UNIVERSITĂ TEA POLITEHNICA din BUCUREȘTI [307385]

UNIVERSITĂ TEA „POLITEHNICA” din BUCUREȘTI

ȘCOALA DOCTORALĂ Ingineria Sistemelor Biotehnice

TEZĂ DE DOCTORAT

STUDII PRIVIND OPTIMIZAREA STRUCTURILOR ACUSTICE DE TIP ACOUSTIC LINERS

STUDIES ON OPTIMIZATION OF ACOUSTIC LINERS STRUCTURE

Autor: Marius Deaconu

Conducător de doctorat: dr. ing. Nicolae Enescu

COMISIA DE DOCTORAT

București

2018

INTRODUCERE

Poluarea fonică este o amenințare la adresa sănătății și a [anonimizat] o problemă greu de rezolvat. Sursele de zgomot au diverse proveniențe : [anonimizat], [anonimizat], etc. Marea majoritate a [anonimizat]. De asemenea o altă clasificare a surselor de zgomot poate fi realizată în funcție de tipul acestora: zgomote produse de piesele în mișcare ale echipamentelor ([anonimizat], pompe), zgomote cauzate de curgerea fluidelor prin căile de propagare ([anonimizat], ramificații, [anonimizat], guri de refulare și aspirație) și zgomot structural (întâlnit în general în domeniul contruțiilor; [anonimizat],etc.)

Astfel cea mai bună și eficientă metodă de reducere a zgomotului atât din punct de vedere tehnic cât și economic este de a [anonimizat] a locului de producere al zgomotului.

Soluția clasică de reducere a [anonimizat] o caracteristică de absorbție în bandă largă de frecvențe. [anonimizat]. [anonimizat].

Trebuie specificat că acești absorbanți au o multitudine de dezavantaje: [anonimizat] a acestora.

O [anonimizat], a sistemelor cu rezonatori cuplați sau alte structuri rezonant absorbante. Aceste soluții nu prezintă dezavantajele absorbanților poroși în schimb acționează pe un domeniu îngust de frecvențe și necesită volume mari de aer pentru reducerea frecvențelor joase.[anonimizat].

[anonimizat]. Linersurile acustice sunt structuri acustice reactante cu au în componentă lor un panou cu microperforații atașat unei structuri de tip fagure de aluminiu și sunt o [anonimizat], [anonimizat]inflamabile, ușor de curățat, durabile și nu conțin fibre.

Principalele componente ale unui turbomotor sunt următoarele:

–          Zgomotul de la nivelul dispozitivului de admisie produs în principal de ventilator, compresor și zgomot aerodinamic

–          Zgomotul de la nivelul ajutajului produs în principal de turbină, compresor, procesele de ardere și de jetul de aer.

Scopul acestei lucrări este de a proiecta o structura acustică de tip panou cu microperforații  (MPP) utilizată pentru reducerea zgomotului în aviație, mai exact zgomotul produs de evacuarea unui turbomotor.

Pentru atingerea acestui scop sunt definite următoarele obiective ale tezei:

–          Proiectarea unei structuri cu capacități ridicate de absorbție acustică;

–          Calculul și optimizarea gazodinamica a unui ejector de aer pentru creșterea forței de tracțiune;

–          Integrarea structurilor acustice MPP pe pereții interiori ai ejectorului;

–          Optimizarea ejectorului acustic

În Capitolul I al lucrării este prezentat un stadiu actual al dezvoltării linersurilor acustice în cadrul căruia sunt prezentate studii și brevete ce au ca scop diversificarea domeniilor de utilizare al acestor structuri și tehnici de optimizare și de creștere a perferomanteleor acestora.

În Capitolul II sunt prezentați atât absorbantii porosi împreună cu un model de calcul al acestora cât și toate modelele matematice studiate până în prezent de modelare matematică a linersurilor . Toate aceste modele matematice au fost transpuse în programe de calcul realizate în Matlab.

În Capitolul III este realizată analiză comparativă a datelor de absorbție acustică obținute atât cu modelele matematice prezentate în capitolul anterior cât și datele obținute cu metodă Elementului Finit (FEM). Datele sunt comparate cu rezulatele obținute experimental, astfel stabilindu-se ce model matematic este validat.

În Capitolul IV sunt prezentate măsurările efectuate cu micromotorul JetCat P809 în cadrul camerei anecoice din Măgurele. Testele au fost efectuate pentru a determina parametrii de funcționare ai motorului necesari în cadrul simulărilor gazodinamice. Al doilea pas a fost de a optimiza gazodinamic ejectorul pentru obținerea unei forțe de tracțiune cât mai mare.

În Capitolul V sunt realizate simulări acustice ale ejectorului acustic atât în câmp static din punct de vedere al curgerii cât și simulări în care este introdus câmpul de curgere. Câmpul de curgere este introdus pentru a avea o predicție cât mai bună a comportamentului ejectorului acustic și pentru a obține o valoare a reducerii zgomotului de la nivelul jetului. Pentru validarea procedurii de proiectarea a structurilor cu microperforații, sunt produse fizic mai multe tipuri de ejectoare care ulterior sunt testate. Datele numerice sunt comparate cu datele experimentale și este identificat gradul de precizie al calculelor numerice.

În Capitolul VI sunt expuse concluziile lucrării și sunt descrise contribuțiile personale cu privire la metode noi de reducere a zgomotului la turbomotoarele de aviație.

Bibliografia prezentată la sfârșitul lucrării, a fost selectată pentru a servii ca resursă ce stă la baza elaborării acestei teze de doctorat. Modul de prezentare al acesteia este în funcție de ordinea apariției în text a lucrărilor citate.

STADIUL ACTUAL ȘI NIVELUL DE DEZVOLTARE

Pe parcursul timpului, zgomotul produs de turbomotoare a cunoscut reduceri considerabile, însă dezvoltarea zonelor adiacente aeroporturilor conduce la necesită tea dezvoltării unor noi tehnologii care să diminueze expunerea la zgomot și impactul acestuia. În prezent zgomotul produs de un turbomotor este compus din următoarele componente:

A. Zgomot radiat prin dispozitivul de admisie:

-frecvența de trecere a paletelor ventilatorului (BPF)  (zgomot cu caracter tonal ce se situează în jurul frecvenței de 2kHz);

-frecvența de trecere a paletelor compresorului (BPF) (zgomotul este compus din mai multe componente tonale corespunzătoare fiecărei trepte de comprimare, frecvente de peste 10kHz)

B. Zgomot radiat prin evacuare

– frecvența de trecere a paletelor (BPF) turbinei de putere (zgomot tonal, frecvente înalte)

– zgomot produs de procesele de ardere din camera de ardere (zgomot de bandă largă ce conține frecvente joase)

– zgomotul jetului produs de turbulențele dintre straturile de forfecare ale jetului de aer (zgomot de bandă largă)

– zgomotul produs de frecvența de trecere a paletelor ventilatorului și compresorului.

