CN103968362A - 用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法、结构及应用 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法、结构及应用，所述的穿孔吸声体包括：包括：两块穿孔板1和一块衬板2，两块穿孔板1分别贴合于衬板2的两侧；衬板2紧贴穿孔板1的两侧均为槽型结构，使得穿孔板1与衬板2之间形成吸声空腔3；穿孔板1上的穿孔处设有内衬管4。本发明的用于余热锅炉的穿孔吸声体，通过在穿孔板上设置内衬管及大量的小孔，从而有效避免了传统多孔吸声材料容易堵塞的问题，而且穿孔板和衬板形成的吸声空腔共同构成了共振吸声体，可以有效地吸收余热锅炉内部产生的噪声并将一部分噪声反射回噪声源。

Description

用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法、结构及应用

技术领域

本发明涉及一种用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法、结构及应用，属于余热锅炉的噪声处理技术领域。

背景技术

余热锅炉可以将燃气发电后产生的余热进行二次利用从而提高发电效率，因而使得余热锅炉在发电领域的应用越来越广泛。但是余热锅炉在使用的过程中会产生大量的噪声，严重影响了周边居民的工作和生活，因此，要想长期利用余热锅炉进行再发电，必须对其进行降噪处理。

目前，对于余热锅炉的降噪处理，由于无法找出余热锅炉噪声的根源，所以大多只是通过采用锅炉紧身围护，（或者消声箱，如申请号为97108129.8的专利申请所公开的燃油燃气锅炉燃烧机组合式消声箱），将锅炉本体包裹住，阻挡噪声的传播，但是这种方式并不能达到有效降噪的目的，同时设置锅炉紧身围护不仅成本高昂，而且还不利于锅炉炉体的散热，对锅炉本身的性能造成很大的影响；对锅炉日常的维护和检修也带来很多不便。因此，如何提供一种锅炉噪声源的识别方法及相应的低成本降噪方法是当前急需解决的问题。

发明内容

本发明的目的在于，提供一种用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法、结构及应用，它可以有效解决现有技术中存在的问题，尤其是无法找出余热锅炉噪声的根源进行针对性的降噪，从而导致降噪效果一般且造价较高的问题。

为解决上述技术问题，本发明采用如下的技术方案：用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，包括以下步骤：

a.提供两块穿孔板和一块衬板，两块穿孔板分别贴合于衬板的两侧；衬板紧贴穿孔板的两侧均为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间形成吸声空腔，得穿孔吸声体；

b.根据声电类比原理，构造声波垂直入射该穿孔吸声体时的等效电路；

c.根据噪声特性匹配并计算穿孔板和吸声空腔的相对声阻抗率；

d.设计穿孔板的厚度、孔径、穿孔率及吸声空腔的纵向深度，计算穿孔吸声体的吸声系数。

步骤a中所述的穿孔板为微穿孔板。

优选的，步骤a中所述的吸声空腔为矩形腔。

本发明中步骤c中所述的穿孔板的相对声阻抗率为：

z＝r+jwm，

其中， $r=\frac{32\mathrm{\ηt}}{{\mathrm{\σ\ρ}}_0{c}_0{d}^2}{k}_r,k_r=\sqrt{1+\frac{k^2}{32}}+\frac{\sqrt{2}}{8}k\frac{d}{t};m=\frac{\mathrm{wt}}{{\mathrm{\σc}}_0}{k}_m,k_m=1+{(3^2+\frac{k^2}{2})}^{-1/2}+0.85\frac{d}{t},$

式中，其中，f是声音频率，d是穿孔板的孔径，z是相对声阻抗率，ρ₀是气体密度，t是穿孔板的厚度，σ是穿孔板的穿孔率，w是角频率，m是相对声质量，c₀是声波在气体中的传播速度，r是相对声阻，η是运动粘滞系数，k_r是声阻常数，k_m是声质量常数。本声明中，假设吸声空腔的底部为刚性壁，阻抗率为无穷大，则吸声空腔入口处的相对声阻抗率为：z＝-jcot(wD/c)，式中，z为相对声阻抗率，D为吸声空腔深度，c为声速。

优选的，步骤a还包括：在穿孔板的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管；步骤d还包括：设计内衬管的长度。

一种用于余热锅炉的穿孔吸声体，包括：两块穿孔板和一块衬板，两块穿孔板分别贴合于衬板的两侧；衬板紧贴穿孔板的两侧均为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间形成吸声空腔；穿孔板上的穿孔处设有内衬管。

优选的，所述的穿孔板的厚度为1～2mm，孔径为3～5mm，穿孔率为0.25%～0.35%；所述的吸声空腔的纵向深度为200～230mm；所述的内衬管的长度为7～8mm。

具体的说，设置于余热锅炉的高压过热器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为1mm，孔径为5mm，穿孔率为0.25%；所述的吸声空腔的纵向深度为230mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为1mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为230mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的低压蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压省煤器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的低压过热器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为220mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压省煤器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的除氧蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.35%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm。

前述的用于余热锅炉的穿孔吸声体的一种应用，将该穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔中，用于消除管阵漩涡脱落的流噪声。

具体的说，将该穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔的对角线上且与水平面垂直，用于消除管阵漩涡脱落的流噪声。

前述方法中，所述的管阵漩涡脱落的流噪声是通过以下方法识别得到的：

S1，建立裸管二维模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下裸管的流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；

S2，建立鳍片管有限元模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下的鳍片管单管流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；

S3，通过对比鳍片管和裸管的特征频率，采用百分比偏移量的修正手段对管阵的特征频率进行修正；

S4，计算简正频率，根据各层简正频率的分布和各层特征频率的分布，判断是否激发简正频率而产生声腔共振；

S5，对锅炉进行传声损失和隔声量计算，并结合实测噪声数据得到锅炉内总噪声；

S6，对比分析并计算不同种类噪声对炉内噪声的贡献量，确定炉内噪声的主要来源。

优选的，步骤S1和S2中，流场计算采用LES；声场计算采用FWH方法。

步骤S1中，计算高压过热器的分段特征频率时，采用的计算模型的边壁条件为周期性边界条件，即保证流场左右壁面速度与涡量的连续；计算模型具有左右对称性。

步骤S2中，计算除氧蒸发器的分段特征频率时，采用的计算模型的边壁条件为周期性边界条件；计算模型具有左右对称性。

具体的，步骤S5中通过以下方法对锅炉进行炉腔传声损失计算：建立声腔有限元模型并导入Virtual lab，设置相应的气体介质参数，入口边界条件设为平面波，出口边界条件设为煤质阻抗，分辨率10Hz，做20～2000Hz频段的扫频，根据计算出的入口声压和出口声压，用传声损失定义式进行计算，得声腔的传声损失曲线；将各管层的传声损失直接叠加，来估算整个炉腔的传声损失。

