摘要 运用 Test.Lab 软件的ODS 分析和模态试验分析，本文将公司产品A 与产品B 进行了比较。在此基础上，提出改变壳体结构，以降低高频段噪音。装机试验表明，该方法取得了较为显著的效果，同时也证明了Test.Lab 软件的分析手段的有效性和快速性，也为公司产品的进一步降噪打下了坚实的基础。
1 引言
和参考样机 B 相比， 本公司产品A 的噪音在630Hz～4000Hz 频段幅值较高（参见图1.1），从OA 值看，X 方向高2.2dB,Y 方向高3dB 。因此计划降低这一频段的噪音，同时使OA 值降低2-3dB，以其达到与竞争对手相当的水平。由图1.1 可知，2000Hz 以上频段，A 样机的平均噪音都远大于B 样机，根据以往的测试数据推测是壳体引起的。因此，本文首先比较分析A 样机和B 样机壳体ODS 和模态试验的试验结果，提出了解决方法降低2500Hz 以上频段噪音较高的问题，最后装机验证。
图 1.1 A 样机和B 样机噪音值对比
2 使用的硬件可软件介绍
2.1 统组成
LMS Test Lab 振动测试系统的组成为：LMS SCADAS 305 多通道数采前端，以及用作测试分析的Test.Lab 软件部分。
2.2 硬件
LMS SCADAS 305 多通道数采前端的主机箱为24 输入机箱，包括SCSI 接口，功率要求约为260W,风机噪声很低,很适合于振动与噪声测量分析；输入通道数为24 通道电压/ICP 测量，能很方便的扩展通道数；并且能够产生2 通道的用于模态试验的激振器信号源，以及有两路转速测试通道。
2.3 软件
LMS Test.Lab 测试分析软件主要包括几何建模、常规信号采集与分析、锤击法模态测试、工作变形分析以及PolyMAX 方法模态分析等模块组成，这些模块均建立在软件平台之上，模态分析软件由前端驱动程序通过SCSI 接口将动态数据采集并存储在计算机中。本论文主要运用模态测试以及工作变形分析（ODS）等相关模块。
模态分析前进行几何建模，模态测试主要有两个模块即常规信号分析模块与锤击法模态测试模块来进行。模态分析有三种方法：模态分析、PolyMAX 方法以及工作模态分析，其中PolyMAX 方法是内嵌在模态分析中的。
进行 ODS 分析时，首先由常规信号分析进行数据采集，然后再利用工作变形分析模块进行数据分析与处理。
3 ODS 测试和模态测试
ODS 是英语Operational Deflection Shape 的缩写，即机器运转时的振型，它综合反映的机器运转时的振动情况。通过测量壳体的ODS 可大体推测主要噪声源部位。
3.1 A 样机与B 样机壳体ODS 试验对比
从图3.1 中可以看出，A 样机壳体在1600Hz 以下加速度幅值非常小，但是2000Hz 以上加速度幅值急剧增加，且形成以2500Hz 和4000Hz 的两个峰值；但B 样机在3150Hz 以下加速度幅值都很小，只有到4000Hz以上幅值才较大。
（a） 样机A 的ODS 幅值
（b） 样机B 的ODS 幅值
图3.1 样机A 和B 的ODS 幅值比较
3.2 A 样机与B 样机壳体模态测试和对比
为了进一步确定声源位置，对两个样机的壳体模态进行了测试。测试用锤击法，即取固定点为参考点，测量加速度。用力锤巡回测量冲击力，得到N 条传递函数曲线。限于篇幅，这里省略了模态振型，主要分析固有频率和传递函数。为了反映壳体综合的声辐射能力，将所得的N 条曲线累加，得到图3.2 所示的样机A 和B 的传递函数幅值。从图中可以看出，样机A 峰值1670Hz、3100Hz 和5000Hz 左右，主要是3100Hz。样机B 的峰值在1500Hz 和4600Hz 左右，主要是4600Hz。
样机 B 和样机A 比较，除了固有频率高外，更重要的是在3500Hz 以下刚度明显大于样机A。这就决定了样机A 的声辐射能力高于B。因此要通过结构改进提高A 的刚度，降低其声辐射能力，从而降低A的噪声水平。