Aportul fiecărei componente este prezentat în imaginea de mai jos unde se poate observa că zgomotul ventilatorului are un aport semnificativ atât la nivelul evacuării, mai ales la nivelul admisiei.

Figură 1.1.Turbomotor și componentele zgomotului

Datorită avantajelor ce le prezintă structurile de tip MPP acestea au fost intens folosite în aviație pentru reducerea zgomotului la turbomotoarele de aviație, în special pentru reducerea zgomotului tonal produs de către ventilator. Zgomotul produs de către jetul unui turbomotor rămâne însă un factor important cu aport mare în zgomotul global al unui turbomotor. Există cercetări amănunțite legate de tehnici de reducere al acestui zgomot printre care cea mai folosită metodă este cea a chevroanelor mecanice . Utilizarea acestor chevroane conduce la reducerea zgomotului produs de fenomenele aero-acustice ale jetului de aer, însă principalul dezavantaj este legat de reducerea forței de tracțiune cauzată de micșorarea suprafeței convergente a ajutajului ce conduce la scăderea vitezei de curgere. Alte metode de reducerea a zgomotului prevăd folosirea unei structuri acustice absorbante de tipul acoustic liners pe conul central al ajutajului, în schimb această soluție prezentând anumite impedimente.

Figura 1.2. Ajutaj- con prevazut cu MPP

Dificultatea implimentării unor soluții de genul conului de mai sus pentru reducerea zgomotului de evacuare este dată de temperatura mare a gazelor de ardere, ce poate ajunge până la 1000oC,  conducând astfel la necesită tea folosirii unor materiale speciale ce pot rezista la aceste temperaturi iar odată cu creșterea temperaturii, lungimea de undă a zgomotului crește fiind necesare soluții tenice cu dimensiuni mai mari. În  Figura 3 este prezentată absorbția acustică a unui panou cu microperforații atât la temperatura scăzută cât și la temperatura mare. Se observă că pentru o cavitate de 20mm și o temperatura de 25oC frecvența la care absorbția este maximă este de 2150 Hz. În momentul creșterii temperaturii fluidului frecvența de absorbție crește la 4470 Hz. Mărirea cavității la 50mm, pentru temperatura de 1000oC conduce la reducere frecvenței la 2170 Hz dar și la o absorbție acustică mai mică.

Figura 1.3. Influența căldurii asupra capacității de absorbție a unui acoustic liner

În continuare sunt expuse elementele principale ce definesc un panou de tip acoustic liners, în Figură 4 fiind prezentat un exemplu clasic de astfel de structură. Modelul de bază al linersurile acustice este denumit liners un singur grad de libertate (SDOF) și constă dintr-o placă cu diametre ale perforațiilor sub un milimetru, distribuite uniform, cu un grad de perforație total între 0.5% si 2 %. Prin reducerea dimensiunilor perforațiilor la sub milimetrii, perforațiile pot furniza o rezistență suficientă și o reactanță scăzută necesară pentru un absorbant fără a fi necesară folosirea de materiale poroase. Primele variante de panouri acustice erau realizate din panouri metalice cu perforații circulare.

Figură 1.4. Acoustic liners (1 – structură de tip fagure , 2 – placă solidă , 3 – placă perforată , 4 – perforații)

Această placă perforată acoperă o structură metalică de tip fagure ce este lipit pe o placă neperforată. Acest tip de liners se comportă ca o matrice de sisteme oscilante de tip masă resort. Aerul din orificii constituie masa sistemului, aerul din cavitatea creată de structura de tip fagure acționează ca un resort. Energia acustică este disipată din cauza pierderilor apărute din cauza frecărilor din momentul în care aerul din orificii este pompat înainte și înapoi. Ca orice sistem oscilant, rezonatorul va avea deci o frecvență proprie.

Tipurile convenționale de linersuri acustice sunt cele prezentate in Figură 5 fiind descrise in diverse studii,,. Aceste structuri pot fi clasificate în funcție de diverse caracteristici, dar cel mai distinct factor este felul cum acestea acționează asupra unui câmp acustic incident. Astfel acestea pot fi împărțite în absorbanti reactanți ce acționează local (punctuali) și absorbanti reactanți non-local. Denumirea acestora se referă la felul cum undele acustice se pot propaga în structura absorbantă: absorbanții reactanți locali permit propagarea undei doar pe direcție normală la perete prin partiționarea cavitații din spatele panoului perforat printr-o structura de tip fagure de aluminiu.

Figură 1.5. Clasificare și tipuri de absorbanți

Absorbanții reactivi non-locali fie sunt absorbanți macroscopic omogeni (ex. spume, fibră de sticlă) sau constau într-un strat poros plasat la o anumită distanță de peretele rigid reflectant, ce nu constrânge direcția de propagare a undei. Aceștia acționează că absorbanți cu acționare pe o bandă largă de frecvențe, aceștia fiind limitați de grosimea lor ce determină frecvența de operare maximă.

Cele două tipuri de liners reactiv local au la baza principiul rezonatorului Helmholtz, ce au doar o mică deschidere comparativ cu volumul cavității de aer sau rezonatorul rezistiv sau rezonatorul λ/4 ce constă dintr-o cavitate rezonantă (ca rezonator) acoperită de către un strat rezistiv, ce permite pătrunderea undelor acustice pe toată suprafața.

Figură 1.6. Reflexia undei plane la un unghi de incidență θi pe suprafața unui absorbant reactant local (a) și absorbant reactant non-local (b)

Figură 6 ilustrează reflexia unei unde plane la un unghi de incidență  θi pe suprafața S0 deasupra unui absorbant local și non-local. Partitionarea din cadrul absorbantului local conferă o propagare în fiecare celulă, rezultând o valoarea a vitezei acustice constantă într-un punct de pe suprafață S0, astfel singurul parametru ce influențează impedanța fiind presiune acustică. Aceasta însemnă că impedanța Z=p/v este un produs scalar și independent de unghiul de incidență. De cealaltă parte pentru absorbanții non locali cu cavități mari neseparate, câmpul de presiune de pe suprafață interioară S0 poate comunica prin propagarea undei în cavitate, influențând proprietățile locale ale câmpului acustic de pe suprafață.

