基于動力吸振的變壓器降噪方法研究

吳 健，馬建剛，耿明昕，申 晨，王 綠，趙亞林

（國網(wǎng)陜西省電力公司電力科學研究院，陜西西安 710100）

0 引 言

長期以來動力吸振器作為一種重要的減振降噪手段，在航空、航天、船舶及汽車領域有著廣泛的應用，而在電力行業(yè)應用較少[1-4]。動力吸振器是Frahm于1909年發(fā)明，并將其應用于德國郵船防搖水箱上[5]。隨后人們在Frahm研究的基礎上，豐富發(fā)展了動力吸振理論。其發(fā)展大致經(jīng)歷了從單自由度到多自由度、從離散型到連續(xù)型、從線性到非線性、從被動式到主動或半主動式的發(fā)展歷程。動力吸振器提出之初主要應用于機械振動或由其引起噪聲的控制，通過在振動傳播途徑及聲輻射結構表面安裝吸振器，降低系統(tǒng)振動能量，進而達到降低輻射聲能量的目的[6]。Jolly等[7]通過在彈性板表面附連動力吸振器，實現(xiàn)了吸振頻率附近輻射聲功率的有效降低。在隔聲領域研究比較少，孫朝暉等[8]通過在飛機壁板上附連動力吸振器，使飛機壁板結構單頻隔聲量得到了明顯增加。動力吸振器主要針對低頻線譜噪聲具有良好的抑制作用，這與變壓器100、200 Hz等工頻倍頻線譜噪聲輻射特性相一致，且傳統(tǒng)的隔聲技術在高頻能取得顯著隔聲效果，但對低頻噪聲隔離效果不佳，將吸振器應用于變壓器減振降噪具有良好的應用前景。

1 動力吸振隔聲降噪理論

1.1 振動響應

對于勻質板結構，安裝局部附連阻抗結構后，板與附連結構在接觸點處相互作用，局部附連阻抗結構對板的作用通過力或力矩的形式反饋于安裝位置處。此時，板振動方程可表示為

考慮到耦合點處，直簧對板的作用力為

1.2 吸振器阻抗

對于一個最簡單的單彈簧振子動力吸振器，其結構示意如圖1所示。該模型阻抗表達為

將阻抗表達代入系統(tǒng)振動方程，即可計算得到系統(tǒng)在動力吸振處理后板結構振動響應情況。

圖1 單彈簧振子動力吸振器結構示意圖Fig.1 Structural diagram of dynamic vibration absorber with a single spring vibrator

1.3 聲輻射

對于規(guī)則結構，如簡支柱殼、簡支矩形板等，在結構振動響應已知的情況下，可根據(jù)流固耦合邊界條件，利用模態(tài)法等解析方法完成聲輻射的精確計算。而對于結構稍復雜的情形，通常采用基于瑞利積分的單元法進行近似計算。該方法將結構輻射面劃分為許多小的輻射單元，輻射面網(wǎng)格劃分示意如圖2所示。

該方法將每個單元作為輻射源，并將各聲源輻射聲場疊加得到總輻射聲場。其中，板結構輻射聲功率可通過式（4）計算[9]：

圖2 結構表面聲輻射單元劃分示意Fig.2 Division of acoustic radiation units on structural surface

在振動響應數(shù)據(jù)獲取基礎上，利用瑞麗積分方法，即可計算得到系統(tǒng)輻射聲功率。進而通過對比在動力吸振處理前后系統(tǒng)聲輻射變化情況，可以了解動力吸振降噪性能。

2 聲學建模

為模擬變壓器聲輻射，建立“油-板-空氣”聲場模型，其中液油側單位聲壓輸入，模擬變壓器內(nèi)部聲源，勻質板模擬變壓器器壁，而空氣側模擬變壓器外部聲場。為了解動力吸振對變壓器聲輻射的影響，同時建立了“油-板+吸振器-空氣”聲場模型，其中，吸振器質量為2 kg，吸振器剛度為8.38×105N·m-1，通過對比相同輸入情況下，系統(tǒng)聲輻射的大小實現(xiàn)對動力吸振隔聲性能的驗證。圖3給出了吸振處理前后結構聲輻射模型。圖3（b）所示模型是在圖3（a）所示模型基礎上，在勻質板中央空氣側增加了吸振結構而建立的。根據(jù)吸振器剛度及質量參數(shù)可計算得其阻抗曲線，如圖4所示。

由圖4可見：阻抗隨頻率的增大，先增大，在頻率100 Hz附近存在極大值，該頻率也稱為反共振頻率，該頻率處激勵點響應為 0；高于反共振頻率點之后，隨頻率的增加阻抗逐漸減小，并趨于常數(shù)，該常數(shù)即為彈簧剛度。進一步將吸振系統(tǒng)阻抗參數(shù)代入系統(tǒng)聲輻射求解式，即可獲得模型的聲場數(shù)據(jù)，進而完成動力吸振降噪性能。

