Содержание к диссертации
Введение
Устройства, способы и средства снижения шума газоперекачивающих агрегатов газотурбинных установок 8
Природа возникновения аэродинамического шума 8
Источники шума газоперекачивающих агрегатов 10
Устройства для шумоглушения газоперекачивающих агрегатов 17
Способы и средства шумоглушения газоперекачивающих агрегатов 24
Методы акустического расчета шумоглушения газоперекачивающих агрегатов 30
Выводы 42
Моделирование процессов шумообразования и звукопоглощения в газовоз душных трактах всасывания и выхлопа газоперекачивающих агрегатов 43
Модель процесса шумообразования в газовоздушных трактах газотурбинных установок 43
Модель акустического поля в газовоздушных трактах газотурбинных установок 51
Модель для расчета оптимального коэффициента звукопоглощения материалов используемых в системах шумоглушения газовоздушных трактах газотурбинных установок
Модель для расчета акустических характеристик систем шумоглушения газовоздушных трактов газотурбинных установок
Экспериментальные исследования систем шумоглушения газоперекачивающих агрегатов газотурбинных установок 67
Экспериментальный стенд и методика измерений акустических характеристик систем шумоглушения 67
Модели систем шумоглушения 72
Результаты экспериментальных исследований 74
Сравнительный анализ теоретических и экспериментальных исследований 81
Заключение 86
Список литературы 87
- Устройства для шумоглушения газоперекачивающих агрегатов
- Модель процесса шумообразования в газовоздушных трактах газотурбинных установок
- Экспериментальный стенд и методика измерений акустических характеристик систем шумоглушения
- Сравнительный анализ теоретических и экспериментальных исследований
Введение к работе
кандидат технических наук Л.П. Худякова
Актуальность темы. Магистральные газопроводы относятся к опасным производственным объектам. Часть оборудования, например газоперекачивающие агрегаты (ГПА), являются не только источником потенциальной опасности, но и источником образования вредности. Следствием их работы является высокий уровень шума (90…130 дБА) аэродинамического и механического характера, создаваемый истечением рабочей среды в газовоздушных трактах всасывания и выхлопа, которые, с точки зрения акустики, представляют собой своеобразные волноводы, способные практически беспрепятственно транспортировать акустическую энергию.
Теоретическими и экспериментальными исследованиями по снижению шума газотурбинных установок (ГТУ) занимались многие ученые: Занченко В.И., Леонтьев В.А., Кравчун П.А., Терехов А.Л., Юдин Е.А., Григорян Ф.И., Бэтчерлор Д., Рейнольдс А.Жд. и др. Разработанные ими теоретические положения, методики, способы и устройства позволяют снижать шум, возникающий при работе различных ГТУ.
Однако применительно к ГПА эти разработки не обеспечивают необходимую эффективность, так как ввиду многообразия конструкций агрегатов невозможно учесть всю совокупность влияющих на шумообразование факторов, таких как различия в геометрии каналов, нелинейность акустического взаимодействия и ряд других. Поэтому при создании и модернизации систем шумоглушения требуется проводить экспериментальные исследования, которые вследствие больших габаритов ГПА сложны, дорогостоящи и продолжительны по времени.
Цель работы - повышение эффективности процедуры разработки и создания систем шумоглушения ГПА.
Основные задачи исследования:
проведение анализа процессов шумообразования в ГПА, известных способов снижения шума, технических решений по их реализации и методик проектирования;
создание по результатам анализа теоретической и на ее основе расчетной базы, позволяющей решать поставленную задачу;
проведение экспериментальных исследований процесса шумоглушения;
выполнение сравнительного анализа теоретических и экспериментальных разработок для использования полученных результатов при проектировании устройств шумоглушения.
Методы решения поставленных задач базировались на теориях звука, газовой динамики, гидродинамики, возбуждения звука турбулентностью, разностных систем, методах численного и волнового моделирования, решения жестких систем, линейной алгебры, сопряженных градиентов, конечно-разностного решения дифференциальных уравнений.
