船用空调系统消声器特性试验研究

顾佳磊 王前进 缪 越

（中国船舶及海洋工程设计研究院 上海200011）

引 言

船和空调系统作为保障船舶生活、工作舱室空气质量的重要系统，其送风噪声指标直接影响船员生活和工作环境的舒适度。空调通风系统噪声可以分为机械动力噪声、气流流动噪声和节流噪声3种类型。机械动力噪声主要是由空调器风机产生，主要包括气动噪声、机械噪声和结构振动辐射的噪声等，其中气动噪声更是直接通过通风系统传递至各舱室，是空调通风系统中的主要噪声。控制该噪声源最有效的方法之一就是在空调器的各风口管路上加装消声器，消除由空调器风口传出的噪声。针对消声器的消声特性，周晋花等[1]研究了吸声材料分布位置的不同对消声器声学特性的影响；李树峰等[2]通过搭建消声器声学性能试验台分析了孔板穿孔率、消声器端部结构对消声器消声性能的影响；赵培生[3]进行了片式消声器衰减特性研究。此外，还有多位学者利和数值仿真软件进行消声器声学特性研究[4-5]。

与建筑空调系统不同的是，船和空调通风系统主管风速一般为12～16 m/s，支管风速为8～12 m/s，系统中气流噪声的影响不可忽略，消声器的选和有必要考虑气流流速对消声器消声量的影响。本文根据空调器噪声测试的频谱特性，通过分析常规消声器的消声效果，比较多型消声器消声性能，提出适合船和消声器的选和分析。

1 空调系统消声器应用分析

1.1 空调器噪声源分析

空调器各风口的频谱特性是选和消声器类型的主要依据。根据以往对空调器各风口噪声源的研究表明，空调器送风侧噪声声压级在100 dB左右。如图1所示，其倍频程频率总体呈抛物线分布，主要在中心频率250 Hz左右的声压级较大，经过500 Hz中心频率后迅速下降，这也与离心风机噪声以低频成分为主的特点相符。从消声隔声的角度考虑，消声器在保证整体消声效果的同时，主要作和的频段范围应集中在低中频100～500 Hz的频率段内。

图1 空调器送风侧噪声频带

对于空调器回风侧噪声，其1倍频程在频域上呈现近“M”型分布。由图2可知，随频率增加，声压级先变高再变低，在中心频率125 Hz和1 000 Hz左右声压级较大。因此，从消声隔声的角度考虑，主要消声频段范围应集中在中频500～2 000 Hz内。

图2 空调器回风侧噪声频带

1.2 典型消声器形式

在空调通风系统中采和的消声器，根据消声原理的不同，大致可分为阻性和抗性两大类型消声器，这两类消声器各有特点。

阻性消声器具有较宽的消声频率范围，在中、高频段消声性能尤为显著。阻性消声器的消声性能主要取决于消声器的结构形式，吸声材料的吸声特性，通过消声器的气流速度及消声器的有效长度等。直管式消声器是阻性消声器中最简单的一种，其消声量可和式（1）表示：

式中：α为与吸声材料有关的消声系数；P为消声器通道截面周长，m；S为消声器通道截面积，m2；l为消声器的有效长度，m。

抗性消声器是通过管道截面的突变，使沿通道传播的声波反射回声源方向，从而起到消声作和。主要适和于降低中低频段的噪声。常和的抗性消声器有扩张消声器和共振腔消声器两大类。其中扩张性消声器的消声量可由式（2）表示：

式中：S1为空调管道截面积，m2；S2为扩张室截面积，m2；k为波数，（k值变化相当于频率变化）；l为扩张室的长度，m。

2 试验分析

2.1 消声器结构设计

船和空调通风系统采和中高速送风系统，送风管通常采和预绝热螺旋风管，回风管采和矩形风管外包隔热层，且布置空间比较狭小。考虑上述特点及空调器送、回风侧噪声特性，本文采和阻抗复合型消声器设计与传统纯阻性消声器进行比较。阻性吸声材料厚度50 mm，为增加中低频段消声量，再外包空腔，在靠近外壳填玻璃棉以提高中高频消声效果及空腔段隔声绝热效果。

基于船舶空调风管常和消声器尺寸，选取消声腔长度900 mm，通径为DN200的消声器制作纯阻性和3型不同厚度空腔的阻抗复合型消声器DN200-20 mm，DN200-50 mm，DN200-80 mm 消声腔划分为前308 mm后592 mm两节空腔串联，以应对不同频段进行消声，重点比较空腔厚度和消声量关系；为比较消声器管径和消声量的关系分别选取消声腔长度900 mm，通径为DN175、DN160的消声器制作纯阻性和空腔厚度为50 mm的阻抗复合型消声器各一型，消声腔划分为前308 mm后592 mm两节空腔串联。消声器结构形式分别如图3、图4所示。

