吳群，呂巖，李耀祖，譚龍龍，儀垂杰*,2,

STC-GV增壓機(jī)隔聲罩通風(fēng)消聲器聲學(xué)性能仿真研究

吳群1,2，呂巖1,2，李耀祖3，譚龍龍3，儀垂杰*,2,3

（1.青島理工大學(xué) 機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院，山東 青島 266525；2.青島理工大學(xué) 工業(yè)流體節(jié)能與污染控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 青島 266525；3.青島大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，山東 青島 266000）

為解決某制氧廠增壓機(jī)組隔聲罩通風(fēng)問(wèn)題，需要在隔聲罩壁上開(kāi)孔并安裝通風(fēng)消聲器。首先利用NOR848聲陣列成像儀識(shí)別了主噪聲源為二級(jí)壓縮機(jī)，繼而采用近場(chǎng)聲壓測(cè)量對(duì)增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)行了詳細(xì)的噪聲測(cè)試與頻譜分析，并結(jié)合噪聲源特性與降噪要求設(shè)計(jì)了一款三層串聯(lián)式微穿孔板消聲器。依據(jù)三維有限元理論和管道聲模態(tài)理論初步確定了消聲器結(jié)構(gòu)參數(shù)，創(chuàng)建其聲學(xué)模型，并利用有限元法分別分析膨脹腔長(zhǎng)度、隔板數(shù)量、隔板位置等參數(shù)對(duì)傳遞損失的影響，并綜合以上幾種因素確定消聲器最終結(jié)構(gòu)。最后經(jīng)有限元仿真求出消聲器傳遞損失曲線，分析發(fā)現(xiàn)其在高頻消聲量達(dá)到要求，符合最初的降噪要求。

增壓機(jī)；消聲器；微穿孔板；有限元法；傳遞損失

增壓機(jī)組工作時(shí)，由于高速旋轉(zhuǎn)壓縮氣體，導(dǎo)致其產(chǎn)生較強(qiáng)的噪聲。為解決增壓機(jī)組噪聲過(guò)大問(wèn)題，一般選擇加裝整體式隔聲罩，但隔聲罩的設(shè)計(jì)必須考慮到通風(fēng)問(wèn)題，因此在隔聲罩壁開(kāi)孔安裝消聲器成為了解決壁孔漏聲的重要方法。

消聲器的聲學(xué)特性分析一般采用平面波理論，對(duì)于進(jìn)出口截面積較大的消聲器，由于中高頻段出現(xiàn)大量的高次波，致使一維平面波理論不再適用，需要使用三維數(shù)值方法計(jì)算其聲學(xué)性能[1-2]。有限元法作為數(shù)值計(jì)算方法的一種，近些年已被眾多學(xué)者應(yīng)用于復(fù)雜消聲器的聲學(xué)性能研究。Xiang[3]針對(duì)燃料電池鼓風(fēng)機(jī)提出了一種傳遞損失可變的多腔微穿孔板消聲器，分別用仿真與試驗(yàn)研究了第三腔室長(zhǎng)度與傳遞損失之間的關(guān)系，得出了改變腔體長(zhǎng)度可以增強(qiáng)消聲器在中低頻的傳遞損失值的結(jié)論，兩種方法得出的結(jié)果一致性較好；徐貝貝[4]使用三維有限元法研究了直通穿孔管消聲器和三通穿孔管消聲器傳遞損失，發(fā)現(xiàn)有限元計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好，表明三維有限元法預(yù)測(cè)穿孔管消聲器聲學(xué)性能的適用性和精度；孫新波[5]基于有限單元法分析隔板的存在對(duì)穿孔管消聲器聲學(xué)性能的影響，發(fā)現(xiàn)加入隔板后，消聲器中高頻性能有所提高。

目前對(duì)于隔聲罩通風(fēng)消聲器多以阻性或阻抗復(fù)合式消聲器為主，將多層微穿孔板消聲器應(yīng)用在隔聲罩通風(fēng)領(lǐng)域并不常見(jiàn)。由于制氧車(chē)間對(duì)于空氣潔凈度要求較為嚴(yán)格，阻性消聲器內(nèi)部的吸聲材料容易產(chǎn)生污染，為此本文的主要研究?jī)?nèi)容是根據(jù)某增壓機(jī)隔聲罩降噪量要求，設(shè)計(jì)一款新型三層串聯(lián)式微穿孔板消聲器。利用有限元研究各主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)消聲器聲學(xué)性能的影響，最后進(jìn)行消聲器結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使消聲器在全頻域滿足降噪要求，為增壓機(jī)降噪提供重要參考。

