反渗透隔膜增压泵流量特性与脉动研究

反渗透隔膜增压泵的流量及压力脉动是导致净水设备振动、噪声的主要因素之一.通过研究其结构特点、设计原理,基于三维坐标,采用相对距离法建立反渗透隔膜增压泵的理论流量计算方程,并进行瞬时流量推导、不同类型腔室数目流量脉动的讨论,了解了反渗透隔膜增压泵流量脉动的特点;然后进行反渗透隔膜增压泵压力变化试验测试,通过搭建试验测试平...     

反渗透隔膜增压泵运动学分析

反渗透隔膜增压泵中活塞的动力学特征对其工作性能有直接的影响。由于活塞还与膜片中的工作区域连接,运动中使膜片受到拉伸,决定了膜片的受力方式以及拉伸的大小,因此对膜片的寿命也有直接影响。为了了解反渗透隔膜增压泵活塞的运动特征,提高其设计精度,根据其结构特征以及设计原理建立动力学模型,通过活塞与偏心轮的相对运动关系分析了活塞在轴向以及径向的运动特征,通过理论分析和仿真得到活塞相对缸体的位移、速度、加速度运动规律,为反渗透隔膜增压泵的优化设计提供理论基础。     

某型装载机司机室振动噪声试验分析

对某型装载机进行了振动噪声测试,得到装载机司机室基座的三向加速度响应时间历程和室内噪声数据,并对其进行数据处理及分析.结果表明:该型装载机司机室基座加速度激励的基频为36 Hz,恰好处于发动机激励频率12 Hz的倍频程上;怠速定置工况下室内测点处的噪声约为74 d B,静止举动铲斗时的噪声约为85 d B.     

基于速度均方根值的减速器箱体辐射噪声优化

针对目前对于新能源汽车减速器箱体辐射噪声的优化主要以先测量或仿真模拟实际工作中的辐射噪声结果,而后选定辐射噪声声压级峰值所在频率作为优化频率,优化该频率下减速器箱体的模态振型及模态频率的方式进行。可能导致所选模态振型并非主要噪声来源、所选模态频率不够精确等问题,提出首先计算减速器箱体表面振动速度均方根值,并以减速器箱体表面振动速度均方根峰值所在频率为优化频率,以降低该频率下减速器箱体振动速度为目标的方式进行减速器箱体辐射噪声优化。结果表明,减速器箱体表面振动速度的均方根值与减速器箱体辐射噪声声压级之间有很强的关联性;采用该方法选取的优化频率更具针对性;针对所选频率优化减速器箱体结构后,减速器箱体表面各个振动速度均方根峰值均有所下降,其对应频率下的辐射噪声各声压级峰值也有所降低,其中在部分主要频率处声压级下降幅度超过1 d B,优化结果较好。     

α型斯特林自由活塞反渗透海水淡化增压系统设计研究

主要提出了反渗透海水淡化系统的新型动力装置,将自由活塞斯特林发动机与往复式柱塞泵耦合,构成自由活塞斯特林增压泵,为反渗透海水淡化系统提供动力。首先,通过分析该发动机的结构和运行机理,建立自由活塞斯特林增压泵质量-液压力-阻尼系统;其次,利用实用等温模型分析法对斯特林发动机进行热力学建模,利用流体力学对液压腔压力变化建模,以及利用牛顿定律对系统活塞动力学建模;最后,借助MATLAB软件对系统建模进行求解分析,求出新型增压泵的输出功率和流量。结果证明该增压系统的设计符合反渗透海水淡化系统的需求,并可正常运行。     

弧齿锥齿轮箱动态特性分析及辐射噪声预估

以升船机同步系统用弧齿锥齿轮箱为研究对象,综合考虑锥齿轮副刚度激励、误差激励和啮合冲击激励等内部动态激励,建立了包含弧齿锥齿轮副、传动轴、轴承和箱体等的齿轮系统动力有限元模型,采用ANSYS对齿轮系统进行动态响应分析,得到齿轮箱的振动位移、振动速度及振动加速度;以箱体表面节点振动位移为边界激励条件,在SYSNOISE中建立箱体声学边界元模型,采用直接边界元法进行辐射噪声预估,得出箱体表面的声压云图及场点的辐射噪声。结果表明:齿轮箱动态响应及辐射噪声的峰值频率均出现在啮合频率及其倍频处。     

某型瓦楞辊的现场振动测试与模态参数识别

针对瓦楞辊工作过程中产生的振动与噪声等现象,高速运行下在机架上对瓦楞辊传动系统进行了现场振动测试,使用随机子空间法从测试数据中识别了结构的前十阶模态频率及相应的振型和阻尼比,并与有限元分析结果进行比较。结果表明,通过机架的振动情况可较为准确地提取出上、下瓦楞辊的各阶频率;有限元模型能够准确地反映瓦楞辊的动态特性,可以为瓦楞辊结构的故障诊断及变形预测提供参考。     

齿轮啮合中的摩擦激励频率分析与润滑降噪特性研究

采用噪声频谱分析的方法对C630车床床头箱挂轮在不同情况下的振动噪声进行测试,分析了各种振动情况的频率成分,证明了齿轮摩擦激励频率为啮合频率2倍的结论.研究结果表明:摩擦激励频率与固有频率没有直接关系;采用润滑降噪剂能有效抑制摩擦激励.     

