地铁辅助变流器的噪声分析及控制

丁杰,尹亮

(湖南文理学院 机械工程学院,湖南 常德,415000)

地铁交通具有安全、准点、快捷、舒适等优点,已成为现代化大中城市交通发展的首选[1]。与此同时,随着人们环境意识增强,对乘坐舒适性要求的提高,噪声会显著影响人们的正常交谈与休息,也会引起心理与生理等方面的疾病,因此,地铁车辆及设备的噪声问题受到越来越多的关注[2-3]。地铁车辆及设备的噪声研究主要集中在机理及控制方面。David T[4]对铁路的振动噪声机理、建模与控制进行了系统性研究。耿烽等[5]构建了地铁A型车铝合金车辆的声场计算模型,分析了车体壁板振动引起的噪声及其影响。展伟[6]研究了地铁空调系统在车辆静止和不同速度下的噪声分布规律。薛红艳[7]针对地铁车内不同位置的噪声分布开展测试分析,指出车辆地板的隔声性能对车内噪声有直接影响。辅助变流器为车辆的通风、照明等提供电源,是地铁车辆停车和低速行驶时的主要噪声源之一[8]。丁杰等通过不同工况的振动噪声测试,获得辅助变流器的噪声特性,提出优化风道结构和消声处理的措施[9],基于统计能量法对辅助变流器的噪声进行不同方案的仿真对比分析[10],还提出气动噪声源和传播过程的数值计算方法[11],并对增加整流网、叶片数和共振腔等方案进行了评价[12]。

本文针对某型地铁辅助变流器开展噪声测试,对风道结构进行声固耦合仿真分析,并提出噪声控制方案,为降低辅助变流器的噪声污染提供一定的参考。

1 车间噪声测试及分析

地铁辅助变流器采用强迫风冷方式进行通风散热,其噪声主要包括冷却风机引起的气动噪声、电气设备引起的电磁噪声以及它们共同引起的机械噪声。本节通过车间噪声测试来了解辅助变流器的噪声特性,并对主要噪声源进行识别,为后面的仿真分析与噪声控制提供输入和参考条件。采用B&K 3560C振动噪声测试设备,设置采样频率为20 kHz,低频截止频率为6.3 Hz,符合一般室内设备噪声测试要求。

1.1 测点布置与工况设置

图1为辅助变流器的三维结构示意图,为便于查看内部的变压器和电抗器安装位置,隐藏了上盖板。辅助变流器悬挂在车体底部,通过螺栓将其吊耳与车体底梁紧固相连。辅助变流器主要由柜体和电气部件组成,柜体通过钢板组焊而成,电气部件主要包括变压器、电抗器、变流模块、风机和传感器等。

图1 辅助变流器的三维结构

辅助变流器的噪声测试地点在制造车间的设备调试区,为减小背景噪声的影响,选择凌晨开展测试。根据噪声源的分布特点,在辅助变流器上盖板开口位置及周围布置了5个噪声传声器测点,并依次编号。测点1位于风机上盖板中心开孔位置,测点2位于电抗器上盖板中心开孔位置,测点3位于进风口位置,测点4位于距进风口1 m位置,测点5位于风机顶部正上方0.3 m位置。噪声测试现场如图2所示。

图2 噪声测试现场

根据辅助变流器负载和风机运行状态,对辅助变流器噪声测试设置5个工况。工况1:辅助变流器及其内部的风机不工作,用于测试环境噪声;工况2:辅助变流器空载,风机转速2 220 rpm;工况3:辅助变流器空载,风机转速2 700 rpm;工况4:辅助变流器满载,风机不工作工况5:辅助变流器满载,风机转速2 700 rpm。值得注意的是,工况4的风机不工作,辅助变流器在短时间内极易出现过热损坏,因此提前做好测试准备工作,数据采集时间不超过10 s。工况1中,测点1～5测得车间环境噪声约58 dB(A),相对于辅助变流器的噪声水平较小,可认为车间环境噪声不影响测试结果。

