某多级轴流压缩机双层穿孔板降噪方案设计及试验验证*

2023-11-30金伟楠卢傅安刘长胜任霁筇王海伦

风机技术 2023年5期

金伟楠卢傅安刘长胜任霁筇王海伦于晃

（沈鼓集团股份有限公司）

0 引言

轴流压缩机具有大流量、体积小、效率高等优点，广泛应用于冶金、化工、石油、航空等领域。轴流压缩机在运行过程中会产生较大的噪声，近年来噪声的高低已成为衡量压缩机性能好坏的重要技术指标。文献[1-4]对叶轮机械气动噪声的进行了研究，其中离散噪声在噪声频谱图上表现出较高的峰值，对整体噪声的贡献最大，针对离散噪声进行控制可以有效降低叶轮机械噪声。

针对某多级轴流压缩机的噪声过大问题，选用穿孔板共振吸声结构作为降噪材料，针对压缩机主要离散噪声设计了带蜂窝结构的双层穿孔板降噪结构。自从20世纪70年代马大猷教授开创性的提出可用于计算和设计的微穿孔板吸声体理论[6]，国内外众多学者开展了对穿孔板吸声特性的研究。部分学者对扩散声场、有切向流及高声强条件下穿孔板吸声特性进行了理论和试验方面的研究[7-13]，提出了一些适用于特定条件的经验模型。也有学者将穿孔板降噪结构应用于工程实践，王占学等[14]针对某单级轴流压缩机排气噪声，设计了微穿孔板吸声结构，实现了对1000～4000Hz 频率范围内噪声的有效控制；曾吾等[15]采用试验研究方法对不同转速、不同进口马赫数工况下跨音单级轴流压气机进气管道铺设单段、三段微穿孔板蜂窝吸声结构以及硬壁管道的降噪效果进行对比分析；张胜利等[16]在风洞改造项目中采用主动降噪加被动降噪的方案，通过对气动、结构、振动的声学优化设计以及在风洞噪声传播途径上铺设微穿孔板共振吸声结构，实现了对噪声的有效控制，提高了风洞测试精度。

1 穿孔板吸声理论基础

1.1 线性模型

马大猷教授提出的微穿孔板吸声结构[6]，使得在x满足1＜x＜10时，对应的阻抗率为：

管长t如果不是比管径大的多，还需要加上末端修正值。声质量的末端修正值由末端的声辐射而来，考虑两端辐射，使其有效管长增加0.85d。声阻的末端修正是由空气出入微管时部分沿障板流动产生摩擦所致。两端都是无穷障板时，声阻率增加约，η为流体的粘滞系数。

考虑穿孔率σ，穿孔板的相对声阻抗可表示为：

1.2 高声强条件下的模型

在高声强条件下多孔板结构的声阻抗依赖于入射声压级的大小，表现出非线性特性。多孔结构在高声压级下的阻抗模型有多种，如A.Cummings模型[7]、马大猷模型[8]、T.H.Melling模型[9]等。

马大猷教授从前人的测量结果看到管的末端修正量随质点振动速度的增加而减小，并且与质点振动速度，穿孔率有关[8]。因此，他提出应在瑞利末端修正量的基础上再乘以一个因数，该因数为：

高声压级下的相对声阻抗表示为：

其中，u0为质点振动速度的峰值。

1.3 切向流条件下的模型

穿孔在有流条件下的精确的数学阻抗模型是不容易得到的，因此目前用的模型大部分是基于实验的经验模型。有流条件下的模型有Rao、Munjal 模型[12]、Kooi、Sarin模型[13]、Cummings模型[10]等。

Lee[11]等通过实验方法测量了各种参数条件下小孔的阻抗，在此基础上利用非线性回归方法求解回归系数。在其回归模型中有一特征频率f0对应其阻抗的最小值，其中f0表示为：

穿孔板的相对声阻表示为：

穿孔板的相对声抗表示为：

为了避免声压级引起的非线性效应，试验样本数据是在声压级130dB左右下测量的，另外该回归模型的其它参数适用范围如下：f∈[60,4000]Hz;d∈[2,9]mm;t∈[1,5]mm;M∈[0,0.2];σ∈[2.79%,22.3%]。

2 被动降噪方案设计

2.1 轴流压缩机噪声源分析

叶轮机械气动噪声主要包括离散噪声和宽频噪声，离散噪声对整体噪声的贡献最大，因此针对离散噪声的频率范围进行降噪方案设计。轴流压缩机的气动噪声主要由作用在动、静叶片之间强烈的动静干涉产生，其主要噪声源为静叶叶片和动叶叶片上的非定常压力脉动。上游叶片尾迹与下游叶片之间的干涉频率（叶片通过频率，BPF）可以采用公式(9)计算：

式中，n为主轴转速，r/min；Z1为上游叶片的叶片数。

研究对象为四级轴流压缩机，每级由动、静叶片排组成，各级动叶片数均为26 片，前三级静叶片为51 片，第四级静叶片为29片。压缩机转速范围为295～522r/min，根据轴流压缩机各级叶片数及工作转速，带入公式（9）中计算得到各工况对应的叶片通过频率及其倍频。将动叶片通过频率的1～4倍频作为主要的降噪设计频率，本文采用的轴流压缩机主要离散噪声频率范围为128～905Hz。

2.2 降噪结构设计

根据轴流压缩机噪声特性及长期安全稳定运行的要求，选用能够满足在轴流压缩机的温度、压力范围内长期运行的双层穿孔板加蜂窝降噪结构。

相比于单层穿孔板吸声结构，采用双层穿孔板结构可以有效拓宽吸声频带范围；穿孔板和蜂窝结构均采用不锈钢材料，并采用全钎焊的加工工艺进行焊接，可以保障降噪结构的强度。图1为双层穿孔板加蜂窝结构的示意图，降噪结构由两层穿孔板、刚性背板、中间的蜂窝芯及支撑筋板组成。

