)系統(tǒng)在車輛靜止和不同速度下的噪聲分布規(guī)律。薛紅艷[7]針對地鐵車內(nèi)不同位置的噪聲分布開展測試分析,指出車輛地板的隔聲性能對車內(nèi)噪聲有直接影響。輔助變流器為車輛的通風(fēng)、照明等提供電源,是地鐵車輛停車和低速行駛時的主要噪聲源之一[8]。丁杰等通過不同工況的振動噪聲測試,獲得輔助變流器的噪聲特性,提出優(yōu)化風(fēng)道結(jié)構(gòu)和消聲處理的措施[9],基于統(tǒng)計能量法對輔助變流器的噪聲進(jìn)行不同方案的仿真對比分析[10],還提出氣動噪聲源和傳播過程的數(shù)值計算方法[11],并對增加整流網(wǎng)、葉片數(shù)和共振腔等方案進(jìn)行了評價[12]。

本文針對某型地鐵輔助變流器開展噪聲測試,對風(fēng)道結(jié)構(gòu)進(jìn)行聲固耦合仿真分析,并提出噪聲控制方案,為降低輔助變流器的噪聲污染提供一定的參考。

1 車間噪聲測試及分析

地鐵輔助變流器采用強迫風(fēng)冷方式進(jìn)行通風(fēng)散熱,其噪聲主要包括冷卻風(fēng)機引起的氣動噪聲、電氣設(shè)備引起的電磁噪聲以及它們共同引起的機械噪聲。本節(jié)通過車間噪聲測試來了解輔助變流器的噪聲特性,并對主要噪聲源進(jìn)行識別,為后面的仿真分析與噪聲控制提供輸入和參考條件。采用B&K 3560C振動噪聲測試設(shè)備,設(shè)置采樣頻率為20 kHz,低頻截止頻率為6.3 Hz,符合一般室內(nèi)設(shè)備噪聲測試要求。

1.1 測點布置與工況設(shè)置

圖1為輔助變流器的三維結(jié)構(gòu)示意圖,為便于查看內(nèi)部的變壓器和電抗器安裝位置,隱藏了上蓋板。輔助變流器懸掛在車體底部,通過螺栓將其吊耳與車體底梁緊固相連。輔助變流器主要由柜體和電氣部件組成,柜體通過鋼板組焊而成,電氣部件主要包括變壓器、電抗器、變流模塊、風(fēng)機和傳感器等。

圖1 輔助變流器的三維結(jié)構(gòu)

輔助變流器的噪聲測試地點在制造車間的設(shè)備調(diào)試區(qū),為減小背景噪聲的影響,選擇凌晨開展測試。根據(jù)噪聲源的分布特點,在輔助變流器上蓋板開口位置及周圍布置了5個噪聲傳聲器測點,并依次編號。測點1位于風(fēng)機上蓋板中心開孔位置,測點2位于電抗器上蓋板中心開孔位置,測點3位于進(jìn)風(fēng)口位置,測點4位于距進(jìn)風(fēng)口1 m位置,測點5位于風(fēng)機頂部正上方0.3 m位置。噪聲測試現(xiàn)場如圖2所示。

圖2 噪聲測試現(xiàn)場

根據(jù)輔助變流器負(fù)載和風(fēng)機運行狀態(tài),對輔助變流器噪聲測試設(shè)置5個工況。工況1:輔助變流器及其內(nèi)部的風(fēng)機不工作,用于測試環(huán)境噪聲;工況2:輔助變流器空載,風(fēng)機轉(zhuǎn)速2 220 rpm;工況3:輔助變流器空載,風(fēng)機轉(zhuǎn)速2 700 rpm;工況4:輔助變流器滿載,風(fēng)機不工作工況5:輔助變流器滿載,風(fēng)機轉(zhuǎn)速2 700 rpm。值得注意的是,工況4的風(fēng)機不工作,輔助變流器在短時間內(nèi)極易出現(xiàn)過熱損壞,因此提前做好測試準(zhǔn)備工作,數(shù)據(jù)采集時間不超過10 s。工況1中,測點1～5測得車間環(huán)境噪聲約58 dB(A),相對于輔助變流器的噪聲水平較小,可認(rèn)為車間環(huán)境噪聲不影響測試結(jié)果。