图3.2 样机A 和B 的传递函数和幅值比较
4 改进后结果测试和分析
根据上述分析，我们设计了三种新的方案，分别为壳厚分别为3.2mm、3.5mm、4.0mm 的Case1、Case2和Case3，三者的结构刚度都比样机B 大，分别通过模态测试和噪音测试，验证更改壳体的效果。限于篇幅，这里省略了模态振型，主要分析固有频率和传递函数。
4.1 改进后传递函数测试和模态测试
图 4.1 样机A 新方案和B 的传递函数幅值和之比较
（1）B 样机壳体前两阶固有频率分别为4864Hz 和5962Hz；A 样机量产品前三阶固有频率为3249Hz、5004Hz 和5105Hz；更换新壳体后，Case1、Case2 和Case3 的第一阶固有频率分别为5692Hz、6029Hz 和6028Hz，由此可见，更换新壳体，大大提高了其噪音振动性能。
（2）从五个壳体的前几阶固有频率比较来看，A 样机量产品的固有频率最低，case B 的样机试制品固有频率最高。而case A 的样机试制品甚至还比case C 的B 样机固有频率高出800Hz。这是由于试制品的球面曲率小于B 样机的原因。
（3）从频响函数的幅值来看，A 样机量产品的最高，Case C 壳厚的A 样机试制品最低。
（4）从阻尼比来看，A 样机试制品与量产品差别较大，由于阻尼比与整机的噪音性能有很大影响，造成两者之间差别大的原因需要进一步分析。
4.2 改进后噪音测试
在测试了壳厚分别为3.2mm、3.5mm、4.0mm 的 Case1、Case2 和Case3 试制品的壳体模态，并和B样机和A 样机量产品进行了比较。在此基础上，本次试验测试了3 台Case3 的4.0mm 壳厚的噪音频谱，并和B 样机和A 样机量产品进行比较。1/3 倍频程频谱图见图4.2。
图4.2 样机A 新方案Case3 和样机B 的噪音比较
（1）A 样机壳体变更为4.0mm 壳体后，其OA 值X 向平均下降了0.9dB，Y 向平均下降了4.4dB。
（2）A 样机壳体变更为4.0mm 壳体后，800Hz 频段以下、以及2500Hz 频段以上，X 向和Y 向噪音都较小；但在1000-2000Hz 频段，X 向噪音依旧较大，在1600-2000Hz 频段，Y 向噪音依旧较大。
（3）与A 样机批量品相比，变更为4.0mm 壳体后，2500Hz 以上频段的X 向和Y 向的噪音都下降很多，这与模态测试的结论较为一致。
（4）与B 样机相比，A 样机变更为4.0mm 壳体后，X 向OA 值比样机B 高1.2dB，Y 向比样机小0.7dB。Y 向的噪音已经达到较高的水平，接下来的主要考虑降低X 向的噪音，而这主要是1250Hz 和1600Hz 的噪音较高引起的。因此下一步工作应主要考虑这两个频段的降噪。
（5）由于本次只试验了3 台4mm 厚的试制品，因此还需要进一步验证更改壳体的降噪效果以及优化壳体的厚度与形状。
5 结论
运用通过测试压缩机壳体的ODS 和模态，确定壳体刚度低是造成噪音高的主要因素，通过改进，增加壳体刚度，使噪音又明显下降，达到了预期目的。
使用 Test.Lab 进行常规态测试和模态测试，具有系统集成度高、测量速度快的特点，能够大大提高效率。
致谢
本次研究得到了 LMS 公司禹丹江的大力支持，得到了技术中心领导和同行的大力支持，特此致谢。
参考文献
[1] 肖洪亮. 噪音污染控制，武汉工业大学出版社，1998 年8 月.P5.
[2] ME’Scope 软件使用说明.
[3] LMS 软件使用说明.
[4] 傅志方.振动模态分析与参数识别，机械工业出版社，1990 年9 月.p2.
[5] 杂交试验和分析方法降低大型往复式压缩机的低频噪声和振动普度论文2002,c14-2(end)
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