Научная новизна заключается в разработанных моделях:
шумообразования, которая позволяет на основе уравнения Блохвинцева-Хоу, с учетом общей теории турбулентности, оценивать уровень генерируемого и излучаемого с газовоздушным потоком шума из тракта турбомашины;
акустического поля, позволяющего оценивать уровень изменения звукового давления в трактах турбомашины с учетом установленной системы шумоглушения;
для расчета коэффициента звукопоглощения материалов, используемых для шумоглушения при применении шумопоглощающих пластин как с жесткой центральной основой, так и звукопроницаемых;
для расчета распределения звука в системах шумоглушения газовоздушных трактов турбомашин с использованием дифференциальных уравнений, для решения которых используется конечно-разностный метод, позволяющий упростить расчеты и повысить их точность.
На защиту выносятся:
модель шумообразования в газовоздушных трактах ГПА;
модель акустического поля, возникающего в газовоздушных трактах ГПА;
расчетная модель для определения коэффициента звукопоглощения материалов, используемых в газовоздушных трактах ГПА;
расчетная модель для определения акустических характеристик газовоздушных трактов ГПА.
Практическая ценность работы. Результаты позволяют проектировать системы шумоглушения ГПА с необходимой точностью и без экспериментальных исследований, что дает возможность повысить эффективность проектирования вследствие экономии средств и времени.
Реализация работы. Результаты работы внедрены в практику шумоглушения ГПУ на компрессорной станции Тольяттинской ЛПУ ООО «Газпром трансгаз Самара» и использованы на предприятиях системы ООО «Газпром трансгаз Саратов», что позволило снизить шум в разных точках до санитарных норм.
Апробация работы. Основные результаты докладывались на научно-практических конференциях кафедры «Безопасность жизнедеятельности» Самарского государственного технического университета в 2005-2007 гг., научно-техническом совете ООО «Самаратрансгаз» в 2005 г., Областном совещании по охране труда в Самаре в 2007 г., VIII Международной научной конференции «Состояние биосферы и здоровья людей» в Пензе 2008 г., X Юбилейной международной научно-практической конференции «Техносферная безопасность, надежность, качество, энерго- и ресурсосбережение» в Туапсе 2008 г., XIII Международной конференции «Окружающая среда для нас и будущих поколений» в Самаре 2008 г.
Публикации. По материалам диссертации опубликованы 9 работ.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, трех глав, заключения, списка использованной литературы, включающего 114 наименований, и 4 приложений. Работа изложена на 134 страницах машинописного текста, содержит 49 рисунков и 4 таблицы.
Автор выражает благодарность Терехову А.Л. за помощь при выполнении работы.
Устройства для шумоглушения газоперекачивающих агрегатов
На КС, оснащенных ГТУ, основными источниками шума на территории станции и в зоне жилой застройки, являются тракты всасывания осевого компрессора и выхлопа газовой турбины. Сводные таблицы шумовых характеристик газотранспортного оборудования на выхлопе и на всасывании ГТУ представлены в таблицах 1.1 и 1.2 [66]. Уровень звуковой мощности на всасывании превышает 125 дБ А. При распространении по воздухо-заборному тракту он частично снижается при поворотах канала и в ВЗК, что связано с отражением звука в обратном направлении к источнику его возникновения. Выбор глубины поворота канала позволяет снизить уровень шума на 4-8 дБ. В ВЗК уровень шума можно снизить на 1-2 дБ в результате поглощения звука стенками камеры. При внезапном расширении или сужении канала снижение уровня шума на 2-3 дБ обусловлено акустической реакцией канала.
Для снижения уровня шума всасывания ГТУ на КС широко используют глушитель абсорбционного типа, который устанавливают в ВЗК. Он состоит из плоских пластин поролона, установленных в потоке воздуха параллельно друг другу. Его габаритные размеры определяются требуемой величиной снижения шума и аэродинамическим сопротивлением в каналах.
