李朝峰/東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院

胡永 武斌 蔣碩 肖忠會(huì)/沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司

聲致薄壁管道破壞抑制機(jī)理及實(shí)驗(yàn)研究*

李朝峰/東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院

胡永 武斌 蔣碩 肖忠會(huì)/沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司

本文將Helmholtz共振吸聲結(jié)構(gòu)應(yīng)用于壓縮機(jī)降噪與振動(dòng)控制中，研究了共振吸聲陣列結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)理論，并設(shè)計(jì)和加工了相應(yīng)的擴(kuò)壓器和管道實(shí)驗(yàn)器。通過多方案的對比實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)理論的正確性和實(shí)驗(yàn)器的有效性。研究發(fā)現(xiàn)，Helmholtz吸聲陣列結(jié)構(gòu)對管道高頻振動(dòng)起到很好的抑制作用，且?guī)缀醪挥绊憠嚎s機(jī)的工作效率。對高頻寬范圍內(nèi)噪聲起到了很好的消減作用，可以對聲致破壞進(jìn)行有效治理。最高可降低聲壓級約26dB，最低也在7dB左右，平均聲壓級可降低約10dB。

減振降噪；擴(kuò)壓器；共振吸聲；工作效率

1 概述

近些年某型PTA機(jī)組在出口處管路出現(xiàn)較大裂紋，導(dǎo)致機(jī)組不能正常運(yùn)行。根據(jù)以往的經(jīng)驗(yàn)在現(xiàn)場將周圍支撐加固均得不到有效抑制。經(jīng)相關(guān)測試發(fā)現(xiàn)試車時(shí)在關(guān)鍵位置出現(xiàn)高頻過幅振動(dòng)。管道破壞情況如圖1所示。鑒于國內(nèi)對該類問題的研究較少，有必要對此問題進(jìn)行展開調(diào)查及理論實(shí)驗(yàn)研究。

據(jù)文獻(xiàn)調(diào)研，在上世紀(jì)90年代，NGTL公司在機(jī)組運(yùn)行的過程中，出現(xiàn)過多次的管壁高頻振動(dòng)情況[1]，出現(xiàn)問題的管道均為壓縮機(jī)出口臨近管段。同時(shí)出現(xiàn)過振動(dòng)失效情況。在1994年，該公司工作人員先后經(jīng)過五次科研研究，最終得出結(jié)論：葉通頻率高幅值振動(dòng)是管道破壞的主要激勵(lì)源。2008年3月，加拿大北塔公司一管線泵站的三臺改型的離心壓縮機(jī)，在排氣側(cè)儀器儀表位置經(jīng)常因振動(dòng)發(fā)生失效破壞[2-3]。直至2010年初，分析發(fā)現(xiàn)，葉片通頻率激勵(lì)是引起振動(dòng)破壞的主要原因，而非旋渦脫落引起的強(qiáng)迫振動(dòng)破壞。2009年3月，SIEMENS公司H721-MCO1404機(jī)組出口管道出現(xiàn)異常振動(dòng)[4]，振動(dòng)頻率主要集中于葉通頻率（BPF）處，當(dāng)時(shí)的解決方案是把葉片擴(kuò)壓器改為無葉擴(kuò)壓器。在2010年12月期間，SIEMENS公司一整體式齒輪壓縮機(jī)在試車時(shí)第一級出口管路出現(xiàn)振動(dòng)，測試發(fā)現(xiàn)主要振動(dòng)頻率為葉片通過頻率，對此SIEMENS公司同樣采取去除一級擴(kuò)壓器葉片的措施來降低管道振動(dòng)，且修改后，振動(dòng)幅值減少非常明顯。2005年，日本早稻田大學(xué)也對該類問題進(jìn)行了一定的研究[5-8]。提出了錐形葉片擴(kuò)壓器的詳細(xì)結(jié)構(gòu)參數(shù)方法，可有效降低整體噪聲，而性能還幾乎不受影響。2011年，國內(nèi)生產(chǎn)的一臺PTA機(jī)組出口管道出現(xiàn)高頻振動(dòng)破壞情況，最終采用半高擴(kuò)壓器成功解決問題。2009年，中國航空動(dòng)力機(jī)械研究所通過對葉片擴(kuò)壓器出口附近加設(shè)抽吸嘴[9-10]，來改善擴(kuò)壓器內(nèi)部流場，使分離氣流重新附著在擴(kuò)壓器葉片上，以達(dá)到增大擴(kuò)壓器總壓恢復(fù)系數(shù)和穩(wěn)定離心壓縮機(jī)的工作范圍的目的。2006年，GE公司設(shè)計(jì)一異型擴(kuò)壓器葉片[11]，目的為減小擴(kuò)壓器內(nèi)部沿吸氣面的流動(dòng)分離區(qū)。避免降低機(jī)組效率和對壓縮機(jī)及下游設(shè)備的破壞。