1.2 噪声测试结果分析

1.2.1 频域分析

对不同工况的测点数据进行FFT变换,可以得到噪声频谱曲线。图3为测点5在工况2、工况4和工况5下的频谱曲线,其他测点的频谱曲线未列出。由图3(a)可知,工况2(空载+2 220 rpm)测点5的频谱主要波峰对应的频率是37.3、74.4 Hz,它们与风机转频(37 Hz)及2倍频(74 Hz)一致,说明此时的噪声主要由风机引起;图3(b)横坐标采用对数方式,便于查看低频段的频谱分布,可以看出工况4(满载+0 rpm)测点5的频谱主要波峰对应的频率是100 Hz,这是由电磁激励引起;由图3(c)可知,工况5(满载+2 700 rpm)测点5的频谱主要波峰对应的频率是45.4 Hz,对应风机的转频(45 Hz)。因此,当辅助变流器带负载以及风机运行时,风机引起的噪声占主要地位。风机噪声一般包括两个部分:由于风机安装不平顺性等形成的机械噪声,其峰值频率为风机转频;风机叶片旋转扰动形成的气动噪声,其峰值频率为叶片通过频率(BPF,转频与叶片数的乘积,该风机的叶片数为7)。图3中BPF处幅值较小,说明气动噪声能量较小,风机安装不平顺性导致的机械噪声是该型辅助变流器噪声的主要来源[13]。

图3 工况2、4、5 测点5 噪声频谱曲线

1.2.2 倍频程谱分析

对于声音信号,除了常规的快速傅里叶变换(FFT)频谱分析外,通常还采用倍频程谱分析方法(也称CPB分析),本文采用1/3倍频程谱分析。此外,为反映人对声音的主观感受,常对频谱结果进行各种计权处理,本文根据声学相关理论[14-15],采用A计权进行分析。图4为测点不同工况下测点5的倍频程谱。由图4(a)～(b)可知,采用A计权和未采用计权的倍频程谱存在较大的差异,这也反映了人耳对不同频率噪声的敏感度不一样。图4(c)对比了工况3和工况4的倍频程谱,验证了噪声主要来自于风机的结论。风机A计权倍频程谱具有宽带的特点,其能量主峰值在400、1 260 Hz位置附近。

图4 不同工况下测点5的倍频程谱

1.2.3 噪声空间传播分析

对噪声测试中布置在不同位置的5个测点进行分析,可以大致了解其在空间传播途径。图5给出了5个测点在工况5的FFT频谱主峰值(45 Hz)和倍频程谱值的分布。由图5可以看出,辅助变流器最大噪声来自测点1(风机上盖板中心开孔位置),测点2(电抗器上盖板中心开孔位置)的结果比测点1的结果要小很多(6 dB以上),这说明风机是最主要的噪声源,且噪声在风冷型辅助变流器内部传递时衰减很明显。未计权分布曲线反映了噪声能量的真实分布,对比测点3、4、5的结果可知,风冷型辅助变流器外部噪声指向性较明显,向上盖板方向辐射噪声最强(测点5未计权值比测点3、4大12dB),这也表明内部噪声在风冷型辅助变流器上盖板垂直方向上透射明显。但A计权在测点5的值反而略小于测点3、4,这可能是由于测点5处噪声主要是上盖板振动辐射的低频噪声,测点3、4处中高频气动噪声较多,而人耳对中高频较敏感的缘故。

图5 5个测点的噪声分布特点

2 上盖板透声性能仿真分析

由噪声测试分析结果可知,风机顶部正上方处噪声较大,风机噪声透过上盖板向上辐射,因此有必要研究辅助变流器上盖板的透声性能。本节首先利用FLUENT软件针对辅助变流器的风道结构进行流场仿真,再利用Virtual.Lab软件进行声固耦合计算[16]。

2.1 理论基础

辅助变流器内部的空气流动问题可由连续性方程、运动方程和能量方程等控制方程描述,控制方程的通用形式为

式中,ρ为密度,t为时间,u为速度矢量,f为通用变量,G为广义扩散系数,S为广义源项。连续性方程的f=1,G=0,S=0;运动方程的f=ui,G为流体动力粘度μ,S为能量方程的f为温度T,G为k/cp,S为ST,k为导热系数,cp为定压比热容。

辅助变流器风道内部空气受风机的影响,可用标准k-ε模型描述湍流状态。湍动能k方程的f为k,G为湍动耗散率ε方程的f为。其中,μt为湍动粘度,Gk是由平均速度梯度引起的湍动能产生项,σk和σε分别为k和ε对应的Prandtl 数,C1和C2为经验常数。

