船舶空調風系統(tǒng)噪聲源測試與分析

鄭楠楨，祝熠珺，丁 亮

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

0 引言

一直以來船舶空調專業(yè)通過考核空調器本體輻射噪聲和空調艙室噪聲來評價空調設備和系統(tǒng)的噪聲水平。空調器箱體輻射噪聲從起初78 dB(A)，逐漸發(fā)展到現在，大機組能控制到68 dB(A)，小機組控制到 65 dB(A)。而艙室噪聲水平從起初60dB(A)，逐步控制到現在的55 dB(A)。很明顯艙室降噪水平與空調器本體箱體輻射噪聲的降低不成正比。為了滿足以后不斷提高的艙室噪聲指標要求，必須對空調風系統(tǒng)噪聲源進行分析，為后續(xù)針對性噪聲治理方案提供支撐。

1 艙室噪聲源分析

艙室噪聲源主要有3部分組成：第一部分為空調器噪聲，分為送風口噪聲、回風和箱體輻射噪聲，送風口噪聲以送風管傳遞到空調艙室為主，回風和箱體輻射噪聲通過空調器艙室回風口、走廊和艙壁傳遞到空調艙室；第二部分為風管內氣流流動噪聲、布風器出口流動噪聲和空調艙室艙壁回風口流動噪聲，以風管傳遞為主要途徑；第三部分為背景噪聲，以艙壁振動、艙室管路輻射傳遞和通過走廊傳遞為主[1]。噪聲傳遞見圖1。

從圖1中可見，途徑A為空調器送風口噪聲；途徑B為空調器箱體輻射噪聲；途徑C為風管內氣流流動噪聲；途徑D為布風器出口流動噪聲；途徑E為回風口流動及輻射噪聲；途徑F為艙壁振動等其他背景噪聲。

圖1 噪聲傳遞示意圖

對于背景噪聲，主要有海浪聲和風雨聲等自然環(huán)境噪聲和主機、發(fā)電機等設備運行噪聲，主要是非空調設備引起的，其降噪的治理手段也主要由各自設備或艙室圍壁材料解決。而對于第一部分和第二部分的艙室噪聲，可以歸納為空調風系統(tǒng)噪聲，要么是由風系統(tǒng)直接產生的噪聲，要么是有風系統(tǒng)傳遞進艙室，而其主要噪聲源就是空調器[2]。

對于空調器的噪聲測試一直以輻射噪聲為主，并未對送風口、回風口和新風口分開測試，經過分析，空調器除了自身輻射噪聲通過艙壁影響臨近艙室外，空調器噪聲主要是通過送風口和回風口經風管影響艙室[3]，為提供艙室噪聲降噪治理依據，需要對空調器各出口噪聲進行測試和分析，了解其噪聲特性，才能有針對性地提出空調器降噪優(yōu)化措施，最終達到降低艙室噪聲的目標。

2 測試方案

為對空調器傳入風系統(tǒng)中的噪聲進行分析，先對空調器各個風口進行噪聲測試。為避免各風口在測試時互相影響，測試時空調器各風口都按實際情況安裝風管。

2.1 測試臺架

試驗臺架中，空調箱各送風側接管連至一靜壓箱，靜壓箱內采用 50 mm阻燃海綿保溫層隔熱，并用穿孔消音板壓緊。靜壓箱連接一矩形風管排風至室外，矩形風管上布置手動調風門，以調節(jié)空調器額定工況。送風、新風和回風皆接管排至室外，風口和空調器由墻壁隔離，避免風口噪聲干擾空調器噪聲測試。各矩形風管尺寸按盡量低的風速設計，避免產生氣流噪聲，風管采用3 mm鋼板制作，外敷25 mm橡塑海綿保溫材料；圓形風管尺寸和空調箱靜壓箱出風口一致，采用預絕熱螺旋風管。

空調器測試布置圖如圖2所示。

圖2 空調器噪聲測試布置圖

選擇夜晚安靜環(huán)境，或環(huán)境噪聲小于機組輻射噪聲15 dB(A)，進行測試。調整送風管上手動調風門，使機組的風量、機外余壓都達到額定工況，調節(jié)新、回風調風門，至全開。測試空調器包括新風口側、回風口側和送風口側噪聲、設備箱體輻射噪聲。其現場測試情況如圖3所示。

圖3 空調器噪聲實際測試臺架

輻射噪聲測點依據GJB 4058要求，在空調器四周及正上方約1 m遠處測試。空調器送風、新風和回風側噪聲測試點布置在風管管道內，由于風道內流速較大，為防止氣流直接作用于傳聲器振膜引起湍流和直接作用振膜而產生噪聲，使用鼻錐（代替?zhèn)髀暺鞅Ｗo罩），可以大大減低氣流阻力引起的噪聲。鼻錐的流線型外型可以盡可能地降低對空氣的阻力，從而降低因氣流而產生的噪聲影響。使用鼻錐（圖4）可以準確測量空調器風口的噪聲值。

