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篇1：混流式水力机组减振探讨论文
混流式水力机组减振探讨论文
摘要：水轮发电机组在运行中的振动是一种普遍存在的不可能完全避免的现象,有设计、制造、安装、检修、运行等多方面的原因。但剧烈的振动可能导致水力机组结构破坏、降低运行效率和机组出力。异常振动一旦发生，小则产生噪音，大则危及安全，造成事故，给电厂带来巨大的损失。
关键词：水力机组 减振 探讨 结构优化
水轮发电机组在运行中的振动是一种普遍存在的不可能完全避免的现象,有设计、制造、安装、检修、运行等多方面的原因。但剧烈的振动可能导致水力机组结构破坏、降低运行效率和机组出力。异常振动一旦发生，小则产生噪音，大则危及安全，造成事故，给电厂带来巨大的损失。
随着机组尺寸的增大，机组部件的相对刚度减弱，固有频率降低，增加了发生局部共振的可能性。近年来，国内一些大型机组频频出现振动，如岩滩、东江、五强溪、乌江渡等大型电站都有不同程度的振动，以至于对机组的运行构成了危害和限制，即使是我国正在建设的举世瞩目的三峡机组也面临着稳定性的严峻挑战。所以，对水力机组振动问题进行研究具有十分重要的意义。
1基本概念
1．1 机组振动的原因
各种干扰力对水轮机的作用是使水轮机产生振动的主要原因。水轮机的振动可分为水力振动、机械振动和电磁振动。
a．水力振动：引起水力振动的原因有流道中水流的不均匀，卡门涡列诱发转轮叶片振动、迷宫间隙不均产生的振动、尾水管中涡带引起的低频振动等。
b．机械振动：机械振动主要是由于水轮机和发电机的结构不良或制造、安装质量较差造成的，如轴线曲折、倾斜，推力轴承安装不良以及导轴承间隙过大等。均能引起机械振动。
c．电磁振动：电磁振动主要是由于水轮发电机设计不合理或制造、安装质量不良以及转子匝间短路等所产生的不平衡电磁力造成的。
1．2 减振的方法
a．消振：即消除或减弱振源，这是治本的方法。
b．隔振：在振源与受控对象之间加1个子系统称之为隔振器，用它减小受控对象对振源激励的响应。
c．吸振：又称动力吸振。在受控对象上附加1个子系统，用它产生吸振力以减小受控对象对振源激励的响应。
d．阻振：又称阻尼减振。在受控对象上附加阻尼器或阻尼元件，通过消耗能量而使响应减小。
e．结构修改：通过修改受控对象的某些参数使振动满足预定的要求。
2减振的措施
2．1 减小卡门涡振
卡门涡主要出现在导叶和叶片的出水边，它的频率是以比较单纯的噪声形式表现出来，其频率计算式为f＝sv／d（s为斯特努哈数；d为叶片尾部脱流厚度；v为流速）。故在设计转轮、叶片或导叶时，要求机组及零部件的固有频率避开卡门涡频率，或选用在生产实践和试验研究证明是较好的叶型，而对于以投产运行的机组，则只能采取下列措施：
a．避开共振流速运行；
b．修改叶片的形状；
c．改变叶片的刚度。
如浙江省黄坛口水电站的4台HL310－LJ－230水轮机转轮，涡列频率与转轮叶片长期处于共振频率下运行，使叶片产生疲劳裂纹。采用修整叶片出水边厚度和形状的方法，改变了卡门涡列产生的干扰频率；在转轮靠上根部叶片出水边附近的叶片之间加焊14根38×4的无缝钢管撑筋，增加了转轮叶片的固有频率。这样一来，共振现象消失。
2．2 混流式水轮机组迷宫止漏环的减振
机组转动部分质量不平衡、转子迷宫环加工不圆、机组吊装时转轴不对中等都会使运行中出现迷宫间隙不均匀，产生不平衡的侧向力，激发机组的自激振动，特别是混流式水轮发电机组，其止漏装置相对比较复杂，间隙一般也较小，很容易在间隙中造成较大的压力脉动。