前述方法中，所述锅炉的隔声量为TL，TL＝20lgω+20lg(M₁+M₂+M₃)-10lg4R₃ ²，其中，R3为锅炉外部空气声阻抗，单位是N*s/m³，M₁、M₂、M₃分别为内衬钢板、壳体钢板、保温层的面密度，单位是kg/m²。

具体的，步骤S6包括：计算锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级，判断炉内是否有再生噪声产生；如果产生再生噪声，就根据仿真计算的鳍片管噪声频谱，可估算出管层的流噪声倍频程谱，将其与锅炉本体再生噪声进行对比：根据计算结果，进一步分析炉内噪声中燃机排气噪声同管阵涡脱落流噪声在不同频段的贡献量，确定余热锅炉内噪声来源。

优选的，通过以下方法计算管阵涡脱落流噪声的贡献量：

（1）假设燃机排气噪声在水平烟道内无损传播，根据其声功率计算出A声级，由于水平烟道内噪声近似全由燃机排气提供，所以将燃机排气噪声A声级作为水平烟道内的噪声A声级，通过水平烟道内的噪声A声级与在水平烟道外测量的噪声A声级计算得到水平烟道的实际隔声量；锅炉本体的保温层和水平烟道相当，且理论计算隔声量接近，故可近似用水平烟道的实际隔声量作为锅炉本体的实际隔声量；再根据锅炉本体外的实测数据与实际隔声量计算得到锅炉内的噪声A声级；

（2）由模拟得到管阵涡脱落流噪声的A声级与锅炉内的噪声A声级相比得到管阵噪声的贡献量。

本发明通过以下方法计算燃机排气噪声的贡献量：

（1）锅炉本体和水平烟道的保温结构接近，且理论隔声量相当，用水平烟道的实际隔声量作为锅炉本体的实际隔声量，根据锅炉本体外的实测数据与实际隔声量计算得到锅炉内的噪声A声级；

（2）假设燃机排气噪声在水平烟道内无损传播，根据燃机排气噪声的声功率计算燃机排气噪声传入锅炉本体的噪声A声级，并将其与锅炉内的噪声A声级相比得到燃机排气噪声的贡献量。

本发明具有以下优点：

1.本发明通过建立裸管二维模型和鳍片管有限元模型，分别估算炉内整体的特征频率范围，并通过对比两项特征频率对管阵的特征频率进行修正，通过计算简正频率判断是否产生声腔共振，再对锅炉进行传声损失和隔声量计算，并结合实测噪声数据得到锅炉内总噪声，通过对比分析，计算不同种类噪声对炉内噪声的贡献量，确定炉内噪声的主要来源。

2.采用UG建立几何模型加Hypermesh前处理加Fluent计算与后处理的软件搭配，具有较高的可信度。其中，核心的瞬态流场计算和声场计算分别采用Fluent中的大涡模拟（LES）和FW-H方法。大涡模拟通过滤波处理，首先将小于某个尺度的旋涡从流场中过滤掉，只计算大涡，然后通过求解附加方程得到小涡的解。过滤尺度一般取为网格尺度。这种方法比直接数值模拟(DNS)效率更高，消耗系统资源更少，比雷诺平均(RANS)方法更精确。在已知流场信息的情况下运用FW-H方程将流场的作用力等效为单极子、偶极子和四极子源进行噪声模拟，由于本计算属于低马赫数流动可忽略单极子和四极子源的作用，而Fluent在计算时也是这样处理的。大涡模拟（LES）同FW-H方程相结合，能高效准确地计算管阵的流场信息（漩涡脱落）和声场信息（特征频率）。烟气热力学信息的近似、管阵模型的局部简化和计算网格的精密度均在符合物理实际的前提下兼顾了运算精度与效率，具有较好的适用性。

3.本发明所述方法具体、全面地考虑了余热锅炉内部环境，相比现有噪声源识别方法更符合实际情况；能寻找出锅炉噪声的主要贡献者，使降噪措施设计更具针对性。以本发明所述方法分析确定的炉内部噪声源为基础而设计的余热锅炉除噪装置，能够更好地降低余热锅炉噪声污染，节省降噪成本。

4.本发明的用于余热锅炉的穿孔吸声体，通过在穿孔板上设置内衬管及大量的小孔，从而有效避免了传统多孔吸声材料容易堵塞的问题，而且穿孔板和衬板形成的吸声空腔共同构成了共振吸声体，可以有效地吸收余热锅炉内部产生的噪声并将一部分噪声反射回噪声源。本发明运用穿孔板设计理论，根据不同管层的工况设计了符合低频窄带这一条件的双面穿孔吸声体，穿孔吸声体在80Hz的中心频率处都有超过0.9的吸声系数，1/2最大吸声系数均达到两个1/3倍频程。据大量数据统计表明，采用本发明的穿孔吸声体后，余热锅炉内部的噪声可降低14分贝。

5.本发明分析炉内噪声简正波的传播规律，实现了吸声体的有效放置；本发明将穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔的对角线上且与水平面垂直，与放置于其他位置相比，其降噪率提高了5%。

6.采用本发明的穿孔吸声体用于余热锅炉降噪，相对于现有技术，其投入的降噪成本至少降低了1/3。

7.经研究表明，余热锅炉的各管层所产生的简振频率并不相同，本发明针对不同管层的涡流脱落噪声的频率对穿孔吸声体的结构参数进行了相应的设计，从而可以有效吸收各管层的再生噪声。