Типичным по конструкции и акустической эффективности является глушитель, устанавливаемый в ВЗК ГТ-750-6 и ГТК-10 (рис. 1.2). Листы поролона в два яруса торцами закреплены в металлические рамы. В каждой по три секции из 10 листов, верхний и нижний края которых свободны. В середине рамы приварены вертикальные стержни диаметром 10 мм для ограничения хода листа в поперечном направлении. Листы образуют меж ду собой криволинейные каналы шириной 150 мм с углом поворота 30. Глушитель наполовину утоплен в конфузор.
Небольшая материалоемкость, простота конструкции и малые аэродинамические потери - основные его достоинства. Недостатком является низкая акустическая эффективность, обусловленная основными параметрами глушителя и большими монтажными зазорами.
Глушитель для агрегата ГТ-700-5 полностью вынесен в ВЗК, что позволило увеличить звукопоглощающую поверхность (за счет увеличения габаритных размеров конструкции). Звукопоглощающий материал (поролон) укреплен на трубчатом каркасе в виде волнообразных каналов.
«Волны» глушителя ГТ-700-4 образованы пятью рядами пластин поролона, установленных под углом друг к другу. Каркас представляет собой сварную раму из уголков, а пластины крепятся с небольшим натягом к силовым стойкам крепежными уголками. По конструкции он существенно отличается от предыдущего: имеет большое живое сечение — 85-90 % от всей площади глушителя, в то время как оптимальное - 50 %.
На агрегатах ГТ-750-6, проработавших 20 тыс. часов и более и снабженных масляными воздухоочистителями, наблюдалось изменение со стояния и свойств поролона. Рабочие поверхности пластин поролона были покрыты толстым слоем (1-1,5 мм) отвердевшей пыли (коркой), проникшей через сетки масляного фильтра. Поролон на всю толщину был пропитан маслом, а наружные слои потеряли эластичность, пористость и прочность. Толщина промасленного слоя - 15-20 мм.
Качество глушителей шума всасывания и роль его в общем шуме КС могут быть оценены по изменению уровней звукового давления. Акустическая эффективность места установки определялась как разность уровней звукового давления до и после глушителя шума (табл. 1.3).
Эффективность существующих глушителей (табл. 1.3)недостаточна (в среднем составляет 10-20 дБ), что обусловлено:
несоответствием характера спектров поглощения и излучения;
наличием акустических мостиков (минуя глушитель) для распространения звука;
недостаточной площадью звукопоглощающей поверхности;
дефектами конструкции (монтажные зазоры, неоправданно большое живое сечение);
недолговечностью используемого звукопоглощающего материала (поролона).
На некоторых КС глушители шума всасывания абсорбционного типа были установлены непосредственно перед осевым компрессором агрегатов ГТ-700-5 и ГТК-5Э, а в качестве звукопоглощающего материала использо ван поролон. Недостаточная прочность поролона и вибрации трубопровода привели к выкрашиванию звукопоглощающего материала и попаданию его в осевой компрессор, что вызвало вынужденные остановы ГТУ. В настоящее время практически все глушители этого типа демонтированы.
В настоящее время широко используются диссипативные пластинчатые глушители, устанавливаемые в трактах всасывания и выхлопа газотурбинных ГПА. Конструктивно они представляют собой металлический каркас (форма которого определяется размерами газовоздушного тракта) с параллельно установленными рядами звукопоглощающих пластин (рис. 1.3). Пластина выполнена в виде перфорированного стального корпуса со звукопоглощающим наполнителем в оболочке из акустически прозрачной ткани, рис. 1.4. Акустическая эффективность такого глушителя определяется тремя параметрами: длиной звукопоглощающих пластин, их толщиной и расстоянием между ними. К их достоинствам следует отнести: простоту монтажа, небольшое аэродинамическое сопротивление, высокую акустическую эффективность в средне - и высокочастотном частях спектра звукового диапазона. К недостаткам - незначительную эффективность глушения низкочастотных составляющих звукового спектра и изнашиваемость звукопоглощающего наполнителя.