对迷宫止漏环的振动，可用以下方法减振：
a．向背面空腔补压缩空气。由于空气具有可压缩的特性，它使边缘间隙的流速减小，从而使振动减小，甚至消除。土耳其卡拉乔仑电厂就成功地使用了该方法，具体措施是：用一根20的管子接顶盖补气孔，另一端用胶皮管与空压机相连，在自激振动区从顶盖向水轮机补压缩空气，气压为0．4MPa。顶盖强迫补气后，振动立刻大幅度减小，自激振动消失。
b．扩大外迷宫间隙。扩大外迷宫间隙相当于增加密封间隙处的流量，从而引起背面空腔内水流流态的变化，起到消除振动的作用。迷宫间隙的扩大还使得转轮的偏心相对减小，不平衡力相对减小。一般迷宫间隙δ＝0．1％～0．2％转轮直径较合适。四川省渔子溪电站四号机组也出现过下梳齿迷宫不均匀水流所激发的振动。将转轮上冠与下环进口处的间隙由原来1mm车削至2．5mm；支撑环（基础环）过水部分车削掉20mm，其它部分车光滑，在过水面上钻40孔20个，使内外压力相同后，异常振动问题得到解决。
c．改变迷宫结构。将下梳齿改为阶梯式结构，产生的不平衡力虽然较大，但作用力方向与偏心方向相反，有利于机组稳定运行。将梳齿高度缩短、减小梳齿半径，这样可减小承受不平衡力的面积，从而起到减小不平衡力的作用。
d．在转轮下腔增设均压管，以均衡下腔水压力。在转轮下腔的下支持环上开孔，也可起到均压作用，从而减小压力脉动。
2．3 消除尾水管涡带引起的振动
水轮机在部分负荷（一般为满负荷的40％～75％）运行时，尾水管内由于复杂的涡旋运动，而出现涡带的大幅度振摆，从而引起尾水管壁及转轮的剧烈振动，严重时甚至可能造成引水管和厂房的共振。
减少已存在的脉动，可以使用以下几种措施：
a．正确选择尾水管内的流速分布，并使水流进入肘管和喉部以前，降低锥管段的流速是很重要的，建议所有机组尾水管喉部的流速不得超过3．5m／s。这样将使转轮出口流速在进入尾水管锥段时急剧降低，从而导致尾水管中心部分压力增加，同时也就减小涡旋强度和转轮叶片下面所造成的涡带大小，减小了尾水管中的压力脉动。
b．改变泻水锥或尾水管的结构。
加长泻水锥，拜德埃斯普瓦电站将转轮泻水锥伸出转轮底部约600 mm，使其处于涡带的低压真空处。经改装后，所有机组运行稳定。
加长尾水管锥段，加长锥管和加大扩散角、支墩尽量靠近下游侧，都可以增加尾水管的效率和稳定性。
加大尾水管锥角，尾水管锥角扩大后，尾水管的涡带刚刚形成即扩散消失，不能形成长尾水涡带，撞击管壁。所以尾水管相对振幅较小。
c．装设导流装置
十字架减振装置可使高负荷工况时的涡带脉动值降低70％，此法在努列克9台机组上得到实施，使水轮机出力增加9．6％。
在尾水管上装设同轴扩散管，可以控制涡带偏心距，使尾水管更加稳定，防止尾水涡带的旋进运动。同轴扩散管也可以以同轴导流片代替，导流片的大小、安放位置、距转轮远近等因素对消除涡振的效果都有明显的影响。
翼形稳流装置是一项改善稳定性效果很好的措施，其原理是在尾水管内装设翼形稳流装置组成的叶栅。当水流浇流叶栅时，改变流动方向，达到减小平均速度矩，降低压力脉动的目的。
d．补气
依据国内外有关水压脉动及补气资料分析，在中、高水头的水轮机中，当转轮直径D1＞4 m，相对振幅大于3％～5％，水压脉动绝对值大于50 kPa时，应进行补气以消除水压脉动。独联体在许多水电站上进行了最小补气研究。已查明，为了保证混流式水轮机在低负荷工况（15％～40％负荷）下稳定运行，必要的.补气量为额定出力下水流量的0．8％～1．2％；在中负荷工况（50％～70％负荷）下为0．1％～0．3％。