1.2 噪聲測試結(jié)果分析

1.2.1 頻域分析

對不同工況的測點數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT變換,可以得到噪聲頻譜曲線。圖3為測點5在工況2、工況4和工況5下的頻譜曲線,其他測點的頻譜曲線未列出。由圖3(a)可知,工況2(空載+2 220 rpm)測點5的頻譜主要波峰對應(yīng)的頻率是37.3、74.4 Hz,它們與風(fēng)機轉(zhuǎn)頻(37 Hz)及2倍頻(74 Hz)一致,說明此時的噪聲主要由風(fēng)機引起;圖3(b)橫坐標(biāo)采用對數(shù)方式,便于查看低頻段的頻譜分布,可以看出工況4(滿載+0 rpm)測點5的頻譜主要波峰對應(yīng)的頻率是100 Hz,這是由電磁激勵引起;由圖3(c)可知,工況5(滿載+2 700 rpm)測點5的頻譜主要波峰對應(yīng)的頻率是45.4 Hz,對應(yīng)風(fēng)機的轉(zhuǎn)頻(45 Hz)。因此,當(dāng)輔助變流器帶負(fù)載以及風(fēng)機運行時,風(fēng)機引起的噪聲占主要地位。風(fēng)機噪聲一般包括兩個部分:由于風(fēng)機安裝不平順性等形成的機械噪聲,其峰值頻率為風(fēng)機轉(zhuǎn)頻;風(fēng)機葉片旋轉(zhuǎn)擾動形成的氣動噪聲,其峰值頻率為葉片通過頻率(BPF,轉(zhuǎn)頻與葉片數(shù)的乘積,該風(fēng)機的葉片數(shù)為7)。圖3中BPF處幅值較小,說明氣動噪聲能量較小,風(fēng)機安裝不平順性導(dǎo)致的機械噪聲是該型輔助變流器噪聲的主要來源[13]。

圖3 工況2、4、5 測點5 噪聲頻譜曲線

1.2.2 倍頻程譜分析

對于聲音信號,除了常規(guī)的快速傅里葉變換(FFT)頻譜分析外,通常還采用倍頻程譜分析方法(也稱CPB分析),本文采用1/3倍頻程譜分析。此外,為反映人對聲音的主觀感受,常對頻譜結(jié)果進(jìn)行各種計權(quán)處理,本文根據(jù)聲學(xué)相關(guān)理論[14-15],采用A計權(quán)進(jìn)行分析。圖4為測點不同工況下測點5的倍頻程譜。由圖4(a)～(b)可知,采用A計權(quán)和未采用計權(quán)的倍頻程譜存在較大的差異,這也反映了人耳對不同頻率噪聲的敏感度不一樣。圖4(c)對比了工況3和工況4的倍頻程譜,驗證了噪聲主要來自于風(fēng)機的結(jié)論。風(fēng)機A計權(quán)倍頻程譜具有寬帶的特點,其能量主峰值在400、1 260 Hz位置附近。

圖4 不同工況下測點5的倍頻程譜

1.2.3 噪聲空間傳播分析

對噪聲測試中布置在不同位置的5個測點進(jìn)行分析,可以大致了解其在空間傳播途徑。圖5給出了5個測點在工況5的FFT頻譜主峰值(45 Hz)和倍頻程譜值的分布。由圖5可以看出,輔助變流器最大噪聲來自測點1(風(fēng)機上蓋板中心開孔位置),測點2(電抗器上蓋板中心開孔位置)的結(jié)果比測點1的結(jié)果要小很多(6 dB以上),這說明風(fēng)機是最主要的噪聲源,且噪聲在風(fēng)冷型輔助變流器內(nèi)部傳遞時衰減很明顯。未計權(quán)分布曲線反映了噪聲能量的真實分布,對比測點3、4、5的結(jié)果可知,風(fēng)冷型輔助變流器外部噪聲指向性較明顯,向上蓋板方向輻射噪聲最強(測點5未計權(quán)值比測點3、4大12dB),這也表明內(nèi)部噪聲在風(fēng)冷型輔助變流器上蓋板垂直方向上透射明顯。但A計權(quán)在測點5的值反而略小于測點3、4,這可能是由于測點5處噪聲主要是上蓋板振動輻射的低頻噪聲,測點3、4處中高頻氣動噪聲較多,而人耳對中高頻較敏感的緣故。

