空調風管系統減振降噪技術

黃偉稀，王秋波，郝夏影，梁 赟，何 濤

(中國船舶科學研究中心船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇無錫214082)

0 引 言

實船測試數據表明，除主輔機振動傳遞引起的噪聲外，空調管路系統噪聲是船舶艙室噪聲的主要來源之一。空調系統用于創造良好的室內空氣環境，同時系統噪聲通過管路系統與管口傳遞至艙室，引起艙室噪聲問題，其噪聲源主要包括風機氣動噪聲與管路元件氣流再生噪聲。管路系統噪聲傳遞計算方法有能量法與波動法，工程上以能量法為主。

管路系統振動噪聲控制方面，目前國內多數采用傳統減振降噪方法：安裝阻性消聲器、消聲布風器[1]等，近幾年由于技術的進步，開始了管路彈性吊架、撓性接管及阻尼包覆層的研究與應用。美國ASHRAE[2]、日本空調設備噪聲研究協會[3]與俄羅斯克雷洛夫研究院均提出了相應的控制技術與方法，例如風機隔振器、撓性接管、管道消聲器、柔性穿艙管件及彈性管夾等傳統控制元件，并給出了低噪聲安裝工藝及振動噪聲控制流程。

船用布風器位于管路系統末端，主要用于送風散流和消聲，同時也是管路系統噪聲控制的關鍵部件。國外對船用布風器的研究工作較為充分，目前已有成熟產品應用于海洋平臺與各類船舶，第7代鉆井平臺及S503半潛式支持平臺上使用的靜壓箱式布風器消聲量達30 dBA。國內高校與科研院所也開展了相關技術與試驗研究[4–8]，初步掌握了格柵式布風器的阻力特性及二次氣流噪聲特性，但對于靜壓箱式布風器未見系統性研究，近2年國內的船用設備配套廠家也陸續形成一些消聲布風器產品，但未掌握其聲學與流體性能。李曉明[9]于2010年提出一種雙風溫低噪聲布風器，消聲量大于8 dB，阻力損失小于40 Pa。2012年丁亮等[10]對海洋工程中使用的布風器進行改進優化設計，通過改變靜壓箱尺寸、增加消音棉厚度、優化出口形式等方法改善布風器的噪聲問題，但僅給出改進優化方案，未開展聲學評估與試驗，無法獲知布風器優化前后的聲學性能。

一直以來，風機噪聲被認為是管路系統影響艙室的主要噪聲源，但最新的試驗研究表明，在多數船用空調管路系統中，主要噪聲源是管路元件的二次氣流噪聲，風機噪聲其次。管路元件位置分散、數量眾多，且離艙室較近，對系統的噪聲控制造成了困難，安裝于風機出口或主風管的傳統消聲器失去了應有的降噪效果，原因為消聲器無法對下游的管路元件二次噪聲進行消除。這種情形下，除了風機噪聲源的控制之外，低氣流噪聲管路元件的設計以及管路系統末端裝置的降噪就變得尤為重要，降噪元件在保證傳聲損失性能的同時其自身的二次氣流噪聲需要得到有效控制。

本文針對管路元件二次氣流噪聲與系統振動噪聲控制需求，從系統與元件2個層面開展空調管路系統振動噪聲控制技術研究：1）系統低噪聲配置與評估技術；2）有流條件下管路消聲器、布風器以及管路彈性吊架等減振降噪元件的設計與評估技術。研究結果顯示，系統低噪聲配置方法降低了風機噪聲源；微孔板消聲器較阻性消聲器與抗性消聲器提高了消聲性能，實現了全頻帶寬頻消聲；消聲布風器經過結構優化在降低二次氣流噪聲的基礎上顯著提高了傳聲損失，管路彈性吊架在中高頻段取得較好的減振效果。本文的技術措施可滿足船舶與海洋平臺艙室噪聲限值需求，為艙室噪聲控制提供技術支撐。

