新型穿孔隔聲罩隔聲性能

張 權，趙宸翦，羅曉春，程 偉

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

0 引言

近年來，世界燃氣輪機工業取得相當的成就和飛速的發展，幾家著名的公司GE、ABB、Siemens和西屋等與航空發動機設計、研究、制造廠合作開發，將燃氣輪機擴展應用在航空及船舶等領域。隨著燃氣輪機發電機組功率的提升及使用范圍的增加，燃氣輪機發電機組振動、噪聲等舒適性方面的要求越來越嚴苛，尤其是對使用人員造成直接影響的噪聲方面。各燃氣輪機生產廠家在該方面均進行大量投入，從燃氣輪機發電機組本體（噪聲源）設計、傳播途徑等方面進行改進。受限于技術及加工能力方面的影響，進一步降低噪聲源變得越來越困難。目前，主要通過傳播途徑對噪聲進行控制，使用隔聲罩已被證明為最有效的方式之一。隨著設備空間、質量尺寸要求限制，對發電機等噪聲較少的設備將被罩在隔聲罩以外，即隔聲罩單獨覆蓋燃氣輪機的結構型式，該型式研究及應用相對較少。

此外，隨著對設備運行時的環境要求越來越高，而噪聲是用戶舒適性體驗最重要的影響因素之一，因此，對不同功率等級、不同結構尺寸的高噪聲設備均存在加裝隔聲罩的需求。

鑒于上述情況，本文對旋轉軸穿隔聲罩密封結構設計技術進行攻關，解決穿孔結構的密封、連接和穩定運行等問題，同時確保整體隔聲效果仍滿足指標要求[1-5]。

1 設計方案

1.1 總體方案

新型穿孔隔聲罩結構設計方案充分借鑒了以往柴油發電機組裝置用隔聲罩成熟的設計經驗，按照技術要求對旋轉軸穿隔聲罩等進行了相應的初步設計，具體結構形式見圖1。根據實際需求，設定隔聲目標≥25 dB。

圖1 方案示意圖

1.2 隔聲罩主體部分

隔聲罩主體采用傳統的隔聲罩結構形式，根據現有某隔聲罩結構形式進行等比例縮放。總體尺寸為2 000 mm×1 500 mm×1 500 mm，為了盡量接近實際情況，主體框架采用矩形鋼結構，兩側及頂部采用隔聲板結構形式，前方采用隔聲門結構形式，無限接近實際情況，充分考慮結構的維修方便性，同時可驗證門板結構的密封結構。后方采用鋼板結構形式，方便穿孔結構的安裝，具體結構形式見圖2。

圖2 主體結構示意圖

1.3 穿孔隔聲結構

穿孔隔聲結構形式主要是依托盡量低的軸間隙來降低漏聲量，具體結構形式見圖3。總體尺寸為800 mm×800 mm×500 mm，通過安裝吊耳完成與隔聲罩主體的安裝。隔聲結構通過改變噪聲的傳遞形式隔聲結構，可實現噪聲的初步降低，由于隔聲結構與軸之間需預留足夠的空間，避免出現軸系磕碰造成安全隱患。結構內徑為290 mm，后續有200 mm軸進行穿孔，單邊間距為45 mm，空間距離較為安全。耐磨護套主要成份為石墨結構，其本身不僅具有一定的潤滑性，發生摩擦時不會對軸系產生影響，并且密度、強度等均較低，發生磕碰時同樣不會對軸系產生影響，具有一定的保護作用，采用哈弗式結構，便于拆卸和安裝，通過過盈配合的方式避免出現漏聲的情況。考慮安裝誤差接不同結構形式的要求，設定了軸與耐磨護套最大單邊間距為10 mm的軸向間距，滿足聯軸器1 cm補償量的設計值。

圖3 穿孔結構示意圖

2 隔聲性能計算

2.1 理論計算

隔聲效果估算情況：隔聲量與穿孔結構的關系為

式中：L為總隔聲量；S為開孔的面積，即孔的面積減去軸測面積。

根據設定值，當孔徑220 mm、軸頸200 mm時，隔聲量約為21.8 dB，無法滿足設計值[6-7]。

穿孔隔聲結構形式見圖3，總體尺寸為500 mm×800 mm，聲波在通過其進行傳播方程為

由于軸和管壁為硬邊界，穿孔隔聲結構的隔聲量估算公式為

式中：Lw為隔聲量；m為截面積比；l為軸段長度。

經估算及經驗公式可知，其隔聲效果與軸孔徑疊加后為30 dB，遠大于設計值可滿足設計要求。

2.2 仿真計算

根據結構模型建立有限元模型，具體結構見圖4，按照邊界條件設定進口聲壓為120 dB，計算經過模型的傳遞損失。

圖4 隔聲結構有限元模型

場地進氣改造后具體計算結果見圖5。由圖5可知，總體隔聲量約為30 dB，滿足設計要求。

圖5 場地進氣改造后

2.3 測試結果

照GJB 4058—2000噪聲振動測量方法對結構進行隔聲測試，具體見圖6，在隔聲罩內放入功率放大器及噪聲測試傳感器，在隔聲罩外1 m位置放置噪聲測試傳感器。

圖6 現場測試示意圖

具體測試結果見圖7。由圖7可知當噪聲源為85 dB時，隔聲罩外噪聲為58 dB，背景噪聲為43 dB，隔聲量為27 dB，滿足設計要求。

圖7 罩外噪聲指標對比

3 結論

本文根據目前環境噪聲使用需求，借鑒以往某柴油發電機組項目使用經驗，設計新型穿孔隔聲罩，提出設計目標，經過理論、仿真、試驗對設計目標進行驗證，驗證結果均滿足設計要求。對于旋轉軸穿過隔聲罩這種新型結構形式的設計有重要的借鑒意義。