柴油机压气机进气消声器改进设计

0 引 言

大型船用柴油机[1]普遍采用废气涡轮增压技术[2].增压器作为柴油机的关键零部件，其噪声是柴油机的主要噪声源之一，其中压气机气动噪声对增压器噪声水平起主导作用.[3-4]安装消声器是控制增压器进气噪声的主要措施.国内外对船用柴油机排气消声器的研究较多，而对进气消声器的设计和研究相对较少.[5-8]消声器的消声性能主要取决于增压器进气噪声源特性、消声器内部结构和吸声材料性能.[9-11]文献[12]和[13]通过对消声器内气流流动的模拟分析其气动噪声特性，利用结构优化提高其声学性能.因此，有必要结合增压器噪声源特性，研究消声器的消声特性和结构设计，以提高消声效果.本文以平面声波阻性消声器声衰减量经验公式为基础，推导考虑径流式声扩散影响的声衰减量经验公式，开展消声器结构改进设计.

1 径流式消声器声衰减量经验公式

由于压气机气动噪声源以中高频为主，与柴油机增压器配套的进气消声器大多数为阻性消声器[14-15]，采用吸声材料吸收压气机的气流噪声和柴油机的进气噪声能量，将声能转化为热能.对于平面声波阻性消声器，国内外普遍采用的声衰减量经验公式[16]为

(1)

式中:P为消声器气流通道的等效周长;S为消声器气流通道的等效面积;l为消气器气流通道的消声长度;K为消声系数，其主要取决于吸声材料的吸声吸数.不同经验公式的差异主要表现在消声系数K值的不同.

对于典型径流式阻性消声器，消声器气流流量为Q，气流通道数为N，消声片外径为R，内径为r，消声片间距为H.因为消声器气流方向为径向，所以气流通道截面的面积S(r)和周长P(r)分别为

(2)

(3)

吸声材料吸声引起的声衰减量计算通式为

(4)

为分析消声器的消声性能影响因素，采用Zellen经验公式，分析材料吸声性能、吸声片间距和吸声片直径对消声性能的影响.在选择多孔吸声材料时，需要考虑噪声源频率特性、环境要求、温度条件、气流速度等因素的综合影响.因为玻璃棉和岩棉具有微小的颗粒粉尘，所以不宜作为柴油机进气消声器的吸声材料.

在消声器内部，声传播方向的气流流通面积随径向半径的增加而扩大.假设声传播为柱面声波，从消声器声源入口(气流出口)到消声器声源出口(气流入口)截面，由声扩散引起的声衰减量为

(5)

LNR2取决于消声器的结构参数，与吸收材料参数无关.因此，径流式进气阻性消声器的声衰减量为

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Zellen经验公式中K=1.5α0， R. Rogers经验公式中，H.J. Sabine经验公式中，A.N. BaLoB经验公式中K=1.1Φ(α)，其中:α为吸声系数，α0为用驻波管测得的吸声系数.项端祈[16]经验公式中K=nfα0，nf为随频率变化的常数项.

2 消声器声衰减量实验

某消声器气流通道数N=6，消声片外径R=610 mm，内孔半径r=270 mm，间距H=24 mm.以羊毛毡为吸收材料，采用消声器声衰减量的5种经验公式，计算从消声器入口到出口表面的声衰减量，见图1.从图1可以看出：在不同频率处，由不同经验公式得到的声衰减量相差5～10 dB，其中H.J. Sabine经验公式的计算结果最小，其次是A.N. BaLoB的计算结果，使用项端祈经验公式在高频处的计算结果最大，使用Zellen和R.Rogers经验公式的计算结果接近于5种经验公式的平均值.

图1 消声器的声衰减量计算结果

图2 实验装置示意

为进一步得到适合于该型径流式消声器声衰减量的经验公式，在消声室内开展消声器的消声性能实验，实验装置示意图见图2.将B&K4292无指向性声源放置在壁厚为10 mm圆柱管道内，以模拟产生平面入射声波.管道一端封闭，另一端与消声器端面连接，为减少声泄漏和声反射混响的影响，在管道内壁面依次粘贴隔声阻尼板和海绵吸声材料.使用B&K3560信号分析仪和2个B&K4187传声器测试消声器入口声压级Lp1和出口表面声压级Lp2，则消声器的声衰减量为

(7)

图3为消声器的声衰减量经验公式计算结果与实验结果之间的误差对比.从图3可以看出：采用Zellen经验公式时，消声器声衰减量计算结果与实验结果的均方根值最小，在大部分频率处的计算误差在3 dB以内，说明Zellen经验公式与径流式片式消声器的消声特性更加吻合，适合于该类消声器的声衰减量计算.

