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管道噪聲分析

在管道內產生的或沿管道傳播的噪聲,主要指氣流通過管道時產生的噪聲。高速噴注產生的噴氣噪聲,屬于氣流噪聲。管道噪聲通常包括:阻擋噪聲、格柵噪聲和閥門噪聲。
  阻擋噪聲  氣流在管道中和障礙物支架、加固梁、導流板等相互作用時,物體受到拖曳或提舉而產生的噪聲。這種噪聲產生的機理比較復雜,為建立定量關系可將實際條件簡化為:①障礙物的尺寸是比管道橫截面的尺寸小得多的。這能保證空氣在狹窄通道的流速,不至于過高地超過平均流速。這種情況下噪聲輻射是氣流與物體的相互作用(偶極子聲源)產生的,而不是湍流的混合過程(四極子聲源)產生的。②管壁是具有聲學反射性的。這時管壁的聲象作用使阻擋物體提舉分量的起伏力引起的聲輻射被抵銷了,只有拖曳力所產生的噪聲才能沿管道傳播。
  實驗證明,在這種簡化條件下,氣流所產生的、向管外自由空間輻射的寬頻帶總聲功率W0A是: 

式中k為比例常數,約2.5×10-4;△p為橫過障礙物所產生的總壓差(Pa);Dp為管道直徑(m);ρ為大氣密度(kg/m3);c為環境媒質中的聲速(m/s)。因為△p和管內流速u的2次方成正比,故依上式阻擋噪聲的聲功率和u的6次方成正比。
  這里未考慮障礙物的幾何形狀,它的影響是引起壓力差的改變。管道噪聲的聲功率級列線圖見圖 1。

  上式估算的聲功率是對寬頻帶噪聲而言的,但有時可能會出現頻率離散的相當強的純音分量。采取適當的指施,例如,磨光障礙物的邊、角,去除某些共振條件,或對反射面加以吸聲處理等,可以消除這種純音分量。格柵噪聲和閥門噪聲也有相似的情況。
  應用上式時,應注意噪聲譜中峰值頻率必須低于管道的截止頻率fc0。 

式中c為聲速(m/s);r為管道的半徑(m)。對于矩形管,      

式中w為矩形管的最大橫向尺寸(m)。
  管道內氣流的阻擋噪聲的頻譜呈拱架形的曲線,如圖2所示。譜峰頻率 fp為: 

式中uc為收縮處的流速(m/s);d為障礙物的投影寬度(m),見圖1;b為常數,壓差在4000Pa數量級時,b等于0.2,壓差在40000Pa數量級時,b為0.5。收縮處的流速uc,一般難于測量準確,但uc與壓力差△p有一定的關系;uc可由實測的△p求出。表所示在常溫下收縮處uc與△p的關系。 

 


  格柵噪聲  氣流通過柵條、格柵、擴散器或穿孔板時,同氣流受到障礙物阻擋時相似,也會產生噪聲,其不同點是:①格柵位于管道的一端;②管道具有相當大的橫截面(如0.2~1平方米);③通常氣流的速度(風速)很低。雖然近年來所用的風速不斷增大,但最高風速仍只有每秒30米,比聲速小得多。
  格柵噪聲是氣流與剛性物體相互作用而產生的,因此具有偶極子的聲輻射特性,即聲功率與流速的6次方成比例。
  為了便于計算氣流通過格柵所產生的寬頻帶聲功率,可令標準化的壓差系數ξ為: 

式中ρ為空氣密度(kg/m3);u為格柵前管道中的平均流速(m/s)。氣流通過格柵發出的總聲功率級LW可表達為: 

式中S為格柵前管道的橫截面積(m2);LN為標準化聲功率級,等于 

LN的1/3倍頻帶譜見圖3。

  閥門噪聲  閥門是控制通過管道氣流量的機構(圖4,a)。通常,閥門兩側有相當大的壓力比,足以使出口處氣流的馬赫數達到1。在這種條件下,氣流就是阻塞的。

  在阻塞氣流的情況下,有兩種發聲機制:①噴氣噪聲的發聲機制,為閥門后部的湍流混合過程所產生,具有四極子輻射的特性。②沖擊噪聲的發聲機制,是在閥門后的區域內湍流與復雜的氣流場相互作用所產生。對于壓力比小于 3的閥門,這兩種機制所產生的噪聲都須要加以考慮;壓力比大于 3的閥門,沖擊噪聲是主要的,噴氣噪聲可以忽略不計。為了求出閥門的沖擊噪聲,首先要計算氣流的機械功率0.5mc2(W), 其中m為空氣通過閥門的質量流(kg/s),c為閥門上的空氣聲速。然后由圖4,b以閥門兩側的壓力比求出沖擊噪聲的總功率級和氣流的機械功率級的差值(分貝),也就是在得知氣流的機械功率級后,就可以求得閥門輻射的沖擊噪聲的總功率級。
  閥門沖擊噪聲的頻譜曲線呈拱架形(圖4,d),譜峰的頻率fp為:fp=Soc/D

式中D為閥門開口最狹處的橫向尺寸(m);So為峰值的斯特勞哈爾數。對阻塞氣流條件下的沖擊噪聲,So不是常數,而與閥門兩側的壓力比有密切關系。So和壓力比的關系曲線見圖4,c。

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