附图说明

图1是用于余热锅炉的穿孔吸声体的结构示意图；

图2是衬板的结构示意图；

图3是用于余热锅炉的穿孔吸声体的等效电路图；

图4是不同管层的穿孔吸声体的吸声效果图；

图5是本发明的穿孔吸声体的放置方法整体示意图；

图6是本发明的穿孔吸声体的放置方法剖面图。

附图标记：1-穿孔板，2-衬板，3-吸声空腔，4-内衬管。

下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步的说明。

具体实施方式

本发明的实施例1：用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，如图1～图3所示，包括以下步骤：

a.提供两块穿孔板1和一块衬板2，两块穿孔板1分别贴合于衬板2的两侧；衬板2紧贴穿孔板1的两侧均为槽型结构，使得穿孔板1与衬板2之间形成矩形的吸声空腔3；在穿孔板的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管4，得穿孔吸声体；

b.根据声电类比原理，构造声波垂直入射该穿孔吸声体时的等效电路；

c.根据噪声特性匹配并计算穿孔板和吸声空腔的相对声阻抗率；其中，所述的穿孔板的相对声阻抗率为：

z＝r+jwm，

其中， $r=\frac{32\mathrm{\ηt}}{{\mathrm{\σ\ρ}}_0{c}_0{d}^2}{k}_r,k_r=\sqrt{1+\frac{k^2}{32}}+\frac{\sqrt{2}}{8}k\frac{d}{t};m=\frac{\mathrm{wt}}{{\mathrm{\σc}}_0}{k}_m,$

$k_m=1+{(3^2+\frac{k^2}{2})}^{-1/2}+0.85\frac{d}{t},$

式中，其中，f是声音频率，d是穿孔板的孔径，z是相对声阻抗率，ρ₀是气体密度，t是穿孔板的厚度，σ是穿孔板的穿孔率，w是角频率，m是相对声质量，c₀是声波在气体中的传播速度，r是相对声阻，η是运动粘滞系数，k_r是声阻常数，k_m是声质量常数；假设吸声空腔3的底部为刚性壁，阻抗率为无穷大，则吸声空腔3入口处的相对声阻抗率为：z＝-jcot(wD/c)，式中，z为相对声阻抗率，D为吸声空腔深度，c为声速；

d.设计穿孔板的厚度、孔径、穿孔率及吸声空腔3的纵向深度和内衬管4的长度，计算穿孔吸声体的吸声系数。

一种用于余热锅炉的穿孔吸声体，包括：两块穿孔板1和一块衬板2，两块穿孔板1分别贴合于衬板2的两侧；衬板2紧贴穿孔板1的两侧均为槽型结构，使得穿孔板1与衬板2之间形成吸声空腔3；穿孔板1上的穿孔处设有内衬管4。

上述的用于余热锅炉的穿孔吸声体的一种应用，如图5、图6所示，将该穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔的对角线上且与水平面垂直，用于消除管阵漩涡脱落的流噪声。

具体的说，设置于余热锅炉的高压过热器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为1mm，孔径为5mm，穿孔率为0.25%；所述的吸声空腔的纵向深度为230mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为1mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为230mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的低压蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压省煤器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的低压过热器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为4mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为220mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的高压省煤器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.30%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm；设置于余热锅炉的除氧蒸发器上方吸声空腔内的穿孔吸声体，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为3mm，穿孔率为0.35%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm。

实验例：本发明的用于余热锅炉的穿孔吸声体，是由穿以大量小孔的穿孔板及其与衬板形成的吸声空腔组成，它是共振吸声体，可以看作具有声阻和声抗的声学元件，其构造如图1所示，等效电路如图3所示，图3中，R、M分别为穿孔板的声阻和声质量，Z_D为板后吸声空腔的声容，穿孔板的声阻抗率是R+jwM，吸声空腔的声阻抗率是Z_S空腔，声源是入射声波，根据Thevenin定律，等效声源是开路（流为零，即在固体表面前）的声压和内阻抗，即2P，ρ₀c₀。

根据等效电路可求出吸声系数α，即线路中消耗的能量与入射的能量（或最大能量）之比，在正入射时，吸声系数等于：

Z_S总=R+jwM+Z_S空腔=R_S总+jX_S总

根据上述理论可知：本发明设计的关键在于根据噪声特性匹配并计算穿孔板的声阻抗率和吸声空腔的声阻抗率。由于待处理的噪声具有明显的低频、窄带特性（特征频率在74Hz～78Hz），采用共振式的消声结构无需考虑过多带宽，在保证低频吸收能力的同时需要兼顾更小的空间占用率（避免影响烟气的流动）。而本发明设计的双面穿孔吸声体，采用穿孔板与矩形背衬的结构，经理论计算，具有较好的低频吸声特性和空间利用率。

本发明的穿孔吸声体的吸声特性采用以下方法进行计算：

首先，根据声电类比原理，做出声波垂直入射时穿孔吸声体的等效电路；

然后根据（微）穿孔板吸声体理论求得穿孔板及吸声空腔的声阻抗率；

最后，根据等效声阻抗率与吸声系数的关系得出吸声系数。

具体的说包括以下内容：

考虑空气粘性阻力的细短圆管声阻抗率的准确计算式为：

$Z_1=\frac{\mathrm{\Δp}}{\stackrel{\‾}{u}}=\mathrm{jw}{\mathrm{\ρ}}_{0}t{[1-\frac{2}{\sqrt{-\mathrm{jk}}}\frac{J_1\left(\sqrt{-\mathrm{jk}}\right)}{J_0\sqrt{-\mathrm{jk}}}]}^{-1}$

式中，为穿孔板常数，ρ₀为气体密度，μ为气体粘性系数，t为圆管长度，d为圆管直径；

根据k＜1和k＞10两种情况下的近似式推导出统一的声阻抗率近似式为：

$Z_1=\frac{32\mathrm{\μt}}{d^2}\sqrt{1+\frac{k^2}{32}}+\mathrm{jw}{\mathrm{\ρ}}_{0}t[1+{(3^2+\frac{k^2}{2})}^{-1/2}$

可以证明近似式与准确式符合很好，满足任意的k值且误差小于6%。

在此基础上，考虑穿孔率σ的影响、声阻率和声抗率的修正，在板面上摩擦产生的声阻率是小管两端的活塞发射等于管长增加0.85d。两项合起，可知穿孔板的相对声阻抗率或阻抗率比成为：

z＝r+jwm，

其中， $r=\frac{32\mathrm{\ηt}}{{\mathrm{\σ\ρ}}_0{c}_0{d}^2}{k}_r,k_r=\sqrt{1+\frac{k^2}{32}}+\frac{\sqrt{2}}{8}k\frac{d}{t};m=\frac{\mathrm{wt}}{{\mathrm{\σc}}_0}{k}_m,$

