采用能量有限元分析的高速列车车内噪声预测

采用能量有限元分析（EFEA）并引入车体隔声效应建立高速列车（HST）车厢结构和声腔模型,综合考虑机械激励和声激励源,预测分析车内全频噪声. 通过试验及仿真计算获取模型结构和声腔参数;采用多体动力学仿真、声学有限元法和非线性声学方法求解得到车外激励源,包括轮轨力、二系悬挂力、轮轨噪声和气动噪声. 通过验证激励源频谱结果的声压级（SPL）峰值频率保证激励源的准确性. 将模型参数和激励源施加到车内噪声EFEA模型上,并预测不同区域的车内噪声。将车内声腔各区域的预测与搭载试验车内噪声SPL进行对比,结果显示,仿真与试验车内噪声声压级在分析频段内的变化趋势基本一致,声压级总值（OASPL）误差小于3 dB(A). 由此验证了提出的方法对于HST车内全频噪声仿真预测的有效性和准确性.     

输电线风噪声的声学风洞试验

针对输电线的风噪声问题,研制用于风致噪声试验的声学风洞,测试光滑圆柱杆件的风噪声以校验风洞试验的测试结果,进行不同风速下的导线和地线风噪声试验,研究输电线缠绕扰流线的抑噪措施.结果表明:研制的声学风洞具有很好的声学特性,适用于输电线的风噪声研究;圆柱风噪声的卓越频率随着风速的增加而增大,通过卓越频率反算所得的斯托罗哈数为0.2;较低风速时导线的声压级比地线大,较高风速时导线的A计权声压级小于地线;输电线缠绕扰流线后具有很好的降噪效果,最高A声级降噪水平大于10dB.     

车辆冷却风扇模块气动噪声数值研究

采用计算流体力学(CFD)/计算气动声学(CAA)混合方法对冷却风扇模块气动噪声进行数值研究。考虑风架对空气流动的影响,在定常计算的基础上采用动力Smagorinsky亚格子应力模型的大涡模拟(LES)进行非定常计算捕捉声源信息。基于叶片噪声的Lowson公式,采用声学边界元方法(BEM)对冷却风扇模块气动噪声进行预测。最后,将计算结果和试验结果进行对比。结果表明:冷却风扇模块声场轴向偶极特征明显;接收点处声压级随流量的增加而增加;出风口声压级较进风口大;离散噪声是冷却风扇模块气动噪声的主要成分;宽频噪声分布均匀且相对较小。计算结果和试验结果吻合较好,验证了CFD/CAA混合方法的预测作用,可为声优化提供参考。     

多物理场耦合激励下的高铁车内中频噪声计算

采用混合有限元-统计能量分析(FE-SEA)理论搭建某高速列车车厢的中频声学模型,考虑内饰件的声学性能,研究整备车厢的车内噪声.提出多物理场耦合激励下的高速列车车内结构辐射噪声计算方案,分别采用快速多极边界元、刚性多体动力学和大涡模拟结合Ffowcs Williams-Hawkings(FW-H)声类比法提取了350km/h下的轮轨噪声、二系悬挂力和空气动力噪声,将这些激励源耦合后作用在列车混合模型上,计算200~1 600 Hz内的车内噪声.在相同车速下,选取车内中心距离地板1.2m高度处的仿真与试验声压级进行对比,结果显示2条曲线的变化趋势基本一致,声压级总值相差2.7dB,误差符合工程要求,验证了列车中频声学耦合模型及多物理场耦合激励的精度.     

多物理场耦合激励下的高铁车内中频噪声计算

采用混合有限元-统计能量分析(FE-SEA)理论搭建了某高速列车车厢的中频声学模型,考虑了内饰件的声学性能,从而研究整备车厢的车内噪声.提出多物理场耦合激励下的高速列车车内结构辐射噪声计算方案,分别采用快速多极边界元、刚性多体动力学和大涡模拟结合Ffowcs Williams-Hawkings(FW-H)声类比法提取了350km/h下的轮轨噪声、二系悬挂力和空气动力噪声,将这些激励源耦合后作用在列车混合模型上,计算了200~1 600Hz内的车内噪声.在相同车速下,选取车内中心距离地板1.2m高度处的仿真与试验声压级进行对比,结果显示2条曲线的变化趋势基本一致,声压级总值相差2.7dB,误差符合工程要求,验证了列车中频声学耦合模型及多物理场耦合激励的精度.     