当转轮相对下游水位的埋入深度不超过6～7 m时，则可通过转轮中心孔和转轮泻水锥实现自然补气，这已在独联体多个中、低水头混流式水轮机上采用。
2．4 机械原因引起的振动
减小机械原因引起的振动一般要注意以下几点：
a．提高制造和安装精度；
b．防止推力头松动。推力头是推力轴承关键而重要的零件之一，要求它与轴颈配合后不允许有任何的松动产生。推力头松动后将严重威胁机组运行的稳定性。
如我国广东某电站，3台机在首次装配时均将推力头经过预热进行套装，而在检修时均取消了这一工序。运行时间增长，松动情况越来越严重。其中以3号机组最为突出，上机架水平振动大至0．095mm（要求≤0．06 mm），励磁机火花严重，机组被迫停机检修。
用收紧对称方向上的螺帽拆装推力头的传统人工机械方法，是加速推力头磨损的主要因素。建议采用油压千斤顶拆装推力头，这样可以减轻推力头拆装过程的磨损。
推力头套装前，配合面应涂防腐性强的物质，如石墨粉或二硫化钼润滑剂等，避免表面腐蚀破坏。
2．5 减小电气原因产生的振动
a．避免超／次谐波共振
水轮发电机转子的临界转速在大多情况下均高于其工作转速，经研究发现当临界转速接近于2倍或3倍工作转速时，会出现超谐波共振；对于特殊要求的水轮机组，若设计临界转速低于其工作转速，则当临界转速接近于1／2倍或1／3倍工作转速时，会出现次谐波共振。以上两种情况在机组设计中应予以避免。
b．定子铁芯组合缝的松动。机组长期运行，由于定子铁芯各部件温度变化差异引起内应力的变化不同，引起定子铁芯组合缝松紧度产生不均匀变化，从而造成组合缝的垫片损坏和松动。处理的办法是：用电钻钻开，分解定子组合缝，刮掉并清洗原有垫片，重新加垫。加垫厚度视检查合缝面间隙大小而定，一般垫片厚度比合缝间隙大0．2～0．4 mm，个别情况也可大到0．6 mm。为使铁心的合缝面紧密贴合，可采用有机玻璃合缝面垫片和环氧树脂粘结剂。
c．定子铁芯松动。定子铁芯松动是指定子铁芯迭片松动，片与片之间产生间隙。运行中常见的铁芯松动发生在铁芯根部、齿压板压指、边段铁芯以及合缝铁芯处。
定子铁芯松动处理，一般是铲掉压紧螺栓的点焊，将定子铁芯硅钢片压紧，紧固压紧螺栓和顶紧螺丝。为了预防定子铁芯的振动，可将装配好的铁芯预拉，当发电机带励磁时，随着铁芯温度升高预拉应力将降低，或变为零，甚至改变应力方向，这样能从根本上防止在铁芯中形成波浪度。
铁芯预拉可有2种方法：一是在机座承受预压的情况下进行铁芯迭片的组装，组装后再除掉预压应力；二是对机组装好的铁芯，给予预拉伸后固定在机座上。
3 机组减振的结构优化
3．1 水轮机轴承的结构
水轮机轴承的主要作用是固定机组的轴线位置，承受由水轮机主轴传来的径向力和振动力。从改善轴承受力条件出发，轴承位置应尽可能接近转轮，使转轮对轴承位置的悬臂最短，这样可使水轮机工作更稳定且轴承本身的工作条件更好。
水轮机轴承的结构型式很多，但从机组减振的角度来考虑，应优先选用水润滑的橡胶轴承。该轴承的轴承体上镶有6～12块橡胶轴瓦，用螺钉固定在轴承座上，橡胶能对机组的振动起吸振作用，且橡胶轴瓦磨损后可在背面加垫调整，或者完全更换。橡胶轴承下部不布置密封装置，轴承可以尽量靠近水轮机转轮，这样便提高了运行的稳定性。
3．2 机墩的形式和布置
发电机机墩为发电机的支撑结构，一般用钢筋混凝土建造。由于机墩要承受发电机传来的动荷载和静荷载，故机墩的设计除考虑静荷载引起的应力外，还应考虑动荷产生的扭矩、振幅，且机墩设计应以承受动荷为主，它产生的扭矩往往是主要荷载。机墩有4种型式：圆筒式、环形梁式、矮机墩及构架式机墩。其中圆筒式机墩与其它几种型式的机墩比较，其优点是刚度大，抗扭振性能好。