1 空調管路系統噪聲及其傳遞路徑

空調通風管道噪聲源主要包括空調器風機、壓縮機、冷水機組、水泵及管路元件，其中風機氣動噪聲及管路元件氣流再生噪聲是主要噪聲源，其他噪聲（如水泵、壓縮機等）不與送排風系統直接連通，對住艙環境影響較小。

空調通風管道系統噪聲主要通過如下4種途徑傳播至艙室：

1）風機、空調器殼體振動直接向艙室內輻射噪聲；

2）風機與管路元件氣流噪聲通過管路系統與管口向室內輻射噪聲；

3）艙室內的管道透射引起艙室噪聲；

4）艙室內的管壁振動向室內輻射噪聲。

研究表明，空調機組殼體振動只對空調機組所在艙室產生影響；船舶空調管路做了絕熱隔聲包覆，管壁透射噪聲貢獻較小；而空調器通過管路系統及管口向艙室輻射的噪聲是主要噪聲傳遞途徑（見圖1），本文針對該途徑開展減振降噪技術研究。

圖1 通風管道噪聲的多傳播路徑與貢獻Fig.1 Multi propagation path and contribution of the ventilation system noise

2 系統低噪聲配置

系統低噪聲配置是管路系統噪聲控制的重要途徑，旨在解決系統阻力特性與風機流量壓力之間的匹配關系，最大程度地減小設備功率冗余與噪聲水平，實現系統節能降噪的目的。圖2為典型風機性能與噪聲關系曲線，風機效率高點與噪聲水平低點重合，說明了風機與管路系統水力學優化配置的重要性。

圖2 風機空氣動力與噪聲特性Fig.2 Aerodynam ic and noise characteristicsof fan

根據風機水力與噪聲影響規律分析可知，風機工作在最佳工作點附近時噪聲最小，當工作點發生偏離時無論流量增大還是減小都將導致噪聲的增加。風機定轉速及不同流量壓力狀態下軸功率和全壓效率不同，由于全壓效率的降低，更多的機械能轉化為噪聲，使得管路傳遞噪聲增加[11–14]。

如圖2所示，風機在管路中實際工作點由風機的水力性能和管路的阻力損失共同決定，研究表明不同風機的振動噪聲受水力性能影響的敏感性不同，但都符合在最佳工作點附近振動噪聲最小這一規律，且其軸頻、葉頻、倍葉頻等主要分量都符合這一規律，并且風機在不同轉速下都有最佳工作點。因此風機與管路系統低噪聲匹配的原理是通過通過水力性能匹配，使風機工作在各轉速下的最佳工作點，降低管路系統的振動噪聲。可通過設計盡量增加管路的阻力損失曲線與風機的最佳工作區相交的區間，在這種匹配設計下通過調節轉速實現需要的流量壓力要求，風機即運行在該轉速的最佳工作點附近，實現低噪聲運行。

綜上所述，管路系統低噪聲配置原則是實現風機與管路系統的流量/壓力匹配。在風機水力狀態偏離最佳工作點流量較大時，采用閥門調節系統阻力或更換風機，實現風機與管路系統的流量/壓力匹配，回到低噪聲工況區間。

3 管路系統消聲元器件

空調通風系統噪聲主要通過管路空氣介質進行傳播，最后從管路末端設備與管口向艙內輻射。針對該傳遞路徑，本文采用管路消聲器與消聲布風器隔離管路傳遞的噪聲，消聲布風器在管路末端采取消聲措施，達到消除上游管路系統傳遞的噪聲，最終降低艙室噪聲水平。

3.1 消聲布風器

船用布風器位于管路系統末端，主要用于送風散流和消聲，多數有壓力平衡裝置，使室內流動分布均勻，同時也是管路系統噪聲控制的關鍵部件。一方面，船用布風器用以消除上游管路傳播至艙室的噪聲；另一方面，布風器自身在氣流沖擊下產生的二次流噪聲不可高于前者，否則會成為一種新的噪聲源影響艙室環境。因此，低噪聲布風器的設計重點在于提高傳聲損失的同時降低二次流噪聲。目前布風器的結構形式以靜壓箱結構為主，靜壓箱式布風器被廣泛應用于船舶及海洋平臺，其特點是帶有壓力平衡的靜壓箱，靜壓箱中可設置吸聲材料與結構，可發揮顯著的消聲作用。

