CN104358602A - 基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法 - Google Patents

Abstract

基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法,涉及一种噪声控制方法，所述方法包括噪声分析、复合吸声结构理论计算、复合吸声结构的优化过程；噪声分析对汽轮机组的近场噪声以离机组1米处的噪声级来评价；复合吸声结构理论计算包括穿孔板吸声系数计算；复合吸声结构的优化通过计算，将不同的吸声结构复合，复合吸声结构有两类：一是双层穿孔板复合；二是穿孔板与多孔吸声材料复合。本发明对现场的噪声声源和传播路径进行检测分析，降噪效果明显，能满足国家技术标准的要求，为其它汽轮机组的噪声处理提供了参考。特别适合于汽轮机、风力机、鼓风机等大型设备噪声的治理。

Description

基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法

技术领域

本发明涉及一种噪声控制方法，特别是涉及一种基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法。

背景技术

随着工业、建筑业、交通运输业的迅速发展，噪声成为人类环境四大公害之一，人类对噪声治理越来越迫切。其中，汽轮机组噪声这类重度噪声污染对操作人员和周围环境的影响日益引起人们的关注。早在1967年美国就制订了第一个限制汽轮机噪声的标准，我国也于1993年发布了国家标准。治理汽轮机组的噪声应了解机组的噪声水平、分布规律、频谱特性，以及各种吸声材料的特性才能制定出相应的降噪结构、材料和措施。

吸声材料按其机理不同分为多孔性吸声材料和共振吸声材料。前者的吸声机理是声波进入材料孔隙后，引起孔隙中空气和材料的摩擦，声能转化为热能而被吸收，由于成本低，质轻无须支撑骨架而成为普遍使用的吸声材料。但由于多孔性吸声体的材质多为玻璃棉、矿渣棉、泡沫塑料，因此对皮肤有刺激、吸水率高，同时容易变形和堵塞，受使用环境的限制。共振吸声材料又分为薄板、单腔、穿孔板和微穿孔板共振吸声体，其中穿孔板因其吸声系数大，吸声频率宽，不受环境影响等优点而日益受到重视。

发明内容

本发明的目的在于提供一种基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法，本发明对汽轮机组噪声进行分析，根据所测噪声信号，对其频谱进行分析，判断产生噪声的主要频率。同时对现场的噪声声源和传播路径进行检测分析，并从吸声和隔声两个方面阐述了阻断声音传播的噪声治理方案，使降噪达到理想效果。

本发明的目的是通过以下技术方案实现的：

基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法，所述方法包括噪声分析、复合吸声结构理论计算、复合吸声结构的优化过程；噪声分析对汽轮机组的近场噪声以离机组1米处的噪声级来评价；复合吸声结构理论计算包括穿孔板吸声系数计算；复合吸声结构的优化通过计算，将不同的吸声结构复合，复合吸声结构有两类：一是双层穿孔板复合；二是穿孔板与多孔吸声材料复合，采用串联式的复合吸声结构在高频带区具有良好吸声性能的超细玻璃棉和穿孔板复合，将吸声材料紧贴穿孔板放置。 

所述的基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法，所述对于穿孔板通过调整穿孔率、改变孔径和板厚来改变吸声频带。本发明的优点与效果是：

1.本发明对汽轮发电机组进行了噪声测试和频谱分析，确定噪声带宽集中在80-2500Hz；基于声学理论，研究了穿孔板的共振频率和最大吸声系数之间的关系。分析了这些结构参数对吸声性能的影响，从中优选的穿孔板与实验值相比较。

2.本发明根据所测噪声信号，对其频谱进行分析，判断产生噪声的主要频率。为进一步加宽吸声频带，将穿孔板和吸声材料组合，建立了复合吸声结构和优化参数的数学模型，并根据机组的噪声特性确定了空腔厚度和吸声材料的容重，从而为汽轮机组等高噪声电力设备的降噪提供了理论和实际的依据。

3. 本发明对现场的噪声声源和传播路径进行检测分析，并从吸声和隔声两个方面阐述了阻断声音传播的噪声治理方案，使降噪达到理想效果。结果证明，此方案是一套有效的控制措施，降噪效果明显，能完全满足国家技术标准的要求，为其它汽轮机组的噪声处理提供了参考。特别适合于汽轮机、风力机、鼓风机等大型设备噪声的治理，可大大降低设备的噪声，经济效益明显。

