脉冲爆震发动机微穿孔消声喷管研究

针对脉冲爆震发动机的噪声辐射特性,计算分析微穿孔板孔径、板厚、穿孔率、前后腔厚度等设计参数对单／双层微穿孔板吸声体共振频率、吸声系数的影响。设计并加工一组微穿孔消声喷管。实验研究发现：影双层微穿孔消声喷管对脉冲爆震发动机噪声辐射的降低都有一定的作用,双层结构优于单层结构;消声喷管越长,消声效果越好;发动机工作频率为20Hz时,300mm长双层微穿孔消声喷管可使噪声辐射峰值声压级降低2dB左右,脉冲声压级和声功率级降低4dB左右,声功率从1377．2W下降至542W。     

重型卡车驾驶室怠速噪声分析及控制

为降低某型重型卡车怠速噪声,建立驾驶室声-振耦合有限元模型,测试驾驶室四个悬置点被动侧加速度数据,以此作为仿真激励载荷计算驾驶室司机耳旁声压,仿真与试验结果具有较高的一致性。针对怠速工况32 Hz、64 Hz和96 Hz峰值频率,计算各频率的模态参与因子,对模态参与因子较高的模态阶次进行叠加,获取各峰值频率对应的模态应变能分布,作为怠速噪声的控制区域。对32 Hz峰值频率,采用局部结构加强的方式进行降噪处理,单频噪声衰减量5.2 dB;对64 Hz和96 Hz的峰值频率,采用在模态应变能集中区域布置阻尼材料的方式进行降噪处理,单频噪声衰减量分别为2.2 dB和3.5 dB。通过试验测试,怠速工况驾驶员耳旁声压级降低3.2 dB,表明降噪效果良好。     

压缩机吸气消声器气动噪声辐射特性研究

以某变频压缩机吸气消声器为研究对象,在不同压缩机转速下,研究消声器内流场气动噪声辐射特性。通过仿真分析消声器内部流场和声场,采用FW-H声学模型计算其声场参数,获得噪声源数据,计算气动噪声辐射特性,并与整机测试结果进行对比分析。结果表明,吸气消声器噪声源强度从入口至出口沿气流方向逐渐增大,主要噪声源位于出口附近;随转速增加,噪声源强度逐渐增大;出口和入口的声压级都随转速上升而增大,且声压级的最大值所在频段随转速上升逐渐向高频移动;相同转速下,出口处的声压级高于入口处;消声器气动噪声表现为一种宽频噪声,主要集中于400 Hz至6 000 Hz频段内,吸气消声器气动噪声对压缩机整机噪声影响较大。     

声振耦合作用下叶片出口斜切对离心泵噪声的研究

为研究声振耦合作用下叶片斜切对离心泵内外声场的影响,以一台比转速n_s=67的离心泵为研究对象,在保证叶轮前后盖板和蜗壳几何参数不变的情况下,只对叶片出口边进行斜切,同时基于RNG k-ε湍流模型和声学边界元/有限元（BEM/FEM）方法分别对离心泵进行全流场和声场计算。研究结果表明,对叶片出口边进行斜切,隔舌附近处压力脉动波动会呈现一定的周期性,叶轮出口的流场波动以及离心泵内外声场声压级都会随着斜切角度的增大而逐渐减小,内外声场声压级都在叶频处达到最大,随着频率的增大,声压级衰减程度增加,外声场声压级最大值主要集中在离心泵出口右上方附近。综合考虑离心泵能量性能和流场噪声,当叶片出口斜切角度为30°时,离心泵综合性能最佳。     

不同外径输电线风噪声的试验研究

针对不同外径和风速下输电线的风噪声问题,进行了5种输电线在4种风速下的风洞试验,分析了输电线风噪声的频谱特征、卓越频率及对应的斯特罗哈数,探讨了总声压级和A计权总声压级,并对比了相近外径输电线和光滑圆柱风噪声。结果表明:输电线风噪声主要由风流经表面产生的涡脱引起,卓越频率与涡脱频率非常接近;风噪声涡脱的斯托罗哈数随雷诺数增加呈增大趋势;输电线风噪声的A计权总声压级随着风速的增大而增大,随输电线外径的增大而减小;高风速下输电线风噪声的A计权总声压级小于同直径的光滑圆柱,两者差距随着风速的增加而增大。     