圆筒式机墩的风罩与发电机楼板连接方式有整体式、简支式、分离式3种。
整体式的型式可增加机墩的抗扭、抗水平力的刚度，但机墩振动较厉害时，易使楼板连同机墩一起振动，影响楼板上仪表的监测，而且因机墩混凝土的收缩易使楼板产生裂缝。
而布置简支式的机墩可避免楼板连带的振动，且可在支座处设置弹性防振垫层，起到隔振作用。故应优先选用简支式连接方式的圆筒式机墩。
3．3 合理设计转轮
转轮设计的好坏直接影响水轮机的性能，如尾水管的涡带源于转轮出口环量，合理设计转轮和流道，就有可能使转轮的稳定运行区域增加和更加趋于合理。
在转轮设计中，传统的方法经验因素占主导地位，设计结果具有一定的偶然性，往往要预先制造多个转轮来从中选择。因为在设计转轮时，以转轮前的来流为均匀来流进行转轮设计，然而不均匀来流才符合转轮前来流的真实情况。所以，比照传统转轮，按不均匀来流方法设计转轮，采用流线改型法。在流线改型设计时考虑到强度问题，可对流面翼型进行加厚处理，以满足强度要求。这样设计出的转轮压力脉动较低，且效率高。目前已设计出的优秀转轮有A616型转轮和A643型转轮。
篇2：双簧液压器减振特点研究论文
双簧液压器减振特点研究论文
安装在结构系统上的特殊构件可以提供运动的阻力,耗减运动能量的装置称为阻尼器[1]。目前市场上出现的阻尼器种类很多,按作用力方向可分为单方向阻尼与双方向阻尼;按安装位置可分为前阻尼与后阻尼;按结构形式可分为伸缩管式阻尼、摇臂式阻尼、摇臂杠杆垂直式及倾斜式阻尼;按工作介质可分为弹簧-空气阻尼、液力阻尼、油-汽阻尼、氮气液压阻尼等[2-3]。弹簧-空气阻尼器是一种利用空气粘滞性的减振装置,弹簧的作用一方面是支撑结构系统,另一方面则是将振动产生的机械能转换为自身内热而释放。液力阻尼器主要是利用液压油流经阻尼小孔时所产生的阻力来达到吸振减振的目的[4],文中主要研究的是一种双向伸缩杆式双簧液压阻尼器。
1双簧液压阻尼器结构及工作原理
1.1双簧液压阻尼器结构设计双簧液压阻尼器结构(图1)主要由液压腔、左旋外弹簧、右旋内弹簧3部分组成。液压腔用于存放液压油,利用液压油的阻尼效应来达到吸振减振的目的。左旋外弹簧主要起支撑阻尼结构系统的作用,右旋内弹簧用于改善阻尼器的力学性能,由于单一弹簧在受外界作用力时会产生相应的偏心力[5],采用左右旋两根相嵌弹簧可以改善阻尼器受力的均匀性,这就是文中双簧液压阻尼器结构的设计理念。
1.2阻尼器工作原理双簧液压阻尼器外部结构(图2)主要包括上下支点、上下端盖、内外圈左右旋弹簧。内部结构(图3)主要包括上下液压腔、活塞杆、内置弹簧、活塞、密封圈、底阀、阻尼小孔及U型液压缓冲腔。上下支点主要用于固定阻尼器结构的安装位置,当上下支点受到外界挤压激振力,活塞杆往下运动,下腔液压油经阻尼小孔流入U型液压缓冲腔。当激振力较大时,活塞杆下降至一定高度,U型液压缓冲腔油液充满,下腔油压增大,活塞上阻尼小孔打开,少许液压油流入上腔;激振力减小时,U型液压缓冲腔液压油经底阀阻尼小孔流回下液压腔,阻尼器完成一次吸振减振过程。在活塞杆下降或上升过程中,上下液压腔空间增大,油压减小,部分区域出现真空,产生空穴现象[6],这种现象对于阻尼系统是非常不利的,要尽量避免。在结构上文中采用两种方法:增设内置弹簧和活塞上增加阻尼小孔。
2阻尼器随机振动测试试验
2.1试验模型建立将双簧液压阻尼器安装在绿源KGS-3H电动车左右两侧作为后阻尼减振器,安装角度为60°(与地面夹角)。图4为2自由度双输入双输出随机振动测试试验简化模型。假设所建立的系统是线性系统,根据线性系统可知系统的响应信号满足叠加原理[7],即激励、系统、响应三者在时域内的关系为。