附图说明

图1汽轮机组测点布置；

图2理论计算与实测值的比较；

图3复合吸声结构的布置方式；

图4汽轮机组降噪示意图。

具体实施方式

下面结合附图所示实施例，对本发明作进一步详述。

本发明对汽轮发电机组进行了噪声测试和频谱分析，确定噪声带宽集中在80-2500Hz；基于声学理论，研究了穿孔板的共振频率和最大吸声系数之间的关系，分析了这些结构参数对吸声性能的影响，从中优选的穿孔板与实验值相比较；为进一步加宽吸声频带，将穿孔板和吸声材料组合，建立了复合吸声结构和优化参数的数学模型，并根据机组的噪声特性确定了空腔厚度和吸声材料的容重，从而为汽轮机组等高噪声电力设备的降噪提供了理论和实际的依据。

实施例：

1 噪声分析

汽轮机组的近场噪声以离机组1米处的噪声级来评价。该机组的操作人员每天工作8小时，都暴露在噪声场中，此条件下最大允许噪声级为90dB(A)。由于机组附近的场地限制，该机组测点布置如图1。

原始噪声值如图 所示,整个汽轮机组的噪声都远远超过了标准值90dB，平均噪声值达到111.5 dB,特别是测点2噪声值达到了118dB，说明在同样的环境下汽轮机排气口和发电机处噪声级最大。为了分析机组的噪声成分，分别对2、4、6这三个测点分别进行噪声频谱测试，结果见表1：

表1  汽轮机组各测点的噪声声压级

汽轮机的额定转速是5700r/min。由表1可知，测点噪声峰值频率并不在基频附近，而是在旋转频率附近有最大声压级，噪声的峰值频率为低、中频噪声，说明机械噪声和电磁噪声仍是汽轮机组主要的噪声源。测点6的噪声级在1250 和2500Hz处高于110 dB，属于高频噪声。综上所述，汽轮机组的噪声成分包括了低、中、高频，其中低频和中频噪声成分较多，因此在该机组的噪声控制中选用了低、中频吸声效果理想的穿孔板，但考虑高频带的噪声成分也很高，因此将穿孔板和吸收高频性能良好的多孔材料组合达到宽频降噪的目的。

 2 复合吸声结构理论计算

2.1 穿孔板吸声系数

穿孔板可看成是大量短管的并联。假设各孔之间互不影响，声波在短管内传播时，由于粘滞性的影响，在管壁的质点振动速度为0，在轴心处速度最大。

 

假设孔间距b足够小时，穿孔板孔间接触面上的声波反射可忽略不计，则管中空气的运动方程为[11]：

            （1）

式中，—短管两端的声压差；

——空气的密度，kg/m3；

——空气的粘滞系数；

ω——共振角频率，2πf；

r ——径向长度；

      h——短管的长度，即穿孔板的厚度，mm。

每个短管都是一个亥姆霍兹共振器，声波在短管中来回反射时，由于边壁的摩擦和阻尼，使一部分声能转化为热能，当外来声波的频率与共振器固有频率相同时发生共振，此时吸收的声能为最大值，即吸声系数最大。气体在短管中的相对声阻抗率为：

      （2）

    (3)

              （4）

式中，

已知空气的密度和粘滞系数，式（4）可简化为：

            （5）

当声波以角度入射到穿孔板时，吸声系数为[13]：

 (6)

式（6）中，D为穿孔板后的空气层厚度，mm。  假设是垂直入射，并且穿孔板常数k值很大时，最大吸声系数出现在共振时，此时声抗为零，则吸声系数最大值为：

       （7）

此时，共振频率满足：

     （8）

考虑到穿孔板是多个亥姆霍兹共振器并联而成，每个单管附近的空气也会振动，因此将穿孔板的有效厚度修正为：

       （9）

2.2 计算结果

由上述公式可知，穿孔板的共振频率和吸声系数与穿孔率p，孔径d，穿孔板厚度h和空气层厚度D有关。但由于汽轮机组箱体尺寸的限制，无法加大空气层厚度D，鉴于此，设计的多组结构参数石膏穿孔板空气层厚度均为50mm，依据上述计算公式编程分别计算在中心频率下的吸声系数，如表2所示。

表2  穿孔板吸声系数计算表

2.3测试结果

在混响室内用驻波管实验仪对优选的穿孔板进行实验，由空室时的混响时间和装有穿孔板的混响时间测得吸声系数，并与理论计算值相比

较。由于共振频率实际上与音速有关，测量值受温度的影响，因此实验过程中设定常温为20℃。如图2为p=3%，d=3mm，h=20mm，D=50mm的穿孔板与实测值的比较。