Aceste tipuri de absorbanti locali sunt o soluție de succes datorită faptului că undele acustice, prin pătrunderea și ieșirea prin perforații, întâlnesc o cantitate suficientă de frecare sau rezistență, ce este disipată în energie termică. Impedanța totală a unui structuri cu microperforații este un număr complex format din partea reală reprezentată de rezistență și parte imaginară reprezentată de reactanță. Impedanța acustică poate fi spațial uniform distribuită sau poate fi spațial neuniform distribuită, în acest caz uniformitatea impedanței poate fi folosită să regleze direcția reflexiei.

Rezistența, controlează amplitudinea undei reflectate fiind stabilită de natură disipativă a plăcii perforate sau a oricărui material disipativ plasat în celulele fagurelui. Reactanța controlează faza undei reflectate și este influentață în principal de adâncimea linersului. Pentru acest tip de absorbant cu microperforații, rezistența este generată în principal de către porozitatea plăcii perforate iar reactanța de către grosimea stratului de fagure.

Avantajul important pe care îl prezintă absorbantii cu microperforații este acela că aceste structuri pot fi folosite în aplicații cu nivele mari de presiune acustică, în domenii cu viteze mari de curgere a fluidului și temperaturi ridicate. Aceste condiții severe pot conduce la modificarea proprietățiilor linersurilor iar predicția variațiilor este dificil de determinat prin modelele matematice existente.

Dezavantajul major al acestora este legat de banda îngustă de frecvențe pe care acționează raportat la domeniul de frecvențe pe care actionează absorbanții poroși sau fibroși. O comparație între cele două structuri este prezentată în Figură 7.

Figură 1.7. Comparație între absorbția acustică pentru microperforații și materiale poroase

Astfel majoritatea cercetărilor ce au fost efectuate, s-au axat pe tehnici și metode de lărgire a domeniului de frecvențe, a optimizării acestora în condiții de curgere și temperatura sau creșterea performanțelor acustice prin utilizarea unor tehnici hibride.

MODELE DE CALCUL

Parametrul cheie în proiectarea perforațiilor este impedanța acustică. Impedanța acustică este ceea ce determină eficiența acestora în absorbția undelor acustice. Există o multitudine de studii ce au condus la dezvoltarea de modele de calcul a impedanței absorbantilor cu microperforații. În ciuda faptului că la momnetul actual există un număr foarte mare de publicații pe această temă, nu există un model de calcul validat și adoptat la nivel global.

Panourile cu microperforații au fost dezvoltate în anul 1975 de către profesorul Daa-You Maa cercetările căruia au fost prezentate în multe publicații științifice . Diverse modele de calcul ale impedanței acustice a absorbantilor cu microperforații au fost de asemenea studiate și de către Beranek si Ver și Rao si Munjal. Modelul teoretic al lui Maa se bazează pe faptul că orificiul reprezentat de perforație este tratat ca un tub scurt. Propagarea undelor acustice în tuburi înguste a fost inițial discutată de către Rayleigh, model pe care, ulterior Crandall l-a simplificat pentru tuburi foarte scurte în raport cu lungimea de undă. Din cauza dificultăților de calcul, Crandall a propus două formule aproximative atât pentru orificii mici cât și pentru orificii mari, ce pot fi folosite atât cu materiale poroase, respectiv cu plăci perforate convențional. Maa observă discontinuități între cele două cazuri și dezvoltă un model de calcul aproximativ al absorbției acustice a microperforațiilor cu dimensiuni de sub un milimetru, numite si plăci cu microperforații (MPP). Acest model a fost dezvoltat atât pentru unda plană cât și pentru mediu acustic difuz, modelul ținând cont de grosimea panoului perforat, diametrul perforațiilor, gradul de perforare, adâncimea cavității, coeficientul de vâscozitate al aerului, etc.

Calculule teoretice ale absorbței acutice ale panourilor cu microperforații au fost investigate folosind atât modele concentrate cât și modele distribuite, folosind termeni de impedanță acustică diferită .

Tao et al. propun o metodă de predicție a absorbției acustică a panourilor cu microperforații folosind metoda matricei de transfer. Analiza a evidențiat faptul că rezultatele metodei cu matricea de transfer sunt apropiate atât de cele obținute cu modelul matematic a lui Maa cât și de rezultatele obținute experimental.

În cazul în care absorbantii cu microperforații sunt amplasați în medii cu curgere, s-a constatat că performanțele acustice ale acestora sunt puternic influențate. Cercetările ulterioare au condus la dezvoltarea modelelor existente în care au fots incluși noi parametrii ce țin cont de viteza de curgere a aerului pe suprafața panoului cu microperforații cât și parametrii ce țin cont de viteza de curgere a aerului din interiorul fagurelui prin microperforații . Cele două tipuri de curgere sunt regăsite în literatură sub denumirea de grazing-flow și bias-flow. Grazing-flow sau curgere de suprafață este definită ca curgerea aerului din afara absorbantului a cărei direcții este paralelă cu fața absorbantului, această curgere fiind întâlnită de exemplu în interiorul unei conducte care poate fi reprezentată de admisia unui turbomotor. Curgerea bias sau curgere interioară reprezintă introducerea forțată de aer dinăuntrul absorbantului cu microperforații prin orificiile acestuia, fiind în general folosit pentru răcirea panoului cu miroperforatii inclusiv a aerului din microperforații și a aerului din interiorul cavității atunci când temperaturile la care este supus absorbantul sunt foarte mari. Prezentarea lor schematică este ilustrată în Figură 8.

Figură 1.8. Curgere de suprafață și curgere interioară (1:panou cu miroperforașii, 2:structura fagure, 3:perete rigid)

Multe studii au fost realizate pentru investigarea fenomenului fizic ce schimbă impedanța acustică în momentul apariției unei curgeri. Au fost efectuate studii de determinare a profilului de curgere in apropierea orificiului prin măsurari cu anemometre cu fir cald de mici dimensiuni sau prin anemometrie laser . In Capitolul II vor fi detaliate mai mult modele de calcul ale impedanței acustice atât în cazul curgerii de suprafață cât și în cazul curgerii interioare.

DETERMINAREA IMPEDANȚEI ACUSTICE A LINERSURILOR ACUSTICE

Determinarea impedanței a anumitor materiale sau a structurilor cu microperforații, din care se determina coeficientului de absorbție, poate fi măsurat prin mai multe metode. Cea mai frecventă metodă este cea în care se folosește tubul de impedanță acustică în care se folosește procedura de măsurare care este conform standardului ISO 10534-2 (metoda funcției de transfer). Măsurările efectuate conform acestei metode conduc la determinarea coeficientului de absorbție acustică la incidență normală, situație ce este rar întâlnită în practică. Pentru o bună caracterizare a absorbției acustice a unui material este necesar a se cunoaște coeficinetul de absorbție acustică la incidența aleatoare sau oblică. Acest coeficient se poate estima prin calcul analitic pe baza coeficientului la incidența normală. Determinarea coeficientului de absorbție la incidență aleatoare este realizată conform ISO 354, pentru testare fiind necesară o suprafață foarte mare a eșantionului testat.