分流叶片周向位置对小型轴流风扇性能的影响

以五叶片的小型轴流风扇为原型,设计出3种不同周向位置分流叶片的模型,采用RNGk-ε湍流模型进行定常数值模拟,对比分析诸模型间的静特性、叶片表面静压分布和涡量分布,选出静特性最佳模型为最优模型对其进行非定常计算,研究其气动噪声性能。结果表明:小型轴流风扇中适当增加分流叶片可以提高静压系数和效率,3种带分流叶片模型叶片表面静压分布均匀,分流叶片可以抑制原型叶片尾缘涡脱落,分流叶片的最优的位置为流道中间,该最优模型前方100mm处的监测点的A计权声压级在各个频段均低于原型模型,功率谱密度峰值均出现基频处,且最优模型的峰值低于原型。研究结果可以为小型轴流风扇结构优化和降噪提供依据。     

分流叶片周向位置对小型轴流风扇性能的影响

以五叶片的小型轴流风扇为原型,设计出3种不同周向位置分流叶片的模型,采用RNG k-ε湍流模型进行定常数值模拟,对比分析诸模型间的静特性、叶片表面静压分布和涡量分布,选出静特性最佳模型为最优模型对其进行非定常计算,研究其气动噪声性能.结果表明:小型轴流风扇中适当增加分流叶片可以提高静压系数和效率,3种带分流叶片模型叶片表面静压分布均匀,分流叶片可以抑制原型叶片尾缘涡脱落,分流叶片的最优的位置为流道中间,该最优模型前方100 mm处的监测点的A计权声压级在各个频段均低于原型模型,功率谱密度峰值均出现基频处,且最优模型的峰值低于原型.研究结果可以为小型轴流风扇结构优化和降噪提供依据.     

汽车外场气动噪声仿真与计算

利用FLUENT软件,对汽车的外场远点噪声进行仿真计算：通过稳态计算,得出汽车车身的表面声功率和声源分布情况,对车身的噪声源进行定性分析;通过瞬态计算,得到车身外场某点噪声的声压频谱图。仿真结果表明：汽车外场气动噪声源主要来自车身前脸、后视镜、前风窗玻璃、前轮;远场点的声压级由前向后有增大的趋势,并且靠近尾部区域声压级较大,最大达90．4dB,直径10m弧线上接收点的声压级值比直径12m的要高,其差值最大达15．1dB。     

基于轮胎加速下落法的水泥混凝土路面噪声特征

基于轮胎/路面噪声产生机理,对轮胎下落法进行了改进,提出了轮胎路面噪声测试的新方法——室内加速下落法。在此基础上,测试了轮胎冲击不同刻槽参数组合、光面及多孔混凝土试板时的声压水平和声压频谱特征。结果表明:多孔混凝土路面噪声水平比横向和纵向刻槽混凝土噪声水平低10dB(A)和3dB(A);相同刻槽参数的纵向刻槽比横向刻槽水泥混凝土路面噪声低0.2～9.1dB(A);光面混凝土路面噪声水平高出纵向刻槽水泥混凝土路面约3dB(A)。混凝土路面的1/3倍程中心频率为连续谱,并且噪声主体部分在200～2 000Hz之间;最大声压级对应的频率一般在500～1 500Hz之间;纵向刻槽和多孔混凝土路面的频谱曲线没有出现噪声尖峰,而横向刻槽混凝土路面存在明显的噪声尖峰,光面混凝土路面的噪声尖峰出现的频率位置较横向刻槽混凝土路面大200Hz,其峰值也较横向刻槽混凝土路面小。     

主动降噪技术在航空外场中的应用

为了降低航空外场的环境噪声,提出了一种将主动降噪技术运用在航空外场中的方案. 用音频和声学分析仪对航空外场发动机的噪声进行采集,得出航空外场噪声的频谱图;通过主动降噪芯片AS3502以及相关的硬件电路对频谱图中频率范围为800Hz以下的低频噪声进行降噪处理,得到处理后的音频信号,并通过Matlab仿真显示;将仿真结果与经过物理隔音处理后的噪音信号进行对比和分析. 结果表明主动降噪技术在低频范围内可将总体信噪比提高6dB,有效地降低航空外场的噪声.     