圖4 試驗用鼻錐

空調器新風、回風側噪聲點應盡量布置在靠近空調器風口的位置，保證測試的有效性，具體測點如圖5所示。

圖5 聲學測點具體布置

2.2 風量、風壓測試

空調器額定風量、風壓測試參照GB/T 14294—2008《組合式空調機組》中關于現場風量和風壓的測試方案。通過測試在新風、回風側布置的25個絲網測點的平均風速，計算空調器新風量和回風量；通過布置在靜壓箱后矩形風管上靜壓環(huán)測試空調器機外余壓。

2.3 數采系統(tǒng)

采用美國國家儀器NI公司的9 234卡，采樣精度 24位，最高采樣頻率 51.2 kHz，動態(tài)范圍102 dB，采用USB2進行數據傳輸，采集系統(tǒng)如圖6所示。傳聲器使用丹麥BK公司的4942型號，聲壓精度在±0.2 dB。

圖6 采樣系統(tǒng)

2.4 測試對象

測試對象為可變風量間接式空調器在8個倍頻帶中心頻率下的送風、新風和回風側噪聲以及機組箱體輻射噪聲。測量的各間接式空調器額定風量范圍為4 000 m3/h～10 000 m3/h；機外余壓為～1 400 Pa。測試空調器參數見表1。

表1 聲測試空調器型號

3 測試結果及分析

3.1 回風側聲特性

3.1.1 回風側聲壓級總體特性

通過調節(jié)送風口調風門，使空調器風量在110%、100%、80%和60%流量工況下，分別測試回風側聲壓級。測試結果：回風側的風速變化較大，100型空調器從5.5 m/s到1.6 m/s；122型空調器從4.2 m/s到0.6 m/s，回風側風速變化在80%量級。

隨著回風側風速的降低，回風側聲壓級有下降的趨勢，但是整體而言，聲壓級變化不大，處于±4 dB之間，以122型號回風側額定風量下聲壓級～88 dBA為基準，回風側聲壓級變化幅度在5%，從工程上可以近似忽略不計。所以，回風側處的氣流噪聲對回風側聲壓級的貢獻比較低，其聲壓級與回風側處的氣流噪聲關聯小，主要由空調設備內部噪聲傳出。

3.1.2 同型空調器不同工況

圖7為各種風量工況下的回風側倍頻程特性。一倍頻程在頻域上呈現近M型分布，隨頻率增加，聲壓級先變高再變低，在中心頻率125 Hz和1 000 Hz左右聲壓級較大。因此，從后期消聲隔聲的角度考慮，消聲器插入損失或者吸聲材料發(fā)生作用的頻段范圍集中在 500 Hz～2 000 Hz內，降噪效果較好。

圖7 不同風量下空調器回風側倍頻程特性

同樣地，回風側處的平均速度值對于各頻段的聲壓影響較小，在聲頻范圍內無明顯突出的頻率段，中頻段500 Hz～2 000 Hz對聲壓級整體貢獻較大。

3.1.3 不同空調器

圖8為3種測試型號空調器的回風側聲壓級倍頻程。由前文可知，三型空調器的送風機型號不同，回風側風量亦不一樣，風速差別大，但是回風側的倍頻程特性比較接近。所以，在回風側連接管道進行聲壓級測試情況下，回風側的聲壓級與回風側速度關聯很小，甚至與空調器無關。當然，這需限制在一定的范圍內，如常規(guī)的船用空調器工況，采用的是常規(guī)的消聲措施方式。

圖8 不同型號空調器回風側聲壓級

3.2 新風側聲特性

3.2.1 新風側聲壓級總體特征

新風側噪聲特性與回風側基本一致，這和一般的認識相符。這也說明新風、回風側的噪聲產生機理一本一致，圖9為65型空調，新風、回風側噪聲特性對比。

圖9 新風、回風側噪聲特性對比

3.3 送風側聲特性

3.3.1 送風側聲壓級總體特征

測試結果表明，在額定工況下，送風側聲壓級在～100 dB左右，隨著總風量的降低，送風側流速下降，送風側聲壓級也降低，在60%風量工況下，送風側聲壓級在～90 dB左右，比額定工況下降約10 dB，三型空調器都表明了該特性。

重新整體風口聲壓級數據，以風口流速為橫坐標，聲壓級為縱坐標，如圖10所示，明顯看出，整體而言，聲壓級送風側>新風>回風，送風側聲壓級與送風速度呈正相關趨勢。

圖10 新回送風側聲壓級-速度關系

以對數函數進行擬合，送風聲壓與送風側速度擬合數學關系為

SPL送=31.63Ln(v)+33.32

式中：v為送風平均速度，m/s。

式中：Q為總送風量；s為總送風量。

當然，送風聲壓與周邊環(huán)境、風機工況、吸聲措施等有較大關系，上述公式主要適用于此次測試的 VQN型號系列風機，以及常規(guī)消聲、隔聲處理的空調器，并不具有嚴格意義上的普適性。