可通过有限体积、有限差分和有限元等方法对式(1)进行数值模拟。采用有限体积法时,首先确定流动的计算区域和边界条件,然后划分网格,建立计算节点的离散方程,再通过离散方程的迭代求解,最终得到收敛的流场计算结果。

声学方程可从流体的连续性方程、运动方程、能量方程和物态方程推导得出。基于流体欧拉方程线性化和小扰动假设,得到经典的线性声学波动方程。

式中,p′为声压扰动量,c0为声速,t为时间,q为质量源。

式(2)的频域形式为

式中,p为声压,k为波数,ω为声源简谐振动的圆频率,ρ0和q0分别为没有声扰动时的空气静态密度和质量源。

声学的边界条件有声质点速度边界条件、声压边界条件和混合(阻抗)边界条件等。声学计算方法可分为有限元法、边界元法、声线法和统计能量法。边界元法适用于开放空间大规模的声辐射问题,声线法可应用于大型几何声学问题,统计能量法可应用于模态密集的高频振动声学问题。

声学的有限元法与经典的结构有限元理论近似,针对式(3)给出积分弱等效形式。

式中,为权函数,Ω为计算域。

利用高斯理论的体积分与面积分变换公式,有:

式中,S为计算域的边界。

对式(5)进行有限元网格离散,得到数值形式的方程组为

式中,Qi为输入的声源向量,Vni为输入的声质点速度向量,Pi为声压向量(即声压边界条件),Fai为声学激励,pi为求解的节点声压,Ka+jωCa-ω2Ma为稀疏矩阵。

一定条件下,采用子空间迭代法(如Krylov)可以快速求解出式(6)中稀疏矩阵的逆,从而求得声场。对于开放空间的声学问题,有限元网格数目巨大,可以通过完全匹配层(PML)技术或与边界元法相结合,大大减小计算域的空间及其网格规模。

2.2 仿真模型

根据空气在辅助变流器柜体内的流动区域,提取出相应的风道模型,如图6所示。空气在风机的抽吸作用下从进风口进入后主要经过了变流器模块的散热器翅片,然后依次经过风机、变压器和电抗器,最后从电抗器底部的出风口排出。

图6 风道模型

利用HyperMesh软件对风道模型进行网格划分,生成有限体积模型。利用FLUENT软件读取有限体积模型,进风口设置为速度入口边界条件,出风口设置为压力出口边界条件,固体表面设置为壁面边界条件,风机的涡轮旋转体根据转速进行设置,通过求解计算可以得到如图7所示的压力分布及流速迹线图。由图7可知,冷却空气在风道内的流动,以及沿程产生的压力损失情况。冷却空气在进风口与散热器翅片这一段的流动较为规则,在风机涡轮旋转作用下变成紊乱流动,由于变压器、电抗器的开孔区域与截面积突变,导致了流速迹线非常不规则。

图7 风道的压力分布及流速迹线图

研究辅助变流器柜体壁板的透声问题,需要分析内部噪声如何与边界板材作用,激发透声辐射的声振耦合。为了准确反映辅助变流器内部风机噪声的传播,且尽量减小计算机资源的需求,采用声学有限元和边界元相结合的方法。辅助变流器内部声场采用声学有限元建模,3个上盖板采用结构有限元建模(利用ANSYS软件构建,得到结构模态矩阵数据),辅助变流器外部辐射声场采用声学边界元建模。考虑到研究目标是探明柜体的风机上盖板、变压器上盖板和电抗器上盖板的透声特性,这也是噪声测试中分析表明的主要透声方向,因而对于进风段(散热器翅片流道)的前传声不做建模仿真。由于声学模拟的特殊性,一些小尺度结构对声传播的影响均忽略不计。

对柜体内的声腔采用四面体网格进行离散,上盖板定义为声固耦合模型,其约束点参考实际的螺栓固定情况进行约束,其他边界采用刚性边界条件。假定风机噪声源为旋转噪声源,其辐射声功率为83 dB。划分的网格模型与噪声源设置如图8所示。

