燃气机热泵机组隔声装置降噪研究

1、燃气机热泵机组隔声装置降噪研究方筝，杨昭，刘运陶，陈轶光庆津大学热能研究所，天津300072)摘 要:噪声问题是燃气机热泵走向商业化的一个难题，分析了声源特点的基础上，结合声学理论与实际经验，建 立了隔声罩三维模型与双室抗性消声器模型使用ra wo ise软件对加装隔声罩前后的燃气机热泵机组的噪声场进行 模拟，并且根据本实验台的实际情况设计了燃气机热泵机组的隔声装置，对采用降噪装置后的实验台进行实验测量，总庄 压级降到77. 8cib (a),通过实验验证了设计的合理f生。矢键词：噪声燃气机热泵;隔声罩;双室抗性消声器rawo1se中图分类号：1b657. 9 文献标识码：a燃气机热泵作为新一

2、代的节能环保空调系统，具 有平衡电力与燃气的消费一次能源利用率高等优点， 必将拥有广阔的发展前景。但随看人民生活水平的不 断改善，人们环境保护意识的不断增强，对自身所在声 学环境的也更加尖注。噪声作为工业产品的一项重要 质量评价指标，是影响产品销售的一个重要因素，噪声 越低,产品在市场竞争中更加有利，然而由于当前研究 水平有限,燃气机热泵本身还存在着这样那样的问题， 其中噪声问题是阻挠燃气机热泵走向商品化的一大障 碍d。目前另于燃气机热泵噪声控制方面的工作不 多,为此本文对燃气机热泵系统的噪声控制进行了理 论模拟及实验研究。1燃气机热泵机组的噪声分析本燃气机热泵机组选用的燃气发动机由柴油机改

3、装而成。燃气机热泵机组整机主要由燃气发动机压 缩机电动机皮带轮联轴器水泵风扇和公共底座 等组成，原理示意图如图1所示。燃气机热泵机组噪 声主要有:燃气发动机燃烧噪声机械噪声和风扇进 排气等空气噪声，它是一个混合的声场，由于没有专门 研究吐类问题的文献，故在研究方法上借鉴内燃机噪 声控制技术,分析噪声性能。分析机组噪声的频谱特性是治理噪声的基础。本 机组在高速运转吋振动和噪声非常强烈，噪声值在90 db以上。图2是实际测得的初步治理后本燃气机热泵 机组的噪声频谱图，从图2可以看出燃气机热泵机组 噪音在不同转速具有宽频带噪声峰值大等特性。通 过对机组噪声的频谱特性分析,需在噪声控制过程中 采用多种

4、手段对系统进行改造处理才能起到良好的 效果。冰jawlij室内风机盘管收稿日期：2008 - 08 - 22修改稿收到日期：2008 - 10 - 14 第一作者方筝男博士生. 1979年6月生108908070605040up、蛊£肛團亠i燃气发动机2节气门3缸妄换热器4排烟换热器5.传动轴6离合器7.压缩机&蒸发器9.冷凝器1q节流阀11.控制器12节气门步进电机13.步进电机14旁通阀图1燃气机热泵的原理示愆图30 111111111131 563125 250 500 1000 2000 4000 8000 16000/zhz图2燃气机热泵机组噪声频谱图2燃气机热泵机

5、组噪声治理方案的确定从燃气机热泵机组噪声频谱图的分析中可以待 知，本机组在低频63肮,中频500 h72 000 hz时笊 噪声峰值都达到了 85 db和90 db以上。发动机的捋 气噪声的频率属于低频噪声，燃烧及机械振动等辐果 噪声则属于中高频噪声131，因此可知燃气机热泵机纟左 的低频排气噪声以及中频的辐射噪声是机组最大的瞬 声源，也是本文主要的治理对象。211燃气机热泵机组中高频辐射噪声治理方案的 确定针对于燃烧及机械振动等辐射噪声，在声源处控 制噪声是比较有效的措施，因此本文采用隔声罩来隔 绝发动机的燃烧及机械振动等辐射噪声。本文所采 用的隔声罩外形结构如图3所示。隔声罩的隔声壁采用四

6、层结构，其结构示意图如 图4所示，由内到外依次为：1 mm护面层，30 mm厚盘 细玻璃纤维吸声材料，2 mm厚的阻尼隔声材料,1 mm 厚镀锌板，罩板的总厚度为35 mm。为了便于加工、维护 还占机组内部大量空间，隔声罩大多选用2 mm3 mm厚的钢板木板纤维板等 轻质板材料构成。但是，由于这些轻质的板材单位面 积质量较小,具有较高的固有频率，因此，在强大的声 波的作用下,会引起共振和 吻合效应”，从而使隔声罩 性能大大降低，有时甚至成为噪声的放大器。为吐常 采舟以下措施：(1) 加大薄板的刚度。在金属板上焊接加强筋, 将薄板牢固的固定在罩体骨架上，以抑制板面振动，减 少声波的辐射；(2)