除了以上從改造擴(kuò)壓器角度以降低振動(dòng)噪聲的辦法外，2001年，美國德萊賽蘭（Dresser-Rand）公司的氣動(dòng)熱動(dòng)力學(xué)部的主管LIU[12-17]，在2001年第30屆透平機(jī)械論壇上發(fā)表了自己關(guān)于利用亥姆霍茲共振器陣列來進(jìn)行消聲和減弱離心壓縮機(jī)管道振動(dòng)的思路。通過在擴(kuò)壓器壁面上設(shè)計(jì)的亥姆霍茲共振器陣列，非常有效地降低了噪聲水平，特別是在葉通頻率附近起到的效果尤為明顯。

圖1 某壓縮機(jī)出口管道破壞情況圖

綜上，關(guān)于薄壁管道的高頻振動(dòng)抑制問題，出現(xiàn)的時(shí)間與主要解決措施可歸納為以圖2所示。從圖2中可以看出對于管道高頻振動(dòng)問題的抑制問題大多采用無葉擴(kuò)壓器或半高擴(kuò)壓器的辦法來進(jìn)行振動(dòng)抑制，也有日本公司采用修改擴(kuò)壓器葉片的辦法來進(jìn)行振動(dòng)抑制工作，而美國德萊賽蘭公司采用共振吸聲結(jié)構(gòu)來進(jìn)行被動(dòng)消聲處理，該方法理論上不會(huì)降低壓縮機(jī)工作效率，且不影響壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)工作，因此值得進(jìn)行深入研究。本文基于此減振措施展開理論和實(shí)驗(yàn)研究。

圖2 離心壓縮機(jī)用管道高頻振動(dòng)抑制措施圖

2 共振吸聲結(jié)構(gòu)與共振吸聲原理

如圖3（a）所示，一個(gè)剛性空腔和一個(gè)連通外界的頸口組成Helmholtz吸聲器。單腔共振吸聲結(jié)構(gòu)可以等效為一個(gè)單自由度振動(dòng)系統(tǒng)，如圖3（b）所示，空腔中的空氣類似于一個(gè)彈簧，具有一定的聲順Ca（與聲彈性Ka互為倒數(shù)關(guān)系）；頸口處的小空氣柱類似于聲質(zhì)量Ma；當(dāng)聲波入射到頸口時(shí)，在頸口處產(chǎn)生摩擦阻尼-聲阻Ra，形成一個(gè)等效聲學(xué)振動(dòng)系統(tǒng)。設(shè)空氣柱的寬度為x，截面積為S，空腔體積為V，則Ma=ρ0x/S，Ca=1/Ka=V/ρ0c02（ρ0是介質(zhì)密度；c0是介質(zhì)中聲速）。從圖3（b）所示的單自由度振動(dòng)系統(tǒng)可以得到單腔共振吸聲結(jié)構(gòu)的共振頻率為