由图2可知，理论计算和实验值基本相近，误差不超过10%。在250-850Hz之间吸声系数的计算值大于实测值，而其他区域则相反。产生误差的原因是未考虑倾斜入射的影响，穿孔板附近的空气振动对计算值的影响。另外由于忽略了孔间距的反射，而实际上穿孔率3%，直径为3mm时，其间距为16mm，这都造成了计算值与理论值偏差，因此将每块穿孔板表面做出不规则纹理和凹陷以减少反射。而且理论计算中是假设平板式空间吸声体面积无限大，而在实际测量中空间吸声板是有限尺寸的，因此将受到边缘以及其他吸声体的影响，导致实测值与计算值不符。

3 复合吸声结构的优化

通过以上计算，选用的穿孔板在80-630Hz的频段有很高的吸声性能，但对于高频噪声吸声系数则小于0.4，因此考虑将不同的吸声结构复合。复合吸声结构通常有两类：一是双层穿孔板复合；二是穿孔板与多孔吸声材料复合。由于穿孔板在低中频率的吸声效果很好，而在高频吸声效果不佳，因此采用了在高频带区具有良好吸声性能的超细玻璃棉和穿孔板复合。

吸声材料与穿孔板的复合有多种方式，由于汽轮机组箱体空间的限制，和出于增加穿孔板空腔内声阻的考虑，将吸声材料紧贴穿孔板放置，其方案如图3所示。

 

复合后的吸声结构可看成是穿孔板和多孔吸声结构的串联，其声阻抗率为：

         (10)

   (11)

 (12)

其中，  

式中，

根据上述数学模型和噪声的频带特点，将频带设为80-2500Hz，穿孔板结构参数如上所述，编制优化程序进一步确定空腔D1和容重为：D1=75mm，容重为63m3/kg，此复合结构在噪声频带的平均吸声系数能达到0.95。将优化后的复合吸声结构贴附在汽轮发电机组箱体内壁，对整个机组各测点重新进行噪声测试，其中测点2的比较结果见表3。

 

由表3可知，测点2的平均噪声值由109.2 dB下降到96.1 dB，吸声量为13.1dB，特别是整个噪声频带的吸声性能都很均匀。在贴附宽频带吸声结构的同时，还处理了观察窗和门的密封，并在汽轮机进排气口安装了高效消声器，最后测得整个汽轮机组的平均噪声值由原来的111.5 dB下降到85.4dB，插入损失达到26.1dB，达到了汽轮机组的噪声标准，取得了良好的噪声治理效果，如图4所示。

4 结论

(1)在中频带孔径d越小，吸声系数越大，因为孔内的高速气流，粘滞力增大，消耗的热能更多；p大于10%，吸声系数向高共振频率偏移,但由于高频率时，声波的衍射致使只有部分吸声作用，所以吸声效果不明显；h越大，吸声系数越大，但超过20mm后吸声系数反而下降。因此对于穿孔板可通过调整穿孔率、改变孔径和板厚来改变吸声频带；

(2)采用优化后的复合吸声结构，将高频带吸声效果提高了，这种串联式的复合吸声结构能高效吸收80-2500Hz之间的声能;

(3)）理论计算时假设温度为20℃，但实际汽轮机箱体内温度较高,这使得当地音速标准与理论计算的不同;

(4)未考虑倾斜入射和穿孔板附近的空气振动对计算值的影响，这都造成了计算值与理论值偏差，应适当加以修正；

（5）假设孔间距小，忽略了反射，但实际上间距为16mm，因此在穿孔板的平面上多的做出不规则纹理和凹陷，尽可能减少反射，增强吸声性能。

Claims (2)

1.基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法，其特征在于，所述方法包括噪声分析、复合吸声结构理论计算、复合吸声结构的优化过程；噪声分析对汽轮机组的近场噪声以离机组1米处的噪声级来评价；复合吸声结构理论计算包括穿孔板吸声系数计算；复合吸声结构的优化通过计算，将不同的吸声结构复合，复合吸声结构有两类：一是双层穿孔板复合；二是穿孔板与多孔吸声材料复合，采用串联式的复合吸声结构在高频带区具有良好吸声性能的超细玻璃棉和穿孔板复合，将吸声材料紧贴穿孔板放置。

2.根据权利要求1所述的基于宽频带复合吸声结构汽轮发电机组的噪声控制方法，其特征在于，所述对于穿孔板通过调整穿孔率、改变孔径和板厚来改变吸声频带。