空調(diào)風(fēng)管系統(tǒng)減振降噪技術(shù)

黃偉稀，王秋波，郝夏影，梁 赟，何 濤

(中國船舶科學(xué)研究中心船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇無錫214082)

0 引 言

實船測試數(shù)據(jù)表明，除主輔機振動傳遞引起的噪聲外，空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲是船舶艙室噪聲的主要來源之一?？照{(diào)系統(tǒng)用于創(chuàng)造良好的室內(nèi)空氣環(huán)境，同時系統(tǒng)噪聲通過管路系統(tǒng)與管口傳遞至艙室，引起艙室噪聲問題，其噪聲源主要包括風(fēng)機氣動噪聲與管路元件氣流再生噪聲。管路系統(tǒng)噪聲傳遞計算方法有能量法與波動法，工程上以能量法為主。

管路系統(tǒng)振動噪聲控制方面，目前國內(nèi)多數(shù)采用傳統(tǒng)減振降噪方法：安裝阻性消聲器、消聲布風(fēng)器[1]等，近幾年由于技術(shù)的進步，開始了管路彈性吊架、撓性接管及阻尼包覆層的研究與應(yīng)用。美國ASHRAE[2]、日本空調(diào)設(shè)備噪聲研究協(xié)會[3]與俄羅斯克雷洛夫研究院均提出了相應(yīng)的控制技術(shù)與方法，例如風(fēng)機隔振器、撓性接管、管道消聲器、柔性穿艙管件及彈性管夾等傳統(tǒng)控制元件，并給出了低噪聲安裝工藝及振動噪聲控制流程。

船用布風(fēng)器位于管路系統(tǒng)末端，主要用于送風(fēng)散流和消聲，同時也是管路系統(tǒng)噪聲控制的關(guān)鍵部件。國外對船用布風(fēng)器的研究工作較為充分，目前已有成熟產(chǎn)品應(yīng)用于海洋平臺與各類船舶，第7代鉆井平臺及S503半潛式支持平臺上使用的靜壓箱式布風(fēng)器消聲量達30 dBA。國內(nèi)高校與科研院所也開展了相關(guān)技術(shù)與試驗研究[4–8]，初步掌握了格柵式布風(fēng)器的阻力特性及二次氣流噪聲特性，但對于靜壓箱式布風(fēng)器未見系統(tǒng)性研究，近2年國內(nèi)的船用設(shè)備配套廠家也陸續(xù)形成一些消聲布風(fēng)器產(chǎn)品，但未掌握其聲學(xué)與流體性能。李曉明[9]于2010年提出一種雙風(fēng)溫低噪聲布風(fēng)器，消聲量大于8 dB，阻力損失小于40 Pa。2012年丁亮等[10]對海洋工程中使用的布風(fēng)器進行改進優(yōu)化設(shè)計，通過改變靜壓箱尺寸、增加消音棉厚度、優(yōu)化出口形式等方法改善布風(fēng)器的噪聲問題，但僅給出改進優(yōu)化方案，未開展聲學(xué)評估與試驗，無法獲知布風(fēng)器優(yōu)化前后的聲學(xué)性能。

一直以來，風(fēng)機噪聲被認為是管路系統(tǒng)影響艙室的主要噪聲源，但最新的試驗研究表明，在多數(shù)船用空調(diào)管路系統(tǒng)中，主要噪聲源是管路元件的二次氣流噪聲，風(fēng)機噪聲其次。管路元件位置分散、數(shù)量眾多，且離艙室較近，對系統(tǒng)的噪聲控制造成了困難，安裝于風(fēng)機出口或主風(fēng)管的傳統(tǒng)消聲器失去了應(yīng)有的降噪效果，原因為消聲器無法對下游的管路元件二次噪聲進行消除。這種情形下，除了風(fēng)機噪聲源的控制之外，低氣流噪聲管路元件的設(shè)計以及管路系統(tǒng)末端裝置的降噪就變得尤為重要，降噪元件在保證傳聲損失性能的同時其自身的二次氣流噪聲需要得到有效控制。