图8 变流器噪声源模拟和仿真模型

2.3 仿真结果分析

2.3.1 声压分布

根据噪声测试的结果,分别定义400 Hz和1 260 Hz的风机噪声源进行仿真得到柜体内和盖板上方0.3 m处水平面的声压级分布,如图9、图10所示。由图9～10可知,相同功率下不同频率噪声源在柜体内外声压级分布和大小是不一样的,1 260 Hz噪声源声压分布较400 Hz均匀些,其中400 Hz时柜体内最大声压级约为90 dB,上方0.3 m处的水平面最大声压级约为55 dB,远小于柜体内声压;1 260 Hz时柜体内最大声压级约为103 dB,远大于上方0.3 m处的最大声压级72 dB。

图9 柜体内的声压级分布图

图10 盖板上方0.3 m 处的水平面声压级分布图

2.3.2 隔声量分析

由于柜体内、外声场并非散射场,声压分布不均匀,内外声压差与位置的选择有关,单一位置的声压差并不能很好地反映其隔声量,因此,下面将计算风机噪声功率与上盖板的噪声辐射功率,并列出其差值,结果绘制在图11中。由图11可知,上盖板的隔声量随着频率的变化而波动,其中值基本在10～25 dB之间,频率为400 Hz时隔声量为30 dB,1 260 Hz时隔声量为35 dB。试验测得的风机噪声超过了115 dB,相对而言,向上方向是噪声的最大辐射方向,因此需要对上盖板进行进一步的减振降噪处理以获得更好的隔声效果。

图11 风机噪声功率与上盖板声辐射功率之差

3 噪声控制

由前面噪声测试和仿真分析可知,辅助变流器的主要噪声源是风机,且风机噪声主要是通过上盖板向上辐射,本节将利用前面所述的仿真模型对修改上盖板板厚、加附吸声材料等方案的噪声控制进行研究。

3.1 增加板厚

当盖板的厚度从3 mm增加到3.5 mm时,上盖板的隔声量如图12所示。隔声量在有些频率点有所增大,而在部分频率点有些降低,总体改善不是特别明显。在400 Hz处的隔声量增加了4 dB,在1 260 Hz处的隔声量增加了2 dB。增加板厚后,上盖板总的透声损失增大了至少2 dB。

图12 增加板厚前后风机噪声功率与上盖板声辐射功率之差

3.2 加附吸声材料

盖板下方覆盖的吸声材料为20 mm厚的三聚氰胺泡沫板,密度为8.5 kg/m3,在频率500、1 000、1 500和2 000 Hz的吸声系数分别为0.30、0.75、0.90和0.80。柜体盖板和底板不加吸声材料与加吸声材料时,柜体内噪声能量的对比如图13所示。400 Hz处降低1 dB,1 260 Hz处降低5.5 dB,高频的降噪效果整体好于低频。加附吸声材料后,上盖板总的透声损失增大了至少1 dB。

图13 加吸声材料前后内部噪声功率变化

考虑到吸声和隔声两者相关性很小,因此增加板厚且加上吸声材料后,可以粗略地将两者能量损失叠加在一起进行上盖板部件的噪声衰减评估,即上盖板总的透声损失增大了至少3 dB。

3.3 进风口段噪声控制

考虑进风口段吸声材料的吸声作用,将进风口段的声学传播通道特性单独进行仿真计算,评估其声学传递损失如图14所示。由图14可知,当进风口段加附吸声材料后,整个进风口段的传递损失总体上有明显增加,尤其是当频率大于700 Hz时效果更加明显,加附吸声材料后,进风口段总的前传声损失增大了至少1 dB。

图14 进风口段声学传递损失

4 结论

(1) 噪声测试表明辅助变流器带负载以及风机运行时,风机引起的噪声占主要地位,由风机叶片通过频率处的幅值较小进一步得出风机安装不平顺性导致的机械噪声,是该型辅助变流器噪声的主要来源;

(2) 风机A计权倍频程谱具有宽带的特点,其能量主峰值在400、1 260 Hz位置附近,通过声固耦合仿真可以得到上盖板的隔声量随着频率的变化而波动,其中值基本在10～25 dB之间;

(3) 分别采取增加板厚、加附吸声材料和处理进风段等噪声控制方案,上盖板总的透声损失分别增大2、1和1 dB,能较明显地改善该型辅助变流器的噪声污染。