即當(dāng)聲場中輸入頻率f=fr時(shí)，共振吸聲結(jié)構(gòu)發(fā)生共振，此時(shí)吸聲系數(shù)達(dá)到極大值。

圖3 單腔共振吸聲結(jié)構(gòu)示意圖

如果在主管道上增加一Helmholtz吸聲器作為旁支，這時(shí)主管道的聲強(qiáng)透射系數(shù)為

從上式可知：TL隨頻率比z增大而迅速減小，β值越小消聲頻帶越窄，因此為了擴(kuò)展消聲頻帶，必須選擇足夠大的β值。

根據(jù)以上理論可設(shè)計(jì)出穿孔板共振吸聲結(jié)構(gòu)，如圖4所示。穿孔板的吸聲特性取決于板的厚度、孔徑、穿孔率、板后空氣層厚度等因素。穿孔板共振吸聲結(jié)構(gòu)的共振頻率為

式中，n為穿孔板孔數(shù)；h為穿孔板厚度；S為單孔截面積；L為穿孔板后空氣層的厚度；q為穿孔率，即穿孔面積在總面積中所占百分比。

圖4 穿孔板共振吸聲結(jié)構(gòu)示意圖

為了擴(kuò)展消聲頻率范圍，也可在主管道上裝上共振頻率各不相同的多個(gè)共振吸聲器。

3 實(shí)驗(yàn)器設(shè)計(jì)及測試方案

選定某高速臺位進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，其葉通頻率約6 100Hz。為方便敘述，后文中符號如下：AHA（Acoustic Helmholtz Array,赫姆霍茲共振陣列）；P（Pipe,管道）；D（Diffuser,擴(kuò)壓器）。

根據(jù)前面理論，及實(shí)驗(yàn)臺位結(jié)構(gòu)尺寸，設(shè)計(jì)得到一組AHA擴(kuò)壓器和AHA管道，實(shí)物圖分別如圖5和圖6所示。其中AHA擴(kuò)壓器在實(shí)驗(yàn)中替換原來全高擴(kuò)壓器，而AHA管道替換壓縮機(jī)出口一段管道，并和原全高擴(kuò)壓器實(shí)驗(yàn)效果進(jìn)行對比。

圖5 AHA擴(kuò)壓器實(shí)物圖

圖6 AHA擴(kuò)壓器實(shí)物圖

在實(shí)驗(yàn)過程中計(jì)劃對圖7中所示測點(diǎn)位置進(jìn)行振動(dòng)和噪聲的測量。如圖中所示共設(shè)置8個(gè)測點(diǎn)，以保證測試結(jié)果的充足可靠。測試時(shí)對原全高擴(kuò)壓器情況和無葉擴(kuò)壓器情況進(jìn)行測試并進(jìn)行結(jié)果對比。

圖7 管道測試示意圖

4 測試結(jié)果與分析

本測試中，由于在設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)器時(shí)是根據(jù)葉通頻率設(shè)計(jì)的，因此在對比減振降噪效果時(shí)主要關(guān)心葉通頻率處的對比效果。

4.1 加AHA實(shí)驗(yàn)器后管道振動(dòng)測試

如圖8所示為流量點(diǎn)6(額定流量)下各測點(diǎn)葉通頻率處振速，涉及實(shí)驗(yàn)工況分別為全高葉片擴(kuò)壓器、無葉擴(kuò)壓器、AHA全高擴(kuò)壓器、以及AHA全高擴(kuò)壓器+AHA出口管道。從圖中可以看出，在各測點(diǎn)處，對于全高葉片擴(kuò)壓器來講，除了測點(diǎn)7，8處外，其在葉通頻率處幅值遠(yuǎn)大于其它集中實(shí)驗(yàn)方案，特別是在測點(diǎn)4，5，6處表現(xiàn)最為明顯；對于AHA.P和AHA.DP兩方案，除測點(diǎn)7，8外，兩方案在葉通頻率處的振速遠(yuǎn)小于全高葉片擴(kuò)壓器方案，而對于無葉擴(kuò)壓器方案各測點(diǎn)振速均不大，因此，根據(jù)圖中結(jié)果可基本斷定AHA方案的減振降噪效果介于無葉和有葉擴(kuò)壓器方案之間，且接近于無葉擴(kuò)壓器方案。另外，需要注意的是在測試時(shí)由于改造后管道為不銹鋼管道，導(dǎo)致傳感器不能很好地吸附在管壁上，對實(shí)驗(yàn)結(jié)果稍有影響。

