1) muting valve
无噪声管
2) seamless pipe noise
无缝管道噪声
1.
The MFL data obtained from seamless pipeline inspection is usually contaminated by the seamless pipe noise(SPN).
漏磁检测数据通常被无缝管道噪声所污染,而无缝管道噪声在某些情况下可能完全掩没来自某一类型缺陷的漏磁信号,因而极大地降低了管道缺陷的可检测性。
2.
A new de-noising algorithm was presented for removing the seamless pipe noise(SPN) and the system noise contained in the MFL data.
基于漏磁检测是油气管道在线检测中应用最广泛的无损检测技术,提出了一种去除漏磁数据中无缝管道噪声(SPN)和系统噪声的新算法。
3) noisefree,noiseless,silent
无噪声<声>
5) noiseless channel
无噪声道
6) noiseless tuning
无噪声党
补充资料：管道噪声
在管道内产生的或沿管道传播的噪声，主要指气流通过管道时产生的噪声。高速喷注产生的喷气噪声，属于气流噪声。管道噪声通常包括：阻挡噪声、格栅噪声和阀门噪声。
阻挡噪声 气流在管道中和障碍物支架、加固梁、导流板等相互作用时，物体受到拖曳或提举而产生的噪声。这种噪声产生的机理比较复杂，为建立定量关系可将实际条件简化为：①障碍物的尺寸是比管道横截面的尺寸小得多的。这能保证空气在狭窄通道的流速，不至于过高地超过平均流速。这种情况下噪声辐射是气流与物体的相互作用（偶极子声源）产生的，而不是湍流的混合过程（四极子声源）产生的。②管壁是具有声学反射性的。这时管壁的声象作用使阻挡物体提举分量的起伏力引起的声辐射被抵销了，只有拖曳力所产生的噪声才能沿管道传播。
实验证明，在这种简化条件下，气流所产生的、向管外自由空间辐射的宽频带总声功率W0A是：
式中k为比例常数，约2.5×10-4；△p为横过障碍物所产生的总压差（Pa）；Dp为管道直径（m）；ρ为大气密度(kg/m3);c为环境媒质中的声速(m/s)。因为△p和管内流速u的2次方成正比，故依上式阻挡噪声的声功率和u的6次方成正比。
这里未考虑障碍物的几何形状，它的影响是引起压力差的改变。管道噪声的声功率级列线图见图 1。
上式估算的声功率是对宽频带噪声而言的，但有时可能会出现频率离散的相当强的纯音分量。采取适当的指施,例如,磨光障碍物的边、角,去除某些共振条件,或对反射面加以吸声处理等，可以消除这种纯音分量。格栅噪声和阀门噪声也有相似的情况。
应用上式时，应注意噪声谱中峰值频率必须低于管道的截止频率fc0。
式中c为声速（m/s）；r为管道的半径(m)。对于矩形管，
式中w为矩形管的最大横向尺寸(m)。
管道内气流的阻挡噪声的频谱呈拱架形的曲线，如图2所示。谱峰频率 fp为：
式中uc为收缩处的流速(m/s);d为障碍物的投影宽度(m)，见图1；b为常数,压差在4000Pa数量级时,b等于0.2,压差在40000Pa数量级时，b为0.5。收缩处的流速uc，一般难于测量准确,但uc与压力差△p有一定的关系；uc可由实测的△p求出。表所示在常温下收缩处uc与△p的关系。 格栅噪声 气流通过栅条、格栅、扩散器或穿孔板时，同气流受到障碍物阻挡时相似，也会产生噪声，其不同点是：①格栅位于管道的一端；②管道具有相当大的横截面（如0.2～1平方米）；③通常气流的速度（风速）很低。虽然近年来所用的风速不断增大，但最高风速仍只有每秒30米，比声速小得多。
格栅噪声是气流与刚性物体相互作用而产生的，因此具有偶极子的声辐射特性,即声功率与流速的6次方成比例。
为了便于计算气流通过格栅所产生的宽频带声功率，可令标准化的压差系数ξ为：
式中ρ为空气密度(kg/m3);u为格栅前管道中的平均流速(m/s)。气流通过格栅发出的总声功率级LW可表达为：
式中S为格栅前管道的横截面积(m2);LN为标准化声功率级，等于
LN的1／3倍频带谱见图3。
阀门噪声 阀门是控制通过管道气流量的机构（图4，a）。通常，阀门两侧有相当大的压力比，足以使出口处气流的马赫数达到1。在这种条件下，气流就是阻塞的。
在阻塞气流的情况下，有两种发声机制：①喷气噪声的发声机制，为阀门后部的湍流混合过程所产生，具有四极子辐射的特性。②冲击噪声的发声机制，是在阀门后的区域内湍流与复杂的气流场相互作用所产生。对于压力比小于 3的阀门，这两种机制所产生的噪声都须要加以考虑；压力比大于 3的阀门，冲击噪声是主要的，喷气噪声可以忽略不计。为了求出阀门的冲击噪声，首先要计算气流的机械功率0.5mc2(W), 其中m为空气通过阀门的质量流（kg/s）,c为阀门上的空气声速。然后由图4，b以阀门两侧的压力比求出冲击噪声的总功率级和气流的机械功率级的差值（分贝），也就是在得知气流的机械功率级后，就可以求得阀门辐射的冲击噪声的总功率级。
阀门冲击噪声的频谱曲线呈拱架形（图4，d），谱峰的频率fp为：
fp=Soc/D 式中D为阀门开口最狭处的横向尺寸（m）；So为峰值的斯特劳哈尔数。对阻塞气流条件下的冲击噪声，So不是常数，而与阀门两侧的压力比有密切关系。So和压力比的关系曲线见图4，c。
