基于时频分析的非稳态排气噪声辐射特性研究

李靖祥，赵升吨，钟 斌，赵仁峰

（西安交通大学 机械工程学院 模具与先进成形技术研究所，陕西 西安 710049）

0 引言

气动装置如气动摩擦离合器（PFC）和气动摩擦制动器（PFB）等，广泛应用于工业领域的生产实际当中，采用压缩空气作为动力源驱动零部件的运动。气动装置在工作时需经常进行进排气操作，特别是排气动作时，气缸内的气体在短时间内通过气动阀排出到大气中，会产生冲击性很强的高达125dB（A）的非稳态排气噪声，远高于国家标准规定的85dB（A）及其以下的要求，对周围环境造成严重污染，同时会严重危害车间工人的身心健康[1-3]。

气动装置非稳态排气噪声与常见的稳定性排气噪声有所不同，具有明显的脉冲冲击特性。该排气噪声主要由非稳态质量流引起的单极子声源和湍流四极子声源组成，在频域上呈现马鞍状，即有较高的低频和高频段的噪声声压级[4-6]。然而，如果仅是单纯地从时域或者频域的角度进行分析，并不能完全表征该噪声信号的特征，比如无法反映出各频率信号随时间变化的规律等[7]。因此有必要通过时频分析手段，即采用时间和频率的联合函数来表征该气动装置排气所辐射出的噪声信号，对该噪声的产生机理和辐射特性进行分析与研究，从而为工程实际中对该噪声实施有效控制奠定基础。

1 气动装置排气系统结构

1.1 气动排气系统结构

典型的气动系统包括气源、气缸、气动阀、不同口径的管道以及排气消声器装置等，如图1所示。气源（如空气压缩机）提供的高压气体，通过气动阀及管道流入气缸内，控制气动装置动作；随后气动阀换向或打开排气阀，使得气缸内的高压气体经由阀和管道排出。本文研究的是气动系统的排气过程，因此主要对排气通路进行研究。

1.2 气动排气系统的工作原理

图1所示气缸为一个单作用气缸，这种单作用气缸被广泛应用于气动执行装置中，如机械压力机的PFC和PFB气缸等，通过高压气体的通入与排放实现摩擦盘的接合与脱离。当高压气体通入时，气缸内的活塞被高压气体推动，摩擦盘接合；而当排气时，气缸内压力降低，活塞通过复位弹簧复位，摩擦盘实现脱离动作。气动阀与排气过程的空气动力学特性密切相关，通常可以采用二位三通换向阀来实现气缸的进气和排气的切换，有时也会设置单独的排气阀或者快速排气阀来完成气缸的排气动作。图1中的气动阀为一个电气比例换向阀（如日本SMC公司生产的VY1700型气动阀）。不同于普通的二位三通换向阀，电气比例换向阀除了通过换向操作实现气缸进排气的切换外，还可以设定调节压力来控制气缸端的压力值。

图1 气动排气系统结构图

气动阀VY1700通过调节先导气腔的压力值来调节进气端（P口到A口）和排气端（A口到R口）的提升阀芯的开启与闭合。当气缸端的压力值与给定先导气腔压力相等时，调节活塞保持在平衡位置，进气端和排气端的阀芯均处于关闭不导通的状态；当气缸端的压力值低于给定的先导气腔压力时，排气端阀芯闭合，调节活塞下压带动进气端的阀芯开启，导通P口和A口，使得气源提供的高压气体通入气缸；当气缸端的压力值高于给定的先导气腔压力时，进气端阀芯闭合，调节活塞上升带动排气端的阀芯开启，将A口和R口导通，使得气缸内的气体经过气动阀排出。

在排气口处安装消声器可有效降低排气噪声，本文为了分析气动装置非稳态排气所辐射噪声的特性，主要研究未安装消声器装置时的直接排气过程所辐射的噪声。气动装置排气噪声的试验测试平台基于JH23-63型机械压力机上的PFC排气系统，如图2所示。采用丹麦B&K公司的Type4189型传声器和Type2270型声级计对排气过程辐射的瞬时噪声进行测量，传声器和声级计设置在距离气动阀排气口1m，与排气口轴线夹角45°的位置。噪声信号通过研华的PCI-1712型高速多功能数据采集卡记录到计算机中进行处理和分析，采样频率为200kHz。

图2 JH23-63型机械压力机及其PFC排气系统

2 排气噪声辐射特性分析

2.1 短时傅里叶变换

短时傅里叶变换作为最早提出的一种时频分析方法，概念清晰、物理意义明确，成为研究非平稳信号的主要方法，广泛应用于很多领域。为了达到时域的局部化，短时傅里叶变换采用加窗的方式，随时间窗的移动对信号进行傅里叶变换，得到一组局部频谱，通过局部频谱的差异来考察信号的时变特性。给定一个时间宽度很短的窗函数w（t），随着时间窗的滑动，信号 x（t）的短时傅里叶变换（STFT）定义为[8]：

在实际应用中，由于采集的信号往往是离散的，因此对STFT（t，f）进行离散化处理，在等间隔的时间和频率网格点（mΔt，nΔf）处采样，以 Δt和 Δf分别作为时间变量和频率变量的采样间隔，则短时傅里叶变换的离散形式为：