圖5 5個測點的噪聲分布特點

2 上蓋板透聲性能仿真分析

由噪聲測試分析結(jié)果可知,風(fēng)機頂部正上方處噪聲較大,風(fēng)機噪聲透過上蓋板向上輻射,因此有必要研究輔助變流器上蓋板的透聲性能。本節(jié)首先利用FLUENT軟件針對輔助變流器的風(fēng)道結(jié)構(gòu)進(jìn)行流場仿真,再利用Virtual.Lab軟件進(jìn)行聲固耦合計算[16]。

2.1 理論基礎(chǔ)

輔助變流器內(nèi)部的空氣流動問題可由連續(xù)性方程、運動方程和能量方程等控制方程描述,控制方程的通用形式為

式中,ρ為密度,t為時間,u為速度矢量,f為通用變量,G為廣義擴散系數(shù),S為廣義源項。連續(xù)性方程的f=1,G=0,S=0;運動方程的f=ui,G為流體動力粘度μ,S為能量方程的f為溫度T,G為k/cp,S為ST,k為導(dǎo)熱系數(shù),cp為定壓比熱容。

輔助變流器風(fēng)道內(nèi)部空氣受風(fēng)機的影響,可用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型描述湍流狀態(tài)。湍動能k方程的f為k,G為湍動耗散率ε方程的f為。其中,μt為湍動粘度,Gk是由平均速度梯度引起的湍動能產(chǎn)生項,σk和σε分別為k和ε對應(yīng)的Prandtl 數(shù),C1和C2為經(jīng)驗常數(shù)。

可通過有限體積、有限差分和有限元等方法對式(1)進(jìn)行數(shù)值模擬。采用有限體積法時,首先確定流動的計算區(qū)域和邊界條件,然后劃分網(wǎng)格,建立計算節(jié)點的離散方程,再通過離散方程的迭代求解,最終得到收斂的流場計算結(jié)果。

聲學(xué)方程可從流體的連續(xù)性方程、運動方程、能量方程和物態(tài)方程推導(dǎo)得出?；诹黧w歐拉方程線性化和小擾動假設(shè),得到經(jīng)典的線性聲學(xué)波動方程。

式中,p′為聲壓擾動量,c0為聲速,t為時間,q為質(zhì)量源。

式(2)的頻域形式為

式中,p為聲壓,k為波數(shù),ω為聲源簡諧振動的圓頻率,ρ0和q0分別為沒有聲擾動時的空氣靜態(tài)密度和質(zhì)量源。

聲學(xué)的邊界條件有聲質(zhì)點速度邊界條件、聲壓邊界條件和混合(阻抗)邊界條件等。聲學(xué)計算方法可分為有限元法、邊界元法、聲線法和統(tǒng)計能量法。邊界元法適用于開放空間大規(guī)模的聲輻射問題,聲線法可應(yīng)用于大型幾何聲學(xué)問題,統(tǒng)計能量法可應(yīng)用于模態(tài)密集的高頻振動聲學(xué)問題。

聲學(xué)的有限元法與經(jīng)典的結(jié)構(gòu)有限元理論近似,針對式(3)給出積分弱等效形式。

式中,為權(quán)函數(shù),Ω為計算域。

利用高斯理論的體積分與面積分變換公式,有:

式中,S為計算域的邊界。

對式(5)進(jìn)行有限元網(wǎng)格離散,得到數(shù)值形式的方程組為

式中,Qi為輸入的聲源向量,Vni為輸入的聲質(zhì)點速度向量,Pi為聲壓向量(即聲壓邊界條件),Fai為聲學(xué)激勵,pi為求解的節(jié)點聲壓,Ka+jωCa-ω2Ma為稀疏矩陣。

一定條件下,采用子空間迭代法(如Krylov)可以快速求解出式(6)中稀疏矩陣的逆,從而求得聲場。對于開放空間的聲學(xué)問題,有限元網(wǎng)格數(shù)目巨大,可以通過完全匹配層(PML)技術(shù)或與邊界元法相結(jié)合,大大減小計算域的空間及其網(wǎng)格規(guī)模。