参考书目
L. L. Beranek, Noise and Vibration Control,Chapter 16,McGraw-Hill, New York, 1971.
阻挡噪声 气流在管道中和障碍物支架、加固梁、导流板等相互作用时，物体受到拖曳或提举而产生的噪声。这种噪声产生的机理比较复杂，为建立定量关系可将实际条件简化为：①障碍物的尺寸是比管道横截面的尺寸小得多的。这能保证空气在狭窄通道的流速，不至于过高地超过平均流速。这种情况下噪声辐射是气流与物体的相互作用（偶极子声源）产生的，而不是湍流的混合过程（四极子声源）产生的。②管壁是具有声学反射性的。这时管壁的声象作用使阻挡物体提举分量的起伏力引起的声辐射被抵销了，只有拖曳力所产生的噪声才能沿管道传播。
实验证明，在这种简化条件下，气流所产生的、向管外自由空间辐射的宽频带总声功率W0A是：
式中k为比例常数，约2.5×10-4；△p为横过障碍物所产生的总压差（Pa）；Dp为管道直径（m）；ρ为大气密度(kg/m3);c为环境媒质中的声速(m/s)。因为△p和管内流速u的2次方成正比，故依上式阻挡噪声的声功率和u的6次方成正比。
这里未考虑障碍物的几何形状，它的影响是引起压力差的改变。管道噪声的声功率级列线图见图 1。
上式估算的声功率是对宽频带噪声而言的，但有时可能会出现频率离散的相当强的纯音分量。采取适当的指施,例如,磨光障碍物的边、角,去除某些共振条件,或对反射面加以吸声处理等，可以消除这种纯音分量。格栅噪声和阀门噪声也有相似的情况。
应用上式时，应注意噪声谱中峰值频率必须低于管道的截止频率fc0。
式中c为声速（m/s）；r为管道的半径(m)。对于矩形管，
式中w为矩形管的最大横向尺寸(m)。
管道内气流的阻挡噪声的频谱呈拱架形的曲线，如图2所示。谱峰频率 fp为：
式中uc为收缩处的流速(m/s);d为障碍物的投影宽度(m)，见图1；b为常数,压差在4000Pa数量级时,b等于0.2,压差在40000Pa数量级时，b为0.5。收缩处的流速uc，一般难于测量准确,但uc与压力差△p有一定的关系；uc可由实测的△p求出。表所示在常温下收缩处uc与△p的关系。 格栅噪声 气流通过栅条、格栅、扩散器或穿孔板时，同气流受到障碍物阻挡时相似，也会产生噪声，其不同点是：①格栅位于管道的一端；②管道具有相当大的横截面（如0.2～1平方米）；③通常气流的速度（风速）很低。虽然近年来所用的风速不断增大，但最高风速仍只有每秒30米，比声速小得多。
格栅噪声是气流与刚性物体相互作用而产生的，因此具有偶极子的声辐射特性,即声功率与流速的6次方成比例。
为了便于计算气流通过格栅所产生的宽频带声功率，可令标准化的压差系数ξ为：
式中ρ为空气密度(kg/m3);u为格栅前管道中的平均流速(m/s)。气流通过格栅发出的总声功率级LW可表达为：
式中S为格栅前管道的横截面积(m2);LN为标准化声功率级，等于
LN的1／3倍频带谱见图3。
阀门噪声 阀门是控制通过管道气流量的机构（图4，a）。通常，阀门两侧有相当大的压力比，足以使出口处气流的马赫数达到1。在这种条件下，气流就是阻塞的。
在阻塞气流的情况下，有两种发声机制：①喷气噪声的发声机制，为阀门后部的湍流混合过程所产生，具有四极子辐射的特性。②冲击噪声的发声机制，是在阀门后的区域内湍流与复杂的气流场相互作用所产生。对于压力比小于 3的阀门，这两种机制所产生的噪声都须要加以考虑；压力比大于 3的阀门，冲击噪声是主要的，喷气噪声可以忽略不计。为了求出阀门的冲击噪声，首先要计算气流的机械功率0.5mc2(W), 其中m为空气通过阀门的质量流（kg/s）,c为阀门上的空气声速。然后由图4，b以阀门两侧的压力比求出冲击噪声的总功率级和气流的机械功率级的差值（分贝），也就是在得知气流的机械功率级后，就可以求得阀门辐射的冲击噪声的总功率级。
阀门冲击噪声的频谱曲线呈拱架形（图4，d），谱峰的频率fp为：
参考书目
L. L. Beranek, Noise and Vibration Control,Chapter 16,McGraw-Hill, New York, 1971.
说明：补充资料仅用于学习参考，请勿用于其它任何用途。
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