吉日格勒,劉 暢,蔡志欽,肖望強(qiáng),邱開(kāi)心,陳 晨

(1.國(guó)家能源集團(tuán)準(zhǔn)能集團(tuán)有限責(zé)任公司,內(nèi)蒙古 鄂爾多斯 017000;2.廈門大學(xué) 航空航天學(xué)院,福建 廈門 361000;3.國(guó)能郎新明環(huán)保科技有限公司,北京 100089)

0 引 言

管狀帶式輸送機(jī)是在普通帶式輸送機(jī)基礎(chǔ)上發(fā)展的一種特殊的連續(xù)輸送設(shè)備,廣泛應(yīng)用于礦山運(yùn)輸行業(yè)[1]。

托輥是管狀帶式輸送機(jī)的重要組成部分,其沿輸送機(jī)整體布置,數(shù)量大,質(zhì)量約占整機(jī)的30%。托輥的旋轉(zhuǎn)阻力是輸送機(jī)的主要運(yùn)行阻力之一,其與輸送帶的壓陷阻力之和約占輸送機(jī)運(yùn)行阻力的70%[2,3]。有關(guān)研究表明,托輥在圓管帶的接觸載荷激勵(lì)下產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲是管狀帶式輸送機(jī)運(yùn)輸過(guò)程中的主要噪聲源。因此,托輥參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì),對(duì)于管狀帶式輸送機(jī)整體的減振降噪具有重要意義[4,5]。

針對(duì)托輥和噪聲等相關(guān)問(wèn)題,國(guó)內(nèi)外科研人員進(jìn)行了深入研究。

在提高托輥工作性能方面,WHEELER C A[6]通過(guò)對(duì)不同工況下的托輥旋轉(zhuǎn)阻力進(jìn)行測(cè)試,總結(jié)出了其變化規(guī)律,為降低托輥旋轉(zhuǎn)阻力提供了理論支持;但其僅考慮到減少托輥的旋轉(zhuǎn)阻力,卻未進(jìn)一步校核減少旋轉(zhuǎn)阻力后托輥的可靠性。KUNNE B等人[7]在原托輥驅(qū)動(dòng)方式的基礎(chǔ)上提出了改進(jìn)方案,成功降低了托輥的運(yùn)行功耗;但該研究?jī)H針對(duì)其實(shí)驗(yàn)對(duì)象開(kāi)發(fā)了統(tǒng)計(jì)模型,因此其適用范圍十分有限。

在托輥噪聲測(cè)試及降噪方面,KLIMENDA F等人[8]詳細(xì)分析了各個(gè)型號(hào)托輥的噪聲和振動(dòng)測(cè)量方法,并給出了噪聲與振動(dòng)評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn);但該研究考慮的托輥工況不夠全面。賈志鵬[9]通過(guò)對(duì)帶式輸送機(jī)托輥的噪聲產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行深入研究,分析了托輥的噪聲來(lái)源,并提出了相應(yīng)的降噪優(yōu)化措施;但該研究未完成試驗(yàn)臺(tái)的搭建,因此其所提的降噪措施還需得到進(jìn)一步驗(yàn)證。

在噪聲模擬和優(yōu)化設(shè)計(jì)方面,HE M X等人[10]將加強(qiáng)筋的布局、厚度和高度作為設(shè)計(jì)變量,將最小化重量和均方速度作為目標(biāo),采用數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法,研究了加強(qiáng)筋的減振降噪性能;但該研究仍存在計(jì)算量大、耗時(shí)長(zhǎng)等缺點(diǎn)。

綜上所述,當(dāng)前在托輥旋轉(zhuǎn)阻力、故障檢測(cè)[11]等方面的研究已經(jīng)比較成熟;但在托輥降噪研究方面,主要還是通過(guò)對(duì)單種影響因素進(jìn)行優(yōu)化來(lái)實(shí)現(xiàn)降噪,對(duì)托輥整體參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化降噪的研究相對(duì)較少。此外,在研究方法上,多數(shù)學(xué)者采用聲-固耦合方式,對(duì)結(jié)構(gòu)噪聲展開(kāi)研究,并結(jié)合數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)減振降噪的目的[12-14]。