圖3 板隔聲模型Fig.3 Sound insulation model of plat

圖4 動力吸振器阻抗曲線Fig.4 Impedance curve of dynamic vibration absorber

3 降噪性能分析

3.1 峰值頻率處降噪設計

為更真實模擬吸振器對變壓器輻射噪聲的抑制效果，以一類變壓器結構為例，開展變壓器動力吸振減振降噪仿真計算，給出類變壓器結構聲輻射有限元模型如圖5所示。

圖5 類變壓器結構聲輻射有限元模型Fig.5 Finite element model of the transformer-like structure for sound radiation analysis

圖 5中類變壓器結構基本尺寸為 1.4 m×1.0 m×1.2 m，內(nèi)部填充絕緣油，器壁為鋼質結構，底部采用固定約束模擬實際安裝環(huán)境，外部為半無限流體場，內(nèi)部絕緣油流體場施加單位源強白噪聲載荷。計算類變壓器結構的輻射聲功率，曲線如圖6所示。

圖6 類變壓器結構輻射聲功率曲線Fig.6 Radiated sound power curve of the transformer-like structure

由圖6可見：類變壓器結構輻射聲功率在23.2、31.2、55.1、76.0、94.0、121.0 Hz等頻率處出現(xiàn)峰值，在總輻射聲功率中占重要作用。為實現(xiàn)峰值頻率處噪聲控制，分別以輻射聲功率前4個峰值頻率為目標，開展動力吸振降噪設計。圖7給出了前4個峰值頻率處的結構振型。

圖7 前4峰值頻率處結構振型Fig.7 Structural vibration modes at the first four peak frequencies

由圖7可見：頻率為23.2 Hz時結構頂部中心位置附近振動最大；頻率為31.2 Hz時與x軸垂直兩側面中心位置振動最大；頻率為 55.1 Hz時與 y軸垂直兩側面1/4、3/4高度居中位置附近振動最大；頻率為76.0 Hz時與x軸垂直兩側面1/4、3/4高度居中位置附近振動最大。為降低各峰值頻率輻射聲功率，將相應頻率動力吸振器布置在與對應振型最大振動位置處，各峰值頻率動力吸振器布置示意如圖8所示。

針對圖8中各峰值頻率處的動力吸振器布置方案，計算各分析模型，給出不同峰值頻率降噪設計條件下與降噪前輻射聲功率對比，結果如圖9所示。

圖8 前4個峰值頻率降噪設計動力吸振示意圖布置Fig.8 Arrangement diagrams of dynamic vibration absorbers for noise reduction at the first four peak frequencies

由圖9可見：相較于降噪前，不同峰值頻率動力吸振減振降噪處理后，類變壓器結構輻射聲功在相應頻率處均有顯著降低；第一峰值頻率 23.2 Hz處，降噪處理后，輻射聲功率由降噪前的116.8 dB下降至90.5 dB，而其他頻率處噪聲變化不大，部分峰值頻率有所偏移，峰值數(shù)據(jù)有所下降。這主要受動力吸振器附加質量及阻尼影響，考慮實際運行變壓器輻射噪聲呈工頻倍頻線譜特性，非工頻倍頻頻率處激勵近似為0，上述分析頻率偏移不會產(chǎn)生新的噪聲，對實際運行變壓器動力吸振降噪效果影響不大。類似的，第二、三、四峰值頻率降噪處理后，在相應頻率處聲功率均下降明顯，分別下降約28.2、16.9和17.4 dB，受動力吸振附加質量影響，部分峰值頻率發(fā)生偏移。

圖9 不同峰值頻率降噪設計輻射聲功率曲線Fig.9 Radiated sound power curves of noise reduction design at different peak frequencies

3.2 非峰值頻率處降噪設計

與峰值頻率處降噪設計不同，對于白噪聲激勵下非峰值頻率處，結構本身輻射能力比較弱，若要實現(xiàn)該頻率處噪聲進一步降低相對困難。以100 Hz頻率處降噪設計為例開展非峰值頻率處降噪設計。100 Hz下類變壓器結構總加速度及x、y、z方向振動加速度振型如圖10所示。

圖10 100 Hz結構振動加速度分布云圖Fig.10 Cloud charts of structural vibration acceleration distributions at 100 Hz

由圖10可見，總加速度在與y軸相垂直的側面較大（圖 10（a）），且兩相對側面振型為反對稱模式，結構聲輻射呈“呼吸”模態(tài)，聲輻射能力較弱；類似的，x軸垂直側面振型也呈反對稱，振動較 y軸垂直側面要小，聲輻射貢獻較??；z軸垂直頂面振動相對集中，但相較其他側面振動要小，聲輻射貢獻有限。這與圖9所示該頻率下結構輻射聲功率為84.2 dB，聲功率值在分析頻率范圍內(nèi)最小結論相一致。為實現(xiàn)100 Hz結構聲輻射控制，需對結構振動進行整體控制，進行多動力吸振降噪設計。為設計方便，分析中采用陣列布置方案，類變壓器附連吸振器有限元模型如圖11所示。