În ultimii ani de cercetare au fost realizate studii amănunțite cu privire la metode de determinare a impedanței diferitelor tipuri de liner în condiții de curgere a fluidului pe fața acestuia. Există studii în care au fost efectuate teste cu tuburi Kundt modificate astfel încât să fie luată în calcul influența curgerii asupra impedanței acustice. Mechel et al. au efectuat studii implicând o viteză de curgere de 40m/s pentru o mostră de vată bazaltică și un panou perforat în domeniul de frecvențe de 1-1.6kHz. Marino et al au testat o structură cu suprafață totală a perforațiilor de 11% cu o viteză a aerului intre 15-150m/s la un nivel de presiune acustică de 160dB, nivel la care intervin fenomenele neliniare. Cel mai complet studiu este realizat de către Feder și Dean ce au furnizat rezultate ale impedanței acustice pentru panouri subțiri cu viteze ale aerului de peste 230m/s și nivele de presiune acustică de 130-155dB.

Figură 1.9. Tub Kundt folosing curgere – metodă studiată de Mechel et al., Marino et al.

La momentul actual au fost dezvoltate echipamente portabile de măsurare a impedanței acustice. Vavalle et al. în studiul lor folosesc pentru determinarea impedanței unui liners atât tuburile de impedanță cât și un sistem portabil de măsurare a impedanței de la Bruel&Kjaer. De asemenea și NLR (Netherlands Aerospace Center) au dezvoltat un dispozitiv portabil de măsurarea a impedanței acustice.

Figură 1.10. Aparat portabile de măsurare a impedanței acustice (stânga: B&K, dreapta: NLR)

Studiul structurilor acustice în câmp de curgere este realizat utilizând standuri speciale, cum este cel prezentat în figura următoare, unde aerul trece printr-o conductă, unde pereții unei secțiuni reprezintă structuri cu microperforații. În cadrul acestui echipament sunt montați o serie de microfoane c care se studiază perturbațiile din câmpul acustic apropiat.

Figură 1.11 .Facilitati de studierea impedanței acustice a structurilor cu microperforații

NIVELUL DE DEZVOLTARE AL STRUCTURILOR CU MICROPERFORAȚII

Studiile au demonstrat că absorbția sunetului poate fi ajustată pentru benzile de frecvență dorite prin modificarea adâncimii cavității din spatele peretului perforat, sau prin modificarea parametrilor constructivi ai panoului perforat.

Primele studii privind optimizarea panourilor cu microperforații pentru lărgirea benzii de frecvențe pe care acționează, au vizat folosirea mai multor structuri de tip liners alăturate având adâncimi ale cavităților diferite. Zha et al. propun un aranjament paralel a două structuri de liners cu adâncimi diferite ale cavităților pentru creșterea absorbției într-o bandă mai largă, structura fiind testată în tubul de impedanță. Ulterior Yieri et al au testat aranjamente paralele similare pe care le-au comparat cu predicțiile bazate pe analogii cu circuite electrice. Ambele studii au evidențiat faptul că aranjamentul paralel al linersurilor este capabil de lărgirea benzii de frecvențe pe care acționează. Mai mult decât atât performanțele de absorbție pot fi mai bune decât media celor două structuri de liners.

În continuare sunt prezentate o serie de cercetări ce au avut că scop obținerea unor structuri acustice cu microperforații cu rezistență mare în timp, deformabile și adecvate pentru industria aviatică. Landi et al. au dezvoltat un material perforat termoplastic cu caracteristici de amortizarea atât acustice cât și la șocuri, acestea având o structură fagure perforată. Materialul termoplastic folosit în producerea acestui structuri furnizează elasticitate astfel încât în cazul unui șoc ce ar putea produce deformarea structurii, în schimb structura prezentă putându-se întoarce la forma sa originală.

Figură 1.12. Absorbant acustic rezistent la socuri

Arcas et al propun un tip de absorbant cu microperforații dispus circular și optimizat pentru obținerea unei benzi de frecvențe largită în care se produce absorbția. Optimizarea constă în faptul că structura fagure (2) este tăiată în forma unei unde sinusoidale, astfel adâncimea cavităților de fagure variază. De asemenea în cadrul aceluiași studiu este propus și un model de absorbant care în spatele structurii fagure să fie prevazut un material absorbant poros (1).

Figură 1.13. Absorbant cu microperforații de banda larga (1: material poros, 2:structura fagure)

Johnson propune folosirea unei structuri acustice de tip fagure ce conține un perete despărțitor metalic (1) securizat și deformabil ce poate fi folosit ca panou acustic absorbant folosit în regiuni cu viteze mari ale curentului de aer. Avantajul principal al acestui structuri constă în faptul că în fabricarea acestuia nu este folosit niciun fel de lipici, lipiturile fiind realizate doar prin sudură laser.

Figură 1.14. Absorbant cu microperforații deformabil obtinut prin sudura laser

Pentru obținerea unui panou cu microperforații Andre et al. propun o soluție de suprapunere unor foi de tablă cu perforații de tip dreptunghiular între care se inserează un material poros de tip sită metalică cu rol de disipare a energiei acustice în energie termică. Pe lângă rolul acustic această structura prezintă și un grad ridicat de rezistență structurală.

Figură 1.15. Panouri cu perforații suprapuse Andre

Pentru imbunătățirea performanțelelor acustice ale linersurilor amplasate pe admisia turbomotorului, Kempton et al. propun folosirea a două structuri absorbante alăturate (1) si (2), o secțiune cu reactanța între -12 si -2 ρc reprezentată de structura de tip absorbant cu microperforații și o secțiune cu reactanță între -1 și 0 ρc reprezentată de o structură compusă din material poros, iar cele două structuri trebuie să aibe grosimi diferite.

Figură 1.16. Soluție Kempton (1-material poros, 2-acoustic liners, 3-ventilator, A- admisie)

Chiou et al. prezintă două tipuri de structuri absorbante. Una din acestea constă dintr-o structură (B) de liners simplu etajat SDOF în care peste panoul cu microperforații este lipită o țesătură de oțel inoxidabil (2) furnizând astfel o atenuare de bandă largă fără a fi necesară folosirea unui strat poros. Pentru evitarea dezlipirii acestei țesături se propune o altă soluție (A) soluția descrisă anterior este modificată prin introducerea țesăturii de oțel sub placă perforată (1), această soluție fiind folosită în cazul în care există viteze mari ale curentului de aer.