基于此,針對(duì)管狀帶式輸送機(jī)的噪聲問(wèn)題,筆者以托輥為優(yōu)化對(duì)象,進(jìn)行模態(tài)和有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真分析,探究托輥在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的振動(dòng)特性和噪聲規(guī)律,并開(kāi)發(fā)機(jī)器學(xué)習(xí)模型,以獲取托輥設(shè)計(jì)參數(shù)的最優(yōu)解,從而對(duì)托輥進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 管狀帶式輸送機(jī)概況

管狀帶式輸送機(jī)一般由頭部過(guò)渡段、中間管狀段和尾部過(guò)渡段3部分組成。

管狀帶式輸送機(jī)中間管狀段如圖1所示。

圖1 管狀帶式輸送機(jī)中間管狀段

由圖1可知:中間管狀段包括圓管帶、托輥組、機(jī)架、棧橋等部分;中間管狀段主要依靠托輥支撐圓管帶的平穩(wěn)運(yùn)行。

托輥結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 托輥結(jié)構(gòu)

由圖2可知:托輥主要由托輥體、軸承、托輥軸和端蓋組成。

2 托輥模態(tài)分析

振動(dòng)模態(tài)是其結(jié)構(gòu)的固有特性,與外部載荷無(wú)關(guān);根據(jù)理論分析與實(shí)驗(yàn)研究可知,在眾多階模態(tài)中,系統(tǒng)的薄弱模態(tài)一般是低階模態(tài)。為確定托輥的振動(dòng)特性,筆者利用VAONE軟件對(duì)托輥進(jìn)行模態(tài)分析,步驟如下;

首先,筆者將托輥有限元模型導(dǎo)入軟件中,然后設(shè)置材料屬性并約束托輥支承位置,最后進(jìn)行計(jì)算,獲取其模態(tài)結(jié)果。

筆者得到的托輥前五階模態(tài)固有頻率如表1所示。

表1 前五階模態(tài)固有頻率

筆者獲取的托輥前五階模態(tài)振型圖如圖3所示。

圖3 前五階模態(tài)振型圖

根據(jù)模態(tài)振型圖可知:

托輥在一階固有頻率下表現(xiàn)為軸向往復(fù)拉伸變形;在二階固有頻率下表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)變形,托輥中間段繞著兩端固定點(diǎn)扭轉(zhuǎn),并沿徑向逐漸增大;在三階固有頻率下表現(xiàn)為徑向彎曲變形,中間段變形大,兩端變形小;在四階、五階固有頻率下表現(xiàn)為整體彎曲變形,中間段變形大,兩端變形小。

基于以上分析可知:托輥中間段的變形大于兩端,所以可以適當(dāng)提高中間段的剛度,或增加托輥厚度。另外,圓管帶在運(yùn)行過(guò)程中速度非恒定,當(dāng)圓管帶的激振頻率和托輥的固有頻率一致時(shí),容易發(fā)生共振,導(dǎo)致其噪聲變大;因此,應(yīng)控制好圓管帶的速度。

筆者通過(guò)模態(tài)分析,明確了托輥的振動(dòng)特性,確定了托輥優(yōu)化方向。

3 托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)分析

基于模態(tài)分析的結(jié)果可知:托輥的結(jié)構(gòu)和剛度對(duì)托輥振動(dòng)噪聲的影響較大。

筆者基于有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,分析托輥在厚度、直徑、材料及軸徑參數(shù)變化下的振動(dòng)噪聲情況。

由于管狀帶式輸送機(jī)的運(yùn)行速度較低,同時(shí),現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量到的噪聲主要是低頻噪聲,因此,為了降低托輥的低頻噪聲,筆者僅對(duì)托輥低頻范圍內(nèi)的振動(dòng)噪聲展開(kāi)分析。