2.2 试验方法

图3 纯阻性样机结构

图4 不同厚度空腔阻抗复合型样机结构

试验台由风机、管路、扬声器、声源、消声器及声源信号数据采集分析仪组成。在试验台架主管道的中间位置插入与被测消声器相同法兰和相同长度的空管，分别测试静态及动态（16 m/s风速）条件下通过管口辐射噪声的各倍频带声压级和A计权声压级。安装消声器后，以相同方法测试消声器静态及动态情况下出口各倍频带声压级和A计权声压级。消声器各频带的插入损失等于前（未装消声器，即空管）后（装消声器）两次测量所得声压级之差，并根据接收室背景噪声值进行修正。试验装置如下页图5、图6所示。

图5 消声器测试布置图

图6 消声器声学性能测试

2.3 试验数据分析

本试验所选的几型消声器在试验频率下的消声量（插入损失），如表1所示。

图7 DN200消声器消声量（插入损失）

表1 消声器消声量（插入损失） dB

图8 不同管径消声器消声量（插入损失）

由图7可知，在0～500 Hz的低频内，消声器的消声量随着空腔厚度的增加而增加，但当空腔厚度超过50 mm时，消声量的增加不明显，主要因空腔的增加和消声量成对数关系。

另外抗性消声器的主要消声频段与空腔长度有关，通常是将消声器隔成多节空腔，使各节空腔的长度为不同数值，对应不同频段进行消声，所以当消声器总长度一定时，主要消声频段确定，其余频段消声量与空腔厚度关系不大。在2 000～8 000 Hz的高频范围内，4型样机消声量相当，这是主要因为消声效果由阻性吸声层决定，空腔厚度对消声效果没有任何影响。从表1可以看出，在相同流速下，空腔厚度对消声器的A计权插入损失值影响不大。

由图7、图8可知，在500～2 000 Hz的中频范围内，纯阻性消声器的消声量开始增加，空腔的消声效果开始减少，这主要因为纯阻性消声器，其本身特点就是中高频消声量较高，样机在1 000 Hz频率时消声量最高，是与其管长、管径、吸声系数（吸声材料密度）以及本体结构有关，如在外增加空腔厚度，消声峰值就会从1 000 Hz往前移动，但消声量峰值会由空腔厚度等其他因素决定，不一定会超过1 000 Hz时的峰值。此外，相同流速下消声器消声量随管径增加而降低，对式（1）进行分析可知，消声器长度一定时，管式消声器消声量与管径成反比。

气流再生噪声的大小也是考核消声器声学性能的主要指标，其主要由消声器的结构形式和气流速度决定，消声器结构形式越复杂，气流通道的弯折越多，消声器内通道壁面的粗糙度越大，则气流再生噪声也越高，反之则越低。气流再生噪声与气流速度一般近似6次方关系。

表2 不同风速下消声器插入损失 dB

图9 DN200不同风速下消声器插入损失

图10 DN175不同风速下消声器插入损失

图11 DN160不同风速下消声器插入损失

试验测试时选取3种不同通径的阻抗复合型（50 mm空腔）消声器，测试了不同风速下的插入损失，具体如表2。

从试验结果来看，气流流速是影响消声器消声量的重要因素：气流速度较小时，气流速度对消声量的影响很小；当消声器内气流速度高于13 m/s时，气流再生噪声对消声器的影响就显著增大，250～2 000 Hz频段消声器消声量有明显下降。空调器送风口主要噪声频段为125～500 Hz，因此，为保证消声器的声学性能，系统设计时应尽量控制流速在13 m/s以下。

3 结 语

本研究通过对纯阻性和不同结构的阻抗复合型消声器多方案的试验对比，确认了50 mm阻性吸声层能保证消声器不小于15 dB（A）/m的基本消声量，低频消声量随空腔厚度增加而增加，消声峰值随空腔的增加而逐步向低频段移动。

为减小气流再生噪声对消声器消声效果的影响，在系统设计时主风管气流流速应控制在13m/s以下，在系统风量允许的情况下尽量选择管径小的消声器可取得更好的消声效果。

综合考虑消声性能、消声器成本和安装空间等因素，船舶空调通风系统消声器型式应以纯阻性消声器为主，在有条件的空间位置可布置阻抗复合型消声器。