本文針對管路元件二次氣流噪聲與系統(tǒng)振動噪聲控制需求，從系統(tǒng)與元件2個層面開展空調(diào)管路系統(tǒng)振動噪聲控制技術(shù)研究：1）系統(tǒng)低噪聲配置與評估技術(shù)；2）有流條件下管路消聲器、布風(fēng)器以及管路彈性吊架等減振降噪元件的設(shè)計與評估技術(shù)。研究結(jié)果顯示，系統(tǒng)低噪聲配置方法降低了風(fēng)機噪聲源；微孔板消聲器較阻性消聲器與抗性消聲器提高了消聲性能，實現(xiàn)了全頻帶寬頻消聲；消聲布風(fēng)器經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化在降低二次氣流噪聲的基礎(chǔ)上顯著提高了傳聲損失，管路彈性吊架在中高頻段取得較好的減振效果。本文的技術(shù)措施可滿足船舶與海洋平臺艙室噪聲限值需求，為艙室噪聲控制提供技術(shù)支撐。

1 空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲及其傳遞路徑

空調(diào)通風(fēng)管道噪聲源主要包括空調(diào)器風(fēng)機、壓縮機、冷水機組、水泵及管路元件，其中風(fēng)機氣動噪聲及管路元件氣流再生噪聲是主要噪聲源，其他噪聲（如水泵、壓縮機等）不與送排風(fēng)系統(tǒng)直接連通，對住艙環(huán)境影響較小。

空調(diào)通風(fēng)管道系統(tǒng)噪聲主要通過如下4種途徑傳播至艙室：

1）風(fēng)機、空調(diào)器殼體振動直接向艙室內(nèi)輻射噪聲；

2）風(fēng)機與管路元件氣流噪聲通過管路系統(tǒng)與管口向室內(nèi)輻射噪聲；

3）艙室內(nèi)的管道透射引起艙室噪聲；

4）艙室內(nèi)的管壁振動向室內(nèi)輻射噪聲。

研究表明，空調(diào)機組殼體振動只對空調(diào)機組所在艙室產(chǎn)生影響；船舶空調(diào)管路做了絕熱隔聲包覆，管壁透射噪聲貢獻較小；而空調(diào)器通過管路系統(tǒng)及管口向艙室輻射的噪聲是主要噪聲傳遞途徑（見圖1），本文針對該途徑開展減振降噪技術(shù)研究。

圖1 通風(fēng)管道噪聲的多傳播路徑與貢獻Fig.1 Multi propagation path and contribution of the ventilation system noise

2 系統(tǒng)低噪聲配置

系統(tǒng)低噪聲配置是管路系統(tǒng)噪聲控制的重要途徑，旨在解決系統(tǒng)阻力特性與風(fēng)機流量壓力之間的匹配關(guān)系，最大程度地減小設(shè)備功率冗余與噪聲水平，實現(xiàn)系統(tǒng)節(jié)能降噪的目的。圖2為典型風(fēng)機性能與噪聲關(guān)系曲線，風(fēng)機效率高點與噪聲水平低點重合，說明了風(fēng)機與管路系統(tǒng)水力學(xué)優(yōu)化配置的重要性。

圖2 風(fēng)機空氣動力與噪聲特性Fig.2 Aerodynam ic and noise characteristicsof fan

根據(jù)風(fēng)機水力與噪聲影響規(guī)律分析可知，風(fēng)機工作在最佳工作點附近時噪聲最小，當(dāng)工作點發(fā)生偏離時無論流量增大還是減小都將導(dǎo)致噪聲的增加。風(fēng)機定轉(zhuǎn)速及不同流量壓力狀態(tài)下軸功率和全壓效率不同，由于全壓效率的降低，更多的機械能轉(zhuǎn)化為噪聲，使得管路傳遞噪聲增加[11–14]。