图3 消声器的声衰减量计算误差

3 消声器的消声性能影响因素分析

由于增压器进气口噪声源的声压级峰值主要集中在1～5 kHz，对该频段范围内的噪声进行降噪处理是降低增压器进气口噪声的关键.在该频率范围内，消声器的吸声材料选用针刺棉时的声衰减量比采用羊毛毡时高5～10 dB，更有利于降低增压器进气口噪声，提高消声效果.因此，在消声器设计时应主要依据噪声源的频率特性，合理选择吸声材料.

图4为羊毛毡、多孔海绵、丙棉毡和针刺棉吸声材料的吸声系数对比.在消声器结构参数不变的情况下，这4种多孔吸声材料对应的声衰减量计算结果见图5.由图5可知，羊毛毡对应的消声器声衰减量最小，针刺棉对应的消声器声衰减量最大.

图4 吸声材料的吸声系数对比

图5 吸声材料对声衰减量的影响

式(4)中的消声系数K取决于不同的经验公式.由吸声引起的声衰减量与消声器结构和吸声材料消声系数有关.

图6为改变吸声片间距时消声器的声衰减量对比.吸声片间距减小时，由于气流通道面积减小，消声器的声衰减量增加.吸声片间距每减小2 mm，消声器的声衰减量增加2 dB左右，因此，在保证压气机气流流量的情况下，适当增加吸声片的数量，减小消声片间距，可以有效提高消声器的声衰减量.

图6 吸声片间距对声衰减量的影响

图7为改变吸声片外径时消声器的声衰减量对比.吸声片外径增加时，由于有效吸声长度增加，消声器的声衰减量也增加.吸声片外径每增加40 mm，消声器的声衰减量在不同频率处增加2 dB左右.因此，适当增大吸声片外径，可以有效提高消声器的声衰减量.

图7 不同吸声片外径对声衰减量的影响

4 消声器性能改进设计

以VTC船用压气机为降噪目标，在转速为28 200 r/min的额定工况下进行消声器的改进设计计算研究.

在消声器外形结构参数不变的情况下，用10 mm厚的针刺棉代替20 mm厚的羊毛毡，由于吸声材料厚度减少，吸声片由5片增加到8片，吸声片间距由24 mm减少到16 mm，而气流通道面积保持不变，不影响压气机的进气性能.用Zellen经验公式计算得到消声器改进前、后的声衰减量，见图8.由图8可知，改进后的消声器声衰减量明显增加，在大多数频率处声衰减量增加10～20 dB，其中在125 Hz频率处声衰减量增加19.4 dB.

图9为压气机额定工况下的进气口噪声声压级频谱和消声器消声效果预测结果，声压级峰值主要集中在1～5 kHz.不安装消声器、安装改进前消声器和安装改进后消声器时的总声压级分别为123.0 dB(A)，106.1 dB(A)和96.5 dB(A)，即改进前消声器的声衰减量为16.9 dB，改进后消声器的声衰减量为26.5 dB，说明消声器经改进后消声效果显著提高.

图8 消声器的声衰减量对比

图9 压气机进气口噪声声压级频谱

5 结 论

推导径流式消声器声衰减量经验公式，分析消声器消声性能的影响因素，对消声器进行改进设计，得到如下结论：

(1)Zellen经验公式与径流式消声器的消声特性更加吻合，适合于这类消声器的声衰减量计算，与实验结果的误差在3 dB以内.

(2)压气机进气噪声主要分布在1～5 kHz中高频率范围内，消声器的吸声材料采用针刺棉时的声衰减量比采用羊毛毡时高5～10 dB.吸声片间距每减小2 mm，或吸声片外径每增加40 mm，消声器的声衰减量在不同频率处增加2 dB左右.

(3)当压气机以额定转速运转时，改进后的消声器消声效果达到26.5 dB，比改进前提高9.6 dB.