2.2随机振动试验测试试验选用HEV-50电磁激振器作为系统输入,输入信号选用D级路面谱白噪声随机激振力[9],双簧液压阻尼器安装在绿源KGS-3H车型后阻尼减振悬架上,响应信号选用ICP压电式加速度传感器BQW(灵敏度100mV/g)进行拾取,信号采集、处理选用VXI数据采集模块AgilentE1432A(8通道)。同样的,选用一组同规格单簧左旋液压阻尼器YMT-B1安装在同一车型上,进行随机振动测试试验,并比较两者的减振特性。试验过程:分析频带f为0~100Hz,谱线数为400线,采样点数为1024点(一帧)。对多次试验所得的响应信号加以平均得到响应点2处加速度响应双谱。试验测试框图如图5所示,D级路面谱白噪声如图6所示,单簧与双簧阻尼系统单位脉冲如图7所示,单簧与双簧响应点2处的双谱幅频如图8和图9所示。从图8和图9响应信号双谱幅频图分析可知,双簧液压阻尼系统在响应点处的双谱幅频图在空间表现为能量谱线的均匀分布,在谱线数值上与单簧双谱相差2个数量级;单簧液压阻尼系统在响应点处的双谱幅频图在空间则表现为能量谱线的集中分布,并伴有少量谱的能量泄漏,这是单簧液压阻尼器受偏心力作用下的一种能量谱表现形式。
3双簧液压阻尼器动态减振特征曲线
双簧液压阻尼器结构的动态减振特性主要表现为两条特征曲线,即阻尼力随时间变化的曲线和阻尼力随速度变化的`曲线。经多次试验测试平均,利用描点法,基于最小二乘曲线拟合得到阻尼器结构的动态减振特征曲线,如图10和图11所示。图11中阻尼力随速度变化的特征曲线为一滞回曲线,即顺过程与逆过程所产生的阻尼力并不相同。
4结论
(1)提出了一种采用左右旋相嵌式双簧结构阻尼器设计方案,并用试验测试双谱方法验证了阻尼器的力学特性,提高了阻尼器的使用寿命。
(2)采用高阶谱检测单簧与双簧液压阻尼器的减振性能,提高了试验对比结果的精度,实现了减振性能的定量比较。
(3)通过试验描点法与最小二乘曲线拟合法获得了双簧液压阻尼器的动态减振特征曲线,为阻尼器结构的减振性能与力学特性研究提供有利的技术支持。
篇3：北京地铁八通线减振降噪措施论文
北京地铁八通线减振降噪措施论文
【摘要】
简述八通线轨道的减振设计和对沿线环境敏感点所采取的措施。
【关键词】
轨道 减振降噪 声屏障
北京地铁八通线为城市居民出行提供了极大的方便,也带来了振动和噪声问题。车辆在传统的地铁轨道结构体系上运行,会对附近地面建筑物产生振动和噪声影响。一部分振动和噪声是由于轨道不平顺导致轮轨撞击而产生的,这种噪声通过空气介质传播到建筑物,称为一次噪声;由于轮轨撞击引起高架桥振动而产生的噪声称为二次噪声。振动通过轨道结构―道床―(高架桥桥墩―地基) ―地基传到建筑物上,再通过建筑物结构本身的耦合放大而激发出楼板的低频振动,振动源中没有衰减掉的低频成分(20～500 Hz) 则通过墙壁和底板激发出固体声(二次噪声) 。
对城市轨道交通振动和噪音必须标本兼治,有针对性地采取减振降噪措施,确保在线路开通后取得良好的环境效益。
1 轨道结构设计
城市轨道交通产生振动和噪音的根源在于轮轨关系,因此必须改善轮轨关系,减少振动和噪声。
1.1 钢轨选择
钢轨的选择应保证轨道具有良好的动力响应特性和稳定性,在长期运营中保持良好的平顺性,养护维修量少,使用寿命长。材质强韧性差的钢轨经列车长期运营碾压后,其轨顶面将产生塑性流变而剥离掉块或出现波形磨耗,导致轨顶面不平顺。一些工业发达国家把60 kg/m 钢轨作为主要轨型,材料采用优质钢种, 以提高其强韧性,减少运营过程中出现的轨面不平顺。采用重型钢轨对降低噪声有利。八通线选择60 kg/m 钢轨作为正线的工作钢轨。