На агрегатах ГПА-Ц-6,3; ГТК-10; ГТ-750-6 и т.д. используются односек-ционные глушители с рабочей длиной пластин порядка I м, толщиной около 100 мм и пятидесятипроцентным свободным проходным сечением. Эффективность таких глушителей невелика, и они не обеспечивают снижение шума интенсивных излучателей, какими являются всасывание и выхлоп газотурбинной установки.
Модель процесса шумообразования в газовоздушных трактах газотурбинных установок
Аэроакустика рассматривает нестационарные аэродинамические процессы как совокупность энтропийных (тепловых), вихревых и акустических компонент движения. В общем случае акустические поля представляются мгновенными значениями полной энтальпии і0=і+с /г (і - энтальпия в зоне течения). Пространственно-временные свойства акустической компоненты поля движения і0 описываются уравнением Блохинцева - Хоу [3,37].
Нелинейный дифференциальный оператор в левой части (2.1) характеризует распространение звука в неоднородной движущейся среде с учетом эффектов переноса (индивидуальная производная—), рассеяния и рефракции на температурных (переменная скорость звука) и динамических (переменная скорость течения С) неоднородностях. Правая часть уравнения (2.1) представляет аэродинамические источники звука, обусловленные кариолисовыми ускорениями жидких частиц и энтропийной неоднородностью течения. Вихревое возбуждение звука возникает в результате турбулентных процессов в потоках, а энтропийное - нестационарных явлений при горении. В безвихревом (Q = 0) и изоэнтропийном («S=const) течении правая часть уравнения (2.1) равна нулю и, следовательно, звук потоком возбуждаться не может. В этом случае акустические волны могут генерироваться лишь за счет нестационарных воздействий, со стороны ограничивающих поток поверхностей. Возбуждение звука на границе потока может быть силовое, объемное и тепловое. В турбомашинах наиболее существенным является силовое, определяемое переменными аэродинамическими силами в проточной части.
В температурно-однородном низкоскоростном стационарном потоке с малыми возмущениями линеаризация левой части (2.1) приводит к волновому уравнению [43] где р - пульсационная (акустическая.) составляющая поля давления, q - совокупность аэродинамических составляющих, определяемая правой частью (2.1).
Задача расчета генерации звука в турбомашинах сводится к необходимости решения уравнения (2.1). Спектральных составляющие уровней звуковой мощности шумов всасывания - выхлопа в октавных полосах частот, могут быть определены по следующему алгоритму.
Из последнего неравенства следует, что поскольку для любых т Ф 0, п Утп т осевое распространение звука в цилиндрическом канале возможно лишь при сверхзвуковых окружных скоростях вращения звукового поля, шум вращения может распространяться лишь при таких же скоростях вращения ротора.
Применительно к акустическим импульсам, формируемым за счет взаимодействия лопаток ротора и статора, ограничение (2.11) на скорость переноса возмущений в окружном направлении приводит к следующему условию нераспространения звука на основной частоте следования лопаток где: Мират - периферийное окружное число Маха рабочего колеса; Zp, Zc - ко личество лопаток ротора и статора соответственно, п - произвольное целое число. При дозвуковых окружных скоростях Мират 1 ступень турбомашины практически не создает распространяющегося звука на основной лопаточной частоте, если число направляющих лопаток достаточно велико Zc/Zp 2.
Это свойство волновой фильтрации звукового излучения колеса турбомашины использовано [86] для расчета канала, снижающего шум в газовоздушном тракте, вызванный нестационарными взаимодействиями направляющих и рабочих лопаток.
С акустической точки зрения газовоздушный тракт играет двоякую роль. С одной стороны, он может рассматриваться как обычный волновод, транспортирующий звуковую энергию от источника - турбомашины - в окружающую среду. С другой — движущаяся по тракту рабочая среда может представлять собой источник повышенного шума, обусловленного нестационарными процессами в потоке, возникающими вследствие неустойчивости стационарного течения.