1 理論基礎(chǔ)

1.1 三維聲學(xué)波動(dòng)方程

聲學(xué)有限元是基于三維聲學(xué)波動(dòng)方程基礎(chǔ)之上，在有限元分析中有如下基本假設(shè)：

（1）傳播介質(zhì)為理想氣體，均勻的，介質(zhì)的靜壓、密度均為常數(shù)；

（2）聲波在傳播過(guò)程中為絕熱狀態(tài)，與外界無(wú)熱交換；

（3）消聲器內(nèi)部介質(zhì)中傳播的聲波為小振幅聲波，波動(dòng)方程可用線性表達(dá)式表示；

（4）消聲器外殼為剛性壁面，聲波在壁面無(wú)向外輻射。

根據(jù)以上假設(shè)，得出消聲器內(nèi)部聲傳播的三維波動(dòng)方程為：

假設(shè)聲壓隨時(shí)間變化的關(guān)系是簡(jiǎn)諧的，即聲壓可表示為：

式中：為聲波角頻率，rad/s；為虛數(shù)單位。

將式（2）代入式（1），得到只含有空間坐標(biāo)的聲學(xué)亥姆霍茲（Helmholtz）方程為：

式中：為波數(shù)，＝/。

利用伽遼金加權(quán)余量法對(duì)上述亥姆霍茲方程進(jìn)行離散，得到任一單元的聲學(xué)有限元方程為：

對(duì)于組成系統(tǒng)的每一個(gè)單元，均可得到一組方程，聯(lián)立這些方程組，即可求解出所有節(jié)點(diǎn)上的聲壓值。

傳遞損失定義為消聲器入口處入射聲能和出口處透射聲能之比，計(jì)算公式為：

有限元仿真計(jì)算中以管道入口邊界條件取代入口質(zhì)點(diǎn)振動(dòng)速度，可以直接獲取入口聲功率，再根據(jù)式（5）就可以得到復(fù)雜消聲器傳遞損失，從而可以避免使用入口某一點(diǎn)聲壓作為平面聲壓計(jì)算傳遞損失帶來(lái)的不確定性。

1.2 管道聲模態(tài)理論

消聲器進(jìn)出氣管道內(nèi)的各階模態(tài)波只是描述波的傳播形式，它的傳播需要滿足一定的條件，如果求解頻率＞（某階模態(tài)波的截止頻率，Hz），則該階模態(tài)波才會(huì)在管道中出現(xiàn)并傳播出去[6]。反之若＜，則該階模態(tài)波在管道中迅速衰減消失。模態(tài)波的截止頻率理論上可由下式求解[7]：

式中：為馬赫數(shù)；為管道半徑，m。

如果管道進(jìn)出口邊界條件關(guān)于某個(gè)平面具有對(duì)稱(chēng)性，則周向模態(tài)不會(huì)激發(fā)，此時(shí)第一個(gè)高階模態(tài)為徑向模態(tài)(0,2)，其對(duì)應(yīng)的平面波截止頻率為：

代入相關(guān)參數(shù)，即可求解各階次模態(tài)波截止頻率。

2 增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)噪聲測(cè)試及分析

被測(cè)目標(biāo)為型號(hào)STC-GV離心式增壓壓縮機(jī)，根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)[8]，結(jié)合現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際布局，首先利用NOR848聲學(xué)成像儀對(duì)增壓機(jī)各部位進(jìn)行聲成像信號(hào)采集，確定了二級(jí)壓縮機(jī)為增壓機(jī)最大噪聲源，增壓機(jī)聲陣列成像如圖1所示。繼而對(duì)離心式增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)處布置1個(gè)測(cè)點(diǎn)，測(cè)點(diǎn)距離壓縮機(jī)表面1 m，傳聲器朝向被測(cè)目標(biāo)方向，傳聲器與地面距離為1.5 m，分析噪聲頻譜成分及噪聲源情況。