$k_m=1+{(3^2+\frac{k^2}{2})}^{-1/2}+0.85\frac{d}{t},$

式中，其中，f是声音频率，d是穿孔板的孔径，z是相对声阻抗率，ρ₀是气体密度，t是穿孔板的厚度，σ是穿孔板的穿孔率，w是角频率，m是相对声质量，c₀是声波在气体中的传播速度，r是相对声阻，η是运动粘滞系数，k_r是声阻常数，k_m是声质量常数。

穿孔板后的吸声空腔的声阻抗率可由矩形腔的声阻抗率计算公式求得，即假设吸声空腔的底部为刚性壁，阻抗率为无穷大，则吸声空腔入口处的相对声阻抗率为：z＝-jcot(wD/c)，式中，z为相对声阻抗率，D为吸声空腔深度，c为声速。

穿孔吸声体的吸声系数可表示为：

${\mathrm{\α}}_n=\frac{4r}{{(1+r)}^2+{(\mathrm{wm}-\cot (\mathrm{wD}/c_0))}^2}$

由此可知：通过合理设计穿孔板的厚度t、孔径d、穿孔率σ、吸声空腔深度D，可在一定气体工况下，求得r、m，进而计算出该穿孔吸声体的吸声系数曲线。

由于本发明的穿孔吸声体具有对称性，因而只需讨论单面的设计参数即可。为了吸收低频噪声，需要较小的穿孔率，较大的板厚和吸声空腔深度，但板厚和吸声空腔深度分别影响穿孔吸声体的重量和炉内烟气流动，因而需要严格控制且尽可能小。为了增加穿孔的有效深度，选择在穿孔板的穿孔处增加1mm厚、7～8mm长的内衬管，相当于增加穿孔板的板厚，而实际板面就主要起支撑内衬管的作用，故2mm厚即可，既保证了等效板厚又控制了板体质量。本发明的穿孔吸声体（单面）设计参数和1/3倍频程中心频率吸声系数分别见表1和表2，不同管层的穿孔吸声体的吸声效果如图4所示：

表1不同管层穿孔吸声体的穿孔板及吸声空腔和内衬管的设计参数

表2不同管层穿孔吸声体的吸声系数

由图4可知：不同管层的穿孔吸声体在80Hz的中心频率处都有超过0.9的吸声系数，1/2最大吸声系数均达到两个1/3倍频程，满足低频吸声的设计要求。同时可以看到，更大的吸声空腔D能获得更宽的低频吸声频带，但需要牺牲设计空间。

穿孔吸声体的放置：

根据实测噪声的峰值频率可知：炉内峰值频率对应着（3，1，0）、（4，1，0）和（5，0，0）三种简正波。将三种简正波进行分解可得与X轴（长度方向）和Y轴（宽度方向）呈一定夹角的、沿Z轴（高度方向）传播的声波。为了加入穿孔吸声体后不影响烟气的正常流动，则穿孔吸声体最好平行于烟气流动方向（Z轴）；为了同时吸收X轴（长度方向）和Y轴（宽度方向）的声波并保证最大的吸声面积，穿孔吸声体最好放置在炉腔的对角线上。综上，本发明的穿孔吸声体的放置方案为：在每一段炉腔吸声空腔的对角线上，插一片垂直于水平面的穿孔吸声体，如图5、图6所示。

实施例2：噪声源的识别

由于炉内存在流、热、声三者的耦合，管阵本身是由带螺旋翅片的鳍片管组成其几何特征复杂，完整建模计算需要的资源太大，故对分析模型做了以下简化和假设：

1.根据烟气组分关系，运用气体状态方程计算烟气物理特性，发现其各项指标与空气相差不超过5%，计算中采用空气代替烟气；

2.由于换热过程本身不产生噪声，只是间接影响烟气物理特性，故不考虑烟气流动过程中同炉壁、管壁的换热情况，管层间的烟气热力学参数均采用分段温度平均；

3.管阵整体建模时暂时不考虑鳍片管的螺旋翅片的影响，验证裸管二维模型同三维模型是否具有一致性，如果一致，可将多行列三维管阵缩小为局部二维管阵，既保持管阵特征又节省计算资源；

4.建立鳍片管与裸管的单管三维模型进行仿真对比，用以修正管阵整体的特征频率；

5.取炉内比较有代表性的两个管层高压过热器（最底层）和除氧蒸发器（最顶层）的管阵计算分段特征频率，以此来估计炉内整体的特征频率范围。

一、裸管二维模型与三维模型一致性验证

1、裸管二维模型与三维模型的建立

2D模型中，管径d=40mm，入口长度L₁=200mm(5d)，出口长度L₂=600mm(15d)，距边壁距离L₃=200mm(5d)，共15000个单元，边界层单元大小为1mm。

3D模型中，管径d=40mm，管长L=100mm，入口长度L₁=200mm(5d)，出口长度L₂=600mm(15d)，距边壁距离L₂=200mm(5d)，共300000个单元，边界层单元大小为1mm。

2、裸管二维模型与三维模型仿真计算

烟气参数采用高压过热器管层的工况，见表3。

表3高压过热器管层工况

	温度T	烟气密度	烟气动力粘度	声速	烟气流速
						数据	517℃	0.4567Kg/m3	3.72E-05	554.6m/s	16m/s

注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；

2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速，此处由于是单管还进行了占空比折算。

流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。二维模型与三维模型的流场涡量云图中均存在明显的漩涡脱落现象，进一步计算单管发出的噪声声压级。

二维模型和三维模型的声压级线谱除了93.4Hz和92.2Hz的主峰，还在其高次谐频处存在次峰，二维模型的高次谐频更加明显。高次谐频主要是由漩涡脱落过程中的不对称性引起的，不对称脱落会导致圆管脉动阻力产生高频项，fluent则会将高频项模拟为偶极子源，从而在频谱中出现峰值。fluent软件的二维大涡模拟（LES-2D）模块在计算时由于网格的不完全对称性（普遍存在）会出现明显漩涡脱落不对称的误差，故其高次谐频分量较明显，三维模型在用大涡模拟计算时漩涡脱落不对称情况很弱，更符合物理情况。虽然二维模型存在高次谐波分量的干扰，但其次峰能量远小于主峰（相差16.6dB），影响可忽略。二维模型与三维模型所计算出的特征频率相差1.2Hz，可见二维模型与三维模型对于计算特征频率是可以等价的，故可以采用二维管阵代替三维管阵。