3.1 激勵(lì)源分析

為了保證仿真的準(zhǔn)確性,需獲取準(zhǔn)確的托輥激勵(lì);因此,筆者提出了一種托輥接觸力在線測(cè)量方法。

激勵(lì)源獲取流程如圖4所示。

圖4 激勵(lì)源獲取流程

按照?qǐng)D4的流程:首先,要在托輥軸上粘貼電阻應(yīng)變片,通過(guò)鍵槽將應(yīng)變片的引線引出;然后,要將該托輥安裝在管狀帶式輸送機(jī)上,再依次連接應(yīng)變調(diào)理器、數(shù)據(jù)采集卡、上位機(jī)等設(shè)備,完成采集系統(tǒng)的搭建。

在數(shù)據(jù)采集與處理中:利用電阻應(yīng)變片獲取輸送機(jī)運(yùn)行過(guò)程中托輥軸的應(yīng)變數(shù)據(jù);基于采集設(shè)備的參數(shù)和工程力學(xué)理論進(jìn)行數(shù)據(jù)處理,以此獲得現(xiàn)場(chǎng)托輥受力頻譜數(shù)據(jù)。

所得到的托輥受力頻譜數(shù)據(jù)如圖5所示。

圖5 托輥受力頻譜數(shù)據(jù)

3.2 有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真步驟

筆者獲取了托輥受力頻譜數(shù)據(jù)后,基于有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,建立托輥仿真模型。

托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真步驟如圖6所示。

圖6 托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真步驟

按照?qǐng)D6的仿真步驟:

首先,根據(jù)托輥基本參數(shù)建立三維模型,經(jīng)網(wǎng)格劃分得到有限元模型;然后,將模型導(dǎo)入VAONE軟件中,設(shè)置材料屬性,約束托輥支承位置并施加托輥受力頻譜數(shù)據(jù);接著,創(chuàng)建邊界元流體空間,將流體空間內(nèi)的流體設(shè)置為空氣,并建立邊界元與有限元面的聯(lián)系;最后,設(shè)置傳感器,完成仿真模型的建立,進(jìn)行仿真計(jì)算。

托輥基本參數(shù)如表2所示。

表2 托輥基本參數(shù)

依據(jù)仿真步驟建立的托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真模型,如圖7所示。

圖7 托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)模型

3.3 托輥厚度分析

筆者對(duì)不同厚度托輥的振動(dòng)噪聲情況進(jìn)行分析。

托輥厚度選取如表3所示。

表3 托輥厚度選取

筆者按照表3的厚度建立不同的托輥模型,基于托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,依次對(duì)不同的托輥模型進(jìn)行計(jì)算。

所得到的不同厚度托輥聲壓級(jí)頻譜圖如圖8所示。

圖8 不同厚度托輥聲壓級(jí)頻譜圖

由圖8可知:在相同頻率下,隨著托輥厚度增大,托輥振動(dòng)噪聲總體呈下降趨勢(shì)。

該結(jié)論與模態(tài)分析結(jié)果一致,說(shuō)明適當(dāng)增加托輥的厚度,對(duì)于降低托輥振動(dòng)噪聲有一定效果,但下降幅度很小;若只是單純通過(guò)增大托輥的厚度,以達(dá)到降噪的目的,則其經(jīng)濟(jì)性并不好。

3.4 托輥直徑分析

筆者對(duì)不同直徑托輥的振動(dòng)噪聲情況進(jìn)行分析。

托輥直徑選取如表4所示。

表4 托輥直徑選取

按照表4的直徑,筆者建立不同的托輥模型,并基于托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,依次對(duì)不同的托輥模型進(jìn)行計(jì)算。