7、加大结构阻尼。在薄板上涂一层内摩擦系数 大的材料，双组分胶，软橡胶等,有效的减弱薄板的弯 曲振动，从而降低金属板的噪声辐射。由于燃气发动机在工作运行时会散发出大量的热 量，为同时保障隔声罩的降噪与通风效果，需在隔声壁 上装有散热消声作用的散热孔折板，以确保发动机在 运行时有足够量的通风散热，不影响发动机的使用寿 命，其散热孔折板结构图如图5所示;并且在隔声室顶 散热排风箱下，安装吸声体以控制噪声由于密封不严 而导致的漏声“。报警指示灯 /亠*(vo.4图4隔声壁结构示意图隔声层 阻尼层吸声层图3隔声罩外形结构隔声罩外吸声材料隔声罩内散热孔折板结构图图5散热孔折板结构图(1)212燃气机热泵机组

8、低频排气噪声治理方案的确定排气噪声是燃气发动机最主要的噪声源之一，它 属于低频噪声。它的噪声往往比发动机整机噪声®l 气噪声除外)高10 db (a ) - 15 db (a )。消声器因为具 备消声性能好阻力损失小耐高温抗腐蚀工作可 靠外形与实际情况相协调结构简单h艺性好等仃 点，因此在内燃机排气系统中广泛采用消声器。由于 本燃气机热泵机组需要回收烟气的废热，因此发动郴 的排气先经过余热换热器后再从消声器中经过，所以 此系统中为避免发动机由于背压过小而影响正常的运 行，故没有采用阻力较大的阻性消声器，而是采用抗怛 消声器。ll1 pll3*l4 jl5l “ 【i inns1 24

9、 sg8、 sigh 、.14s2 15 s1 »i1ii iiiw图6外接管双节扩张室消声器为合理控制噪声与机组的正常运行，本燃气机笊 泵机组所采用的是外接管双室扩张式消声器，就是耗 两个单牙张室在外部用管道串联起来组成，其结构如 图6所不。3隔声罩三维模型的建立目前国内隔声罩设计方面的工作是依据一维声波 方程理论和能量守恒原理进行的，但对于实际中应圧 的有孔门缝的隔声罩以及局部隔声罩问题其分析複 差是比较大的，7'8)。本文通过波动声学中三维线性液 动方程建立模型,由于篇幅所限只做简单分析。声音的本质是一种波动，讨论其在三维空间的波 动，声压参数的三维线形波动方程为：_l

10、 9_£_v 9/式中人 亡 弋+ 舟；同样,我们对速度势可推导出三维波动方程.a边门竽g 9f 和p均为标量,且与pw的尖系为：(4)为讨论三维波动方程的精确解，我们考察式(2儿 把时间变量，和空间变量厂分离得：= t(t) (r)(5)代入式(2丿整理得:(6)式(6丿右面是时问r的函数，与厂无矢，此时只有两 边为同一常数吋才有可能成立，常数可记为於，有:tf/+ 於口 = 0(刀a2w +0p =0其中，偏微分方程t+於ut = 0即亥姆霍兹方程。其可分为x、厂z分量的方程式,即可以得出；=(ax cosk x + bx sin/c x) (ay cosky y +by sin

11、kyy) (azco sk：z +b：sink：z) (ce如 +%如丿式(9丿即为三维声学波动方程精确解形式。 计算模型的边界条件为；(1丿边壁上声压f和质点速度的比值山隔声罩的法向声阻抗率决定p/vx = pcza x; p/vy = pcz(l y; p/u = pcza z (10) (2丿罩上边壁服从牛顿定律pl - po =madi/d/(11丿式中p po -隔声罩内外部声压；m -单位面积 质量°(3) 罩上边壁质点振速与边壁上振速相等-91). /9z = u(12丿4隔声罩的声场模拟与实验对比411隔声罩的声场模拟工具燃气机热泵机组加装隔声罩后，为更好的了解隔 声