低速轴流叶轮流场气动声学试验研究

以低速轴流风扇的弯掠叶片为对象,通过气动声学试验,获得了不同运行工况下声压级的变化规律,对比研究了叶片周向弯曲方向对低速轴流风扇气动噪声的影响.结果显示,低速轴流风扇尾迹宽度的径向分布规律受叶片弯曲方向的影响不大,即叶轮尾迹宽度沿径向都呈现逐渐减小的变化规律.与后弯叶片相比,前弯叶片的降噪性能更强.     

多目标拓扑优化的低响度正时罩设计

为了改善正时罩的声品质性能,建立正时罩的有限元模型.提取连接螺栓处在整机多体动力学计算中的振动位移,并作为正时罩频率响应的激励施加于正时罩螺栓孔.对比正时罩测点的振动加速度级的仿真值与测试值,发现两者在趋势及幅值上较吻合,验证了频率响应的准确性.建立正时罩边界元模型,并将频率响应计算结果作为声学边界元的边界条件预测辐射噪声.采用表面振动速度测试值计算辐射噪声声功率,并验证声学预测的准确性.依据Moore响度模型编写响度计算程序,并计算出正时罩辐射噪声响度.确定响度贡献较大的几阶约束模态,通过多目标拓扑优化布置加强筋,以提高刚度使模态频率与激励峰值频率分离,最终降低正时罩辐射噪声响度.仿真结果表明:正时罩辐射噪声响度由49.8sone降到46.5sone,降幅达6.7%,人主观可以感受到噪声舒适性得到改善;辐射噪声声功率级总值由84.7dB降低到83.8dB,降低0.9dB.     

塑料缸盖罩透射及结构辐射噪声

为了研究缸盖罩透射噪声及结构辐射噪声之间的关系,对某典型四缸汽油机的塑料缸盖罩在最大功率工况下（6 000 r/m）靠近螺栓处的表面振动速度进行测量,利用多体动力学计算整机振动得到该处振动速度结果并与试验进行对比,证明计算结果与试验基本吻合,通过该仿真结果计算出缸盖罩声压级.利用覆盖法对能对顶面声压带来影响的部件进行屏蔽,只保留缸盖罩不屏蔽,对缸盖罩在相同工况下进行声压级的测量.将计算所得声压级（结构辐射噪声）与测试所得声压级（总辐射噪声）结果进行对比分析.结果表明,透射噪声主要分布于频率1 500~3 000 Hz,结构辐射噪声主要分布于500~1 500 Hz利用有限元法及边界元法计算缸盖罩隔声量对该结论进行验证,得到缸盖罩隔声量在1 500~3 000 Hz处迅速下降,与分析结果吻合.     

某SUV型汽车后视镜气动噪声数值仿真

为有效降低汽车气动噪声,依据声类比思想将气动噪声计算分成流场和声场计算,采用全域与子域分步计算流场和ACTRAN计算声场相结合的方法对某SUV型汽车后视镜的3种方案的气动噪声进行数值仿真,得到车外流场与车内外的声场及声压级频谱曲线,分析流场云图和声压级频谱曲线的变化规律.结果表明:方案III的后视镜因边缘凸起改善了侧窗外流场湍流脉动压力、漩涡和声源位置分布,减少了后视镜通过侧窗传播到车内的噪声.数值仿真结果与实验测试结果吻合较好,验证了方法的正确性.该方法可优化车内声场的分布,提高司乘人员舒适性.     

冷却风扇“拍振”影响车内噪声的试验研究

为了降低冷却风扇对车内噪声的影响,采用理论分析与实车试验相结合的方法,在分析"拍振"机理的基础上讨论了双冷却风扇"拍振"形成的原因;以某B级车车内噪声为研究对象,进行了双冷却风扇优化前后的对比试验.研究结果表明:当转速差较小时,双冷却风扇因各自动不平衡引起的两个振动会合成"拍振",影响车辆舒适性;实测车内噪声含明显的冷却风扇噪声成分,且"拍振"现象明显;通过调整两冷却风扇转速差到20%和减小动不平衡量10%,发动机怠速、冷却风扇高速运转时车内噪声由优化前48.32dB(A)降低至46.86 dB(A),降噪效果明显.     