圖8 流量點(diǎn)6下各測點(diǎn)葉通頻率處振速圖

4.2 加AHA實(shí)驗(yàn)器后管道噪聲測試

如圖9所示為流量點(diǎn)6(額定流量)下各測點(diǎn)葉通頻率附近中心頻率6 309Hz處聲壓級對比，涉及實(shí)驗(yàn)工況分別為全高葉片擴(kuò)壓器，AHA全高擴(kuò)壓器，以及AHA全高擴(kuò)壓器+AHA出口管道。

從圖9中可以看出：在各測點(diǎn)處，全高葉片擴(kuò)壓器、AHA.D和AHA.DP三種方案的聲壓值均依次降低，這說明AHA實(shí)驗(yàn)器均起到了相應(yīng)的減振降噪作用。相對于全高葉片擴(kuò)壓器方案，AHA.D方案最低降低7.49dB，最高降低16.23dB；AHA.DP方案最低降低18.03dB，最高降低26.60dB；這說明AHA擴(kuò)壓器+AHA管道對噪聲的降低起著非常大的作用，也說明設(shè)計(jì)是有效的。

圖9 流量點(diǎn)6下各測點(diǎn)6 309Hz頻率處聲壓級圖

4.3 同測點(diǎn)處不同方案下噪聲頻譜圖對比

這里從頻域的角度對噪聲降低效果進(jìn)行對比分析，限于篇幅僅對測點(diǎn)10和11處噪聲的頻譜圖進(jìn)行對比。

如圖10為測點(diǎn)10噪聲在不同方案時(shí)的頻譜圖，從圖中可以看出AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案所測得的頻譜圖。相對于另外兩種方案，頻譜圖幅值非常低，AHA擴(kuò)壓器方案相對于全高擴(kuò)壓器也降低了很多。特別是在葉通頻率處，AHA擴(kuò)壓器方案由全高葉片約8Pa降低到了2Pa，而AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案更是降低到了幾乎為零的幅值。

圖11為測點(diǎn)10聲強(qiáng)在不同方案時(shí)的頻譜圖，從圖中可以看出AHA擴(kuò)壓器方案相對于全高擴(kuò)壓器有一定的降低，但趨勢基本還是一致的。而AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案則在2 200Hz以后基本是全面降低。且降低的量值較大。甚至低于中低頻頻率處聲壓。

圖10 測點(diǎn)10聲壓頻譜對比圖

圖11 測點(diǎn)10聲壓頻譜對比圖

如圖12為測點(diǎn)11聲壓在不同方案時(shí)的頻譜圖，從圖中同樣可以看出AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案所測得的頻譜圖，相對于另外兩種方案，頻譜圖幅值非常低，AHA擴(kuò)壓器方案相對于全高擴(kuò)壓器也降低了不少。特別是在葉通頻率處，AHA擴(kuò)壓器方案由全高的約6Pa降低到了3Pa，而AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案更是降低到了幾乎為零的幅值（其它大部分也幾乎降到了0）。

圖12 測點(diǎn)11聲壓頻譜對比圖

如圖13為測點(diǎn)11聲壓在不同方案時(shí)的頻譜圖，從圖中可以看出AHA擴(kuò)壓器方案相對于全高擴(kuò)壓器有一定的降低，但趨勢基本還是一致的。而AHA擴(kuò)壓器+AHA管道方案則在4 000Hz以后基本是全面降低。且降低的量值較大。因此，可認(rèn)為AHA方案對于稍遠(yuǎn)管道處的管壁的降噪也是有較大的作用。

圖13 測點(diǎn)11聲壓頻譜對比圖

通過測點(diǎn)10和測點(diǎn)11處噪聲的頻譜圖對比可以看出，將AHA實(shí)驗(yàn)器應(yīng)用于壓縮機(jī)以降低噪聲是完全可行的。