圖1 增壓機(jī)聲陣列成像圖

利用挪威Norsonic150聲振測(cè)試分析儀對(duì)增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行C計(jì)權(quán)頻率實(shí)時(shí)濾波分析，測(cè)點(diǎn)測(cè)試時(shí)間為1 min，測(cè)點(diǎn)的噪聲1/3倍頻程圖如圖2（a）、頻譜圖如圖2（b）。

對(duì)比分析二級(jí)壓縮機(jī)排氣管道口排氣管道口1/3倍頻程圖和噪聲頻譜曲線圖，發(fā)現(xiàn)增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)噪聲呈寬頻帶特性，其等效連續(xù)A聲級(jí)為104.5 dB，在2.5 kHz處的聲壓達(dá)到最大，為103.6 dB，噪聲能量主要集中在中心頻率為800 Hz、2.5 kHz的中、高頻段。

3 消聲器數(shù)值仿真分析

依據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則[9]，如果要使消聲器傳遞損失達(dá)標(biāo)，消聲器傳遞損失應(yīng)與隔聲罩隔聲量相當(dāng)，平均隔聲量在28 dB左右，且在中心頻率為800 Hz、2.5 kHz等頻段內(nèi)消聲量分別達(dá)到18.1 dB、25 dB。根據(jù)馬大猷微穿孔板吸聲理論，單層微穿孔板吸聲頻帶較窄，雙層微穿孔板吸聲頻帶雖然較寬，但消聲量仍難以達(dá)到20 dB以上[10]，所以本文基于空壓機(jī)降噪要求，設(shè)計(jì)了一種三層串聯(lián)式微穿孔板消聲器，其結(jié)構(gòu)如圖3所示。文獻(xiàn)[11]通過(guò)實(shí)驗(yàn)給出了優(yōu)化后的三層微穿孔板的結(jié)構(gòu)參數(shù)，整體吸聲系數(shù)均在0.8以上，結(jié)合現(xiàn)有加工條件，選取合適的穿孔結(jié)構(gòu)參數(shù)制作微穿孔板消聲器，微穿孔板消聲器初步結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖2 1/3倍頻程圖及頻譜圖

MPP1、MPP2、MPP3分別為第一層、第二層、第三層微穿孔板；L為消聲器膨脹腔長(zhǎng)度，mm；D為消聲器膨脹腔直徑，mm；D1、D2、D3分別為第一層、第二層、第三層膨脹腔厚度，mm；d為消聲器進(jìn)出口直徑以及內(nèi)層微穿孔管直徑，mm；d1、d2分別為消聲器進(jìn)、出口管道長(zhǎng)度，mm；l1為左端面與隔板1之間的距離，mm； l2為隔板1與隔板2之間的距離，mm；l3為右端面與隔板2之間的距離，mm。

表1 穿孔板消聲器結(jié)構(gòu)參數(shù)

由于所設(shè)計(jì)的消聲器關(guān)于某個(gè)平面對(duì)稱(chēng)，根據(jù)表1中相關(guān)參數(shù)及式（6），可求得消聲器高階模態(tài)截止頻率為2075 Hz，所以在聲波頻率大于2075 Hz時(shí)，消聲器腔體內(nèi)將不再是以一維平面波形式傳播，而是會(huì)出現(xiàn)徑向高次波，此時(shí)腔體內(nèi)聲波傳遞較復(fù)雜，此時(shí)利用一維解析法計(jì)算消聲器傳遞損失值將可能發(fā)生較大偏差。為研究主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)消聲器聲學(xué)性能影響，下文將采用專(zhuān)業(yè)的噪聲分析軟件LMS Virtual. Lab進(jìn)行數(shù)值模擬運(yùn)算。

3.1 膨脹腔長(zhǎng)度對(duì)消聲性能的影響

分析三個(gè)不同長(zhǎng)度的膨脹腔對(duì)消聲器傳遞損失的影響。三個(gè)膨脹腔長(zhǎng)度分別為0.8 m、1 m、1.2 m，建立三種消聲器有限元模型，分析其在10～3000 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失，結(jié)果如圖4所示。

由圖4可知，三種模型的傳遞損失走向在960 Hz前基本一致，但膨脹腔長(zhǎng)度為1 m、1.2 m的消聲器共振消聲峰值明顯大于0.8 m的消聲器，說(shuō)明增加消聲器膨脹腔長(zhǎng)度有利于增強(qiáng)共振消聲效果。在頻率大于960 Hz時(shí)，三種模型的傳遞損失值走向變得不一致，但總體看來(lái)膨脹腔長(zhǎng)度越大，消聲器傳遞損失值越大。