某型汽车变速箱的振动噪声分析

针对某型新能源车用两挡变速箱的振动噪声问题,通过NVH试验、理论计算、仿真分析相结合的方法分析引起振动噪声的根源。首先,基于整车NVH主观评价的结果,通过NVH试验采集变速箱振动信号并进行数据处理分析;其次,通过计算变速箱各齿轮副啮合频率及特征阶次,判断各阶噪声的产生位置;最后,使用ANSYS WORKBENCH软件对变速箱壳体进行模态分析进而得出前20阶固有频率,结合试验数据及啮合频率判断产生各阶噪声的共振频率点。基于对变速箱振动噪声的分析,为下一步制定整改措施提供了必要条件。     

海水淡化高压增压泵的设计与应用

介绍了反渗透海水淡化技术和高压增压泵的设计、选材和应用情况。解决了在进口高压下轴向力和密封问题。结果表明该泵国产化成功,是国内在反渗透海水淡化高压增压泵设计研发领域的进步。     

变频循环泵振动噪声特性试验研究

为了较为系统地理解变频循环泵的振动噪声特性,以一台比转速为200和最高转速为5600r/min的变频循环泵为研究对象,在背景噪声小于16dB的半消音室和固有频率小于10Hz的振动试验台的试验条件下,对不同流量和转速下的船用循环泵振动噪声特性进行深入的试验研究。试验结果表明:循环泵的总体噪声水平低于66 dB(A),水力诱导的空气传递噪声小于3dB(A);噪声的主要激励频率为工频及谐波,总体结构振动烈度低于1.1mm/s,振动烈度与转速具有良好线性函数关系;结构振动烈度的大小排序为电机、法兰、电机座和泵体.     

摩擦片-卡簧系统摩擦噪声测试与仿真分析

为了研究摩擦片-卡簧系统摩擦产生的振动噪声机理,文中建立了摩擦片-卡簧-卡钳系统的三维几何模型,运用有限元方法对卡簧进行了模态分析,得到了卡簧的主要模态振型和固有频率。进一步搭建摩擦片-卡簧-卡钳系统振动噪声测试试验台,对摩擦片两端分别与卡簧摩擦引起的振动和噪声进行试验测试,获取了卡簧主要的振动和噪声频率。通过对卡簧固有频率和振型、振动和噪声的频率及主要振动方向的对比分析发现,产生的振动和噪声频率分别为1 565,2 914,4 800 Hz,主要振动方向分别与卡簧第7,11及15阶模态频率和振型方向具有较好的一致性,摩擦产生的振动和噪声与卡簧固有特性相关。文中所做研究为进一步优化刹车片-卡簧结构参数,抑制卡簧摩擦噪声提供了参考。     

结合多种方法的单缸汽油机噪声源识别研究

对152QMI单缸汽油机进行噪声及振动以及曲轴转角等信号的采集,在LMS Test.Lab软件中利用频谱分析和小波变换计算得出了该单缸汽油机噪声能量的主要分布范围,并以此作为噪声源识别的对象,利用阶次分析和小波变换筛选出该机噪声信号中频率不随转速变化的共振因素,随后在角度域内对信号进行小波变换,结合发动机配气机构等部件的运动特征研究识别相对于各频率带的发动机噪声源。研究结果表明,该发动机主要噪声频率带为800 Hz以下、2 000 Hz和4 000 Hz~5 000 Hz,各频率带噪声源分别为进排气噪声、缸盖共振和顶杆对摇臂的冲击以及气门落座冲击。     