某型车排气系统气流噪声分析与优化

针对某型车在发动机高转速下车内噪声过大问题,进行样车噪声水平试验,判定主要是由排气系统噪声引起。运用三维有限元分析方法结合试验排除消声器消声性能不足的可能,确定是由气流再生噪声所致。采用计算流体动力学方法对排气系统内部流场仿真计算,分析气流再生噪声的产生原因。根据分析结果对气流噪声生成部位结构优化。最后使用冷流试验台架对各方案管口噪声测试并选择最佳方案进行实车3挡WOT工况道路试验,结果表明,发动机高转速下前、中、后排乘员耳旁总声压级分别平均降低4.5 dB(A)、2.9 dB(A)和1.7 dB(A),满足设计目标要求。     

全尺寸起落架的气动及声学特性分析

起落架气动噪声是机体噪声的一大重要来源,其噪声特性的研究分析对于低噪声起落架的设计具有重要作用。基于FL-52声学风洞实验测试技术和耦合尺度自适应模型/声扰动方程的高精度混合数值方法,针对某支线飞机全尺寸起落架模型,开展了气动噪声实验测试和数值预测结果对比分析。该起落架模型是一个高保真的详细模型,包含了横向支杆、扭力臂、活塞杆、机轮等部件。对比分析了起落架机轮壁面静压分布、脉动压力功率谱密度、气动噪声源分布、总声压级指向性等特征,并比较远场传感器和安装在机轮凹腔中局部传感器的测量与数值结果,以表征机轮凹腔纯音的方向性,了解它们对远场噪声的贡献。结果表明,所采用的气动噪声混合数值方法可准确量化起落架近/远场的气动噪声。起落架机轮内、外侧凹腔存在560 Hz和960 Hz频率的纯音,最大声压级峰值可达136 dB,且纯音可辐射到起落架机轮非分离区域的表面。而位于起落架机轮湍流区域的测点,其壁面压力频谱曲线呈宽频特征,未出现明显的纯音。从远场噪声指向性来说,起落架前传噪声总体趋势上大于后传噪声,并且在65°和110°位置存在较小的总声压级区域。当远场测点达到一定距离后,起落架远场噪声呈现宽频...     

基于压强射流板的汽车天窗风振噪声优化

针对汽车天窗开启引发的风振噪声问题,在分析了天窗风振噪声生成机理的基础上,提出采用 压强射流板结构对风振噪声进行控制的方法。通过数值仿真模拟,对比分析了汽车原始天窗和添加压强射流 板的风振噪声,验证了压强射流板降噪的有效性。并以风振噪声的声压级为优化目标,对压强射流板的射流 压强和射流角度进行了优化设计,通过对比筛选出最优的降噪方案。结果表明,压强射流板可以有效降低风 振噪声的脉动压力波动幅度和声压级强度,从而提高汽车的乘坐舒适性。     

汽车排气系统悬挂点影响车内噪声的研究

汽车排气系统对车内噪声有重要影响,针对车内噪声控制问题,采用试验和仿真相结合的方法,对实车进行了多工况测试,对排气系统进行了模态仿真分析.实车测试结果表明,通过排气系统悬挂点传播的振动噪声是引起车内噪声的重要因素,排气系统模态仿真结果表明,原悬挂点偏离模态节点需进行优化.对悬挂点优化后的排气系统进行了验证试验,结果表明:排气系统悬挂点优化后,车内噪声有明显降低,平均降噪2.5 dB(A),后排降噪量达5 dB(A),研究成果可以指导工程应用.     

CA6145i型卧式车床噪声测试与降噪处理

目的对新机型CA6145i卧式车床样机进行噪声攻关试验并进行降噪处理.方法通过精密声级计B＆K2230对噪声进行频谱分析找到噪声源，利用B＆K2148双通道便携式信号分析仪采取相应的措施降低噪声并且消除杂声.结果测试结果表明样机噪声声压级超标，并且主轴箱中伴有不规则的杂声.经降噪处理后，CA6145i型卧式车床整机噪声正常，主轴正转为82.0dB（A），主轴反转为82.5dB（A），符合国家标准GB9061-88金属切削机床通用技术条件的要求.结论CA6145i卧式车床的噪声主要来源于主轴部件、Z65/Z48齿轮及挂轮副，对其进行调整后能有效地降噪.