Общая теория возбуждения звука турбулентностью [39] показывает, что количество энергии Езв излучаемой в виде звука единицей массы турбулентной среды в единицу времени выражается в виде
Таким образом при скоростях Vcp 20...30 м/с поток субъективно оценивается как практически бесшумный.
Подсчитанные уровни представляют оценку минимального шума течения в тракте, соответствующую равномерному потоку без высокоскоростных зон активного шумообразования. Из общего соотношения (2.13) видно, что даже относительно малые области могут легко становиться источником акустического излучения. Область течения, скорость в которой в пять раз выше среднерасходной, даже если ее объем составляет 0,01 % общего объема тракта, генерирует почти в 40 раз больше звуковой энергии, чем весь остальной поток в тракте. Следовательно для предотвращения турбулентного шумообразования в рабочем канале необходимо использовать аэродинамически совершенные формы элементов тракта, обеспечивающие плавные изменения геометрии стенок и избегать применения угловых поворотов и острых кромок внутренних элементов, вызывающих резкое возрастание местной скорости потока. Дополнительным источником шума могут быть стесненные участки тракта, где скорость потока превышает 30-35 м/с.
Источником дискретного шума являются крупномасштабные автоколебания в потоке, вызываемые взаимодействием когерентных структур, формируемых в струйных и отрывных течениях и акустическими волнами в тракте. В результате возникает резкое усиление акустической обратной связи с возникновением резонансных колебаний рабочей среды, например, в теплообменниках газовых трактов ГТУ [18].
Существуют два пути предотвращения аэроакустических автоколебаний и соответствующих резонансных эффектов в ГВТ. Первый связан с обеспечением безотрывного течения в канале, поскольку при этом устраняется возможность возникновения мощных крупномасштабных когерентных структур. Второй - размыкание акустической обратной связи путем введения в тракт жестких продольных перегородок, препятствующих формированию интенсивных поперечных звуковых колебаний.
Экспериментальный стенд и методика измерений акустических характеристик систем шумоглушения
Аэроакустика рассматривает нестационарные аэродинамические процессы как совокупность энтропийных (тепловых), вихревых и акустических компонент движения. В общем случае акустические поля представляются мгновенными значениями полной энтальпии і0=і+с /г (і - энтальпия в зоне течения). Пространственно-временные свойства акустической компоненты поля движения і0 описываются уравнением Блохинцева - Хоу [3,37].
Нелинейный дифференциальный оператор в левой части (2.1) характеризует распространение звука в неоднородной движущейся среде с учетом эффектов переноса (индивидуальная производная—), рассеяния и рефракции на температурных (переменная скорость звука) и динамических (переменная скорость течения С) неоднородностях. Правая часть уравнения (2.1) представляет аэродинамические источники звука, обусловленные кариолисовыми ускорениями жидких частиц и энтропийной неоднородностью течения. Вихревое возбуждение звука возникает в результате турбулентных процессов в потоках, а энтропийное - нестационарных явлений при горении. В безвихревом (Q = 0) и изоэнтропийном («S=const) течении правая часть уравнения (2.1) равна нулю и, следовательно, звук потоком возбуждаться не может. В этом случае акустические волны могут генерироваться лишь за счет нестационарных воздействий, со стороны ограничивающих поток поверхностей. Возбуждение звука на границе потока может быть силовое, объемное и тепловое. В турбомашинах наиболее существенным является силовое, определяемое переменными аэродинамическими силами в проточной части.
В температурно-однородном низкоскоростном стационарном потоке с малыми возмущениями линеаризация левой части (2.1) приводит к волновому уравнению [43] где р - пульсационная (акустическая.) составляющая поля давления, q - совокупность аэродинамических составляющих, определяемая правой частью (2.1).
Задача расчета генерации звука в турбомашинах сводится к необходимости решения уравнения (2.1). Спектральных составляющие уровней звуковой мощности шумов всасывания - выхлопа в октавных полосах частот, могут быть определены по следующему алгоритму.