2.2 仿真模型

根據(jù)空氣在輔助變流器柜體內(nèi)的流動區(qū)域,提取出相應(yīng)的風(fēng)道模型,如圖6所示?？諝庠陲L(fēng)機的抽吸作用下從進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入后主要經(jīng)過了變流器模塊的散熱器翅片,然后依次經(jīng)過風(fēng)機、變壓器和電抗器,最后從電抗器底部的出風(fēng)口排出。

圖6 風(fēng)道模型

利用HyperMesh軟件對風(fēng)道模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,生成有限體積模型。利用FLUENT軟件讀取有限體積模型,進(jìn)風(fēng)口設(shè)置為速度入口邊界條件,出風(fēng)口設(shè)置為壓力出口邊界條件,固體表面設(shè)置為壁面邊界條件,風(fēng)機的渦輪旋轉(zhuǎn)體根據(jù)轉(zhuǎn)速進(jìn)行設(shè)置,通過求解計算可以得到如圖7所示的壓力分布及流速跡線圖。由圖7可知,冷卻空氣在風(fēng)道內(nèi)的流動,以及沿程產(chǎn)生的壓力損失情況。冷卻空氣在進(jìn)風(fēng)口與散熱器翅片這一段的流動較為規(guī)則,在風(fēng)機渦輪旋轉(zhuǎn)作用下變成紊亂流動,由于變壓器、電抗器的開孔區(qū)域與截面積突變,導(dǎo)致了流速跡線非常不規(guī)則。

圖7 風(fēng)道的壓力分布及流速跡線圖

研究輔助變流器柜體壁板的透聲問題,需要分析內(nèi)部噪聲如何與邊界板材作用,激發(fā)透聲輻射的聲振耦合。為了準(zhǔn)確反映輔助變流器內(nèi)部風(fēng)機噪聲的傳播,且盡量減小計算機資源的需求,采用聲學(xué)有限元和邊界元相結(jié)合的方法。輔助變流器內(nèi)部聲場采用聲學(xué)有限元建模,3個上蓋板采用結(jié)構(gòu)有限元建模(利用ANSYS軟件構(gòu)建,得到結(jié)構(gòu)模態(tài)矩陣數(shù)據(jù)),輔助變流器外部輻射聲場采用聲學(xué)邊界元建模。考慮到研究目標(biāo)是探明柜體的風(fēng)機上蓋板、變壓器上蓋板和電抗器上蓋板的透聲特性,這也是噪聲測試中分析表明的主要透聲方向,因而對于進(jìn)風(fēng)段(散熱器翅片流道)的前傳聲不做建模仿真。由于聲學(xué)模擬的特殊性,一些小尺度結(jié)構(gòu)對聲傳播的影響均忽略不計。

對柜體內(nèi)的聲腔采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行離散,上蓋板定義為聲固耦合模型,其約束點參考實際的螺栓固定情況進(jìn)行約束,其他邊界采用剛性邊界條件。假定風(fēng)機噪聲源為旋轉(zhuǎn)噪聲源,其輻射聲功率為83 dB。劃分的網(wǎng)格模型與噪聲源設(shè)置如圖8所示。

圖8 變流器噪聲源模擬和仿真模型

2.3 仿真結(jié)果分析

2.3.1 聲壓分布

根據(jù)噪聲測試的結(jié)果,分別定義400 Hz和1 260 Hz的風(fēng)機噪聲源進(jìn)行仿真得到柜體內(nèi)和蓋板上方0.3 m處水平面的聲壓級分布,如圖9、圖10所示。由圖9～10可知,相同功率下不同頻率噪聲源在柜體內(nèi)外聲壓級分布和大小是不一樣的,1 260 Hz噪聲源聲壓分布較400 Hz均勻些,其中400 Hz時柜體內(nèi)最大聲壓級約為90 dB,上方0.3 m處的水平面最大聲壓級約為55 dB,遠(yuǎn)小于柜體內(nèi)聲壓;1 260 Hz時柜體內(nèi)最大聲壓級約為103 dB,遠(yuǎn)大于上方0.3 m處的最大聲壓級72 dB。