图1 双层穿孔板降噪结构示意图Fig.1 Schematic diagram of noise reduction structure of double-layer perforated plate

切向气流和声压级对穿孔板共振吸声结构的非线性声学特性产生影响，使得声阻抗发生变化。根据章节1中穿孔板吸声理论，同时采用现有研究成果中的经验公式[8，11]对切向流和高声强条件下声阻抗进行修正，编制双层穿孔板吸声性能预测方法。通过调整蜂窝高度、板厚、孔径、穿孔率，使得降噪结构的吸声性能曲线覆盖轴流压缩机主要离散噪声频率范围，且两个吸声峰值之间的波谷位置吸声系数大于0.65，经过反复调整设计确定了降噪结构的参数，具体参数如表1所示。

表1 双层穿孔板降噪结构参数Tab.1 Noise reduction structure parameters of doublelayer perforated plate

2.3 降噪结构吸声性能测试

根据设计得到的双层穿孔板加蜂窝降噪结构参数，加工试验样件。由于试验台尺寸限制，测试样件第二层后腔厚度由设计值90mm 改为40mm。计算得到不同后腔厚度方案的吸声系数，如下图2所示，（1）第二层后腔厚度40mm方案的吸声峰值频率相比于设计方案，向高频方向移动；（2）100～200Hz 范围内，设计方案吸声系数高于0.4，200～1400Hz 范围内，吸声系数均高于0.65，在轴流压缩机主要噪声频率范围内均有较高的吸声系数。

图2 不同腔深方案吸声系数对比Fig.2 Comparison of sound absorption coefficient of different cavity depth schemes

声衬阻抗流管测试平台如图3 所示，主要包括：1）测量传声器GRAS46BP，22 个；2）大功率扬声器，BMS 4592nd-mid，4 个；3）数据采集卡输出NI USB-6259，输入PXI-4496；4）活塞式标准声源，B&K4228；5）温度计，TP3001。

图3 流管测试实验台Fig.3 Flow duct test bench

测量方法采用声阻抗直接提取法，具体见文献[17]。

测试条件为气流流速50m/s、声压级130dB，测量得到双层穿孔板加蜂窝结构的声阻抗，计算得到不同频率的吸声系数。

图4为流管法测试结果与计算结果对比，200～1000Hz频率范围内，测试结果的峰值频率和吸声系数曲线均与计算结果符合良好。由于试验台限制，200Hz以下的频率范围内，声阻抗测量结果偏差较大，因此计算得到的声阻抗波动较大。

图4 降噪结构吸声系数Fig.4 Sound absorption coefficient of noise reduction structure

2.4 降噪结构布置

降噪结构铺设位置为压缩机出口下游的尾锥段，安装在管道外机壳的内壁上，第一层穿孔板表面与管道上、下游壁面平齐，保证沿气流方向无逆差存在，如图5所示。降噪结构铺设总长度约为外壳体内壁面直径的1.3倍。

图5 降噪结构布置示意图Fig.5 Schematic diagram of noise reduction structure

3 现场测试结果分析

轴流压缩机现场调试的过程中，对压缩机内流场的噪声进行了测量。降噪结构上、下游噪声测点分别布置在降噪结构进口前1米截面和降噪结构出口后1 米截面。为了验证降噪结构的效果，在转速范围内分别选取了低（300r/min）、中（400r/min）、高（500r/min）三个不同转速工况，提取了降噪结构上、下游的时域信号，通过傅里叶变换得到测试结果的频域信号，并对结果进行对比分析。

三个工况的总压条件相同，进口容积流量分别为46674m3/min、79653m3/min、88810m3/min，降噪结构进口流速分别为46.41m/s、72.67m/s、76.35m/s，降噪结构出口流速分别为32.19m/s、50.41m/s、52.96m/s。图6 为测量得到的降噪结构上、下游截面总声压级的对比，从图中可以看出三个工况下，压缩机噪声从降噪结构上游传播至降噪结构下游的过程中，声压级分别降低了8.7dB、6.9dB 和10.3dB。

图6 降噪结构上、下游截面声压级对比Fig.6 Comparison of upper and lower section sound pressure level of noise reduction structure

图7 为不同工况对应的降噪结构上、下游截面频谱对比。由图中可以看出：1）轴流压缩机的叶片通过频率及其倍频的离散噪声明显高于其它频率下的宽频噪声的声压级，因此对叶片通过频率及其倍频的抑制可以有效降低轴流压缩机的噪声；2）轴流压缩机的一倍频叶片通过频率通常具有较高的声压级，但从三个工况测试结果看，一倍频叶片通过频率的声压级均明显低于二、三倍频，分析可能是由于在传播的过程中被阻截；3）“工况1”压缩机出口频谱中二倍叶片通过频率的声压级最高，为127.2dB，降噪结构后为119.5dB，降噪量7.7dB；“工况2”压缩机出口频谱中二、三倍叶片通过频率的声压级最高，分别为130.1dB、126.7dB，降噪结构后分别为125.8dB、112.5dB，降噪量分别为4.3dB、14.2dB；“工况3”压缩机出口频谱中二、三倍叶片通过频率的声压级最高，分别为139.3dB、140.8dB，降噪结构后分别为131.1dB、127.3dB，降噪量分别为8.2dB、13.5dB；（4）200～1000Hz频率范围内，降噪结构后截面声压级的频谱图明显低于降噪结构前，降噪结构在此频率范围内吸声性能良好，符合设计预期。同时，在1000～2500Hz的频率范围内，降噪结构仍有吸声效果。