降低制动摩擦振动的制动器结构拓扑优化设计

本文建立起某车型盘式制动系统三维有限元模型,分析了该制动系统的摩擦振动噪声特性,并基于ABAQUS/Optimization模块对该制动系统进行结构拓扑优化设计,在满足轻量化的目标要求下改善摩擦振动噪声问题.结果表明:制动系统在摩擦力作用下可能出现四种振动模态,且产生频率为3632.4 Hz的振动噪声的倾向和强度最大.产生该频率摩擦振动噪声的原因是由于制动钳的第4阶模态频率与制动盘的第11阶模态频率非常接近,在摩擦力作用下容易产生共振.通过对制动钳进行结构拓扑优化设计,移除制动钳两侧区域的材料,使其在满足重量最小的目标前提下将第4阶模态频率降低到2804 Hz,从而避免与制动盘发生共振,且制动钳的重量减轻了17.1％.进一步采用复特征值分析对结构优化后的制动系统进行摩擦振动噪声特性预测,结果表明制动系统仅有两组相邻模态出现模态耦合现象,且原始制动系统出现的3632.4 Hz的振动噪声频率已经消失,制动系统摩擦振动噪声问题得到显著改善.     

摇摆机振动、噪声机理的实验分析研究

通过摇摆机振动、噪声机理的实验分析研究，找出振动和噪声谱中优势频率，并借助于模态测试与分析和传递函数矩阵测量识别系统模态参数，最终采取减振降噪措施。     

涡旋压缩机声辐射ODS分析及应用

介绍了声辐射ODS在涡旋压缩机噪声测试中的应用方法,在结构声辐射原理的基础上,通过对压缩机振动噪声谱及声辐射分析,确定对总噪声贡献最大的频率段;然后选取优势频率画出涡旋压缩机ODS图,根据ODS图及参考点与选取测试点相干函数对测点进行优化提高测试效率;最后通过对优势频率下的涡旋压缩机ODS图进行分析对结构进行优化,最终达到减振降噪的目的.     

压电振子及流体对泵近场噪声的影响

研究了压电振子的弯曲振动形变及振动辐射噪声.首先建立压电泵压电振子振动方程,导出弯曲振动形变函数;提出用微平面活塞振动理论简化压电振子振动模型,推导了近场声压理论计算方程及泵内流体对泵噪声贡献量方程;最后把理论计算结果与试验结果进行比较分析,分别得出在不同频率下压电振子及泵内流体对泵噪声贡献的大小.在输入频率为50 Hz时,泵噪声的理论值为45 dB,实际值为37 dB,泵内流体对泵噪声的影响较大,实际值与理论值的相对误差为21.6%;在输入频率为120 Hz时,泵噪声的理论值为61 dB,实际值为62 dB,泵内流体对泵噪声的影响较小,实际值与理论值的相对误差为1.6%,证明了本研究所提出理论的正确性.     

平行轴线齿轮的啮合特性研究

研究了平行轴线齿轮的啮合特性,包括滑动率、啮合模型和啮合频率;并与渐开线齿轮固有的节点冲击、动态传动误差和啮合冲击等特性进行比较。理论分析结果表明,平行轴线齿轮可以从根本上消除节点冲击、时变刚度对齿轮传动振动和噪声的影响;同时,平行轴线齿轮受到的啮合冲击频率较低。仿真实验结果表明,平行轴线齿轮滑动率为0,且具有稳态啮合的特性。为平行轴线齿轮的振动和噪声研究提供了理论基础,为其在齿轮变速器减振降噪领域的应用提供了依据。     

基于试验台架的高铁牵引齿轮箱试验研究

根据高铁牵引齿轮箱特性,确定齿轮箱振动、噪声、应力测试的不同工况,并搭建试验台进行测试。箱体额定负载不变工况下,箱体的加速度幅值、空气噪声值和应力值,随转速的升高呈增大趋势。当转速值为2 500 r/min和3 500 r/min时,箱体的加速度幅值出现峰值。在额定转速和额定负载工况下,对箱体加速度和空气噪声值进行频域分析,结果表明箱体振动主要由啮合频率及其倍频引起,在啮合频率及其倍频旁存在边频带,边频间隔为输出轴转频、输入轴转频;箱体的最大空气噪声值为89.74 dB,出现在2 400 Hz附近,对应啮合频率2 391.7 Hz。试验结果可为箱体的理论分析提供试验数据。     

某车型空调压缩机支架NVH性能分析与优化

针对某车型空调压缩机在怠速工况下引起的车内噪声问题,应用比利时LMS公司的Test.Lab动态测试系统对压缩机支架总成在整车下进行噪声、振动与不平顺性(NVH)测试,通过频谱分析与模态频响分析相关手段,找到引发车内噪声的相关故障频率;同时利用Hyperworks对空调压缩机支架进行模态仿真计算,对比实验及仿真的结果后发现支架的一阶固有频率过低,它与发动机工作频率下产生的共振致使车内声品质变差,为此提出改进支架结构来改善模态特性的方案。进一步测试验证发现:压缩机支架的共振得以抑制,车内NVH性能有了显著提高。