二、管阵噪声特征频率计算分析

取炉内比较有代表性的两个管层，即高压过热器（最底层、温度最高、流速最快）和除氧蒸发器（最顶层、温度最低、流速最慢）的管阵计算分段特征频率，以此来估计炉内整体的特征频率范围。

1、高压过热器管层特征频率计算分析

计算模型取12*64原始管阵的局部管阵12*10作为分析对象。边壁条件采用周期性边界条件，即保证流场左右壁面速度与涡量的连续，跟实际情况误差较小，模型具有左右对称性，计算分析时主要考虑右起第1列至中间第11列的管阵流场。流体域为850*8000，管阵有限元模型如下，共375234个单元。

表4高压过热器管层工况

	温度T	烟气密度	烟气动力粘度	声速	烟气流速
						数据	517℃	0.4567Kg/m3	3.72E-05	554.6m/s	8.2m/s

注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；

2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速。

流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。通过流场的涡量云图可以看到，管阵的前两排管子是存在有规律的尾涡的，而从第三排开始，管子开始受到前后左右管子的影响，不断出现前端漩涡脱落附着、再脱落的情况，湍流强度明显大于前两排，这一点通过录制的视频看得更为直观清楚。

声场计算采用FWH方法，由于流场计算的时间步为0.0005s，故声场分析频率为1000Hz，分辨率为1Hz。根据流场的分布，选择有代表性的横排管子作为声源进行声学特性分析，得出每一横排管子发声的声压级线谱。其中，管阵第1、第2排的声压级虽有明显单峰，但幅值相比于后10排管子差了10dB，对整体的贡献度可忽略，而后10排的声压级除了有比较明显的峰值，还在特征频率附近存在一定的次峰（84.9Hz～85.9Hz，最大相差3dB），且随着管阵沿来流方向延伸，越靠后的管阵其湍流强度有增大的趋势（涡量云图也可以看出），噪声的整体能量也是增大的，但不同管层的主峰幅值相差不到3dB。故可以断定后10排管阵的任意排对于整体的噪声贡献是相当的，且存在特征频率在95.9Hz～97.9Hz。

2、除氧蒸发器管层特征频率计算分析

计算模型取10*60原始管阵的局部管阵10*10作为分析对象。边壁条件采用周期性边界条件，模型具有左右对称性，计算分析时主要考虑右起第1列至中间第11列的管阵流场。

表5除氧蒸发器管层工况

	温度T	烟气密度	烟气动力粘度	声速	烟气流速
						数据	128℃	0.8941Kg/m3	2.32E-05	401.1m/s	4.1m/s

注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；

2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速。

流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。通过流场的涡量云图可以看到，管阵的前两排管子是存在有规律的尾涡的，而从第三排开始，管子开始受到前后左右管子的影响，不断出现前端漩涡脱落附着、再脱落的情况，湍流强度明显大于前两排，这一点通过录制的视频看得更为直观清楚。

声场计算采用FWH方法，由于流场计算的时间步为0.0005s，故声场分析频率为1000Hz，分辨率为1Hz。根据流场的分布，选择有代表性的横排管子作为声源进行声学特性分析，得到横排管子发声的声压级线谱。

除氧蒸发器管阵的频谱峰值不如高压过热器明显，主要原因应该是流速的下降导致湍强度的减小，管阵虽然还存在漩涡脱落，但规律性差了很多，不过还是存在34.2Hz～42.7Hz这样一个特征频段。

此外，对比高压过热器管阵和除氧蒸发器管阵的涡量云图和相应横排管子的噪声声压级，高压过热器管层的湍流强度远大于除氧蒸发器管层，噪声能量高出近10倍（声压级相差10dB），这主要是由烟气流速的差别造成的，可见管层间噪声的大小是与流速成正相关的，故可以推断对于整个炉内的噪声高压过热器管层具有决定性作用。

三、鳍片管与裸管仿真结果对比与特征频率修正

1、鳍片管有限元模型的建立

鳍片管的几何尺寸和有限元模型，管径40mm，管长100mm，翅片螺距8mm，翅片宽度1mm，翅片高度15mm，流体域跟之前保持一致仍为400mm×800mm，计算域共1654546个单元。

2、鳍片管与裸管仿真结果对比

分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个工况下的鳍片管单管流场和声场，并同裸管进行对比。

从涡量云图可见鳍片管同裸管一样存在漩涡脱落，进一步计算噪声声压级可发现，高压过热器和除氧蒸发器两种工况下鳍片管的峰值频率分别为67.1Hz和33.7Hz，相比于裸管的峰值频率92.2Hz和46.6Hz均下降了27.3%，峰值声压级分别下降5.2dB和1.3dB，流速越慢螺旋翅片影响越小；两种工况鳍片管同裸管300Hz以下的低频部分趋势是吻合的，由于漩涡脱落不对称频谱都存在高次谐波分量；两种工况下的鳍片管峰值声压相差14.4dB，裸管峰值声压相差18.3dB，也反映出高压过热器管层对于整个炉内噪声起决定性作用。

3、高压过热器和除氧蒸发器管层特征频率修正

通过对比鳍片管和裸管的特征频率，采用百分比偏移量的修正手段对管阵的特征频率进行修正，结果如下：

表6特征频率修正

四、炉内声学共振计算分析

由于整个炉腔可以看成一个18.5m*5.5m*35m的，长宽方向为边界、高度方向为传播方向的长方体声腔，故有可能形成驻波。炉内的温度不均导致烟气密度、声速都不是均匀分布，在计算简正频率时依然采用分段做温度平均的方法，得到各层段声速列表：

表7余热炉各层声速

炉腔内的简正频率分布主要考察长宽方向、100Hz以内的低频声。

表8余热锅炉腔内各层简正频率分布

根据各层简正频率的分布和各层特征频率的分布，可知高压过热器管层特征频率可能激发(3,1,0)和(5,0,0)两种简正频率，除氧蒸发器管层特征频率可能激发(3,0,0)简正频率，在炉腔中形成驻波，增强特征频率的噪声。

五、锅炉噪声传播规律计算分析

燃气轮机排气口和水平烟道中也存在低频有调分量，为了进一步辨析炉内噪声产生原因，可对锅炉进行传声损失和隔声量计算，结合实测数据，对比分析炉内噪声主要是由燃烧室传入还是因烟气流动而新产生的流噪声以及两种噪声的贡献量。