通過(guò)計(jì)算所得到的不同直徑托輥聲壓級(jí)頻譜圖,如圖9所示。

圖9 不同直徑托輥聲壓級(jí)頻譜圖

由圖9可知:在相同頻率下,隨著托輥直徑增大,托輥產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲明顯增大。托輥直徑從159 mm到245 mm,聲壓級(jí)上升約10 dB,托輥直徑從159 mm到114 mm,聲壓級(jí)下降約30 dB,說(shuō)明托輥的直徑大小對(duì)于托輥振動(dòng)噪聲的影響較大。

因此,在保證管狀帶式輸送機(jī)可靠性的條件下,適當(dāng)減小托輥直徑,不僅可以減少材料用量,而且有較好的降噪效果。

3.5 托輥材料分析

筆者對(duì)不同材料托輥的振動(dòng)噪聲情況進(jìn)行分析。

托輥材料選取如表5所示。

表5 托輥材料選取

按照表5所示的材料,筆者建立不同的托輥模型,并基于托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,依次對(duì)不同的托輥模型進(jìn)行計(jì)算。

計(jì)算所得到的不同材料托輥聲壓級(jí)頻譜圖,如圖10所示。

圖10 不同材料托輥聲壓級(jí)頻譜圖

由圖10可知:在相同頻率下,托輥材料對(duì)托輥振動(dòng)噪聲的影響很大(其中,材料為普通鋼的托輥產(chǎn)生的噪聲最低,而材料為橡膠的托輥產(chǎn)生的噪聲遠(yuǎn)大于其他材料)。

根據(jù)規(guī)律可知:選擇彈性模量相對(duì)較大的材料更有利于降低托輥的振動(dòng)噪聲。

3.6 托輥軸徑分析

接下來(lái),筆者對(duì)不同軸徑托輥的振動(dòng)噪聲情況進(jìn)行分析。

托輥軸徑選取如表6所示。

表6 托輥軸徑選取

筆者按照表6的軸徑建立不同的托輥模型,并基于托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,依次對(duì)不同的托輥模型進(jìn)行計(jì)算。

計(jì)算所得到的不同軸徑托輥聲壓級(jí)頻譜圖,如圖11所示。

圖11 不同軸徑托輥聲壓級(jí)頻譜圖

由圖11可知:在相同頻率下,隨著托輥軸徑增大,聲壓級(jí)有明顯的下降趨勢(shì),軸徑20 mm的托輥和軸徑40 mm的托輥聲壓級(jí)相差約10 dB。

由于托輥軸支承著托輥運(yùn)動(dòng),直接影響了托輥整體的振動(dòng),所以通過(guò)適當(dāng)增大托輥的軸徑,能提高托輥的整體剛度,有效地降低噪聲。

4 托輥優(yōu)化設(shè)計(jì)

基于托輥單因素仿真分析的結(jié)果,得出了各因素對(duì)托輥振動(dòng)噪聲的影響規(guī)律。為找出最佳的參數(shù)組合,筆者提出了一種基于隨機(jī)森林回歸(RFR)的托輥優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。

基于機(jī)器學(xué)習(xí)的全局優(yōu)化算法,具有適用范圍廣、建模過(guò)程高效和結(jié)果準(zhǔn)確率高等優(yōu)點(diǎn);克服了數(shù)值優(yōu)化算法通用性差、模型算法重復(fù)性差、易陷入局部最優(yōu)等缺點(diǎn)。

因此,筆者以噪聲為優(yōu)化目標(biāo),以托輥的直徑、厚度、材料及軸徑為優(yōu)化對(duì)象,建立托輥振動(dòng)噪聲優(yōu)化模型。

4.1 數(shù)據(jù)集構(gòu)成

為了保證托輥設(shè)計(jì)參數(shù)的分散性和代表性,筆者在托輥的設(shè)計(jì)參數(shù)內(nèi)選擇了32種不同組合,再基于托輥有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,得到各組合的噪聲值,以此作為初始訓(xùn)練數(shù)據(jù)的輸出標(biāo)簽Y。