Figură 1.17. Soluția constructivă propusa de Chiou et. al

Hermiller et al. propun o soluție de ajustare a absorbantilor prin folosirea de materiale elastice (polimeri) atașați sub fagure, permițând astfel că linersurile acustice să se adapteze pentru mai multe frecvențe. Astfel acești polimeri permit deformarea lor pentru a scădea adâncimea cavității cu până la 50%. Acest sistem este controlat de un senzor atașat la un sistem loop back ce monitorizează mediul acustic curent, controlând astfel geometria pentru o atenuare mai eficace. Implementarea acestui tip de tehnologie face posibilă realizarea unui sistem cu performanțe acustice semnificative și mai avantajos decât sistemele de control activ pe bază de control al impedanței acustice folosind actuatoare.

Figură 1.18. Membrană elastică în cavitatea fagurelui(1-membrană rigidă,2- perete fagure,3- orificiu de aer,4- membrană polimer)

Kraft et al. propun pe langă structura liners (I) o secțiune de liners activ (II) pentru controlul impedanței. Una din soluțiile propuse de Kraft include o secțiune cu pereți rigizi în care sunt integrați actuatori piezoelectrici(1); un traductor de presiune este instalat în panou pentru a preleva presiunea acustică, semnalul ajungâng în controler astfel generând semnal către actuator (1). Prin această tehnică se controlează și se obține impedanța acustică dorită.

Figură 1.19. Soluție hibrid Kraft, acoustic liners-control activ(Sectiunea I – SDOF, Sectiunea II- control activ, A- admisie, B-Zgomot ventilator, 1- actuator)

O soluție de control activ folosind linersurile acustice este propusă și de Van Nostrand et al. care constă în folosirea unui sistem bietajat Figură 15, în care structura de deasupra este reprezentată de un liners simplu etajat (1) iar actuatorul (2) este plasat în partea de jos, fiind controlat în funcție de semnalul preluat de la senzorul amplasat în partea superioară(3). Sistemele de control activ utilizate în cadrul linersurile acustice sunt o tehnică ingenioasă de reducerea zgomotului, însă principalul dezavantaj al acestora constă în faptul că un astfel de sistem este greu de implementat, costurile sunt mult peste structurile obișnuite iar pentru funcționarea sistemului și alimentarea actuatorilor este necesar un consum considerabil de energie electrică, acest lucru conducând către creșterea consumului de carburant.

Figură 1.20. Solutie hybrid Van Nostrand, acoustic liners – control active (1-placa perforate, 2-actuator, 3-senzor presiune acustica)

Studiile efectuate în timp pe liners SDOF au condus la cercetări experimentale și teoretice pentru absorbanți cu microperorații dispuși pe două etaje (2DOF) , , sau pe mai multe (NDOF) ce au avut ca scop lărgirea domeniului de atenuare. Astfel de soluții au condus la modele complexe ce implică procese de producție complexe dar și o creștere în masă a întregii structuri.

O structură bietajată este prezentată în studiul , care prezintă modul de fabricare al unui astfel de model ilustrat in Figură 16. Acesta constă în doua etaje de structură fagure, fiecare etaj având adâncimi diferite, între aceste etaje existând un perete despărțitor. Acest perete poate fi realizat dintr-o țesătura metalică, soluție ce duce la scăderea greutății.

Figură 1.21. Structură fagure bietajată 2DOF (1-microperforații,2-placă perforată, 3-placa neperforată,4-perete despărțitor,5-structură fagure etaj 2, 6-structura fagure etaj 1)

Lansing și Zaremski au evidențiat că o structură cu mai multe secțiuni (trei secțiuni de MPP) pot spori cu 60% atenuarea față de o structură neoptimizată.

O serie de studii de optimizare și de dezvoltare a linersurilor au fost realizate de către W. Patrick . Ideea principală pe care o propune în cadrul tuturor studiilor, este de a direcționa zgomotul produs de ventilator. Această soluție nu adaugă masă suplimentară, costuri suplimentare sau complexitate și nici nu influențează performanțele aerodinamice ale dispozitivului de admisie. După cum se poate observa secțiunea dispozitivul de admisie este ușor îngustată, absorbanții cu microperforații fiind dispuși pe pereții acestuia (4) pentru ca reflexia undei acustice incidente (1) să se propage mai mult pe direcție axială (2), față de direcția (3). Această direcționare axială a reflexiilor conduce la reducere a expunerii la zgomot a comunităților înconjurătoare.

Figură 1.22. Absorbanți cu microperforații plasați pe pereții dispozitivului de admisie

Această direcționare a reflexiei este obținută prin folosirea în cadrul absorbanților cu microperforații a unei structuri fagure cu adâncimi variabile ce conduce la obținerea unei impedanțe acustice spațial neuniformă. Astfel unda acustică reflectată de absorbant poate fi redirecționată într-o anumită direcție, așa cum este evidentiat in Figură 1.21. De asemenea în aceeași figură este prezentat și fenomenul prin care unda acustică incidentă este reflectată la un unghi β=α+2γ, perpendicular pe panoul perforat. În Figură 18 este prezentată propagarea unei unde acustice (50) cu incidența la un unghi α față de suprafața perforată. Linia 1-1 reprezintă unda acustică la pasul de timp t=t0. La un timp ulterior t1=t0+dt (linia 2-2), unda a înaintat cu o distanță de s1=c(dt) unde c este viteza de propagare a undei. O parte a undei acustice, ce era situată în apropierea linersului în t0, în momentul t1 a pătruns în această și înaintează către peretele din spate. În pasul de timp t3 întreaga undă acustică a lovit peretele din spate și s-a reflectat înapoi (liniile 4,5).

Figură 1.23. Absorbant cu microperforații și adâncimi variabile – analiză în timp

În cercetările sale, Tao , prezintă analiza comparativă dintre absorbția acustică calculată cu metoda matricei de transfer și rezultatele obținute experimental pentru diverse panouri cu microperforații. Mai jos sunt prezentate rezultatele pentru toate tipurile de structuri analizate.

Wang propune investigarea proprietăților acustice prin calcule analitice și prin metodă elementului finit a aranjamentelor paralele cu microperforații și adâncimi diferite (D1 =24 mm; D2 =48 mm; D3 =98 mm). În figurile de mai jos este prezentată schița unui aranjament paralel și rezultatele calculelor (linia continuă) și rezultatele experimentale realizate conform ISO 10534-2 (linia punctata).