1、炉腔传声损失计算

整个余热锅炉的炉腔可以看做是一个矩形声腔，由于内部放置了换热管层，对炉内声波的传播会产生一定的影响。通过建立局部管阵的的声腔模型，在Virtual lab中仿真计算出口和入口的声压，进而求出声腔的传声损失。

以高压过热器段为例，将建好的声腔有限元模型导入Virtual lab，设置相应的气体介质参数（高压过热器工况下的烟气参数），入口边界条件设为平面波，出口边界条件设为煤质阻抗，分辨率10Hz，做20Hz～2000Hz频段的扫频，根据计算出的入口声压和出口声压，用传声损失定义式进行计算，得声腔的传声损失曲线。

用相同的方式进行除氧蒸发器层段炉腔的传声损失仿真计算。

由以上计算结果可以看出，含有换热管层的炉腔对于800Hz以下的低频噪声的阻隔作用非常小，单层的传声损失均小于0.5dB。将各管层的传声损失直接进行叠加，可大致估算整个炉腔的传声损失（非精确值）。

表9炉腔传声损失

中心频率	31.5	63	125	250	500	1000
							TL（dB）	13.8	16.9	20.1	23.2	26.1	28.9

2、锅炉部件隔声量计算

测量所得数据都是炉墙外侧的，考虑到锅炉不同部件有不同的壳体和保温层厚度，由此带来隔声量的差异可能会影响炉内真实噪声的判断，故需进行锅炉部件的隔声量计算。

表10锅炉各部件隔声材料

	水平烟道	炉墙下段	炉墙中段	炉墙上段	烟囱
						内衬钢板厚度（mm）	2	2	2	2	2
内保温材料厚度（mm）	100	140	100	80	60
						壳体钢板厚度（mm）	8	8	8	8	4
外保温层厚度（mm）	-	-	-	-	80

注：保温材料为硅酸铝毡，密度为100～120kg/m³，其中60mm、80mm、100mm、140mm厚分别为35mm*2、35mm*3、55mm*2、55mm*3压缩而成，钢板密度为7850kg/m³。

由于钢板的厚度相对于波长来讲足够薄，可认为钢板像活塞一样做整体运动，将问题简化为简单的双墙隔声问题，根据两组边界条件求解四个方程，得到双墙的隔声量为：

$\mathrm{TL}=20\lg |\frac{1}{2}(1+\frac{R_1}{R_3}+\frac{\mathrm{j\ω}(M_1+M_2)}{R_3})\cos K_{2}D+j\frac{1}{2}(2+\frac{\mathrm{j\ω}(M_1+M_2)}{R_3}-\frac{{\mathrm{\ω}}^2{M}_1{M}_2}{R_3^2})\sin K_{2}D|$

式中，R₁、R₂、R₃分别为锅炉内部烟气声阻抗、保温材料声阻抗、锅炉外部空气声阻抗，单位是N*s/m³；M₁、M₂分别为内衬钢板和壳体钢板的面密度，单位是kg/m²；K₂为保温材料的波数，单位是1/m，D为保温层厚度，单位是m。

对于中低频情况，K₂D<<1，cosK₂D=1，sin K₂D=0，则隔声量可简化为：

$\mathrm{TL}=20\lg |\frac{1}{2}(1+\frac{R_1}{R_3}+\frac{\mathrm{j\&omega;}(M_1+M_2)}{R_3})|$

炉外空气声阻抗率取20℃下空气常数，R₃=415N*s/m³；

当声音的频率f>20Hz，>>故中低频段隔声量计算公式可进一步

$\mathrm{TL}=10\lg \left(\frac{{\mathrm{\&omega;}}^2{(M_1+M_2)}^2}{{{4R}_3}^2}\right)=20\mathrm{lg\&omega;}+20\lg (M_1+M_2)-20\lg {{4R}_3}^2$

满足质量控制定律，观察可知该计算式相当于直接将双层钢板叠在一起。在此基础上再加上保温层的隔声量（保温层相当于单墙，满足质量控制），总的隔声量为：

TL＝20lgω+20lg(M₁+M₂+M₃)-10lg4R₃ ²

式中，M₃为保温层的面密度，单位是kg/m²。

从计算结果可知，对于中低频段，锅炉各部件由于处在质量控制区，部件隔声量之差不受噪声频率影响，为一固定值。

六、炉内噪声主要声源辨析

1、燃机排气噪声

假设燃机排气噪声在水平烟道中无损传播，可根据其噪声声功率求出燃机排气噪声在水平烟道内的A声级；考虑燃机排气噪声无损地通过水平烟道传入锅炉本体，可根据其噪声声功率求出燃机排气噪声在锅炉本体内的A声级；考虑燃机排气噪声在经过整个锅炉本体后进入烟囱，存在传声损失（前文计算的炉腔内管层串联传声损失），将排气噪声声功率扣除传声损失可求出燃机排气噪声在烟囱内的A声级：

表11燃机排气噪声在锅炉各部件中的A声级

注：表格中“—”是由于理论计算或者实验时频段选择导致无法获得准确数据

2、锅炉内部噪声

由于水平烟道内的噪声近似由燃机排气噪声提供，故通过比较燃机排气噪声在水平烟道内A声级与水平烟道外侧测试A声级，可获得水平烟道的实际隔声量：

表12平烟道内外侧A声级及隔声量

可见实际隔声量相对于理论计算值偏小，由于存在保温层间的连接件（声桥）和漏声现象，这是正常的结果。查锅炉各部件的保温层参数可知，锅炉本体的保温层参数与水平烟道相当（钢板厚度相同，硅酸铝毡厚度稍有不同），且隔声量理论计算值非常接近，故可近似用水平烟道的实际隔声量代替锅炉本体的实际隔声量。将实测的锅炉本体各层段外部的A声级加上锅炉本体的实际隔声量可反求出锅炉本体内部对应层段的噪声A声级；由于烟囱处的保温层参数与水平烟道存在差异（钢板厚度小4mm），故烟囱的实际隔声量肯定比水平烟道小，根据工程需要按照两者隔声量理论值之差进行修正，即将水平烟道的实际隔声量在各倍频程段均减去2.5dB，烟囱外壁实测噪声A声级加上该隔声量可估算出烟囱内部的噪声A声级：