12、罩的效果，以及为进一步的改善提供依据，对隔声罩 表面声压做模拟计算是十分重要的。本文采用 rayno ise软件作为隔声罩的声场模拟工具, ranoise的建模流程如图7所示。图7 rayno ise建模流程图隔声罩周围声场分布的情况。从图2燃气机热泵机组 噪声频谱图可知,本燃气机热泵机组的噪声治理的重 点是500 hz - 2 000 hz的中频噪声，因此本文选取当 机组的发动机在1 080 r/m in的工况下,对噪声频率为 500 hz、l 00() hz'2 000 hz时隔声罩周围的噪声场进行 了模拟。下图8所示的是ravno1se模拟在以上频 率时的隔声罩周围的噪声场，左侧

13、是未加隔声罩时的声 场分布情况,右侧是加隔声罩后的声场分布情况。如图8所示为在rawo 1se中模拟的500 hz、 1 000 hz'2 000 hz时隔声罩周围声场分布图,从图中 我们可以看出：(1) 未加隔声罩的机组在前，后侧和右侧对环境 的影响最为恶劣，所以这两侧为治理的重点，加工隔声 罩的罩板时要格外注意；(2) 隔声罩总体降噪效果良好，基本满足燃气热 泵机组试验要求，也达到了设计要求；(3) 隔声罩对1 0()() hz、2 ()()0 hz频率的噪声有较 为理想的降噪效果，而对500 hz频率的噪声降噪效果 比较差°4. 3安装隔声罩前后距离机组1 m处声场模拟

14、的 对比本文除了对隔声罩周围的噪声场做模拟之外，还 对距离燃气机热泵机组一米处的声场做了模拟，这样 隔声罩的隔声效果可以直观的展现在我们面前。图9 为加隔声罩前后距离燃气机热泵机组一米处噪声场的 对比图，左边是未加隔声罩时的声场图,右边则是加装 隔声罩之后的声场图，发动机的转速为1 080 r/mino从图9中我们很直观的看出加隔声罩后,距离燃 气热泵机组一米处的声压明显减弱,除此之外我们 还可以发现：(1) 隔声罩对1 000 hz、2 000 hz频率的噪声的隔 声效果要比500 hz频率的噪声隔声效果要好,这与隔 声罩周围噪声场的模拟结果是一致的；(2) 加装隔声罩后距离燃气热泵机组外一

15、米处 的声压级普遍从90 db (a)水平降到了 70 db (a)以 下，总声压级降低了 20db(a)，效果显著。4. 4燃气机热泵机组的噪声治理实验为了验证rawo1se软件模拟结果的正确性及隔 声罩的隔声效果,本文对燃气机热泵机组加装隔声罩 与双室抗性消声器前后进行实验测量。本机组放置的环境是较为空旷的工厂厂房，地面 为水泥地面,对背景噪声测量的结果如表1所示，背景 噪声大致为50 db(a),而机器运转起来的噪声都在 90 db (a)以上，背景噪声和所测量的机器噪声，相差412隔声罩周围声场模拟要了解隔声罩的降噪效果,就需耍更准确的了解sh(db)hz时隔声罩周iw声压级分布图1(

16、mm) h/时隔声罩周围声压级分布图2 (mm) hz时隔声罩周国声压级分布图图8依次为500 hz'l 000 hz'2 000 hz隔声罩周围声压分布图表1背景噪声的测量结果频率/hza声级31. 5631252505001 0002 0004 0008 00016k声压级db (a)49. 137 340. 837. 637. 23& 939. 539. 24q 43& 037. 9图9加隔声罩前后距离燃气机热泵机组米处噪声场的对比图可19。本实验所采用的方法借鉴了内燃机测量时采 用的“1米9点声压法”15。实验的测量工况为。 未加隔声罩前机组稳定情况下,

17、在燃气机空载 不同的转速下 1 080 r/min 4 150 r/m in '1 250 r/min 和 1 350 r/min分别进行测量，得到实验数据； 加装隔声罩后机组运行稳定，燃气机空载转速 在1 000 r/min - 1 200 r/min下进行测量，得出实验 数据； 安装双室抗性消声器后，燃气机稳定空载运 行,在转速1 000 r/min1 200 r/min下测得实验数据。 频谱特性，燃气机热泵机组具有宽频带噪声峰值大等 特点，通过对数据分析得出在燃气发动机排气口位嘗 为整彳、机组的噪声最大点，故在以下的测试中，测点都 选择为该点。为减小噪声与振动,实验台首先采取加减

