核級擴張式抗性消聲器數值仿真設計

黃炳臣，沈 偉，楊鐵明，羅建平，經 鋒

(1.環境保護部 核與輻射安全中心，北京 100082；2.浙江金盾風機股份有限公司，浙江 上虞 312363)

核電站管道排氣消聲器是安裝在排氣管道和主控室之間，用于降低壓縮空氣排氣噴射噪聲的消聲設備。排氣系統內氣流速度越大，則排氣噴射噪聲也越大，且通常頻率特性呈現寬頻特征，在限定消聲器外形尺寸的條件下，采用傳統的阻性消聲器或簡單的抗性消聲器，其降噪效果不能達到消聲目的[1]。為此，需采用多節擴張室結構的阻抗復合式消聲器，利用截面積的變化改變聲阻抗，提高聲傳遞損失，同時設置插管以消除通過頻率，結合阻性吸聲材料的中高頻吸聲特性拓寬吸聲的頻率范圍，從而滿足高消聲量、寬消聲頻率的設計要求。

本文采用有限元分析軟件ANSYS對多節擴張室加內插管的抗性排氣消聲器進行聲傳遞損失和流體壓力損失的數值仿真計算[2-3]。

1 性能參數、技術要求和設備等級

管道排氣消聲器的外形如圖1所示。其性能參數為：消聲器最大入口噪聲為149 dBA；消聲器出口1 m處最大允許噪聲為65 dBA。其技術要求為：進氣管內徑為25.4 mm；進口最高壓力為0.420 58 MPa；最大空氣流量為118.9 m3/h；最大流速為71.2 m/s。其設備等級為：安全等級C，抗震級別為抗震Ⅰ類。

圖1 排氣消聲器外形示意圖

2 排氣消聲器聲場數值分析

2.1 基本假設

聲學分析的基本方程是把聲場作為特殊流體的流體方程并進行簡化，因此作如下假設[4-5]：1) 聲音傳播介質為理想的非流動流體(即認為流體本身的流動速度與聲波的傳播速度相比甚小，可忽略不計)，無粘滯，聲波在其中傳播沒有能量損失，流體沒有擾動和紊流；2) 聲音傳播介質流體是可壓縮的，即密度隨壓力的變化而變化，對于傳播小振幅聲波，可使用線性波動方程；3) 聲音傳播是絕熱過程，傳播介質中各種聲場的參數均是一階微分量；4) 介質在無聲擾動時其初始速度為0，介質的靜態密度和靜態壓強不變。

2.2 波動方程

消聲器為抗性消聲器，在基本假設的前提下，聲傳播的波動方程為：

(1)

式中：p為聲壓；t為時間；c為聲速。

傳遞損失TL是衡量消聲器消聲性能的最主要指標，其計算公式為：

(2)

式中：pin和pout分別為消聲器入口和出口聲壓；Sin和Sout分別為消聲器進口和出口截面積。

2.3 聲場有限元分析

采用ANSYS對消聲器內部聲場進行有限元建模及分析。本分析的建模原則為消聲器內部為非耦合聲場，即忽略流體與殼體結構的耦合作用，所以在有限元分析時僅對消聲器內部空腔建模。由于消聲器為對稱結構，所以取整體結構的一半進行分析。采用ANSYS中聲場單元FLUID30對消聲器內部聲場進行網格劃分，與消聲器殼體接觸單元采用FLUID30單元的Structure Present類型，其他采用FLUID30單元的Structure Absent類型。為保證能夠分辨最高主頻的聲波，要求單元長度小于計算聲波最小波長的25%。由于聲波是向無窮遠傳播，所以采用FLUID30單元建立聲場傳播無限遠處的球形吸收邊界。球體半徑r至少為：

r=D/2+0.2λ

(3)

式中：D為消聲器擴張室直徑；λ為聲波波長，λ=c/f，f為聲波頻率。

消聲器內部聲場傳播介質為空氣，設置介質密度ρ=1.23 kg/m3，介質內聲波傳遞速度v=344 m/s。由于計算中只考慮消聲器進、出口聲壓比值，所以分析時對消聲器進口處施加一固定聲壓幅值即可。消聲器內部聲場有限元模型如圖2所示。

圖2 消聲器內部聲場有限元模型

為合理確定消聲器的主要結構參數，選取進氣管道擴壓角A、插管內徑Cd、插管距離Sd、兩截面內插管相位角Ad4個參數作為消聲器設計的主要參數。為確定不同參數對消聲器消聲性能的影響，分別取不同參數組合的消聲器結構進行分析，圖3為某參數組合消聲器在2 000 Hz時內部聲壓分布云圖，圖4為不同參數下的消聲器傳遞損失曲線。

圖3 消聲器內部聲壓分布

從圖4a可見：進氣管道擴壓角A對500～2 000 Hz的中頻噪聲傳遞損失影響很小，聲音傳遞損失差別不大。在低頻段，A=5°時傳遞損失較大，減小擴壓角對提高低頻傳遞損失有幫助。A=7°時，在2 000、2 400、4 400、4 800及6 000 Hz出現通過頻率，傳遞損失明顯降低。A=5°和10°時，通過頻率集中在2 800～3 800 Hz之間。