1.2 道床及扣件设计
八通线有一多半线路为高架线,应优先采用整体道床结构,以减少养护维修工作量,增加轨道的稳定性,保持轨道整洁、美观。为增加轨道的弹性,钢轨扣件采用双弹性垫层设计,即在轨下和分开式扣件铁垫板下均设静刚度系数较小的橡胶垫板,钢轨支点的整体静刚度为25～30 kN/mm 。整体道床块按6 m 间隔设计成条状,并与桥梁通过连接钢筋形成整体,增加惯性质量,降低道床的固有振动频率。
对于地面线,广泛采用碎石道床、预应力混凝土枕和弹性扣件。选用一级道碴,防止发生道床板结,保持轨道弹性。在采取轨道加强措施的同时,对路基填料和压实度提出了较高的要求,确保路基坚实、稳定、牢固。
1.3 铺设无缝线路
普通线路由于存在钢轨接头轨缝而造成轨面的原始不连续,列车通过时发生较大轮轨冲击而导致钢轨振动,产生冲击噪音。
由于北京地区的昼夜温差较大,在拆除侧模后,及时加盖草帘,避免产生温度裂缝。将标准长度的钢轨焊接成长钢轨,减少钢轨接头数量,可大大减少钢轨接头冲击引起的振动和噪音。大量测试结果表明,钢轨接头处的轮轨噪音比非接头部位增加5～7 dB (A) 。八通线在具备无缝线路铺设条件的地段,全部铺设无缝线路。
1.4 高架车站轨道减振措施
根据《八通线项目环境影响报告书》的预测,该线对沿线环境振动影响不大,因而没有提出轨道结构需采取减振措施的要求。但考虑到本线高架车站均为站桥合一的框架结构,车辆通过时将会激发车站框架的振动,对车站工作人员及设备不利,因此全部高架车站及四惠和四惠东站轨道均采取减振措施。根据既有地铁车站的振动情况和北京地铁轨道养护维修的经验,充分征求运营部门的意见,经论证决定采用轨道减振器扣件以降低轨道振动。
1.5 加强轨道养护维修
轮轨不平顺是导致轮轨冲击振动和噪音的主要原因,主要包括车轮不圆顺(存在扁疤、擦伤等) 及轨道不平顺(存在钢轨波浪磨耗、高低不平顺、钢轨接头、轨距突变等) 。
车轮存在扁疤后,轮踏面与轨面不规则接触,产生强烈的稳态振动和噪音。在列车运行中,轮轨不平顺使得轮轨关系恶化,引起动荷载明显增大,从而加速了轨道磨耗、破坏,导致轮轨振动和噪声增大。测试表明:经打磨轨道不平顺后,在振动频率为8～100 Hz 范围内,区间轨道振动下降4～8 dB , 站台轨道振动下降5～15 dB 。因此,控制轨道不平顺是降低轮轨噪声和振动的.有效措施。
北京地铁八通线要制订严格的轨道养护维修计划,加强日常轨道几何状态的检查检测,及时消除轨道不平顺,定期对钢轨走行部位进行打磨,使轨顶不平顺≯0.2 mm 、轨头侧面不平顺不超过±0.3 mm 。加强车轮踏面的检测,定期镟轮消除扁疤。
2 噪声防护
噪声防护的对象主要是列车运行时辐射的稳态噪声和各种与列车有关的间歇(突发) 性噪声。八通线地铁的稳态噪声来源于列车运行时的轮轨噪声及机车动力装置的噪声。除了改进轨道结构设计外,还必须采取措施进行噪声治理。
2.1 防护方案
八通线采用在噪声敏感地区设置声屏障的办法, 改善沿线的噪声环境质量。根据噪声敏感点所处的位
置,采用了直立型单面和双面吸声及下部直立、顶部为弧形的声屏障形式。
声屏障的位置要满足车辆限界和建筑接近限界要求、线路养护要求(不影响对地基、道床、轨枕、钢轨的保养维护工作) 及轨道交通安全运营之要求,声屏障结构要满足屏障本身的安全要求(能够抗风载、雪载及抗震) 。声屏障高度和长度设计要使声屏障安装完毕后能够得到较好的隔声降噪效果。
2.2 声屏障结构形式