表13锅炉本体各层段和烟囱内部A声级

3、锅炉噪声与燃机排气噪声对比分析

对比锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级，可以发现在63Hz的倍频程带上锅炉噪声明显高于燃机排气噪声传入锅炉本体的噪声（11dB），而在其他频带上两者基本吻合，由此可推断炉内肯定有再生噪声产生，且新增噪声的峰值频段为63Hz的倍频程带。

根据前文仿真计算的鳍片管噪声频谱，可估算出管层的流噪声倍频程谱（由于CFD计算的噪声量级跟网格密度、介质参数等相关，故只能作为相对量级），将其与锅炉本体再生噪声（锅炉噪声与燃机排气噪声的差值）进行对比。

表14炉本体再生噪声A声级与流噪声A声级

频率	锅炉本体再生噪声A声级（dBA）	管阵产生的流噪声A声级（dBA）
			31.5	68.3	23.1
63	107.3	60.0
			125	101.5	46.3
250	107.3	43.5
			500	120.4	47.3
1000	118.2	46.9

可以发现，锅炉本体再生噪声与管阵产生的流噪声在频谱趋势上非常吻合，均存在63Hz的峰值倍频程段，由此可以断定炉内的再生噪声确实为管阵涡脱落的流噪声。根据计算结果，可以进一步分析炉内噪声中排气传入噪声同管阵涡脱落流噪声在不同频段的贡献量：

表15燃机排气噪声与流噪声对于炉内噪声的贡献量

倍频程中心频率	31.5	63	125	250	500	1000
							传入噪声贡献量	91.2%	6.5%	81.3%	85.1%	39.9%	58.9%
管阵流噪声贡献量	8.8%	93.5%	18.7%	14.9%	60.1%	41.1%

对比烟囱内的噪声A声级和燃机排气噪声传入烟囱的A声级：由于烟囱壁的隔声量只是修正值，炉腔的传声损失也是工程近似值，所以在噪声的量级上会存在误差，但比较频谱的趋势可以发现，烟囱内部噪声相对于排气传入噪声在63Hz的倍频程段上存在明显峰值，根据之前的结论即可证明再生噪声的存在，且这一噪声应该也是源于锅炉内部的流噪声（管阵漩涡脱落）。

对比烟囱口的噪声A声级和燃机排气噪声传入烟囱的A声级：烟囱口的噪声相比于燃机排气噪声依旧在63Hz的倍频程段上存在明显峰值，但由于传声损失的计算是粗略的（工程近似计算了管阵传声损失，忽略了水平烟道—锅炉本体—烟囱的各部件连接处传声损失，导致传声损失计算量偏小），所以在量级上并不准确但这不影响对炉内有二次噪声产生的判断。

4、炉墙噪声测试结果声压级线谱分析

由高压过热器管层下游、高压蒸发器（2）管层下游、高压省煤器（2）管层下游、高压省煤器（3）管层下游靠近炉墙1m处的声压级线谱，可见存在明显的峰值频率，靠近余热炉底部为74Hz～78.5Hz，靠近余热炉顶部为68Hz～74Hz，这符合先前对高压过热器特征频率为炉内噪声主导频率的预计，也符合随着高度增加、流速减慢特征频率将下降的趋势；在特征频率的倍频处存在次峰，这跟计算模型中因为漩涡脱落产生的噪声频谱非常相似。

仿真计算结果的误差主要来源于烟气热力学信息的近似、模型的局部简化和计算网格的精密度。前文已对前两者进行了论述，网格的精密度主要影响边界层流动信息的获取进而影响噪声信息，网格加密一倍则计算时间增加一倍，但对于计算特征频率其误差仅在5%～10%，本计算考虑到计算效率将二维模型网格控制在50万单元内（8核服务器计算时间24h），三维模型网格控制在200万单元内（8核服务器计算时间72h）。

经与实验数据对比分析，可以确定余热锅炉内噪声来源于燃机排气噪声和管阵漩涡脱落的流噪声。在噪声能量集中的63Hz倍频程带，流噪声是主要声源（贡献量达到93.5%），故降噪措施应该围绕解决这一频带的流噪声。如需解决中高频噪声（200Hz以上），则在考虑流噪声的同时还需要减小燃机排气噪声。

通过建模计算高压过热器和除氧蒸发器两个具有代表性管层的流场和声场，并用鳍片管的特性进行特征频率修正，得到以下结论：

1.炉内流噪声的产生机理。炉内噪声的产生是烟气流过密排管阵，而在鳍片管表面形成规律的漩涡脱落，进而产生脉动的升力和阻力，通过FW-H方程将脉动的升力和阻力模拟为偶极子源产生噪声，仿真计算的涡量云图和声压级线谱均反映出明显的漩涡脱落现象和特征频率。由于漩涡脱落的不对称性，会产生高次的脉动谐波，在频谱上显示为高次谐波处的次峰，这一点仿真与实验结果都有所体现，进一步验证了漩涡脱落导致炉内噪声。

2.漩涡脱落特征频率及其影响因素。高压过热器和除氧蒸发器工况下的单根圆管的特征频率分别为92.2Hz和46.6Hz。高压过热器和除氧蒸发器工况下的管阵，由于管阵排布紧密，普遍存在漩涡附着、再脱落的情况，管子间流场的相互作用增强，单一的特征频率钝化为特征频段，分别为95.9Hz～97.9Hz和34.2Hz～42.7Hz。两种工况下的鳍片管的特征频率分别为67.1Hz和33.7Hz，峰值声压级下降5.2dB和1.3dB，翅片的存在降低了特征频率和噪声能量，且流速越快，翅片的影响越大。通过鳍片管特性修正之后的两种工况下管层特征频段分别为69.7Hz～71.2Hz和24.9Hz～31.0Hz。对照单个裸管、单个鳍片管和管阵的峰值声压，高压过热器工况比除氧蒸发器工况分别高出18.3dB、14.4dB、10dB，故高压过热器管层对于炉内噪声具有决定性作用。

3.炉内噪声的主要声源辨析。经与实验数据对比分析，可以确定余热锅炉内噪声来源于燃机排气噪声和管阵漩涡脱落的流噪声。在噪声能量集中的63Hz倍频程带，流噪声是主要声源（贡献量达到93.5%），而在中高频段两者的贡献量相当。