3.3.2 同型空調器不同工況

圖11為各種流量工況下的送風側倍頻程特性。其倍頻程頻率總體呈拋物線分布，主要在中心頻率250 Hz左右的聲壓級較大。從后期消聲隔聲的角度考慮，消聲器插入損失或者吸聲材料發(fā)生作用的頻段范圍集中在100 Hz～500 Hz的頻率段內，降噪效果較好。

圖11 不同風量下空調器送風側倍頻程特性

3.3.3 不同空調器

圖12為3種測試型號空調器的送風側聲壓級倍頻程。三型空調器的送風側頻譜特性比較接近，經過500 Hz中心頻率后迅速下降，總聲壓級亦隨送風速度指數關系變化。

圖12 不同型號空調器送風側聲壓頻譜

3.4 輻射聲特性

3.4.1 輻射聲總體特性

表2為三型空調器的輻射聲學特性。

表2 測試空調器輻射聲學特性（單位：dB(A)）

每個空調器共測試上前后左右共計5個點的輻射聲壓，并取平均值。輻射聲壓有隨著空調器風量增大而變大的趨勢。

將三型空調器各工況的風量、聲壓整理成曲線如圖13所示。

圖13 風量-輻射聲壓關系

以空調器總風量為橫坐標，聲壓級為縱坐標，按照對數關系擬合其關系式得

式中：Q為空調器總風量，m3/h。

3.4.2 同型空調器不同工況

圖13為各種流量工況下的輻射倍頻程特性。聲壓能量主要集中在500 Hz～2 000 Hz，其高頻段衰減較慢。從后期箱體隔聲的角度考慮，吸音棉發(fā)生作用的頻段范圍集中在500 Hz～2 000 Hz（如果過寬，可選1000 Hz）的頻率段內，降噪效果較好。

圖14 不同風量下空調器送風側倍頻程特性

3.4.3 不同空調器

圖14所示為3種測試型號空調器的輻射聲壓級倍頻程。三型空調器的送風側頻譜特征比較接近，經過2 000 Hz中心頻率后緩慢下降，總聲壓級亦隨送風風量呈指數關系變化。

圖15 型號空調器輻射聲壓頻譜

3.5 測試結論

通過分析噪聲的傳遞特性，艙室噪聲受空調器風口側的影響更大，較先前普遍著重對空調器輻射噪聲的降噪消聲，艙室空調降噪工作應著重于空調器各風口側的噪聲測試和分析。

為后續(xù)針對性的降噪消聲工作提供合理可靠的實際測試數據和理論分析結論，總結各風口典型頻譜特性如圖16所示，得出以下結論。

圖16 各風口典型聲頻特性

1）回風側處的氣流噪聲對回風側聲壓級的貢獻比較低，主要由空調設備內部噪聲傳出。從聲頻譜看，中頻段500 Hz～2 000 Hz對聲壓級整體貢獻較大。

2）新風側特性與回風側相似，中頻段500Hz～2 000 Hz對聲壓級整體貢獻較大。

3）送風側聲壓級與送風機的關聯較大，其倍頻程頻率總體呈拋物線分布，主要在中心頻率250 Hz左右的聲壓級較大，主要聲壓頻段集中在中心頻率100 Hz～500 Hz范圍內。

4）輻射聲壓能量主要集中在 500 Hz～2000Hz，其高頻段衰減較慢。輻射聲壓有隨著空調器風量增大而變大的趨勢。

4 結論

相較以往只是單純測試空調器輻射噪聲，本次研究著重對各風口噪聲進行測試和分析，結合噪聲產生、傳遞和消減的機理，分析影響艙室空調噪聲的主要因素，主要對如下研究工作提供研究基礎和測試積累。

1）結合測試結果與聲頻譜分析，能夠對空調器本體噪聲進行針對性優(yōu)化措施，包括在新風、回風口設置回風格柵，阻擋噪聲的傳出；在送風口配置適當的消聲器，消減空調器傳遞至艙室的噪聲；空調器箱體針對輻射噪聲頻譜特性配置合適的吸聲材料等。

2）根據輻射噪聲歸納擬合的空調器輻射噪聲預報公式，對空調器輻射噪聲進行預報和控制，制定相關設計指標。

3）本研究初步探究了空調器各風口側噪聲的測試方案，可以為行業(yè)制定更高標準的空調器測試要求提供借鑒。

4）對艙室空調噪聲預報計算提供噪聲源數據。由于空調器是艙室空調噪聲的主要噪聲源，空調器送風口噪聲是艙室空調噪聲計算不可或缺的重要部分，先前的研究中艙室空調噪聲預報時，都是以與風機相關的理論公式作為預報計算源頭，結合本研究測試，能是預報計算更貼近實際，進一步提高預報準確度。