根据不同的噪声敏感点及其所处环境,采取不同的结构形式。本工程采用国内外常用的直立式和直立加顶部弧形的声屏障形式,在声屏障中间的列车车厢高度位置设置透明部分,使列车内的乘客能够观赏到屏障外部的景观。
2.3 声屏障材料选择
声屏障的选材要兼顾其降噪隔声功能及外观,要综合考虑造价、质量和美观问题,要做到高标准严要求。吸声材料应有较高的吸声和隔声效果,透明材料要有较好的耐老化、抗紫外线性能,避免日后出现降噪效果不理想、景观效果差及增加维护工作量。
吸声部分采用波浪吸声板, 面板及背板均采用1.2 mm 厚铝板,平均吸声系数NRC ≥0.90 , 隔音指数Rw ≥25 。内部吸声材料采用无碱憎水玻璃布包裹离心玻璃棉,平均吸声系数NRC ≥0.95 。透明部分采用夹胶玻璃,两外层为5 mm 厚玻璃, 中间为0.76 mm 厚透明胶膜,隔音指数Rw ≥25 。各部件间连接用胶垫采用热缩性能良好并耐老化的橡胶,建议采用SANOPRANE 热塑弹性体。通过在敏感地段实施声屏障隔声降噪措施后,可将列车运行产生的噪声降低到8 dB (A) 左右。
3 结语
从改进八通线轨道结构设计入手,从根源上降低轮轨冲击振动以减少噪音的产生,是改善八通线沿线环境敏感点噪声环境的主要措施。设置声屏障是降低一次噪声对周围环境影响的有效措施。通过标本兼治,将大大改善八通线沿线的声环境质量,使环境敏感点的声环境达到国家环境振动与噪声标准的要求,实现最大的环境效益。
篇4：混流式水轮机转轮流场单向双向流固耦合数值的分析比较研究论文
混流式水轮机转轮流场单向双向流固耦合数值的分析比较研究论文
由于流固耦合问题考虑到流体和结构之间存在的相互作用的特性，既涉及流体域求解又涉及固体域求解，使得计算结果更接近物理现象本身的规律，近年来在水轮机虚拟设计、仿真及振动特性分析中应用得越来越广泛和深入。目前，流固耦合的求解问题有顺序单向耦合(后文均用单向耦合表述)和迭代双向耦合(后文均用双向耦合表述)。梁权伟等运用单向耦合的方法进行了三维旋转流动所产生的水压力作用下转轮体的静强度特性分析及转轮在水介质中的模态分析，陈香林等计算并分析了应力刚化及流体压缩性对混流式水轮机叶片动力特性的影响，张双全、李海亮等运用ANSYS-CFX软件进行了转轮应力、位移等力学特性计算和分析。由于单向耦合只考虑流体压力对于结构场的影响，不考虑结构场对流场的影响，计算结果在原理上存在误差。
近几年，随着流固耦合技术和计算机软、硬件技术的发展，双向流固耦合算法研究及应用逐渐引起学者的重视。在水力机械双向流固耦合计算方面，目前可查文献还较少，张立翔等利用广义变分原理进行了水轮机叶片双向流固耦合模态分析，计算的模态频率与试验测试值基本吻合，H Schmucker等借助AN?SYS-CFX软件计算了低水头水轮机转轮叶片单向耦合和双向耦合问题，发现转轮刚度对计算结果的一致性影响很大，肖若富等通过对流体方程和结构方程的双向迭代分析了水轮机转轮在双向耦合下的应力特性，得出转轮变形量大小是单、双向耦合计算结果差别的重要因素的结论。
本研究结合某小型水电站水轮机建立精确的蜗壳、转轮、尾水管流道模型，进行低水头低转速和高水头高转速两种工况下单、双向流固耦合计算对比，并对计算结果进行分析。
1 流固耦合理论
通常流体流动的守恒定律包括质量守恒、动量守恒、能量守恒，对于一般不考虑能量传递的水轮机内部水流运动可以用如下质量守恒方程和动量守恒方程来描述。
2 计算模型
本研究结合某小型水电站型号为HL360A-LJ100的混流式水轮机建立了精确的`水轮机蜗壳、叶轮和尾水管三维模型，将模型导入ANSYS-CFX软件，所生成的全流道流体模型及转轮模型。