如圖2所示，風(fēng)機在管路中實際工作點由風(fēng)機的水力性能和管路的阻力損失共同決定，研究表明不同風(fēng)機的振動噪聲受水力性能影響的敏感性不同，但都符合在最佳工作點附近振動噪聲最小這一規(guī)律，且其軸頻、葉頻、倍葉頻等主要分量都符合這一規(guī)律，并且風(fēng)機在不同轉(zhuǎn)速下都有最佳工作點。因此風(fēng)機與管路系統(tǒng)低噪聲匹配的原理是通過通過水力性能匹配，使風(fēng)機工作在各轉(zhuǎn)速下的最佳工作點，降低管路系統(tǒng)的振動噪聲?？赏ㄟ^設(shè)計盡量增加管路的阻力損失曲線與風(fēng)機的最佳工作區(qū)相交的區(qū)間，在這種匹配設(shè)計下通過調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速實現(xiàn)需要的流量壓力要求，風(fēng)機即運行在該轉(zhuǎn)速的最佳工作點附近，實現(xiàn)低噪聲運行。

綜上所述，管路系統(tǒng)低噪聲配置原則是實現(xiàn)風(fēng)機與管路系統(tǒng)的流量/壓力匹配。在風(fēng)機水力狀態(tài)偏離最佳工作點流量較大時，采用閥門調(diào)節(jié)系統(tǒng)阻力或更換風(fēng)機，實現(xiàn)風(fēng)機與管路系統(tǒng)的流量/壓力匹配，回到低噪聲工況區(qū)間。

3 管路系統(tǒng)消聲元器件

空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)噪聲主要通過管路空氣介質(zhì)進行傳播，最后從管路末端設(shè)備與管口向艙內(nèi)輻射。針對該傳遞路徑，本文采用管路消聲器與消聲布風(fēng)器隔離管路傳遞的噪聲，消聲布風(fēng)器在管路末端采取消聲措施，達到消除上游管路系統(tǒng)傳遞的噪聲，最終降低艙室噪聲水平。

3.1 消聲布風(fēng)器

船用布風(fēng)器位于管路系統(tǒng)末端，主要用于送風(fēng)散流和消聲，多數(shù)有壓力平衡裝置，使室內(nèi)流動分布均勻，同時也是管路系統(tǒng)噪聲控制的關(guān)鍵部件。一方面，船用布風(fēng)器用以消除上游管路傳播至艙室的噪聲；另一方面，布風(fēng)器自身在氣流沖擊下產(chǎn)生的二次流噪聲不可高于前者，否則會成為一種新的噪聲源影響艙室環(huán)境。因此，低噪聲布風(fēng)器的設(shè)計重點在于提高傳聲損失的同時降低二次流噪聲。目前布風(fēng)器的結(jié)構(gòu)形式以靜壓箱結(jié)構(gòu)為主，靜壓箱式布風(fēng)器被廣泛應(yīng)用于船舶及海洋平臺，其特點是帶有壓力平衡的靜壓箱，靜壓箱中可設(shè)置吸聲材料與結(jié)構(gòu)，可發(fā)揮顯著的消聲作用。

針對平臺艙室結(jié)構(gòu)及空調(diào)系統(tǒng)設(shè)備特點，分別從聲學(xué)特性及流動特性兩方面開展靜壓箱式低噪聲布風(fēng)器的設(shè)計。

1）設(shè)計方案

圖3 布風(fēng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計方案Fig.3 Structural design scheme of the air distributor

表1 布風(fēng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)Tab. 1 Structural design parameters of theair distributor

針對海洋平臺艙室典型流量需求，完成了2種布風(fēng)器設(shè)計方案（原型與優(yōu)化方案），如圖3所示。這2種方案的外形結(jié)構(gòu)尺寸近似，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。2種方案均采用靜壓箱式結(jié)構(gòu)，箱體內(nèi)壁貼覆25mm厚離心玻璃棉（容重80 kg/m3）。原始方案與國內(nèi)現(xiàn)有的常規(guī)產(chǎn)品形式類似，優(yōu)化方案分別采用圓形腔以及圓弧形吸聲隔板措施，圓形腔及圓弧板結(jié)構(gòu)用于導(dǎo)流，而吸聲隔板與腔體共同組成分割式流道，用于吸聲。吸聲隔板也采用厚度25 mm的離心玻璃棉。為了有效降低因增加隔板而引起的阻力損失，所有吸聲材料表面采用微孔板作為襯面（孔徑0.4mm，板厚0.3mm，穿孔率4%），微孔板具有全透聲、小阻力的特點，在降低流動阻力的同時可發(fā)揮玻璃棉的全部作用。

