资料-基于LMS Test.lab的破壁机振动噪声研究

1 引言
随着豆浆机使用的日益普及，作为豆浆机升级产品的破壁机因转速高破碎效果好等因素而受到市场的青睐，而噪声问题成为影响破壁机性能体验的关键因素。

而振动噪声问题的解决不仅需要信号的采集，同时需要对信号处理分析等要求。

LMS b是一整套的振动噪声试验解决方案，是高速多通道数据采集与
试验、分析、电子报告工具的完美结合，包括数据采集、数字信号处理、结构试验、旋转机械分析、声学和环境试验。

通过LMS b的采集分析系统可以获得破壁机实际的模态振型和ODS振型，与CAE振动响应仿真结合，从而为得出了有益的结论。

为破壁机的振动噪声研究提供了一个新的思路和方法。

2 传递路径分析与声源识别
2.1 破壁机噪声传递路径分析
破壁机主要由机头（含电机，控制板，刀架等）、机壳（盛装食材）、底座（支撑机身）三部分构成，工作时电机超高速运转（14900rpm），带动不锈钢刀片，在杯体内对食材进行超高速切割和粉碎，从而打破食材中细胞的细胞壁，将细胞
噪声主要来源和传递路径分析
2.2
声压全息法测试: 对破壁机采用近场声压测试，用麦克风测试距离被测物体表面10mm处的声压，获得各个点的频谱，然后按照频段将各个点的值画成等高线，数值大小用颜色表示。

图2 声压全息法声源识别（250HZ）
声压全息法测试结果显示：转速基频250Hz异音为主要异音频率，主要集中在杯座和底座，其中底座主要是3个侧面辐射出去，基座底部基频噪声较高，靠近后排风口处最高。

3仿真模型与测试的对比及分析
3.1 建立结构有限元模型和模态几何模型
仿真边界条件设置：整个破壁机采用重力作用下的预应力分析，底座胶垫底面和地面采用固定支撑，转子表面添加频率为250Hz的旋转离心力2.167N，杯中的水用质量点等效，绑定在杯子中部。

将偏心力加载到电机结构有限元模型中，进行振动响应分析，获得各倍频下的振动响应（重点为基频）。

图3 整机有限元3D模型图4 整机模态测点几何模型
3.2 ODS和模态测试分析
利用LMS b的Modal模块和ODS模块对整机的模态和ODS进行测试，重点关注基频附近的模态振型。

通过ODS振型与谐响应仿真对比，可验证仿真
的准确性。

图5 整机ODS@基频238-270Hz 图6 整机谐响应仿真@250Hz 对比结果显示：电机基频250Hz激励下杯座振动谐响应振型和ODS测试结
果符合，推测激励源为电机的不平衡力。

降噪方法是降低电机的不平衡力，或通过隔振设计，降低传递到底座和杯座上的振动。

同时通过对比238-270Hz的ODS振型和结构模态，发现杯座无250Hz附近
模态频率，而在基座上存在多个局部模态，基座模态测试如下图所示：
图7 基座模态测试图8 基座模态@240Hz 底座上存在250Hz附近局部模态以变形为主，而整机基频的振动为刚体振动，也有一定的变形量，固可通过改进基座结构，增加刚度，减少基座变形量，可以减少基座振动，从而减少声辐射，但这不是主要影响因素。

5 最终降噪方案
通过上述LMS b 软件里ODS 振型与CAE 振动响应仿真结果对比，可知250Hz 激励源为电机的不平衡力引起，而由于破壁机实际工作状态导致电机不平衡力不可避免，无法直接降低电机的不平衡力，最终确定250Hz 基频噪声的解决方案为采用隔振结构的方案，降低传递到底座和杯座上的振动，最终方案及效果对比如下：
图9减震垫实物 图10 减震垫参数对比
图11 阻尼垫前后噪声测试值对比
采用高阻尼减振垫对比原橡胶垫相比，声压级在250Hz 基频段降噪8dB(A)左右。

表1最终方案声功率优化结果对比 010
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原机采用高阻尼减振垫频率/Hz d B （A ）
采用减振垫+工字垫方案的平均声功率相比原方案可降低3.76dB(A)，该方案作为最终优化方案。

6 结论
本文主要是解决破壁机高速工作时噪声大问题，从噪声机理和振动传递路径分析入手，通过LMS b软件与CAE分析软件相结合，对破壁机系统的模态，ODS和振动响应进行分析，通过CAE振动响应仿真与ODS测试结果对比，验证了仿真的准确性，同时明确了噪声的激励源和传递放大位置，为噪声优化方案指明了方向，通过对破壁机的隔振进行重新设计后，声功率降低明显，满足使用要求，也证明了LMS b与CAE有限元分析软件结合的方法对于解决机电产品的振动噪声问题是行之有效的。