光滑圆柱风噪声的风洞试验研究

针对光滑圆柱在不同风速时的风噪声问题,建造了用于杆系结构风噪声试验的声学风洞。进行了11种直径圆柱在4种风速下的风洞试验,分析了圆柱风噪声的频谱特征和卓越频率,探讨了累计卓越声压级和卓越频带宽度等随风速和雷诺数的变化规律。结果表明:圆柱风噪声的卓越频率随着风速的增大呈线性增加,随直径的增加呈反比例降低;在试验雷诺数范围(3×10~3~1×10~5)内由卓越频率反算的斯特罗哈数约为0.20,并随着雷诺数增加呈缓慢减小趋势;圆柱的累计卓越声压级随着雷诺数的增大而增大,在雷诺数较小(3×10~4)时离散较大,在较大雷诺数时离散减小。     

城市轨道交通车内噪声特性及贡献率分析

以某城市轨道交通B型车为研究对象,通过现场实测分析不同速度条件下司机室内和客室内噪声时域变化规律和频谱特性。基于统计能量分析理论建立B型车车内噪声预测模型,通过实测结果对比验证模型的准确性,最后研究车体结构及轮轨噪声源对车内总声压级的贡献率。结果表明：所建立的车内噪声预测模型可以较为准确地预测城市轨道交通车内噪声,且计算效率高。列车速度从75 km/h增大到115 km/h,司机室内噪声增大3.9 dB(A)～5.2 dB(A),客室声压级增大3.6 dB(A)～5.2 dB(A);列车车速每增大10 km/h,司机室内声压级增大约1.36 dB(A),客室内声压级增大约0.9 dB(A)～1.0 dB(A);车内转向架上方测点声压级大于车厢中部噪声,差值为0.3 dB(A)～1.7 dB(A)。车内噪声源主要来自于轮轨噪声和车体底板声辐射,车体侧墙、车门和车窗对车内声压级的贡献整体较小。     

不同轨道结构地铁噪声辐射测试及分析

对某地铁普通整体道床地段与钢弹簧浮置板道床地段隧道内和车内噪声进行测试,研究列车内外噪声辐射大小及频谱特性。研究结果表明：隧道内距离轨面越近,噪声越高,说明轮轨噪声为主要噪声源;同一轨道区段,不同车厢内噪声峰值频率相同,但是噪声峰值有略微区别;浮置板地段,隧道内噪声在40 Hz～125 Hz频段,车内噪声在20 Hz～400 Hz频段较普通道床地段有所增大,其他频段隧道内和车内噪声均不大于普通道床地段;对隧道内和车内噪声的1/3 倍频程声压级曲线进行A计权处理,普通道床和浮置板道床地段声压级峰值频率较计权之前均变大,计权后普通道床地段和浮置板地段车内噪声等效声级相差很小,不到1 dB(A)。     

列车在不同弹性扣件区段车内振动噪声的对比研究

针对地铁A型列车车内振动噪声进行研究,分析不同弹性扣件对车内振动和噪声的影响,通过研究车体结构和国内外规范,对A型地铁车辆车内关键位置处的振动噪声进行多次测量,获得在普通扣件区段和弹性扣件区段列车内部的振动加速度和噪声,运用振动加速度级和声压级以及1/3倍频程分析不同弹性扣件对车内振动噪声影响。结果表明:车内不同位置处振动噪声差别较大,车厢两端部振动噪声大于车厢中部振动噪声;车内振动噪声峰值频率大多出现在125 Hz、160 Hz、200 Hz左右;扣件系统弹性变化不会影响车内振动噪声峰值频率和3 150 Hz以上高频段振动噪声;普通扣件刚度是弹性扣件刚度2倍左右时,在100 Hz至2 000 Hz范围内,列车在弹性扣件地段时车内噪声声压级比在普通扣件地段时大,差值约为2 dB至5 dB,在315 Hz至2 000 Hz范围内,列车在弹性扣件地段时车内振动加速度级比在普通扣件地段时大,差值约为6 dB至10 d B;在弹性扣件区段时的Z振级比在普通扣件区段时大,但在弹性扣件区段时X振级反而低于在普通扣件区段时的值。     