2）綜合性能評估

分別采用Fluent計算評估布風(fēng)器阻力損失，采用半經(jīng)驗估算方法[15–17]計算氣流再生噪聲，采用Virtual lab軟件計算聲傳遞損失，得到布風(fēng)器綜合性能。

管路元件氣流再生噪聲計算式如下：

對于fc

對于fc>f0，有

式中：SWLD為元件的1/3倍頻帶聲功率級(；d=)πrK(S t) 為與元件類型有關(guān)的常數(shù)；f0為管道截止頻率；A為管道截面積；δ為元件開口面積比。評估結(jié)果如表2所示?？梢钥吹剑瑑?yōu)化方案無論從阻力特性、氣流噪聲還是聲傳遞損失方面均優(yōu)于原始方案，阻力損失降低20%～30%（見圖4和圖6），氣流噪聲降低2～3 dBA（見圖5），聲傳遞損失提高20 dB以上（見圖7和圖8），降噪效果顯著。優(yōu)化方案的各方面性能指標已接近國外同類產(chǎn)品，在海洋平臺空調(diào)通風(fēng)管路系統(tǒng)噪聲控制方面可發(fā)揮顯著作用。

表2 布風(fēng)器綜合性能評估結(jié)果Tab.2 Comprehensive performance evaluation results of the air distributor

圖4 不同流量下的布風(fēng)器阻力損失曲線Fig.4 Resistance loss curve of air distributor

3.2 管路消聲器

由實船測試數(shù)據(jù)可知，空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)噪聲集中在200～2000 Hz的中低頻段。目前，船舶與海洋平臺上采用的是傳統(tǒng)的阻性消聲器，該消聲器在中高頻段有較好的消聲性能，但在低頻效果較差，因此本文采用了具有良好中低頻消聲性能的微孔消聲器。

圖5 不同流量下的布風(fēng)器氣流再生噪聲曲線Fig.5 Regeneration noise of air distributor

圖6 350m3/h流量下的布風(fēng)器內(nèi)部速度分布圖（橫截面）Fig.6 Internal velocity distribution of the air distributorsat 350 m3/h flow (cross section)

1）設(shè)計計算方法

微孔消聲器采用小孔共振的原理對管道內(nèi)通過的聲波進行吸收，達到消除聲音的作用（見圖9）。當(dāng)聲波通過小孔時引起孔中空氣柱的共振，聲能轉(zhuǎn)換為熱，從而消耗聲能量。針對船用微孔消聲器，基于切向流條件下微孔板聲阻抗的現(xiàn)有模型，通過一維平面波方法推導(dǎo)得到同軸直通微孔管消聲器的四極參數(shù)與傳遞矩陣，建立微孔管消聲器在有無流與有流條件下聲傳遞損失的計算方法（見圖10）。

當(dāng)微孔板表面存在平行氣流（切向流）時會形成較薄的流體剪切層，此時小孔邊緣處發(fā)生聲渦轉(zhuǎn)化現(xiàn)象，導(dǎo)致微孔板聲阻抗發(fā)生變化。針對這種聲渦轉(zhuǎn)化效應(yīng)，Bauer[18]于1977年提出了切向流條件下的穿孔板聲阻抗經(jīng)典模型，基于這個模型，2008年A llam[19]采用實驗方法提出了切向流下的小孔徑穿孔板（微孔板）聲阻抗半經(jīng)驗?zāi)Ｐ?，由于微孔板的穿孔率很小，孔間距相對較大，因而該模型忽略了孔間相互作用的影響，表達式如下：√

圖7 2000Hz處布風(fēng)器內(nèi)部聲壓分布圖Fig.7 Distribution of internal sound pressure of air distributor at 2000Hz

圖8 布風(fēng)器傳聲損失曲線對比Fig.8 Comparison of sound transm ission loss curve of the air distributor

圖9 微孔吸聲結(jié)構(gòu)模型Fig.9 Model of microperforated sound absorption structure

圖10 微孔消聲器模型Fig.10 Model of microperforated muffler

對于任一個穿孔子段，假設(shè)管內(nèi)和腔內(nèi)的氣體流動都是均勻的，分別在管內(nèi)和腔內(nèi)取長度為dx的控制體，然后在控制體內(nèi)對連續(xù)性方程進行積分得到[20–23]：