5 加AHA實(shí)驗(yàn)器后機(jī)組性能對比

如圖14為AHA實(shí)驗(yàn)器后和無葉、半高及全高擴(kuò)壓器時(shí)機(jī)組的效率對比圖。

圖14 加AHA實(shí)驗(yàn)器后機(jī)組性能對比圖

從圖14可以看出，在額定工作點(diǎn)附近，加裝AHA方案時(shí)，效率和全高擴(kuò)壓器相比稍低，差值在1％以內(nèi)，但比無葉擴(kuò)壓器和半高擴(kuò)壓器時(shí)要高。據(jù)文獻(xiàn)所述，AHA擴(kuò)壓器對機(jī)組的性能的影響可以忽略不計(jì)，兩者幾乎重合，初步這與擴(kuò)壓器加工時(shí)的精度有關(guān)，本實(shí)驗(yàn)器在加工時(shí)由于件較小，加工時(shí)容易配合不好。另外從AHA擴(kuò)壓器和AHA擴(kuò)壓器+AHA管道兩種方案的性能對比來看，影響性能的也很有可能是擴(kuò)壓器而非AHA管道，因此,可基本判斷AHA吸聲孔對性能應(yīng)是沒有影響的（后期發(fā)現(xiàn)有密封不嚴(yán)易漏氣的缺陷,可通過提升加工精度解決）。另外從圖中可以看出半高和無葉擴(kuò)壓器方案雖然拓寬了機(jī)組的工作范圍，但降低了工作效率，且半高擴(kuò)壓器方案的工作效率要稍高于無葉擴(kuò)壓器的工作效率。

5 結(jié)論

本文重點(diǎn)研究了Helmholtz吸聲器原理在離心壓縮機(jī)擴(kuò)壓器和出口管中的應(yīng)用。給出了設(shè)計(jì)的基本公式，并通過測試、對比分析驗(yàn)證所設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)器的有效性。結(jié)論如下：

1）給出(AHA)噪聲共振吸聲陣列結(jié)構(gòu)的計(jì)算公式，供該消聲減振結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)使用。

2）通過實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)AHA結(jié)構(gòu)對管道高頻振動(dòng)可以起到很好的抑制作用，且?guī)缀醪挥绊憠嚎s機(jī)的工作效率。對高頻寬范圍內(nèi)噪聲起到很好的消減作用，可以對聲致破壞進(jìn)行有效治理。最高可降低聲壓級約26dB，最低也在7dB左右，平均聲壓級可降低約10dB，應(yīng)引起重視。

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Inhibition Mechanism and Experiment of Damage to Thin Wall Pipes from AcousticVibrations

Li Chao-feng/School of Mechanical Engineering＆amp;Automation,Northeastern University
Hu Yong,Wu Bin，Jiang Shuo,Xiao Zhong-hui/Shenyang Blower Works Group M＆amp;C Tech.

For this paper,the Helmholtz resonance sound absorption structure was applied to the compressor in order to reduce noise and control vibrations.The designtheoryofthearraystructure's resonance absorption is studied,so the diffuser and experimental pipe apparatus are designed and processed.By comparing several schemes,the validity of the design theory and the experimental apparatus were verified.It was found that the Helmholtz sound absorption structure could control the high frequency pipe vibrations without any effect on the working efficiency the compressor's.The structure is helpful for goveringdamagecausedbysound, especially noises at high frequency ranges. The maximum sound pressure reduced is close to 26dB,and the minimum is about 7dB.The average amount of reduced sound pressure is more than 10dB.Further more, the need for the Helmholtz resonance sound absorption structure is suggested in actual engineering products.

vibration and noise reduction；diffuser；resonance sound absorption；work efficiency

TH452；TK05

A

1006-8155（2016）02-0017-06

10.16492/j.fjjs.2016.02.0142

國家自然科學(xué)基金面上基金（51575093）；中央高?；鹂蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金（N140304002；N140301001）

2015-08-06沈陽110006