高速列车引起的环境噪声及声屏障测试分析

对武广客运专线上高速运行列车引起的环境噪声及声屏障降噪效果进行了实测,测得大量噪声数据.通过分析得到以下结论:高速列车的机车辐射噪声随列车速度的增大而增大;通过路基段时的辐射噪声为82.8～91.8 dB(A),通过桥梁段时为79.3～89.6 dB(A),随着桥梁和路基高度的逐渐增大,辐射噪声略有减小的趋势;噪声频率主要集中在低频段(f=40～80 Hz)和中频段(f=500～8 000 Hz),与桥梁区段相比,路基区段随频率的增加声能量衰减较为平缓.近期路基段铁路边界噪声值在60～65 dB(A),桥梁段为55～60dB(A);中期(2018年)边界噪声的预测噪声值较近期值有明显增大,最大值接近规范限值.路基声屏障降噪效果为6～8 dB(A),桥梁声屏障降噪效果为6～7 dB(A);声屏障越高降噪效果越明显,3.15 m高声屏障降噪效果较2.65 m高声屏障提升2 dB(A)左右.     

喷涂式阻尼车轮振动声辐射特性分析

分析某直型辐板车轮喷涂阻尼材料与否的振动声辐射特性。通过力锤敲击试验,获得车轮的固有频率、模态阻尼比及频率响应函数,分析喷涂式阻尼车轮振动特性。通过半消声室声辐射测试,给出喷涂式阻尼车轮的声能量级,结合车轮振动分析声辐射特性。结果表明,喷涂式阻尼车轮可以有效降低车轮振动和声能量级,与裸轮相比,径向激励下总声能量级可降低6.4 dB,轴向激励下总声能量级可降低4.3 dB。     

适用于城市轨道交通车站的吸声体设计及其性能测试

根据城市轨道交通车站的结构特点和噪声特性,设计并制作有空腔的吸声体;将1/4波长声管设置于吸声体中,以提高其对中低频轮轨噪声的吸收能力。通过单传声器脉冲响应法测试吸声体样品的吸声性能,结果表明：加装空腔和布置声管后,吸声体的中低频吸声能力明显提高。最后应用ANSYS和SYSNOISE软件,分别计算出安装该吸声体前后的车站声场,结果显示：安装吸声体后,候车点的声压降低2 ～5 dB。     

1，3-二叠氮乙酰氧基-2，2-二叠氮甲基丙烷（PEAA）的结构、性能与热分解机理的理论研究磁

1,3-二叠氮乙酰氧基-2,2-二叠氮甲基丙烷（PEAA）是一种玻璃态转化温度低而含氮量高的叠氮化物,具有作为含能增塑剂的潜在应用价值。文中采用密度泛函理论研究了其分子结构和红外光谱,预测了热力学函数、生成焓、爆轰性能和比冲;采用分子力学方法预测了其晶体结构和晶体密度;计算了多种可能的热解引发键的键解离能。结果表明,PEAA的热分解始于乙酰氧基上叠氮基的N—N键断裂,该过程经氢转移过渡态完成并放出氮气和热量,所需活化能约162kJ／mol。与已有实际应用的叠氮增塑剂DATH（1,7-二叠氮基-2,4,6-三硝基-2,4,6-三氮杂庚烷）相比,PEAA的热稳定性更好。还考察了PEAA对硝胺改性双基推进剂能量性能的影响,发现无论用PEAA替代其中的NG还是RDX均使体系的能量输出和比冲增大,但体系的爆速和爆压略有降低。     