針對平臺艙室結構及空調系統設備特點，分別從聲學特性及流動特性兩方面開展靜壓箱式低噪聲布風器的設計。

1）設計方案

圖3 布風器結構設計方案Fig.3 Structural design scheme of the air distributor

表1 布風器結構設計參數Tab. 1 Structural design parameters of theair distributor

針對海洋平臺艙室典型流量需求，完成了2種布風器設計方案（原型與優化方案），如圖3所示。這2種方案的外形結構尺寸近似，結構參數見表1。2種方案均采用靜壓箱式結構，箱體內壁貼覆25mm厚離心玻璃棉（容重80 kg/m3）。原始方案與國內現有的常規產品形式類似，優化方案分別采用圓形腔以及圓弧形吸聲隔板措施，圓形腔及圓弧板結構用于導流，而吸聲隔板與腔體共同組成分割式流道，用于吸聲。吸聲隔板也采用厚度25 mm的離心玻璃棉。為了有效降低因增加隔板而引起的阻力損失，所有吸聲材料表面采用微孔板作為襯面（孔徑0.4mm，板厚0.3mm，穿孔率4%），微孔板具有全透聲、小阻力的特點，在降低流動阻力的同時可發揮玻璃棉的全部作用。

2）綜合性能評估

分別采用Fluent計算評估布風器阻力損失，采用半經驗估算方法[15–17]計算氣流再生噪聲，采用Virtual lab軟件計算聲傳遞損失，得到布風器綜合性能。

管路元件氣流再生噪聲計算式如下：

對于fc

對于fc>f0，有

式中：SWLD為元件的1/3倍頻帶聲功率級(；d=)πrK(S t) 為與元件類型有關的常數；f0為管道截止頻率；A為管道截面積；δ為元件開口面積比。評估結果如表2所示。可以看到，優化方案無論從阻力特性、氣流噪聲還是聲傳遞損失方面均優于原始方案，阻力損失降低20%～30%（見圖4和圖6），氣流噪聲降低2～3 dBA（見圖5），聲傳遞損失提高20 dB以上（見圖7和圖8），降噪效果顯著。優化方案的各方面性能指標已接近國外同類產品，在海洋平臺空調通風管路系統噪聲控制方面可發揮顯著作用。

表2 布風器綜合性能評估結果Tab.2 Comprehensive performance evaluation results of the air distributor

圖4 不同流量下的布風器阻力損失曲線Fig.4 Resistance loss curve of air distributor

3.2 管路消聲器

由實船測試數據可知，空調通風系統噪聲集中在200～2000 Hz的中低頻段。目前，船舶與海洋平臺上采用的是傳統的阻性消聲器，該消聲器在中高頻段有較好的消聲性能，但在低頻效果較差，因此本文采用了具有良好中低頻消聲性能的微孔消聲器。

圖5 不同流量下的布風器氣流再生噪聲曲線Fig.5 Regeneration noise of air distributor

圖6 350m3/h流量下的布風器內部速度分布圖（橫截面）Fig.6 Internal velocity distribution of the air distributorsat 350 m3/h flow (cross section)

1）設計計算方法

微孔消聲器采用小孔共振的原理對管道內通過的聲波進行吸收，達到消除聲音的作用（見圖9）。當聲波通過小孔時引起孔中空氣柱的共振，聲能轉換為熱，從而消耗聲能量。針對船用微孔消聲器，基于切向流條件下微孔板聲阻抗的現有模型，通過一維平面波方法推導得到同軸直通微孔管消聲器的四極參數與傳遞矩陣，建立微孔管消聲器在有無流與有流條件下聲傳遞損失的計算方法（見圖10）。