對(duì)特征中的數(shù)據(jù),筆者按照區(qū)間的總長(zhǎng)度等間隔劃分,并排列組合,共產(chǎn)生40 000組數(shù)據(jù),每組數(shù)據(jù)對(duì)應(yīng)的噪聲值未知,以此作為搜索采樣的無(wú)標(biāo)簽特征空間。

4.2 機(jī)器學(xué)習(xí)算法及評(píng)價(jià)函數(shù)

RFR算法簡(jiǎn)單清晰、實(shí)用性強(qiáng)、結(jié)果精度高,并且具有良好的噪聲魯棒性和預(yù)測(cè)性能[15]。因此,筆者在模型方法測(cè)試階段選擇經(jīng)典的RFR算法。

針對(duì)模型的預(yù)測(cè)結(jié)果,筆者將均方誤差(mean square error,MSE)和平均絕對(duì)百分比誤差(mean absolute percentage deviation,MAPD)作為模型的評(píng)價(jià)函數(shù),評(píng)價(jià)模型的準(zhǔn)確性和泛化能力。

其中,均方誤差為:

(1)

平均絕對(duì)百分比誤差為：

(2)

4.3 Bootstrap Method采樣策略

筆者采用Bootstrap Method對(duì)32組初始數(shù)據(jù)進(jìn)行有放回地隨機(jī)抽樣,產(chǎn)生1 000個(gè)含有32組初始數(shù)據(jù)的訓(xùn)練數(shù)據(jù)集;通過(guò)RFR訓(xùn)練得到1 000個(gè)機(jī)器學(xué)習(xí)模型,利用模型對(duì)無(wú)標(biāo)簽特征空間中的40 000組數(shù)據(jù)進(jìn)行噪聲值預(yù)測(cè)。

4.4 數(shù)據(jù)的優(yōu)化選擇

由于無(wú)標(biāo)簽特征空間中的數(shù)據(jù)特征間隔小,數(shù)據(jù)量較大,會(huì)出現(xiàn)多組符合要求的托輥參數(shù)組合,因此,需要利用約束條件來(lái)選取參數(shù)。根據(jù)托輥的設(shè)計(jì)要求,除需滿足工作過(guò)程中的強(qiáng)度條件外,還需要引入以下兩個(gè)約束條件。

根據(jù)托輥的輕量化約束,可得托輥的質(zhì)量函數(shù)為:

(3)

式中：D—托輥直徑；b—托輥厚度；d—托輥軸徑；ρ—托輥材料密度；L—托輥長(zhǎng)度；L0—托輥軸長(zhǎng)度；ρ0—托輥軸的材料密度。

根據(jù)托輥的價(jià)格約束，可得托輥的價(jià)格函數(shù)為：

(4)

式中：P1—托輥材料的單位質(zhì)量?jī)r(jià)格；P2—托輥軸材料的單位質(zhì)量?jī)r(jià)格。

4.5 結(jié)果分析

筆者將1 000組樣本數(shù)據(jù)按照5 ∶1的比例分為訓(xùn)練集和測(cè)試集。為獲得更好的訓(xùn)練模型,需確定RFR模型中決策樹(shù)和葉結(jié)點(diǎn)的參數(shù)值。

MSE隨決策樹(shù)和葉結(jié)點(diǎn)數(shù)量的變化曲線如圖12所示。

圖12 MSE隨決策樹(shù)和葉結(jié)點(diǎn)數(shù)量的變化曲線

由圖12可知:當(dāng)決策樹(shù)數(shù)量和葉結(jié)點(diǎn)參數(shù)分別取30和5時(shí),MSE最小。

接著,筆者對(duì)訓(xùn)練數(shù)據(jù)中的數(shù)據(jù)進(jìn)行特征重要性排序。

得到的托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)特征重要性如圖13所示。

圖13 托輥結(jié)構(gòu)參數(shù)特征重要性

由圖13可得:托輥的材料特性對(duì)托輥振動(dòng)噪聲的影響最大,其次為托輥的直徑。

利用確定的決策樹(shù)和葉結(jié)點(diǎn)的參數(shù)值,筆者對(duì)167個(gè)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行了預(yù)測(cè)。