從圖4b可見：Cd對小于1 400 Hz噪聲的傳遞損失基本沒有影響。在中高頻段、Cd=72 mm時，通過頻率集中在2 000、2 400、4 400 Hz，在2 800～3 800 Hz之間傳遞損失表現較好，這樣可彌補進氣管道擴壓角中通過頻率的不足。Cd=68 mm時，通過頻率為2 800、3 200、4 200、4 600 Hz。Cd=75 mm時，通過頻率為3 600、3 800、4 000和5 800 Hz，在4 400 Hz和5 600 Hz時傳遞損失較大，可彌補進氣管道擴壓角中的部分通過頻率。

圖4 不同參數下的傳遞損失曲線

從圖4c可見：Sd對小于1 000 Hz噪聲的傳遞損失同樣沒有很大影響。Sd=170 mm時，2 600 Hz和3 000 Hz之間的傳遞損失較大，這樣可改善兩截面插管的Ad=90°的通過頻率。

從圖4d可見：Ad=0°和45°時，在中高頻段的通過頻率都較多，不利于消除和改進；Ad=90°時通過頻率較少，集中在2 000、2 400和4 400 Hz，而且傳遞損失較大。綜合對比，Ad取90°較好。

通過以上分析可較為全面地理解各參數取值對通過頻率、各段頻率內傳遞損失的影響，這樣可提出更為合理的參數組合，盡量消除通過頻率，提高傳遞損失，改善消聲器的綜合性能。

3 排氣消聲器流場損失數值分析

影響消聲器性能的另一主要因素是流體經過消聲器的壓力損失，從設計角度希望消聲器的流體壓力損失盡可能小，因此利用ANSYS-CFD流體動力學分析功能，進行消聲器內部流場的動力學分析，探討各參數對消聲器流體壓力損失的影響。

采用三維流場FLUID142單元建立消聲器內部流場有限元模型。在消聲器入口定義來流速度為71.2 m/s，出口壓力為零，與消聲器殼體相接觸的邊界設置為無滑移邊界，即速度為零。對不同結構參數的消聲器結構進行內部流體壓力分布計算，圖5給出某參數組合下消聲器內部流體壓力和速度矢量的分布。根據分析結果可知，進氣管道擴壓角和插管直徑對消聲器流體壓力損失影響最大，參數數值越大，壓力損失越小，反之亦然，這與理論分析結果一致。插管距離及相位角對壓力損失的影響較小。

圖5 某結構消聲器內部流體壓力(a)和速度矢量(b)分布

4 消聲器結構優化設計

為驗證理論計算的準確性，制作了一個消聲器樣機用于分析對比試驗，消聲器樣機如圖6所示。

對消聲器樣機的理論計算結果進行整理，計算各頻帶倍頻程中心頻率的A計權出口噪聲，最后將各中心頻率噪聲合成消聲器出口噪聲，聲壓級合成公式為：

(4)

圖6 消聲器試驗樣機

式中：LA為A計權聲壓；Li為倍頻程范圍內的i個聲壓級。

消聲器樣機分析結果列于表1，其中入口頻帶聲壓級為實測值，理論分析的消聲器出口噪聲為63.3 dBA。

在消聲器樣機出口1 m范圍內選取3個不同測點進行噪聲測量，測試結果列于表2。

可以看出，試驗結果與理論計算結果雖存在一定的誤差，但符合較好，因此理論分析結果可應用于消聲器的結構設計。根據前面的計算，確定兩組較為合理的消聲器結構參數組合：第1組，Ad=90°，A=5°，Cd=72 mm，Sd=150 mm；第2組，Ad=90°，A=7°，Cd=75 mm，Sd=170 mm。

表1 消聲器理論設計消聲量及其出口噪聲計算

表2 消聲器出口噪聲測量結果

圖7 兩組參數消聲器消聲量對比

對兩組參數消聲器的消聲量進行對比，結果如圖7所示。由圖7可看出，第2組方案在各倍頻程中心頻率的消聲性能均好于第1組方案。最終選擇按照第2組參數設計的消聲器。

最終的消聲器結構方案的傳遞損失曲線和內部流體壓力分布如圖8、9所示。

圖8 優化后的消聲器傳遞損失曲線

從圖8、9可看出，消聲器的傳遞損失、通過頻率和內部流體壓力分布的綜合表現較好，可很好地滿足設計要求。

圖9 優化后的消聲器內部流體壓力分布

5 結論

本文借助有限元分析軟件ANSYS對管道排氣消聲器不同結構參數下的消聲特性和流場分布特性進行了分析，并總結了不同結構參數對消聲器傳遞損失和內部流場分布的影響規律，對消聲器結構進行了合理的設計組合，設計后的消聲器綜合性能表現較好，很好地滿足了設計要求。另一方面，這些規律對合理確定消聲器結構參數具有實用價值，也為日后不同結構的消聲器設計提供了較為科學的參考依據。

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