水中爆炸的殉爆试验方法

为了研究弹药水中爆炸的安全性,依据水中爆炸的特点,建立了一种利用冲击波峰值压力和气泡周期判断水中殉爆的试验方法,可以确定炸药的殉爆距离、殉爆安全距离以及被发装药的殉爆反应程度,通过水中爆炸试验进行了验证。结果表明:主发装药为带壳1.5 mm铝壳的GUHL-1装药、被发装药为带壳1.0 mm铝壳的RS211装药时,殉爆距离L100约为60 mm,殉爆安全距离L0约为120 mm。根据水中爆炸的冲击波压力和气泡周期可以可靠地判断被发装药是否发生殉爆,并可以定量估算被发装药的反应程度。     

基于统计能量法的单双层玻璃窗隔声量分析

根据统计能量法（SEA）的基本原理,给出相关参数、运动方程以及功率平衡方程的表达式。进而在等厚度的单、双层玻璃窗隔声模型中,采用SEA对其隔声性能进行分析。结果表明：在125 Hz～4 000 Hz频率范围内,单、双层玻璃窗模型的预报隔声量与实测数据的误差分别在3 dB和7 dB以内（临界频率除外）,边框有吸声处理的双层玻璃窗较单层玻璃窗的平均隔声量高13 dB左右;在500 Hz～4 000 Hz范围内,空气层的厚度每增加50 mm,双层玻璃的隔声量相应提高1 dB。     

水下等离子体声源的正交试验设计与分析

水下等离子体声源在民用和军用领域都有广泛的应用,其发声机理和系统最优化设计是当前的研究热点。为了使声源的输出峰值压力y尽可能大,设计了放电电极间距(2mm,3mm,4mm)、储能电容容量(1uF,2uF,5uF)和充电电压(12kV,16kV,20kV)的三因素三水平正交试验方案,严格按照正交试验安排表进行试验,并用直观分析法对试验结果进行分析。结果表明:最优化的试验组合方案为A1B3C2,即放点电极间距2mm,储能电容容量5uF,充电电压16kV,估计出其峰值压力为9.864MPa,并通过试验验证了平均峰值压力为10.165MPa,与正交试验结论相符。该研究成果为水下离子体声源性能试验研究和最优化设计提供了依据。     

住宅抽油烟机的声音质量改进

在居家生活中,抽油烟机之噪声甚为扰人而影响生活质量。就现有某型常用抽油烟机,利用声级计量测其噪声量与频谱,并利用人工耳及dB sonic软件分别量测分析其声音质量参数值,所得结果在人耳位置之声级为68.1d B（A）,音质粗糙度为33.5 asper,响度为27.8 sone,波动强度为6.8 vacil,尖锐度为1.64 acum,并按王氏之烦躁度模式评估出烦躁度指针为13.19,其中以响度及尖锐度对音质评估之烦躁度指标影响最大。经机壳与机座之振动量测频谱与噪声频谱比较,鉴定出噪声主要峰值频率为500 Hz与100 Hz两个成分音,其中500Hz者为进气口之涡流噪声;而100 Hz者为机壳之振动辐射声。为降低排油烟机之响度及尖锐度以改善其运转时之声音质量,采用了几项对策。分别是：在进气口加装消声器,在机壳内侧贴吸声棉及包覆PU塑料膜,并黏贴阻尼材,所得效果可使噪声量降为55.2 d B（A）,振动量减1-5 d B,响度降为14.7 sone,尖锐度降为1.35 acum,烦躁度指标降为8.16。     

空气声高声压校准技术现状和趋势

一些传声器需要工作在160～190 d B的高声压下。本文介绍了用于高声压传声器校准的驻波管法、声流调制法、活塞发生器法、脉冲方法和激波管法的工作原理,比较了上述方法的优点和缺点,并根据国内外空气声计量发展的现状分析了空气声高声压校准技术的发展趋势,为高声压传声器的量值溯源和校准提供参考。