當微孔板表面存在平行氣流（切向流）時會形成較薄的流體剪切層，此時小孔邊緣處發生聲渦轉化現象，導致微孔板聲阻抗發生變化。針對這種聲渦轉化效應，Bauer[18]于1977年提出了切向流條件下的穿孔板聲阻抗經典模型，基于這個模型，2008年A llam[19]采用實驗方法提出了切向流下的小孔徑穿孔板（微孔板）聲阻抗半經驗模型，由于微孔板的穿孔率很小，孔間距相對較大，因而該模型忽略了孔間相互作用的影響，表達式如下：√

圖7 2000Hz處布風器內部聲壓分布圖Fig.7 Distribution of internal sound pressure of air distributor at 2000Hz

圖8 布風器傳聲損失曲線對比Fig.8 Comparison of sound transm ission loss curve of the air distributor

圖9 微孔吸聲結構模型Fig.9 Model of microperforated sound absorption structure

圖10 微孔消聲器模型Fig.10 Model of microperforated muffler

對于任一個穿孔子段，假設管內和腔內的氣體流動都是均勻的，分別在管內和腔內取長度為dx的控制體，然后在控制體內對連續性方程進行積分得到[20–23]：

對動量方程進行積分得到：

式中：U1和U2，d1和d2，p1和p2，u1和u2分別代表穿孔管內和膨脹腔內的氣體平均流速、管道直徑、聲壓和軸向質點振速；u為微孔管兩側徑向質點速度；ξ為穿孔板聲阻抗率；z為消聲器軸向坐標。

微孔板聲阻抗率用于表征穿孔壁兩側的徑向質點振速和聲壓之間的關系：

結合式（4）式（6），消去變 量u1，u2和u后得到管內和膨脹腔內的一維波動方程，通過解耦求得管內與膨脹腔內聲壓與質點振速的解，進而獲得消聲器進出口截面的傳遞矩陣：

根據傳遞矩陣法求得切向流條件下微孔管消聲器的傳遞損失：

2）優化設計與效果評估

通過計算仿真對微孔管消聲器的性能與影響因素進行分析，結果顯示，微孔管消聲器具有良好的寬頻消聲性能，氣流可有效改善消聲器高頻性能。針對船用空調通風管路系統噪聲控制需求，開展船用微穿孔板消聲器的優化設計，在相同外形結構尺寸條件下，通過微孔板參數、氣流參數與多腔設計進行結構優化，設計參數如表3所示，結構如圖11所示。計算結果顯示，微孔板消聲器優化方案的消聲效果明顯優于原始方案（見圖12）。可以看到，消聲器在300～4 000 Hz頻段消聲量得到顯著提高（10～25 dB）。另外，微孔板消聲器優化方案與普通穿孔板消聲器、擴張腔消聲器等對比，也具有明顯的優勢（見圖13）。通過結構優化設計，有流條件下微孔板消聲器消聲效果優于無氣流條件，在全頻段實現了寬頻消聲，頻率特征與空調通風系統噪聲頻率特征較為吻合，同時具有低阻力、低流噪聲的特點，在船舶空調通風系統噪聲控制中具有良好的應用前景。

表3 微孔消聲器及其他類型消聲器結構參數Tab.3 Structural parameters of microperforated mufflers and other types of mufflers

4 管路減振元件

圖11 微孔消聲器結構示意圖（優化方案）Fig.11 Structure diagram of microperforated muffler(optim ization scheme)

圖12 優化前后微孔消聲器傳聲損失曲線對比Fig. 12 Comparision of transm ission loss curves of microperforated mufflers before and affter optim ization

圖 13 微孔消聲器與其他類型消聲器傳聲損失對比Fig. 13 Comparision of transm ission loss curves of microperforated mufflers and othertypes of mufflers

空調通風系統主要振動源為風機及管路流致振動，風機振動通過管路系統傳遞及安裝基座傳遞引起甲板振動向艙內輻射噪聲。為控制結構輻射噪聲，采用管路彈性吊架降低管路振動對船體結構的影響，本文采用Abaqus仿真分析方法對管路彈性吊架進行建模與減振效果評估。