圖4 膨脹腔長(zhǎng)度對(duì)消聲器傳遞損失的影響

圖5 隔板數(shù)量對(duì)消聲器傳遞損失的影響

3.2 隔板數(shù)量對(duì)消聲性能的影響

根據(jù)表1中的基本參數(shù)，分析隔板數(shù)量對(duì)微穿孔板消聲器聲學(xué)性能的影響。令膨脹腔體內(nèi)隔板數(shù)目由0依次增加到2，增加隔板時(shí)，使隔板在膨脹腔內(nèi)均勻分布。建立起三種模型后，消聲器在10～3000 Hz頻段內(nèi)傳遞損失曲線如圖5所示?？梢钥闯?，三種模型消聲器傳遞損失在250 Hz以?xún)?nèi)較為接近，在250～3000 Hz之間，有隔板的消聲器傳遞損失值隨著頻率的升高而增大，無(wú)隔板的消聲器傳遞損失值呈現(xiàn)先增大、后減小的趨勢(shì)。所以隔板的增加對(duì)消聲器傳遞損失有顯著的影響，尤其在中高頻處可以使微穿孔板消聲器傳遞損失顯著提升，但是增加隔板數(shù)目對(duì)傳遞損失的變化不明顯。

3.3 隔板位置對(duì)消聲性能的影響

取1分別為200、500、800，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)取值與表1中相同，建立起三種模型。計(jì)算出微穿孔板消聲器在10～3000 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失曲線如圖6所示。

可以看出，三種模型消聲器在低頻域形成了拱形衰減，在中高頻形成了軸向共振，整體走向都是先增大，后減小，再增大的趨勢(shì)。其中1為200和800的消聲器傳遞損失曲線基本一樣，1為500的消聲器高頻段傳遞損失明顯大于其他兩種模型，這說(shuō)明隔板越靠近膨脹腔中間的位置，高頻段衰減量越大，消聲器總體消聲性能越好。

圖6 隔板位置對(duì)消聲器傳遞損失的影響

3.4 消聲器傳遞損失有限元計(jì)算

綜合以上三種主要因素，選擇膨脹腔長(zhǎng)度為1 m，膨脹內(nèi)安置兩個(gè)隔板，每個(gè)隔板的間距為333 mm。運(yùn)用Virtual lab對(duì)其進(jìn)行數(shù)值仿真運(yùn)算。考慮到此消聲器殼體、微穿孔板等均為剛度較大的鋼板，因此分析時(shí)可忽略?xún)?nèi)部的流固耦合作用[12]，只需在LMS Virtual Lab中建立消聲器內(nèi)部流場(chǎng)的三維幾何模型，然后采用四面體網(wǎng)格對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，一般要求網(wǎng)格單元長(zhǎng)度小于最高計(jì)算頻率點(diǎn)處對(duì)應(yīng)的波長(zhǎng)的1/6，故網(wǎng)格單元長(zhǎng)度應(yīng)小于19 mm。由于本文研究的消聲器的計(jì)算頻率較高，在保證計(jì)算精度的前提下，又不增加計(jì)算量，所以網(wǎng)格劃分單元長(zhǎng)度定為15 mm，為網(wǎng)格劃分完成后消聲器內(nèi)部聲腔網(wǎng)格模型如圖7所示。

在進(jìn)行仿真計(jì)算的時(shí)候，三層微穿孔管可依次通過(guò)在其內(nèi)外表面定義一組傳遞導(dǎo)納系數(shù)來(lái)表示，即在仿真計(jì)算過(guò)程中只需建立對(duì)應(yīng)的傳遞導(dǎo)納屬性就可模擬微穿孔板，以此避免微孔建模過(guò)程中的繁瑣。設(shè)置邊界條件時(shí)，在進(jìn)氣口分別定義(0,1)、(0,2)等模態(tài)波作為激勵(lì)邊界條件，出口設(shè)為AML邊界層模擬全吸聲條件，頻率求解范圍為10～3000 Hz，頻率間隔為20 Hz。