Из последнего неравенства следует, что поскольку для любых т Ф 0, п Утп т осевое распространение звука в цилиндрическом канале возможно лишь при сверхзвуковых окружных скоростях вращения звукового поля, шум вращения может распространяться лишь при таких же скоростях вращения ротора.
Применительно к акустическим импульсам, формируемым за счет взаимодействия лопаток ротора и статора, ограничение (2.11) на скорость переноса возмущений в окружном направлении приводит к следующему условию нераспространения звука на основной частоте следования лопаток где: Мират - периферийное окружное число Маха рабочего колеса; Zp, Zc - ко личество лопаток ротора и статора соответственно, п - произвольное целое число. При дозвуковых окружных скоростях Мират 1 ступень турбомашины практически не создает распространяющегося звука на основной лопаточной частоте, если число направляющих лопаток достаточно велико Zc/Zp 2.
Это свойство волновой фильтрации звукового излучения колеса турбомашины использовано [86] для расчета канала, снижающего шум в газовоздушном тракте, вызванный нестационарными взаимодействиями направляющих и рабочих лопаток.
С акустической точки зрения газовоздушный тракт играет двоякую роль. С одной стороны, он может рассматриваться как обычный волновод, транспортирующий звуковую энергию от источника - турбомашины - в окружающую среду. С другой — движущаяся по тракту рабочая среда может представлять собой источник повышенного шума, обусловленного нестационарными процессами в потоке, возникающими вследствие неустойчивости стационарного течения.
Общая теория возбуждения звука турбулентностью [39] показывает, что количество энергии Езв излучаемой в виде звука единицей массы турбулентной среды в единицу времени выражается в виде
Таким образом при скоростях Vcp 20...30 м/с поток субъективно оценивается как практически бесшумный.
Подсчитанные уровни представляют оценку минимального шума течения в тракте, соответствующую равномерному потоку без высокоскоростных зон активного шумообразования. Из общего соотношения (2.13) видно, что даже относительно малые области могут легко становиться источником акустического излучения. Область течения, скорость в которой в пять раз выше среднерасходной, даже если ее объем составляет 0,01 % общего объема тракта, генерирует почти в 40 раз больше звуковой энергии, чем весь остальной поток в тракте. Следовательно для предотвращения турбулентного шумообразования в рабочем канале необходимо использовать аэродинамически совершенные формы элементов тракта, обеспечивающие плавные изменения геометрии стенок и избегать применения угловых поворотов и острых кромок внутренних элементов, вызывающих резкое возрастание местной скорости потока. Дополнительным источником шума могут быть стесненные участки тракта, где скорость потока превышает 30-35 м/с.
Источником дискретного шума являются крупномасштабные автоколебания в потоке, вызываемые взаимодействием когерентных структур, формируемых в струйных и отрывных течениях и акустическими волнами в тракте. В результате возникает резкое усиление акустической обратной связи с возникновением резонансных колебаний рабочей среды, например, в теплообменниках газовых трактов ГТУ [18].
Существуют два пути предотвращения аэроакустических автоколебаний и соответствующих резонансных эффектов в ГВТ. Первый связан с обеспечением безотрывного течения в канале, поскольку при этом устраняется возможность возникновения мощных крупномасштабных когерентных структур. Второй - размыкание акустической обратной связи путем введения в тракт жестких продольных перегородок, препятствующих формированию интенсивных поперечных звуковых колебаний. Для проверки и настройки преобразователей "Сапфир 22", а также проведения контрольных измерений использованы преобразователи более высокого класса точности - дналиитор
Поля скоростей при обтекании модели измеряются при помощи перемещаемого пятиканального зонда, что позволяет оценивать влияние характеристик неравномерности натекающего потока на акустико-аэродинамические процессы шумоглушения.