18、震垫与 弹簧软管等初级手段对实验台进行改造，取得初步成 效，但也出现了压缩机吸气管路被震断的现象，故将柳 组中的将压缩机与燃气发动机底座分开，取得了较兀 满意的效果。图2为依据实验数据所做的初步治理后 机组噪声值图。从图2中可以得到以下几点结论：(1) 燃气机热泵机组的噪声随转速的增大而增大，在实验测量中燃气机热泵机组的噪声值在90 db以 上，如果在此环境下常长时间工作，将会损害人的听 力，影响人的健康；(2) 燃气机热泵机组的噪声峰值集中在中频500hz- 2 000 hz之间,此与发动机的工作特性密切相矢；(3) 由实验数据可以看出，在以63 hz为中心频 率的段内，出现较大的噪声值，这

19、与燃气发动机烟气脉 冲频率相一致。针对上述得出的结论，设计加工完成了隔声罩，隔 声罩的结构图见图3,开机测得试验台在1 080 r/min 与1 150 r/min时的噪声值,所得数据如图10所示。 1150r/min加隔声罩后 1080r/min加隔用罩后 1150r/min初步治理后 1080r/m i n初步治理后110105100959085807570656055504531.5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 16k噪声频率/hz图i0加隔声罩后与初步治理后机组噪声值对比图从图10中可以看出：(1) 隔声罩对整个机组的隔声降噪性能良好，使 燃气

20、木儿热泵机组的总体噪声降到工作安全区域(70 90 db (a)内;(2) 隔声罩对中频噪声降噪效果明显，也验证了 设计初的想法，即通过隔声手段减低机组的中频辐射 噪声；(3) 对于低频的排气噪声隔声罩的降噪效果不明 显,加装隔声罩前后机组低频段的噪声减小量要比中 频吋要小。通过上述的处理，从噪音的频谱图来看嗥声的中 频得到有效的控制，但是低频噪声依然存在。针对低 频噪声的分布特点，本实验设计使舟了双室扩张抗性 消声器，并针对性的测量了机组和噪声，测试点为距燃 气发动机排气口 1. 2 m处。由于实验的需要,此时的 测暈条件是在隔声罩壁上开设了进出管道后，发动 机转速为1 080 r/min以

21、及1 150 r/min时，安装双室 抗性消声器前后机组噪声的频谱特性见图11。从图11中可以看出：(1)针对燃气机热泵机组噪声特点所设计的双室 抗性消声器对中低频噪声的降低起到了良好的效果。 其中以63hz为中心频率的波段中，峰值降低25 db(a)之多,降低了 30%多；3031.563125 250 500 1000 2000 4000 800016000噪声频率/hz1 080nmin|fl>t 治理 vs 1 080nmin加斛简復爲 a1 080刀min如终治用30 1.11131.5 63125 250 500 1000 2000 4000 8000 16000噪声频率/h

22、z2001 19070o4图ii安装双室抗性消声器前后机组噪声值(2) 在高频段机组的噪声比二次治理噪声有所增 加的现象，分析得出两个方面的原因:一方面是因为在 隔声罩壁上开设进出口，造成噪声的泄漏;另一方面是 因为由于实验中的开孔，破坏了原来的声场，使隔声罩 内产生少量驻波,使声学环境有所恶化。4. 5模拟结果与实验数据的对比及分析对比rawo 1se的模拟结果与实验数据可以 发现：(1)从rawo ise的模拟结果图&图9中可以 得出隔声罩对于1 000 hz, 2 000 hz频率噪声的隔声效 果要比500 hz频率时的好，这一结果通过实验数据图 11得到了验证。在实测的加装隔声

23、罩前后1 000 hz和 2 000 h濒率时的噪声降低幅值多达6 db (a),而500 hz时的噪声降低幅值只有2 db (a)左右。这说明 rawo ise软件模拟结果的趋势与实际情况是相吻 合的；(2)从rawoise的模拟结果图8,图9中可以 看出，在安装隔声罩前后，测点位置的噪声值都是最大 的，这与实际实验测量的数据数据相吻合，这是因为此 点的位置距离机组发动机的排烟管比较近，其受低频 排气噪声的影响比较大。因此在燃气机热泵机组的噪 声测量实验以及之后的数据分析时，选取该点作为柳 组噪声的主要评估点是合理和正确的；(3)实际测量的隔声罩内各点不同频率的噪声值 都要比ra wo is

24、e软件模拟的噪声值都要大，分析貝 原因是因为使用rawo1se软件模拟时,简化了模型. 所设的边界条件等过于理想，例如本文在模拟噪声场 时假设隔声罩的密封性能很好，没有考虑在实际使庄 隔声罩时的通风需要，也没有注意到因为机组冷却水 管路布置的需要，必须在隔声罩的肇面开孔等原因导 致实际安装使用的隔声罩的密封性能不是很理想，破 坏了原本隔声罩内的声环境，产生了驻波，从而导致枷 组实际运行时测量的隔声罩的噪声值普遍都要比模拟 值大。5结论本文以声学理论为基础，紧密结合燃气热泵机纟左 的实际情况，对燃气机热泵机组声学特性进行理论分 析和实验研究；并且通过对隔声罩三维模型的理论分 析及结合rawo i