其中，上述噪声源的识别方法中，裸管2D有限元模型示意图、裸管3D有限元模型示意图、裸管二维模型噪声声压级曲线图、裸管三维模型噪声声压级曲线图、高压过热器管层有限元模型示意图、高压过热器管层有限元模型排列参数示意图、除氧蒸发器管层排有限元模型示意图、除氧蒸发器管层排有限元模型排列参数示意图、鳍片管的几何尺寸和有限元模型示意图、高压过热器声腔的传声损失曲线图、除氧蒸发器层段炉腔的传声损失曲线图、各管层段炉腔串联传声损失曲线图、炉墙部件剖面结构示意图、锅炉部件理论隔声量曲线图、锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级对比曲线图、锅炉本体再生噪声A声级与流噪声A声级对比曲线图、烟囱内部噪声A声级与燃机排气传入噪声A声级对比曲线图、烟囱口噪声A声级与燃机排气传入噪声A声级对比曲线图、高压过热器管层下游的声压级线谱图、高压蒸发器（2）管层下游的声压级线谱图、高压省煤器（2）管层下游的声压级线谱图、高压省煤器（3）管层下游靠近炉墙1m处的声压级线谱图，见与本发明同日提交的发明专利申请“一种余热锅炉内部噪声源识别方法”。

本发明的工作原理：在余热锅炉的高压过热器、低压过热器、高压蒸发器、低压蒸发器、高压省煤器、低压省煤器和除氧蒸发器中的吸声空腔内均设置余热锅炉吸声屏障，该余热锅炉吸声屏障是由两个有一定穿孔率的穿孔板1和一个衬板2组成并形成两个吸声空腔3，该结构实质上是共振穿孔吸声体的一种应用，其理论基础为赫姆霍兹共振器原理。穿孔板1上的内衬管4中的空气柱类似活塞，具有一定的声质量，吸声空腔3类似于空气弹簧，具有一定的弹性，二者组成一个共振系统。当声波传至孔口时，在声波作用下空气柱便产生振动，振动时的摩擦阻尼使一部分声能转换为热能耗散掉，同时由于声阻抗的突然变化，一部分声能将反射回声源。最终达到吸收锅炉内部的噪声、减少噪声在锅炉内部的传播、消除锅炉内的声腔共振的目的。

Claims (10)

1.用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

a.提供两块穿孔板（1）和一块衬板（2），两块穿孔板（1）分别贴合于衬板（2）的两侧；衬板（2）紧贴穿孔板（1）的两侧均为槽型结构，使得穿孔板（1）与衬板（2）之间形成吸声空腔（3），得穿孔吸声体；

b.根据声电类比原理，构造声波垂直入射该穿孔吸声体时的等效电路；

c.根据噪声特性匹配并计算穿孔板和吸声空腔的相对声阻抗率；

d.设计穿孔板的厚度、孔径、穿孔率及吸声空腔的纵向深度，计算穿孔吸声体的吸声系数。

2.根据权利要求1所述的用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，其特征在于，步骤a中所述的吸声空腔为矩形腔。

3.根据权利要求1所述的用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，其特征在于，步骤c中所述的穿孔板的相对声阻抗率为：

z＝r+jwm，

其中， $r=\frac{32\mathrm{\&eta;t}}{{\mathrm{\&sigma;\&rho;}}_0{c}_0{d}^2}{k}_r,k_r=\sqrt{1+\frac{k^2}{32}}+\frac{\sqrt{2}}{8}k\frac{d}{t};m=\frac{\mathrm{wt}}{{\mathrm{\&sigma;c}}_0}{k}_m,$

$k_m=1+{(3^2+\frac{k^2}{2})}^{-1/2}+0.85\frac{d}{t},$

式中，其中，f是声音频率，d是穿孔板的孔径，z是相对声阻抗率，ρ₀是气体密度，t是穿孔板的厚度，σ是穿孔板的穿孔率，w是角频率，m是相对声质量，c₀是声波在气体中的传播速度，r是相对声阻，η是运动粘滞系数，k_r是声阻常数，k_m是声质量常数。

4.根据权利要求2所述的用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，其特征在于，假设吸声空腔的底部为刚性壁，阻抗率为无穷大，则吸声空腔入口处的相对声阻抗率为：z＝-jcot(wD/c)，式中，z为相对声阻抗率，D为吸声空腔深度，c为声速。

5.根据权利要求1～4任一所述的用于余热锅炉内部的穿孔吸声体的设计方法，其特征在于，步骤a还包括：在穿孔板的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管（4）；步骤d还包括：设计内衬管（4）的长度。

6.一种用于余热锅炉的穿孔吸声体，其特征在于，包括：两块穿孔板（1）和一块衬板（2），两块穿孔板（1）分别贴合于衬板（2）的两侧；衬板（2）紧贴穿孔板（1）的两侧均为槽型结构，使得穿孔板（1）与衬板（2）之间形成吸声空腔（3）；穿孔板（1）上的穿孔处设有内衬管（4）。

7.根据权利要求6所述的用于余热锅炉的穿孔吸声体，其特征在于，所述穿孔板（1）的厚度为1～2mm，孔径为3～5mm，穿孔率为0.25%～0.35%；所述吸声空腔（3）的纵向深度为200～230mm；所述内衬管（4）的长度为7～8mm。

8.权利要求6～7所述的用于余热锅炉的穿孔吸声体的一种应用，其特征在于，将该穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔中，用于消除管阵漩涡脱落的流噪声。

9.根据权利要求8所述的用于余热锅炉的穿孔吸声体的应用，其特征在于，将该穿孔吸声体放置于余热锅炉换热管层之间的吸声空腔的对角线上且与水平面垂直，用于消除管阵漩涡脱落的流噪声。

10.根据权利要求8或9所述的用于余热锅炉的穿孔吸声体的应用，其特征在于，所述的管阵漩涡脱落的流噪声是通过以下方法识别得到的：

S1，建立裸管二维模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下裸管的流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；

S2，建立鳍片管有限元模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下的鳍片管单管流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；

S3，通过对比鳍片管和裸管的特征频率，采用百分比偏移量的修正手段对管阵的特征频率进行修正；

S4，计算简正频率，根据各层简正频率的分布和各层特征频率的分布，判断是否激发简正频率而产生声腔共振；

S5，对锅炉进行传声损失和隔声量计算，并结合实测噪声数据得到锅炉内总噪声；

S6，对比分析并计算不同种类噪声对炉内噪声的贡献量，确定炉内噪声的主要来源。