增壓器蝸殼結構的隔聲性能改進設計

祝勝慧

【摘 要】首先以薄板為對象，利用吸聲材料吸聲和薄板結構隔聲的原理設計5組數值仿真方案，探討薄板厚度、吸聲材料及其厚度對隔聲量的影響規律。再將同類實驗方案的蝸殼與薄板隔聲特性曲線進行比較，驗證了以薄板模型研究蝸殼包覆層隔聲的可行性。在此基礎上，將蝸殼模型仿真結果與實驗數據進行對比，驗證統計能量模型的可行性。

【關鍵詞】增壓器；隔聲；吸聲材料；統計能量法

一、背景

增壓器標況下每分鐘轉度高達16萬轉，廢氣在渦輪中膨脹做功會產生大量噪聲，目前大多數學者都在研究渦流噪聲和葉片旋轉噪聲的噪聲控制技術，對于蝸殼的隔聲幾乎未涉及。蔣國鑫[1]測得的蝸殼噪聲為115.0dB，已達人耳痛閾聲級，嚴重危害健康。

二、統計能量法的原理

統計能量法是一種從統計的角度對密集模態進行研究的分析方法，考慮的是輸入能量與總能量間的關系[2]，其應用對象為子系統，只反映空間和頻域上的各子系統的平均值，且只適用于解決頻態數大于5的高頻區域問題。模態密度、內損耗因子、耦合損耗因子、激勵和響應是統計能量分析的幾個重要參數。

三、薄板結構隔聲方案設計及性能研究

以薄板結構為研究對象，討論各參數對隔聲特性曲線的影響規律，得出最優隔聲量對應的各參數取值，并比較該參數下薄板的仿真曲線與實驗曲線。

對某蝸殼制造公司進行調研后發現，現有的船用柴油機增壓器蝸殼結構均采用了隔熱設計，一般參數取值：100mm巖棉+1mm鋼板。以該參數為參考值，選用礦渣棉（與巖棉物理化學屬性類似）、玻璃棉、毛氈三種常用的工程吸聲材料，設計數值仿真方案如表1所示。

表1 數值仿真方案

基于VA one建立平板結構模型[2]，左側與聲腔耦合的平板設置為球墨鑄鐵板[3]，中間平板采用不銹鋼板，在不銹鋼板外側附上吸聲材料，設置吸聲材料的材料物理屬性[4]，分析頻率范圍取63-64kHz，各方案的仿真結果如下：

從圖1～圖3可以得出：

1）各方案的隔聲特性曲線總體趨勢基本相同：63-500Hz的低頻區內，隔聲量波動較大；500-2500Hz的中頻區，隔聲量隨頻率增加而增大；2500-64kHz的高頻區，隔聲量減小后增大；

2）基本吻合頻率增大一倍頻程，隔聲量提高6dB的規律；

3）毛氈隔聲效果最差，玻璃棉和礦渣棉趨勢基本一致；

4）礦渣棉厚度越大，隔聲效果越好，增量越小；毛氈厚度從100mm增大到150mm，隔聲量基本不變；中頻段，玻璃棉隔聲量增量呈“小-大-小”的波峰趨勢；

綜合上述數據可以得出平板結構模型1.2mm不銹鋼板+150mm礦渣棉的隔聲效果最好。在現有蝸殼隔熱尺寸前提下，選擇1.2mm不銹鋼板+50mm礦渣棉的包覆層組合，隔聲量最高可達15dB，較現有的隔熱設計隔聲量提高了5dB。

對薄板結構隔聲量仿真值和實驗值對比分析。在半消音室運用東方所振動噪聲測試系統測量包覆層隔聲量。將喇叭聲源放置在半混響室圓筒內部，圓筒端口包覆吸聲材料，外側附加不銹鋼板。隔聲包覆層的實際隔聲量為內部聲壓級與增壓器蝸殼壁隔聲量之差，隔聲量取平均值。由于實驗條件限制，實驗時頻率范圍為63-12.5kHz。薄板結構下1mm不銹鋼板+50mm礦渣棉隔聲量仿真值與實驗值如圖4所示。

總體上看，仿真結果與實驗結果吻合良好，但是平板結構仿真值較實測值約大1dB，低頻段預測精度低。

四、蝸殼結構隔聲性能研究

將蝸殼及包覆層簡化為雙層結構：內層為蝸殼結構，外層為包覆層的薄板，薄板上附加吸聲材料；建有兩個聲腔，內聲腔和環聲腔；在蝸殼外圍創建四個半無限流體場，該結構形成內聲腔、內層結構（采用球墨鑄鐵材料）、環聲腔、外層結構（采用不銹鋼材料）及外部半無限流場五個模塊，對應五個SEA子系統。確定該模型材料結構參數、吸聲材料特性參數、平板內損耗因子、聲腔內損耗因子、激勵聲壓級，按照平板模型的設計方案分析計算隔聲量。

各隔聲特性曲線形成圖5，比較相同不銹鋼板下不同厚度的礦渣棉、毛氈、玻璃棉對隔聲量的影響可以得出，1.2mm不銹鋼板+50mm礦渣棉的包覆層組合隔聲效果最好，最高可達19dB。

將蝸殼結構和薄板結構進行對比分析，可以看出：

1、蝸殼模型500Hz處為一隔聲低谷，為“板-空氣-板”的共振形成。

2、蝸殼模型的隔聲量較薄板模型低2-4dB，考慮到內損耗因子的計算值與實際值有差異；蝸殼簡化為多塊耦合的平板等造成；

對蝸殼結構隔聲量仿真值和實驗值對比分析。實驗以某型增壓器蝸殼作為研究對象，蝸殼壁厚約為12mm，并將喇叭放置在蝸殼內部模擬噪聲源。實驗數據與薄板結構下隔聲量的仿真值和實驗值趨勢類似：在中高頻區域，兩者曲線趨勢基本一致，但是仿真值普遍偏大。

五、結論

本文分別以薄板和蝸殼為研究對象，改變薄板厚度、吸聲材料種類、吸聲材料厚度，采用統計能量法對包覆層的隔聲性能進行分析預測，對比分析了兩大結構隔聲特性曲線，并與實驗結果比較驗證了統計能量模型的正確性，結論如下：

（1）薄板結構和蝸殼結構的隔聲量仿真結果與實驗結果誤差約2dB，滿足工程精度要求，運用統計能量法劃分子系統并預測蝸殼隔聲量的方法是可行的。

（2）對比薄板結構和蝸殼結構的包覆層隔聲量，薄板結構預測誤差3dB左右，證明了利用薄板研究蝸殼隔聲的可行性，節約復雜結構的建模時間。

（3）改變吸聲材料及其厚度，得出1.2mm不銹鋼板+50mm礦渣棉組合隔聲性能最優，隔聲量提高19dB。

【參考文獻】

[1]蔣國鑫.渦輪增壓器的噪聲控制[J].噪聲與振動控制，1986（4）：43-47.

[2]彭子龍，溫華兵等.基于統計能量法的單雙層玻璃窗隔聲量分析[J].噪聲與振動控制，2014（4）.

[3]盧兆剛.基于混合FE-SEA方法的汽車薄壁件中頻聲學特性預測及優化研究[D]. 浙江大學，2011.

[4]周錦銀.渦輪增壓器殼體材料的現狀和發展[J].江蘇冶金，2006，34（5）：1-3.

[5]機械設計手冊[M].機械工業出版社，2009.