Figură 1.24. Aranjamente paralele de absorbanți cu microperforații

Sakagami et al, propun studierea unui panou absorbant cu microperforații în care structura fagure este înlocuită de un strat de material poros. În cadrul acestui studiu sunt propuse diverse corecții ale teoriei lui Maa iar în final sunt prezentate comparativ rezultatele, obținute prin ambele metode, ale unei structuri compuse din panou cu microperforații și material poros cu diverse caracteristici.

Figură 1.25. Comparație între coeficienții de absorbție ale structurilor cu material poros. d=t=0.3mm, p=0.8%, D=50mm, R=10kPa.s.m^-1.

De asemenea si in studiul lui Herrin sunt prezentate rezultate ale absorbției acustice pentru diferite configurații cu diferite porozități si diametre diferite ale perforațiilor.

Figură 1.26. Coeficient de absorbție acustică pentru a) panou de 1mm grosime cu perforații în formă de fantă si b) panou de 0.3 mm cu perforații circulare.

De asemenea în cadrul aceluiași studiu aceștia propun spre studiu un absobant de tip liners în care structura fagure este înlocuită cu canale așa cum este prezentat în continuare.

Figură 1.27. a) Liners cu trei canale b) vedere schematică a canalelor interioare c) absorbția acustică a celor trei canale din spate

Gai et al. studiază influența partitionării unei panou cu microperforații asupra coeficientului de absorbție măsurat cu tubul de impedanță. Rezultatele indică o creștere a benzii de absorbtie prin apariția a încă unui varf de absorbție.

Figură 1.28. Mostre și coeficient de absorbție acustica măsurat (t=0.8, d=0.8, σ=1%)

O altă utilizarea a structurilor de tip acustic liner este propusă de Jones et al. , în momentul în care aeronava începe procedurile de aterizare o sursă ce contribuie major la creșterea zgomotului este reprezentată de capătul flapsului unde apare o curgere turbulentă a aerului. Astfel în cadrul studiului se propune aplicarea pe capătul flapsului a unei porțiuni prevăzută cu acoustic liner iar în interiorul flapsului aplicarea unui material poros. De asemenea pentru lărgirea benzii de frecvențe pe care acest liner acționează, cavitățile din spatele plăcii, sunt prelungite prin schimbarea direcției.

Figură 1.29. Acoustic liner aplicat în capătul flapsului

La nivel european au fost desfășurate o serie de proiecte de cercetare ce au avut că scop reducerea zgomotului produs de turbomotoare. Un proiect de anvergură a fost SILENCER în care au fost studiate atât absorbantii cu microperforații cât și alte tehnici de reducerea zgomotului. O direcție de cercetare a constat în realizarea unui nou design al dispozitivului de admisie capabil de direcționarea în sus a undelor acustice.

Figură 1.30. Dispozitiv de admisie inclinat, testat in cadrul proiectului Silencer

De asemenea tot în cadrul aceluiași proiect au fost cercetați și testați absorbanți cu microperforații amplasați pe margine dispozitivului de admisie asa cum este prezentat in detaliul din Figură 1.29. Testele în zbor au fost efectuate pe o aeronava A320 pe admisia unui motor CFM56.

Figură 1.31. Structuri de tip acoustic liner integrate pe marginea dispozitivului de admisie

Absorbanții convenționali cu microperforații sunt manufacturați din mai multe piese, acestea fiind asamblate. Aceste porțiuni unde se face asamblarea au un efect negativ asupra performanțelor unui absorbant cu microperforații. Aceasta nu este cauzată nu numai de reducerea suprafeței de absorbție dar și din cauză că zonele de asamblare provoacă o împrăștiere a modurilor acustice circumferențiale către alte moduri, ce sunt atenuate mai puțin. În cadrul aceluiași proiect au fost cercetate și dezvoltate absorbanți cu microperforații ce nu necesită îmbinare.

Figură 1.32. Dispozitiv de admisie fara imbinari

Pentru reducerea zgomotului produs de turbine și ardere, în cadrul poriectului au fost cercetate material absorbante innovative și concepte capabile de a rezista la temperaturile mari ale jetului de aer din zona conului central al ajutajului.

Figură 1.33. Corp central al ajutajului

Pentru reducerea zgomotului produs la nivelul evacuării, cercetătorii de la Rolls-Royce au dezvoltat noi material cu proprietăți de absorbție acustică rezistente la temperature mari. Aceastia au folosit o serie de materiale (spume ceramice, fibre ceramice, sfere ceramice) ce rezistă la temperaruri mari și cu proprieteati de absorbție acustică.

Figură 1.34. Materiale cu rezistenta la temperaturi mari si cu propietati acustice

Toate aceste materiale au fost integrate pentru a crea un corp central cu proprietăți de absorbție acustică care să înlocuiască corpul central metalic.

Figură 1.35. Corp central cu proprietăți acustice de absorbție (stânga: corp metallic, dreapta: corp compozit )

O altă idee folosită de cei de la Rolls-Royce a fost de a realiza un corp central din absorbanți cu microperforații cu capacitate de absorbție a freventelor joase, pentru realizarea unei structuri fiind necesară o cavitate cu dimensiuni mari. Țînând cont de faptul că spațiul este limitat, s-a creat o cavitate după principiul cavității pliate așa cum este prezentat în Figură 29.

Figură 1.36. Principiu de obtinerea unei cavitati cu dimensiuni mari in cazuri de spatiu limitat

Figură 1.37. Corp central cu capacitate de absorbtie la frecvente joase

La ora actuală NASA dezvoltă tipuri noi de linersurile acustice capabile de a rezista la temperaturi cât mai mari și să acționeze pe o bandă de frecvențe cât mai largă. Din punct de vedere al temperaturii cercetările recente au condus la realizarea de structuri fagure capabile să reziste la temperaturi de 1000oC. Acești faguri sunt realizați din material ceramic iar pentru fabricarea acestora este folosită tehnica de imprimare 3D folosind pudră ceramică. Această tehnică de imprimare, a condus la crearea de noi tipuri de structuri fagure asa cum este cea din Figură 1.36.

Figură 1.38. Tehnologia de printare a structurilor ceramice (stânga – imprimantă, dreapta – fagure ceramic)

De asemenea tot cei de la NASA cercetează noi tipuri de structuri cu diverse combinații ale formei cavităților din fagure sau chiar înlocuirea structurii de fagure cu un model nou. După cum se observă în Figură 24 sunt propuse o serie de modele de structuri pentru mărirea benzii de frecvență pe care acționează acoustic liner.

Figură 1.39. Modele de geometrii pentru structura fagure

Figură 1.40. Prototip de acoustic liner cu cavitate din trei sectiuni ale cavitatii

De asemenea o altă structură dezvoltată de către cercetătorii de la NASA, rezistentă la temperaturi extreme, este cea din Figură 35. Aceasta structură prezintă cavități cu dimensiuni variabile pentru obținerea unei benzi de absorbție cât mai mare, în schimb dezavantajul acestora constă în faptul că structura ceramică este casantă.