2.2 气动装置排气噪声的时频分析

2.2.1 排气噪声的时频域声压级结果

当PFC/B-63型机械压力机上的PFC气缸初始气压0.48MPa时，对通过VY1700型电气比例换向阀直接排气所辐射的噪声信号进行短时傅里叶变换，采用海明窗作为窗函数，时间间隔1.25ms，频谱分辨率100Hz，并计算时频域上的声压级，如图3所示，其中排气过程从0.045s处开始。

图3 气动装置排气噪声信号的时频域声压级

从这一时频域上的声压级谱图可以看出，该噪声在各个频率上均表现出随时间变化的脉冲冲击特性；在有排气流量喷出的一段时间间隔内，均表现出喷注噪声的宽频特性。

2.2.2 排气噪声不同时刻的功率谱密度

为了反映出气动装置排气噪声的频谱随时间的变化规律，图4给出了在不同时间段的噪声信号功率谱图。选取的几个时间段中心点为0.04s、0.048s、0.06s、0.075s、0.1s和 0.18s，分别代表了排气开始前、排气开始后、排气初期、排气流量最大、排气后期以及排气结束后的典型时刻。

从不同排气阶段的频谱声压级可以看出：在排气开始前（图4a），各频带的声压级均低于背景噪声60dB（包含数据采集中的干扰噪声），信号主要以背景的低频段噪声为主；当气动阀打开后（图4b），气流从排气口开始排出并产生排气噪声，此时主要是低频段噪声增大，高频段的增加量较小，显示在排气刚刚开始时的辐射噪声主要是以排气流量突然变化产生的单极子声源辐射为主；随着排气的进行（图4c），高频段噪声的声压级明显增大，说明在排气口处的喷注射流开始产生剧烈的湍流，并辐射出四极子的高频噪声；当排气流量达到最大值时（图4d），注意到和排气初期相比低频段的声压级基本保持不变，而高频段噪声继续增大，使得噪声的声压幅值达到瞬态峰值；其后，随着气缸内压力降低、排气流量下降（图4e），湍流噪声开始减弱，而由于质量流变化引起的单极子声源使得低频段噪声继续维持在75dB左右，随后各频段的声压级逐渐减弱直到排气过程结束；在排气结束后（图4f），高频段噪声迅速衰减，低频段声压级也逐渐恢复到背景噪声以下。

图4 排气噪声在不同时刻的功率谱密度

2.2.3 排气噪声各频率功率谱密度随时间的变化

图5是气动装置排气噪声信号在不同频率的功率谱密度随时间变化的结果，频率值分别取为 100Hz、200Hz、500Hz、1kHz、2kHz、4kHz、8kHz和 16kHz。

图5 排气噪声各频率功率谱密度随时间变化结果

从图5可以看出，各频率噪声的功率谱随时间的变化有明显的起伏，其幅值脉动基本和总的噪声时域声压幅值波动接近，但各频率的噪声也具有不同的特点。和低频段及高频段的噪声相比，500Hz和1kHz的噪声能量较低，这也体现出了气动装置排气噪声频谱的马鞍状特点；在低频段频谱中，0.1s附近出现了比较明显的峰值，分析原因为PFC气缸内活塞复位时产生的机械冲击噪声，这从单纯的时域或频域分析是很难看出的；在8kHz处的噪声功率谱密度很高，说明通过PFC气缸通过气动阀VY1700直接排气时产生的气动装置排气噪声的能量主要集中在这一频率段，这与频谱分析的结果也是一致的；另外可发现，在排气开始到0.05s前的这一段时间内，低频率噪声（100Hz和200Hz）的功率谱密度值达到0.02Pa2s左右，而中高频率噪声（1kHz～16kHz）则非常小，说明在这一时间段内的噪声主要由低频段的单极子噪声组成，而高频的湍流噪声还未完全产生，这与前述分析结果相似。

总体看来，通过对气动装置排气噪声进行时频分析，可以反映出噪声信号在时间域与频域的变化及分布情况，从而更清楚地分析出排气过程与辐射噪声间的内在联系，了解噪声的产生原因和声源构成等情况。

3 结论

本文通过短时傅里叶变换，对气动装置的非稳态排气噪声进行了时频域分析，从结果可以发现在宽频带的范围内各频率的声压幅值都表现出脉冲冲击特性；通过分析噪声频谱随时间的变化，发现排气最初阶段的噪声主要由质量流变化产生的单极子声源为主，随后由于喷注射流产生的湍流噪声迅速增强并在排气质量流最大时使得总的噪声幅值达到峰值，在排气后期湍流噪声迅速减弱，低频噪声逐渐衰减，直至排气结束后一段时间完全降低到背景声以下；由不同频率噪声的功率谱时域变化结果，除了可以分析得出气动装置排气噪声的脉冲冲击特性及马鞍状频谱特点外，还可以发现PFC气缸活塞复位时产生的机械冲击噪声。总体来看，采用时频分析方法能够对气动装置非稳态排气噪声的产生机理、声源组成以及辐射规律进行更为全面的分析，为该噪声的控制研究提供指导。

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