Принципиальная схема подключения акустического оборудования представлена на рис.3.5. Источником гармонических звуковых колебаний служит генератор биений анализатора спектра В&К 2010, сигналы с которого усиливаются прибором RFT LV-102 и подаются на входной широкополосный преобразователь FGLZ номинальной мощностью 25 Вт. Звуковые колебания воспринимаются и преобразовываются входным и выходным 1/4 -дюймовыми микрофонами RFT МК-301, и соответствующие сигналы подаются на шумомеры RFT 00025. Нормализованный сигнал входного шумомера регистрируется самописцем RFT 0045 и через адаптирующий измерительный усилитель В&К 2614 подается на блок компрессии прибора 2010, что позволяет поддерживать постоянным уровень входного звукового давления 105...107 дБ. Сигнал выходного шумомера подается на вход анализатора 2010 и регистрируется с помощью задающего развертку частоты самописца уровня В&К 2307. Форма обрабатываемых сигналов контролируется на экране двухлучевого осциллографа С 1-55. Погрешность измерений ± 1 дБ.
Уровни звуковых давлений для предотвращения влияния обходных путей прохождения звука измеряются с использованием микрофонов, смонтированных перед и за моделью. Входная и выходная части канала акустически развязаны за счет введения вибродемпфирующей проставки во фланцевом соединении стенок трубы, а также размещения звукопоглощающей набивки как внутри, так и снаружи её.
Сравнительный анализ теоретических и экспериментальных исследований
Анализ выполнен в процессе реализации системы шумоглушения на ГПА производства ОАО НПО «Сатурн». С учетом экспериментальных данных для эффективного шумоглушения была выбрана модель номер шесть, а звукопоглощающий материал ATM-I с учетом оптимального коэффициента звукопоглощения.
В соответствии с полученными теоретическими результатами, была принята следующая методика расчета системы шумоглушения [74,46]. Задается требуемая акустическая характеристика шумоглушения в виде набора необходимых значений снижения уровней звуковой мощности ALpi в полосах частот Aft. Далее для каждой частотной полосы А/? с учетом эксплуатационных условий и расчетных данных рис. 1-18 Приложения 3 подбирается оптимальный звукопоглощающий материал, тип элемента пластины (звукопроницаемая или с жестким основанием) и толщина облицовки, определяющие максимальные коэффициенты звукопоглощения. С использованием (2.33), в которой в нулевом приближении ширина канала b полагается постоянной, равной максимальной толщине пластины, определяются по заданным ALp А и найденным аЭф необходимые протяженности / участков (блоков) глушения шума в соответствующих частотных диапазонах. В качестве огибающей рассчитанных блоков формируется криволинейная образующая базовой пластины глушителя. і
По формуле (2.33) проводятся вариантные акустические и аэродинамические расчеты конструкции глушителя с базовой формой звукопоглощающих пластин при различных шагах пластин и профилях жесткого основания. Выполняется поверочный численный расчет акустических характеристик глушителя по расчетной модели и проводится необходимая корректировка параметров.
1. Результаты экспериментальных исследований четырнадцати моделей систем шумоглушения позволяют оптимизировать ее применительно практически к любому газоперекачивающему агрегату.
2. Выполнены систематические расчеты звукопоглощения стенок применительно к двум вариантам пластин глушителя: с жесткой основой и звукопроницаемым заполнителем для девяти типов рыхловолокнистых набивок, используемых в пластинчатых глушителях. Тем самым исследовано все многообразие возможных акустических свойств стенок глушителя.
3. Установлена специфика области оптимального использования различных систем шумоглушения (звукопоглощающих материалов и конструктивных схем пластинчатых глушителей). Установлено, что низкочастотное глушение достигается при использовании конструкций глушителей со звукопроницаемыми пластинами, в то время как применительно к глушению шума на средних и высоких частотах оптимальным является использование пластин с жесткой основой и резонансными звукопоглощающими слоями.
4. Совпадение результатов расчета и экспериментальных данных позволило использовать методику для снижения шума ГПА на КС Тольят-тинской ЛПУ.