對動量方程進行積分得到：

式中：U1和U2，d1和d2，p1和p2，u1和u2分別代表穿孔管內(nèi)和膨脹腔內(nèi)的氣體平均流速、管道直徑、聲壓和軸向質(zhì)點振速；u為微孔管兩側(cè)徑向質(zhì)點速度；ξ為穿孔板聲阻抗率；z為消聲器軸向坐標。

微孔板聲阻抗率用于表征穿孔壁兩側(cè)的徑向質(zhì)點振速和聲壓之間的關(guān)系：

結(jié)合式（4）式（6），消去變 量u1，u2和u后得到管內(nèi)和膨脹腔內(nèi)的一維波動方程，通過解耦求得管內(nèi)與膨脹腔內(nèi)聲壓與質(zhì)點振速的解，進而獲得消聲器進出口截面的傳遞矩陣：

根據(jù)傳遞矩陣法求得切向流條件下微孔管消聲器的傳遞損失：

2）優(yōu)化設(shè)計與效果評估

通過計算仿真對微孔管消聲器的性能與影響因素進行分析，結(jié)果顯示，微孔管消聲器具有良好的寬頻消聲性能，氣流可有效改善消聲器高頻性能。針對船用空調(diào)通風(fēng)管路系統(tǒng)噪聲控制需求，開展船用微穿孔板消聲器的優(yōu)化設(shè)計，在相同外形結(jié)構(gòu)尺寸條件下，通過微孔板參數(shù)、氣流參數(shù)與多腔設(shè)計進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，設(shè)計參數(shù)如表3所示，結(jié)構(gòu)如圖11所示。計算結(jié)果顯示，微孔板消聲器優(yōu)化方案的消聲效果明顯優(yōu)于原始方案（見圖12）?？梢钥吹?，消聲器在300～4 000 Hz頻段消聲量得到顯著提高（10～25 dB）。另外，微孔板消聲器優(yōu)化方案與普通穿孔板消聲器、擴張腔消聲器等對比，也具有明顯的優(yōu)勢（見圖13）。通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，有流條件下微孔板消聲器消聲效果優(yōu)于無氣流條件，在全頻段實現(xiàn)了寬頻消聲，頻率特征與空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)噪聲頻率特征較為吻合，同時具有低阻力、低流噪聲的特點，在船舶空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)噪聲控制中具有良好的應(yīng)用前景。

表3 微孔消聲器及其他類型消聲器結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.3 Structural parameters of microperforated mufflers and other types of mufflers

4 管路減振元件

圖11 微孔消聲器結(jié)構(gòu)示意圖（優(yōu)化方案）Fig.11 Structure diagram of microperforated muffler(optim ization scheme)

圖12 優(yōu)化前后微孔消聲器傳聲損失曲線對比Fig. 12 Comparision of transm ission loss curves of microperforated mufflers before and affter optim ization

圖 13 微孔消聲器與其他類型消聲器傳聲損失對比Fig. 13 Comparision of transm ission loss curves of microperforated mufflers and othertypes of mufflers

空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)主要振動源為風(fēng)機及管路流致振動，風(fēng)機振動通過管路系統(tǒng)傳遞及安裝基座傳遞引起甲板振動向艙內(nèi)輻射噪聲。為控制結(jié)構(gòu)輻射噪聲，采用管路彈性吊架降低管路振動對船體結(jié)構(gòu)的影響，本文采用Abaqus仿真分析方法對管路彈性吊架進行建模與減振效果評估。

1）管路彈性吊架設(shè)計

管路彈性支撐的功能主要有3個：承受管道荷載、限制管道位移、隔振，需要綜合考慮。從管道振動角度來說，管道在動荷載作用下，會產(chǎn)生程度不同的擺動、振動或沖擊。由于管系中支撐系統(tǒng)的設(shè)置，在一定程度上提高了管系的剛性增加了管系的阻尼。一般來說，管路支撐都或多或少地起到減小管道振動效應(yīng)的作用，但設(shè)置不當(dāng)也有可能加劇管道的振動，而且以承重為主要目的的支撐，其減振效果往往不太明顯。因此對于在運行期間伴隨發(fā)生有強迫振動的地方仍需增加合適的拉撐桿、支架、減振器或阻尼器等裝置，以消除這些管道振動效應(yīng)。