RFR預(yù)測(cè)值與真值的分位數(shù)-分位數(shù)圖如圖14所示。

圖14 RFR預(yù)測(cè)值與真值的分位數(shù)-分位數(shù)圖

由圖14可知：RFR預(yù)測(cè)值與真值具有較好的一致性。筆者利用式(1,2),求解得到MSE和MAPD分別為0.541%和3.213%。

該結(jié)果說(shuō)明,所建立的RFR模型具有較高的預(yù)測(cè)精度和泛化能力,符合使用要求[16]。

筆者利用訓(xùn)練好的模型,預(yù)測(cè)無(wú)標(biāo)簽特征空間中的40 000組數(shù)據(jù)的噪聲值。

所得到的12組符合噪聲值要求的托輥設(shè)計(jì)參數(shù),如表7所示。

表7 符合噪聲值要求的托輥設(shè)計(jì)參數(shù)

根據(jù)托輥的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求、輕量化約束和價(jià)格約束,筆者選擇第5組托輥參數(shù)作為最優(yōu)解;即直徑為152 mm,厚度為6 mm,材料為普通鋼,軸徑為30 mm的托輥結(jié)構(gòu)。

最后,基于有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,筆者對(duì)優(yōu)化托輥進(jìn)行分析,并將托輥優(yōu)化結(jié)果與原始托輥結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

優(yōu)化托輥與原始托輥結(jié)果對(duì)比如圖15所示。

圖15 優(yōu)化托輥與原始托輥結(jié)果對(duì)比

由圖15可知:在相同頻率下,優(yōu)化后的托輥結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲明顯下降,其振動(dòng)噪聲值較原托輥在低頻范圍內(nèi)下降了約13.4 dB。

5 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)管狀帶式輸送機(jī)產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲問(wèn)題,筆者通過(guò)對(duì)托輥進(jìn)行模態(tài)分析,明確了優(yōu)化方向;基于有限元-邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,分析了托輥在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)影響下的振動(dòng)噪聲及規(guī)律;利用機(jī)器學(xué)習(xí)模型獲取了托輥參數(shù)的最優(yōu)解,并通過(guò)仿真分析,得到了優(yōu)化托輥的噪聲情況。

研究結(jié)果表明:

(1)托輥中間段變形程度大,應(yīng)適當(dāng)提高托輥剛度,或增加托輥厚度;同時(shí),需合理控制圓管帶的運(yùn)行速度,避開(kāi)托輥易發(fā)生共振的頻率范圍;

(2)在低頻范圍內(nèi),托輥厚度對(duì)托輥振動(dòng)噪聲的影響并不明顯,單純依靠增大托輥的厚度來(lái)實(shí)現(xiàn)降噪,經(jīng)濟(jì)性差;可以通過(guò)適當(dāng)減小托輥直徑、增大托輥的軸徑,選擇彈性模量大的材料,以有效地降低噪聲;

(3)托輥各參數(shù)特征的重要性順序分別是:材料、直徑、軸徑、厚度。在托輥的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求和輕量化、經(jīng)濟(jì)性條件約束下,得到直徑為152 mm,厚度為6 mm,材料為普通鋼,軸徑為30 mm的托輥為最優(yōu)解;

(4)優(yōu)化后的托輥產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲明顯下降,在低頻范圍內(nèi),其產(chǎn)生的噪聲值較原托輥產(chǎn)生的噪聲值下降了約13.4 dB。

筆者通過(guò)對(duì)托輥結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),達(dá)到了降低管狀帶式輸送機(jī)整體噪聲的目的。

在后續(xù)工作中,筆者將深入探究管狀帶式輸送機(jī)的噪聲傳播機(jī)理,以期在傳播過(guò)程中進(jìn)行降噪,達(dá)到更好的噪聲控制效果。