Figură 1.41. Acoustic liner ceramic de banda largă

Studiile recente, conduse de INASCO (Integrated Aerospace Science Corporation) împreuna cu ATECA, cu privire la tehnologii de atenuare a zgomotului în conductele de evacuare au condus la dezvoltarea de linersuri de bandă largă multi-segmentate rezistente la temperaturi mari ce au fost implementate în motorul CFM56-B cu un adaos mic din punct de vedere al masei, obținând rezultate promițătoare din punct de vedere acustic. Linersurile dezvoltate sunt capabile de a rezista la o temperatură maximă de 650C, utilizând materiale ceramice cu caracteristici de absorbție acustică.

Figură 1.42. Structură acustică capabilă de a rezista la temperaturi mari

În timp, domeniul de aplicare al linersurile acustice a fost lărgit, acestea fiind folosite atât pentru reducerea zgomotului la mașini, la reducerea zgomotului la trenurile de mare viteză, au fost implementate soluții de reducere a zgomotului în interiorul conductelor, arhitectura, etc.

În Figură 1.41 sunt prezentate diverse aplicații ale linersurile acustice atât în domeniul aviației așa cum a fost prezentat mai sus. în domeniul autovehicolelor pe partea interioară a capotei pentru reducerea zgomotului provenit de la motor, în controlul zgomotului feroviar cauzat de rularea roților pe calea ferată, pentru soluții de reducerea zgomotului în interiorul unei roți de autovehicul unde linersurile acustice au fost aplicate direct pe janta roții pentru reducerea zgomotului de rulare în interiorul anvelopei și reducerea transmisiei acustice în interiorul mașinii, în domeniul arhitectural unde geamurile sunt suprafețe reflectante greu de tratat acustic din cauza faptului că majoritatea soluțiilor de genul jaluzele, perdele acustice impiedică pătrunderea luminii iar aceste tipuri de linersuri acustice sunt aplicate direct pe geam, fiind realizate din material transparent, contribuind astfel la tratarea acustică a acestor suprafețe, etc.

Figură 1.43. Domenii de aplicare a linersurile acustice (jantă de mașină, acustică arhitecturală – geam)

MECANISMUL DE ABSORBȚIE AL ABSORBANȚILOR CU MICROPERFORAȚII

Energia acustică absorbită de o structura absorbantă este reprezentată atât de energia disipată la suprafață acestuia cât și de energia transmisă. În general energia transmisă este neglijată față de cea disipată așa încât la analizarea fenomenului se poate lua în considerare numai energia disipată. Principiul ce stă la baza absorbției acustice constă în amplasarea în calea undelor acustice a unor mecanisme ce pot provoca frecari ale moleculelor de aer. Creșterea absorbției acustice devine mai mare cu cât energia de acustică antrenată de aceste mecanisme cu frecare, este mai mare.

Absorbantii acustici pot fi divizați în două categorii principale :

a)      Absorbanti porosi sau pasivi (exemplu: vată minerală, spume, metal sinterizat) sunt folosiți pentru a disipa energia sunetului în căldură.

Absorbanti rezonanti, fie membrane sau absorbanti bazați pe principiul rezonatorului Helmholtz; unda sonoră pune în mișcare sisteme oscilante care la rezonanță amplifică viteza de circulație a aerului astfel încât se realizează o sporire a eficacității frecărilor. Astfel rezonatorul are o funcție dublă, atât disiparea energiei acustice în căldură datorită frecărilor din perforație cât și capacitatea de a radia energie pe care o difuzează în toate direcțiile prin pistonul fictiv constituit de aerul din gât.

ABSORBANȚI POROȘI

Materialele de tipul fibrelor minerale (vată de sticlă, vată bazaltică) sau a materialelor din fibră de poliester (nailon) sunt des folosite ca materiale acustice fonoabsorbante. În prezent fibrele sintetice sunt ieftine și sunt eficace în absorbția zgomotului la frecvente medii și înalte, motiv pentru care sunt folosite într-o gamă largă de aplicații.

Principiul de absorbție al materialelor poroase este destul de simplu. Când undele acustice se propagă prin porii materialelor, o parte a energiei este disipată în căldură o dată cu înaintarea undelor acustice prin porii materialului prin cauza frecarilor particolelor de aer între ele cât și frecarea de pereții porilor. Disiparea energiei este provocată de frecari, iar frecările cresc o dată cu creșterea vitezei de deplasare a particolelor aerului prin materialul poros. La rândul sau, viteza de deplasare a particulei crește o dată cu creșterea frecvenței. Partea de energie nedisipata este ori reflectată ori transmisă prin material. Raportul dintre energia reflectată și energia incidența este denumit coeficient de absorbție acustică α iar acesta variază în funcție de frecvența.

Comportamentul acustic al unui material absorbant este caracterizat în principal de rezistența la curgere σ și de porozitatea acestuia ϕ. Porozitatea este definită ca procentul volumului de aer din volumul total al materialului poros.

Rezistența de curgere este raportul dintre diferența de presiune de-a lungul grosimii materialului și viteză Us a aerului ce trece prin material.

(2.1)

Acesta este dependentă de grosimea materialului și nu este o proprietate fundamentală a materialului. Proprietatea materialului este rezistența curgerii specifice rs și este independentă de grosimea materialului.

(2.2)

Rezistența curgerii poate fi măsurată folosind un cilindru în care este un piston calibrat ce cade, acesta când ajunge la o viteză constantă, rezistența curgerii poate fi determinată prin măsurarea timpului în care pistonul traversează o distanță specifică și masă pistonului.

Rezistența curgerii este exprimată în rayls (Pa.s.m-1 sau Ns.m-4) iar rezistența curgerii specifice în rayls/m (Pa.s.m-2). Se cunoaște faptul că materialele fibroase sunt anizotrope, prin urmare caracteristicile acustice ale acestora depind de incidența undei acustice la suprafața acestora (incidență oblică sau normală).

Pentru un material anizotrop, propagarea suntetului este determinată de impedanța acustică specifică Zc si de constanta de propagare , acestea putând fi calculate pe baza rezistenței la curgere conform relațiilor empirice formulate de Delany si Bazley.

(2.3)

(2.4)

Unde reprezintă impedanța acustică specifică, densită tea aerului, viteza sunetului și numărul de undă. Relațiile de mai sus sunt valabile atât timp cât

Constanta de propagare este definită ca :

(2.5)

în care :

(2.6)

unde ω este frecvența unghiulară. Impedanța acustică la suprafața materialului poros este:

(2.7)

Unde D este grosimea materialului poros. Din ecuația de mai sus se determină absorbția acustică folosind ecuatia XXX.