圖7 消聲器內(nèi)部網(wǎng)格模型

圖8為仿真運(yùn)算后的消聲器傳遞損失曲線，可看出優(yōu)化后的消聲器在整個(gè)頻帶區(qū)域消聲量較大。在800 Hz附近消聲量達(dá)到了25 dB，在中心頻率為2.5 kHz頻帶內(nèi)消聲量達(dá)到了29.2 dB，這與最初的消聲器高頻降噪要求一致。

圖8 優(yōu)化前后消聲器傳遞損失曲線

4 結(jié)論

針對(duì)STC-GV增壓機(jī)隔聲罩通風(fēng)孔漏聲問(wèn)題，選擇加裝三層串聯(lián)式微穿孔板消聲器，基于有限元理論和管道聲模態(tài)理論完成了消聲器結(jié)構(gòu)參數(shù)的初步確定，繼而運(yùn)用LMS Virtual Lab計(jì)算其傳遞損失，并研究不同膨脹腔長(zhǎng)度、隔板數(shù)量、位置等參數(shù)對(duì)消聲器聲學(xué)性能影響，結(jié)果表明：

（1）消聲器內(nèi)部由于高階模態(tài)波的存在致使基于平面波理論的計(jì)算結(jié)果在截止頻率以外傳遞損失值偏小，故在計(jì)算時(shí)應(yīng)首先考慮三維有限元法；

（2）膨脹腔長(zhǎng)度越大，其吸聲峰值越大，高頻消聲性能越好，但長(zhǎng)度過(guò)大的消聲器適應(yīng)環(huán)境能力較差；

（3）在消聲器內(nèi)增加隔板可以增加其消聲聲性能，提高結(jié)構(gòu)剛度。隔板越靠近中央位置高頻消聲量越大，但隔板數(shù)目過(guò)多易造成制造工藝?yán)щy；

（4）結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的消聲器在2.5 kHz頻段內(nèi)平均消聲量達(dá)到29.2 dB，在中、高頻消聲性能得到很大改善，為增壓機(jī)二級(jí)壓縮機(jī)擴(kuò)壓器外管道噪聲治理提供理論依據(jù)。

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Simulation Study on Acoustic Performance of Ventilation Muffler of STC-GV Supercharger

WU Qun1,2，LYU Yan1,2，LI Yaozu3，TAN Longlong3，YI Chuijie2,3

( 1.School of Mechanical and Automotive Engineering, Qingdao University of Technology, Qingdao 266520,China; 2.Key Laboratory of Energy Conservation and Pollution Control of Industrial Fluids of Ministry of Education, Qingdao University of Technology, Qingdao 266520,China; 3.College of Mechanical and Electrical Engineering,Qingdao University, Qingdao 266000,China)

In order to improve the sound enclosure ventilation of a supercharger unit in an oxygen plant, this paper proposed a method of opening a hole in the wall of the sound enclosure and installing a ventilation muffler. First, the main noise source was identified as the secondary compressor by the NOR848 sound array imager. Then, the noise measurement and spectrum analysis of the secondary compressor were carried out in detail by the near field sound pressure measurement. Combining the characteristics of noise source and the requirements of noise reduction, a three-layer series micro-perforated muffler was designed. According to the three-dimensional finite element theory and the pipeline acoustic mode theory, the structural parameters of the muffler were determined and the acoustic model of the muffler was established. Parameters causing transmission loss, such as the length of the expansion cavity, the number of baffles and the position of baffles, was analyzed respectively by using the finite element method. Finally, the structure of the muffler was determined. Finally, the transfer loss curve of the muffler is obtained by finite element simulation, and the analysis shows that the muffler meets the requirements of the high frequency noise reduction and meets the initial noise reduction requirements.

supercharger；muffler；micro-perforated plate；finite element method；transmission loss

TB53；TK413；TH45

A

10.3969/j.issn. 1006-0316.2021.06.002

1006-0316 (2021) 06-0008-07

2020-10-14

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目——多源運(yùn)動(dòng)聲場(chǎng)特征提取和空間稀疏化方法及測(cè)量關(guān)鍵技術(shù)研究（61671262）

吳群（1993－），男，湖北黃岡人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)樵肼暸c振動(dòng)控制，E-mail：754065693@qq.com。*通信作者：儀垂杰（1958－），男，山東高密人，博士，教授，主要研究方向?yàn)樵肼暸c振動(dòng)控制、聲信號(hào)處理，E-mail：chuijieyi@vip.163.com。