1）管路彈性吊架設計

管路彈性支撐的功能主要有3個：承受管道荷載、限制管道位移、隔振，需要綜合考慮。從管道振動角度來說，管道在動荷載作用下，會產生程度不同的擺動、振動或沖擊。由于管系中支撐系統的設置，在一定程度上提高了管系的剛性增加了管系的阻尼。一般來說，管路支撐都或多或少地起到減小管道振動效應的作用，但設置不當也有可能加劇管道的振動，而且以承重為主要目的的支撐，其減振效果往往不太明顯。因此對于在運行期間伴隨發生有強迫振動的地方仍需增加合適的拉撐桿、支架、減振器或阻尼器等裝置，以消除這些管道振動效應。

根據上述功能要求，把管路彈性支撐分為兩部分：金屬管夾部分和彈性元件部分。在設計金屬管夾部分時更多的考慮承受管道載荷限制管道位移，還有與艙室的連接和體積大小的控制；在設計彈性元件部分時則主要考慮其隔振效果。

結合船舶與海洋平臺現用管路支撐的結構形式，兼顧管路彈性支撐的安裝便利性，以及避免不同工人安裝所帶來的隔振效果差異，提出彈性吊架設計形式，如圖14所示。該設計方案包含了2層隔振結構，分別為彈性墊圈與隔振器，彈性墊圈硫化固化于金屬管夾上，金屬管夾通過隔振器與甲板連接，隔振器可根據管路承重選擇相應的型號。管路彈性吊架結構簡單、使用方便、性能穩定不受施工影響，可適用于不同平臺艙室的施工、裝配需求。

圖14 管路彈性吊架設計方案及安裝方式Fig.14 Design scheme installation method of pipelineelastic hanger

2）隔振效果評估

根據彈性管路吊架的設計方案，建立結構模型（見圖14），模型中包括管路、管夾、管夾橡膠墊、隔振器、螺栓以及上部安裝板，上部安裝板表征隔振器安裝的甲板層。賦予管夾橡膠墊、隔振器以橡膠材料參數，其他結構材料設置為鋼。

1 m/s2在下管夾上添加垂直方向幅值為 的單位加速度激勵，對模型進行穩態頻率響應分析，頻率分析范圍為10～10000 Hz，頻率分辨率為5 Hz。得到管路與上部安裝板的振動數據，并進行數據處理得到管路與上部安裝板之間的振級落差以及安裝隔振元件前后上部安裝板的振動插入損失。

彈性吊架振級落差計算結果如圖15所示。可以看到整體上減振效果隨頻率增加而增大，在1 500～3000 Hz及4000 Hz以上頻率范圍內振級落差高于20 dB，大部分頻率范圍內插入損失均高于10 dB。

5 結語

圖15 彈性吊架振級落差評估結果Fig.15 Evaluation results of vibration level drop of elastic hanger

本文針對船舶與海洋平臺空調通風系統開展系統低噪聲配置以及減振消聲裝置設計與評估，提出低噪聲船用布風器結構形式，采用CFD與聲學有限元方法對布風器的阻力損失、氣流再生噪聲與聲傳遞損失進行仿真計算；基于一維平面波與傳遞矩陣法完成了有流條件下微孔消聲器的評估與優化設計方法研究；通過Abaqus軟件完成了管路彈性吊架的設計與隔振效果評估。結論如下：

1）布風器優化方案采用圓形外殼加內導流吸聲隔板結構，氣動性能與聲學效果均優于傳統結構形式，阻力損失降低20%～30%，氣流噪聲降低2～3 dBA，傳聲損失提高20 dB以上（總消聲量大于35 dB），接近國外同類產品設計水平；

2）微孔消聲器在氣流條件下可實現寬頻吸聲，經結構優化使得300～4000Hz頻段消聲量得到顯著提高，消聲性能明顯優于普通穿孔板消聲器、擴張腔消聲器。

3）管路彈性吊架在設計承載范圍內的中高頻振級落差大于10 dB，可有效隔離管路與甲板之間的振動傳遞。