根據(jù)上述功能要求，把管路彈性支撐分為兩部分：金屬管夾部分和彈性元件部分。在設(shè)計金屬管夾部分時更多的考慮承受管道載荷限制管道位移，還有與艙室的連接和體積大小的控制；在設(shè)計彈性元件部分時則主要考慮其隔振效果。

結(jié)合船舶與海洋平臺現(xiàn)用管路支撐的結(jié)構(gòu)形式，兼顧管路彈性支撐的安裝便利性，以及避免不同工人安裝所帶來的隔振效果差異，提出彈性吊架設(shè)計形式，如圖14所示。該設(shè)計方案包含了2層隔振結(jié)構(gòu)，分別為彈性墊圈與隔振器，彈性墊圈硫化固化于金屬管夾上，金屬管夾通過隔振器與甲板連接，隔振器可根據(jù)管路承重選擇相應(yīng)的型號。管路彈性吊架結(jié)構(gòu)簡單、使用方便、性能穩(wěn)定不受施工影響，可適用于不同平臺艙室的施工、裝配需求。

圖14 管路彈性吊架設(shè)計方案及安裝方式Fig.14 Design scheme installation method of pipelineelastic hanger

2）隔振效果評估

根據(jù)彈性管路吊架的設(shè)計方案，建立結(jié)構(gòu)模型（見圖14），模型中包括管路、管夾、管夾橡膠墊、隔振器、螺栓以及上部安裝板，上部安裝板表征隔振器安裝的甲板層。賦予管夾橡膠墊、隔振器以橡膠材料參數(shù)，其他結(jié)構(gòu)材料設(shè)置為鋼。

1 m/s2在下管夾上添加垂直方向幅值為 的單位加速度激勵，對模型進行穩(wěn)態(tài)頻率響應(yīng)分析，頻率分析范圍為10～10000 Hz，頻率分辨率為5 Hz。得到管路與上部安裝板的振動數(shù)據(jù)，并進行數(shù)據(jù)處理得到管路與上部安裝板之間的振級落差以及安裝隔振元件前后上部安裝板的振動插入損失。

彈性吊架振級落差計算結(jié)果如圖15所示?？梢钥吹秸w上減振效果隨頻率增加而增大，在1 500～3000 Hz及4000 Hz以上頻率范圍內(nèi)振級落差高于20 dB，大部分頻率范圍內(nèi)插入損失均高于10 dB。

5 結(jié)語

圖15 彈性吊架振級落差評估結(jié)果Fig.15 Evaluation results of vibration level drop of elastic hanger

本文針對船舶與海洋平臺空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)開展系統(tǒng)低噪聲配置以及減振消聲裝置設(shè)計與評估，提出低噪聲船用布風(fēng)器結(jié)構(gòu)形式，采用CFD與聲學(xué)有限元方法對布風(fēng)器的阻力損失、氣流再生噪聲與聲傳遞損失進行仿真計算；基于一維平面波與傳遞矩陣法完成了有流條件下微孔消聲器的評估與優(yōu)化設(shè)計方法研究；通過Abaqus軟件完成了管路彈性吊架的設(shè)計與隔振效果評估。結(jié)論如下：

1）布風(fēng)器優(yōu)化方案采用圓形外殼加內(nèi)導(dǎo)流吸聲隔板結(jié)構(gòu)，氣動性能與聲學(xué)效果均優(yōu)于傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式，阻力損失降低20%～30%，氣流噪聲降低2～3 dBA，傳聲損失提高20 dB以上（總消聲量大于35 dB），接近國外同類產(chǎn)品設(shè)計水平；

2）微孔消聲器在氣流條件下可實現(xiàn)寬頻吸聲，經(jīng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化使得300～4000Hz頻段消聲量得到顯著提高，消聲性能明顯優(yōu)于普通穿孔板消聲器、擴張腔消聲器。

3）管路彈性吊架在設(shè)計承載范圍內(nèi)的中高頻振級落差大于10 dB，可有效隔離管路與甲板之間的振動傳遞。