圖9 柜體內(nèi)的聲壓級分布圖

圖10 蓋板上方0.3 m 處的水平面聲壓級分布圖

2.3.2 隔聲量分析

由于柜體內(nèi)、外聲場并非散射場,聲壓分布不均勻,內(nèi)外聲壓差與位置的選擇有關(guān),單一位置的聲壓差并不能很好地反映其隔聲量,因此,下面將計算風(fēng)機噪聲功率與上蓋板的噪聲輻射功率,并列出其差值,結(jié)果繪制在圖11中。由圖11可知,上蓋板的隔聲量隨著頻率的變化而波動,其中值基本在10～25 dB之間,頻率為400 Hz時隔聲量為30 dB,1 260 Hz時隔聲量為35 dB。試驗測得的風(fēng)機噪聲超過了115 dB,相對而言,向上方向是噪聲的最大輻射方向,因此需要對上蓋板進(jìn)行進(jìn)一步的減振降噪處理以獲得更好的隔聲效果。

圖11 風(fēng)機噪聲功率與上蓋板聲輻射功率之差

3 噪聲控制

由前面噪聲測試和仿真分析可知,輔助變流器的主要噪聲源是風(fēng)機,且風(fēng)機噪聲主要是通過上蓋板向上輻射,本節(jié)將利用前面所述的仿真模型對修改上蓋板板厚、加附吸聲材料等方案的噪聲控制進(jìn)行研究。

3.1 增加板厚

當(dāng)蓋板的厚度從3 mm增加到3.5 mm時,上蓋板的隔聲量如圖12所示。隔聲量在有些頻率點有所增大,而在部分頻率點有些降低,總體改善不是特別明顯。在400 Hz處的隔聲量增加了4 dB,在1 260 Hz處的隔聲量增加了2 dB。增加板厚后,上蓋板總的透聲損失增大了至少2 dB。

圖12 增加板厚前后風(fēng)機噪聲功率與上蓋板聲輻射功率之差

3.2 加附吸聲材料

蓋板下方覆蓋的吸聲材料為20 mm厚的三聚氰胺泡沫板,密度為8.5 kg/m3,在頻率500、1 000、1 500和2 000 Hz的吸聲系數(shù)分別為0.30、0.75、0.90和0.80。柜體蓋板和底板不加吸聲材料與加吸聲材料時,柜體內(nèi)噪聲能量的對比如圖13所示。400 Hz處降低1 dB,1 260 Hz處降低5.5 dB,高頻的降噪效果整體好于低頻。加附吸聲材料后,上蓋板總的透聲損失增大了至少1 dB。

圖13 加吸聲材料前后內(nèi)部噪聲功率變化

考慮到吸聲和隔聲兩者相關(guān)性很小,因此增加板厚且加上吸聲材料后,可以粗略地將兩者能量損失疊加在一起進(jìn)行上蓋板部件的噪聲衰減評估,即上蓋板總的透聲損失增大了至少3 dB。

3.3 進(jìn)風(fēng)口段噪聲控制

考慮進(jìn)風(fēng)口段吸聲材料的吸聲作用,將進(jìn)風(fēng)口段的聲學(xué)傳播通道特性單獨進(jìn)行仿真計算,評估其聲學(xué)傳遞損失如圖14所示。由圖14可知,當(dāng)進(jìn)風(fēng)口段加附吸聲材料后,整個進(jìn)風(fēng)口段的傳遞損失總體上有明顯增加,尤其是當(dāng)頻率大于700 Hz時效果更加明顯,加附吸聲材料后,進(jìn)風(fēng)口段總的前傳聲損失增大了至少1 dB。

圖14 進(jìn)風(fēng)口段聲學(xué)傳遞損失

4 結(jié)論

(1) 噪聲測試表明輔助變流器帶負(fù)載以及風(fēng)機運行時,風(fēng)機引起的噪聲占主要地位,由風(fēng)機葉片通過頻率處的幅值較小進(jìn)一步得出風(fēng)機安裝不平順性導(dǎo)致的機械噪聲,是該型輔助變流器噪聲的主要來源;

(2) 風(fēng)機A計權(quán)倍頻程譜具有寬帶的特點,其能量主峰值在400、1 260 Hz位置附近,通過聲固耦合仿真可以得到上蓋板的隔聲量隨著頻率的變化而波動,其中值基本在10～25 dB之間;

(3) 分別采取增加板厚、加附吸聲材料和處理進(jìn)風(fēng)段等噪聲控制方案,上蓋板總的透聲損失分別增大2、1和1 dB,能較明顯地改善該型輔助變流器的噪聲污染。