動力吸振器的質量為 2 kg，剛度為 8.38×105N·m-1。將吸振器安裝于變壓器縮比模型側面及頂部。求解有限元模型，并給出頻率為100 Hz時，動力吸振器安裝前后系統(tǒng)聲場分布對比云圖分別如圖12所示。

圖12 類變壓器安裝動力吸振器前后系統(tǒng)聲場分布對比云圖Fig.12 Cloud charts of sound pressure distributions of the transformer-like structure before and after attaching dynamic vibration absorbers

由圖 12可見：動力吸振器安裝前，球面聲場聲壓級60 dB左右，而作動力吸振處理后聲壓級降低到30 dB左右，頻率為100 Hz時輻射噪聲控制效果顯著。為更清楚動力吸振對變壓器聲輻射的影響，圖 13給出了類變壓器在安裝動力吸振器前后輻射聲功率對比曲線。

圖13 類變壓器在安裝動力吸振器前后輻射聲功率對比Fig.13 Comparison of radiated sound power curves of the transformer-like structure before and after attaching dynamic vibration absorbers

由圖13可見：在頻率100 Hz處類變壓器輻射噪聲呈現(xiàn)明顯的谷值特性，較減振降噪處理前，輻射聲功率級下降約33.5 dB，降噪性能顯著，其中一個重要原因就是系統(tǒng)加速度的下降，如：y軸垂直側面y向加速度級下降13.2 dB，引起系統(tǒng)整體輻射能力的有效降低。其他頻率處輻射聲功率相較抑振處理前略有起伏，大部分頻段輻射聲功率有所下降，部分輻射聲功率峰值略有增加，輻射聲功率峰值頻率有所偏移，這主要是由于：吸振器的安裝，一方面增加了系統(tǒng)質量，提高系統(tǒng)能量的存儲與消耗，有利于系統(tǒng)輻射聲功率降低；另一方面也改變了系統(tǒng)剛度，質量與剛度的變化，引起系統(tǒng)固有特性的變化，最終引起輻射聲功率峰值頻率的偏移?？紤]實際運行變壓器工頻倍頻線譜激勵特性，上述分析中頻率偏移及部分峰值增加不影響實際變壓器動力吸振降噪效果。

4 現(xiàn)場試驗

論文以成都110 kV鄰港變電站1號主變壓器為研究對象，開展了動力吸振器設計與現(xiàn)場試驗工作。動力吸振器現(xiàn)場安裝如圖14所示，變壓器外殼表面共布置60套，每套動力吸振器外輪廓尺寸340 mm×100 mm×80 mm。

為驗證吸振器減振降噪效果，開展了吸振器安裝前后設備聲壓對比測試，測試中使用B&K2250聲級計。聲壓測點布置如圖15所示，測點距設備輪廓線1 m，位于變壓器高度1/2處。

給出吸振器安裝前后1號主變壓器1 m處聲壓測試結果對比如圖16所示。

圖14 動力吸振器現(xiàn)場安裝照Fig.14 Field installation photo of dynamic vibration absorbers

圖15 變壓器聲壓測點布置圖Fig.15 Layout of measuring points of transformer sound pressure

圖16 動力吸振器安裝前后各測點100 Hz聲壓對比Fig.16 Comparison of sound pressures of 100 Hz at each measuring point before and after installing dynamic vibration absorbers

由圖16可見：100 Hz時，1號主變壓器在動力吸振器安裝之后大部分測點聲壓較安裝前有一定下降，部分測點聲壓下降量達 15 dB，少部分測點聲壓略有增大，但增大幅度很?。ǎ?.2 dB），變壓器整體噪聲得到很好抑制，平均降噪量＞3 dB。

5 結 論

針對變壓器等電力設備工頻倍頻線譜噪聲輻射特性，本文提出了一種基于動力吸振的變壓器減振降噪方法。建立了勻質板及附連吸振器板隔聲模型，通過對比勻質板及變壓器縮比模型在吸振處理前后的聲輻射情況，分析了其降噪性能，得到如下結論：

（1）動力吸振器對低頻線譜振動及噪聲均有良好的抑制作用。

（2）對于峰值頻率處結構降噪可通過在振動最大位置處進行動力吸振降噪處理。

（3）對于非峰值頻率，特別是類偶極子聲源頻率處需在結構表面布置多個動力吸振器，通過降低系統(tǒng)整體振動達到降低聲輻射的目的。

（4）吸振器現(xiàn)場試驗降噪效果良好，基于動力吸振的變壓器降噪技術可行。動力吸振技術具有良好的低頻線譜振動噪聲抑制作用，與電力設備噪聲特性非常吻合，在輸變電降噪工程中具有廣闊的應用前景。