在水轮机数值模拟中，转轮及其所在的流体域是分析的重点。转轮材料为合金钢0Gr3Ni5Mo，密度7 850 kg/m3，弹性模量210 MPa，泊松比0.3，转轮直径1 000 mm，叶片数13。由于流体域和结构域形状都异常不规则，该计算中采用自适应网格划分，单元尺寸通过设置relevance值进行控制(该方法可根据物理场的特性及relevance值自动控制网格大小)，为保证计算精度，该计算中将relevance值设为最大值100。
3 边界条件和计算工况
流体域为由蜗壳、转轮、尾水管包围的全流道，流场入口压力设定为由水头产生的静水压力，流场出口设定为开放式出口，出口压力为一个标准大气压，转轮所在流体域与转轮结构体接触部分定义为流固耦合边界。转轮是水轮机中最为关键的旋转过流部件，可指定其所在水体的旋转速度。在结构分析中，本研究根据转轮在运行时的受力特点，在转轮上冠与发电机主轴连接处施加沿着转轮轴向的位移约束以及绕轴旋转的力矩约束，力矩方向与转轮旋转方向相反。
4 计算过程及结果分析
4.1 计算过程
为了比较两种耦合算法计算结果的区别，本研究分别采用单向耦合法、双向耦合法对转轮进行应力计算。
本研究首先在模块C中对水轮机流场进行全流道CFD分析，计算得到叶片表面的水压力分布;然后通过流固耦合边界把水压力分布传递给转轮，在模块D中进行转轮应力计算。
4.2 结果分析
对比表3、表4可得出如下结论：
(1)流体域和结构域的耦合作用越强，则采用单向耦合得到的计算值偏差也越大。如前所述，由于顺序单向耦合不考虑固体对流体的作用，相当于令双向流固耦合离散式(5)中的Afs=0 ，在原理上存在计算偏差，流固耦合越强，则计算偏差越大。工况1(相对弱耦合)下流体域最大绝对压力、静态坐标系中的最大速度和结构域转轮上的最大正应力、最大弹性应变、最大总位移的偏差值分别为 6.78%、6.29%、2.39%、2.13%、0.69%;工况2(相对强耦合)下上述5个物理量对 应 的 偏 差 值 分 别 为 14.22% 、9.98% 、35.02% 、35.00%、32.30%，工况2下5个物理量的相对偏差全面大于工况1的单向偏差。
(2)无论是流体域还是结构域中，5个物理量的单向耦合最大值均小于相应工况下双向耦合最大值。
5 结束语
为了比较水轮机转轮单向流固耦合和双向流固耦合两种算法计算结果的区别，本研究以浙江省境内某小型水电站混流式水轮机为对象，采用UG三维造型软件建立了构成水轮机流道的3个基础部件-蜗壳、转轮、尾水管的精确三维模型。将该三维模型导入ANSYS-CFX软件，生成对应的流体域及结构域计算模型，在该模型的基础上计算了低水头、低转速工况和高水头、高转速工况下的单向、双向流固耦合问题。最后对比了两种工况单向、双向耦合时转轮表面流体域上的最大压力、最大速度及转轮结构域上的最大应力、最大应变、最大总位移等关键计算值，并结合双向流固耦合离散方程简要分析的基础上得出如下结论：
(1)由于单向耦合不考虑结构域变形对流体域的影响，在原理上存在计算偏差，通过将本研究两种工况下的单向流固耦合计算结果对比显示，单向耦合作用越强，计算偏差越大;
(2)笔者对同一流场和结构场(网格划分、初始条件、边界条件均相同)构成的流固问题分别做单向、双向耦合方法做计算时，无论是流体域还是结构域的计算值，相同节点的单向耦合计算值均小于理论上更为精确的双向耦合计算值。
上述结论对水轮机流道设计、转轮及叶片设计、转轮应力特性计算均具有参考意义。
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