25、se模拟仿真，为燃气机热泵机组隔 声罩的设计及改善提供了一定的借鉴经验，通过研突 得出以下结论：(1 )隔声罩与双室抗性消声器相结合的隔声装置 对燃气机热泵的降噪效果显著。通过对安装隔声罩后 的燃气机热泵机组的噪声场的模拟，及针对于发动枷 的排气低频噪声安装双室抗性消声器后实际的开机实 验测量结果，表明本文设计的噪声治理方案是合理的 通过噪声治理之后使得燃气机热泵机组走向商品化成 为可能；(2 )燃气机热泵的噪声治理应根据噪声的频段分 段治理。隔声罩对燃气机热泵机组的中频噪声降噪愆 果显著。从rawo ise的模拟结果图8，图9都可妙 看出，本文设计的隔声罩结构对燃气机热泵机组的燃 烧及机械振

26、动等中频辐射噪声具有比较理想的降瞑 效果,机组外一米处的声压级能从90 db 3)水平降至! 770db (a)左右，总声压级降低了 20 db (a),效果显著； 双室抗性消声器对于燃气机热泵的低频噪声降噪效果 较为理想，从图11即可知；(3) 隔声罩的密封性能对燃气机热泵机组的噪声 治理的影响较大。由于本燃气机热泵机组的冷却系统 的管路的布置问题,必须在隔声罩的壁面上开孔，因此 影响了隔声罩的密封效果，从图11中发现机组噪声在 高频段出现比二次治理噪声有所增加的现象，这就是 因为原来的声场由于密封不良被破坏，使隔声罩内产 生了驻波，使声学环境恶化。因此衽安装隔声罩时要 注意隔声罩的密封；(

27、4) rawo ise软件对于隔声罩的设计及改善具 有指导意义。本文通过ra wo ise软件对隔声罩的噪 声场进行模拟，得出了隔声罩对机组的中频降噪效果 显著，这与实际实验测量的结果是相吻合的。因此有 了此类声场模拟软件可以使得设计人员的设计及改善 有指向性，对工程设计具有指导意义。参考文献i 1 i谢英柏燃气机热泵总能系统的理论分析与实验研究d 保定:华北电力大学，20022 阎 媛.燃气机热泵振动及噪声控制研究d .天津:天津 大学，2007.3 1钱人一.汽车发动机噪声控制m .上海:同济大学出版 社,1997.f 4 秦佑国.王炳麟.建筑声环境m .北京:清华大学出版社,1999.i

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32、g n ing, meng hao, yu d ian21ong, wen jilhong(school ofmechationic engineering and autxnatbn, natbnal university of defense technobly, changsha 410073, china)abstract: excitation of the bngitudinal modes of hull by the fluctuating thmst ton pr)peller2shafting system is a major source of the radiated

33、 noise at low frequencies of suhnarines based on the k)uiole pananetersmethod, a shiple mode 1 fo r ana lyzing the axial vibmtbn of submarines was pmposed, which takes account of the ckisticity of the hu 11, thrus bcaring and shafts the axial tmnjmissbn ofpowcrfbw fan shafting id the hu 11 was iiivc

34、stigated it is found that the flucz tuating th rust will induce resonances of the shafting and its e la stic coup ling w itli hull w ill result in powerfbw peaks such resonances are mo 忧 signi fican t wh ile their freque nciesae aiound the axial modes of the shafting dynamic vibration ab so it)e rs

35、we re de signed to dep re ss such powe rfbw p eak s it is found that ab so it)e rs can reduce the powe rfbw mo re eflfec tivez ly when they arc tuned to rcsdnanccs aiound the axial modes of shafting than tuned i)otlicrskey words: propelling shaft system; axial vibratbn; dynamic vibration absorbers;

36、fourole parameters method; powerflow(pp: 184 - 187)power flow of transfoimer tankzhang xudbing, rao zhulshl ta na, shao yulying(state key l aboral) r of mechanical systan and v ib ration shanghai j iik) long university, shangliai 200240, china)abstract: transfoimer tank is the main target of on21ine tran sfo mi e r mon i to ring system a finite elane nimodelwas presented lo study the power flow of tank vibratbn transmitted through the core consequently the power trananissbn route and its distributbn in tank were acquired which piovide the