Materialele fibroase expuse la curenți de aer, praf, apă sau foc se pot deteriora rezultând o destrămare a structurii, praful rezultat putând fi nociv. Pentru prevenirea acestei deteriorări aceste materiale sunt protejate prin amplasarea unui panou rigid perforat deasupra lor.

ABSORBANȚI CONSTITUIȚI DIN PANOURI CU MICROPERFORAȚII

Într-un panou cu microperforații (MPP), disiparea energiei undei acustice în căldură este produsă de pierderile vâscoase din interiorul perforatiilor. Odată cu propagarea undei acustice moleculele de aer înaintează în perforație, apar pierderi de energie cauzate de frecarile de la acest nivel. Acest efect poate fi amplificat prin reducerea dimetrului perforatiilor la dimensiuni de sub un milimetru.

Un MPP plasat în față unui perete rigid acționează ca un rezonator. Volumul de aer dintre panou și peretele rigid acționează ca un resort. Principiul este asemenea celui întâlnit la rezonatorul Helmholtz care poate fi ajustat obținându-se o absorbție maximă într-o bandă de frecvențe dorită. Față de rezonatorul Helmholtz, panourile cu microperforații au o bandă de absorbție mai largă.

Principalele avantaje ale MPP față de materialele poroase sunt reprezentate de faptul că pot fi mai subțiri, mai ușoare, rezistente sunt igienice și pot fi spălate sau curățate.

În continuare vor fi prezentate principalele aspecte ale panourilor cu microperforații. În figura de mai jos este prezentat un panou cu microperforații amplasat la o distanță D față de un perete rigid, perforatiile au diametrul d, cu o distanță între perforații b. O perforație împreună cu volumul V care-i corespunde din totalitatea spațiului de aer existent în spatele plăcii, formează un rezonator, separat de vecinii lui prin niște pereți fictivi.

Figură 2.1. Prezentare schematica a unui panou cu microperforații

Pe baza ariei perforatiilor panoului se poate determina porozitatea acestuia care este definita ca raportul dintre suprafata perforatiilor raportata la suprafata totala ce este denumita procentul suprafetei deschise (POA) sau porozitate:

(2.8)

Unde S este suprafața, n este numărul de perforații, θ este aria unei perforații și Θ este aria întregului panou. În cazul perforațiilor circulare suprafața unei perforații este unde r este raza unei perforații. În funcție de geometria și tipul de dispunere a perforațiilor (triunghiulară, patrată sau hexagonală) Figură 37, poate fi obținut conform relațiilor de mai jos:

Figură 2.2. Grila perforatii, patrat, triungiulara si hexagolana.

Pentru o grila patrata,

Pentru o grila triunghiulara,

Pentru o grila hexagonala,

Impedanța cauzată de mișcarea aerului printr-o perforație este definită ca raportul dintre diferența dintre presiunile de pe ambele fețe ale panoului și viteza particulei de aer.

(2.9)

Impedanța acustică specifică a unui panou cu microperforații ZM este obținută prin împărțirea impedanței unei perforații Zp la porozitatea panoului σ.

(2.10)

Impedanța acustică normalizată este obținută prin împărțirea impedanței panoului ZM la impedanța acustică caracteristică a aerului:

(2.11)

Unde  este densită tea aerului,  este viteza sunetului în aer. Impedanța este o cantitate complexă și este exprimată folosind numerele complexe unde :

(2.12)

Unde X reprezintă partea reală a impedanței acustice denumită că rezistența acustică și exprimă energia radiată și pierderile vâscoase a undei acustice ce se propagă prin perforații. Partea imaginară jωR este denumită și reactanță acustică și se referă la masa de aer ce se mișcă prin perforații. Impedanța unei cavitai de aer cu o adâncime D având o terminație rigidă este dată de relația:

(2.13)

Unde k0 este numărul de undă și este raportul dintre frecvența unghiulară  și viteza sunetului în aer  :

(2.14)

Astfel pentru determinarea impedanței acustice a unui panou cu microperforații cu cavitate de aer în spate  este necesară adunarea celor două impedanțe ZM și ZD.

(2.15)

Dacă pe suprafața panoului se propagă o undă plană cu impedanța caracteristică a aerului Z0, pe baza impedanței totale Zi se poate determina reflexia acustică R(ω) a acestui panou din care se poate determina absorbția acustică la incidența normală α(ω):

(2.16)

(2.17)

Rezistența acustică și relația dintre rezistență și reactanță poate fi crescută prin reducerea orificiilor la diametre de sub un milimetru. Frecvența de absorbție și lățimea benzii de absorbție sunt influențate așa cum se va vedea în continuare în funcție de parametrii de proiectare (grosimea panoului, diametrul perforatiilor, porozitate și adâncimea cavitații de aer). De exemplu diametrul perforatiilor determină absorbția acustică pe când adâncimea cavitații de aer determina frecvența centrală de absorbție, dar mai multe detalii cu privire la influența parametrilor asupra absorbției acustice se vor prezenta în Capitolul III.

MODELE DE CALCUL A IMPENDANȚEI STRUCTURILOR CU MICROPERFORAȚII MONOETAJATE

Literatura în domeniul panourilor cu microperforații oferă o serie de studii complexe ce utilizează diverse modele de calcul. În acest capitol vor fi prezentate mai multe modele de calcul a impedanței acustice a panourilor cu microperforații rotunde, pentru structuri simplu etajate, pe mai multe etaje și sisteme hibrid cu panouri perforate cu materiale poroase sau site metalice.

Modelul lui Maa

Pentru calculul impedanței acustice a panourilor cu microperforații Maa a propus două soluții de determinare a acesteia. Prima, denumită și soluția exactă iar a două metodă, metoda aproximativă. Astfel impendața acustică a unei singure perforații este:

(2.18)

Unde s, este constanta de perforare fiind exprimată în funcție de diametrul perforației d și stratul limită vâscos din cadrul perforației , J0 și J1 sunt funcțiile lui Bessel de speță 0 si 1. O relația simplificată este cea în care constanta de perforare este determinată pe baza diametrului perforației și a frecvenței. Dimensiunea stratul limită vâscos descrește o dată cu creșterea frecvenței.

(2.19)

În care μ este vâscozitatea dinamică a aerului iar f este frecvența. Soluția simplificată propusă de Maa de determinare a impedanței acustice a unei microperforații este:

(2.20)

Relațiile descrise de Maa sunt valabile pentru perforații rotunde și panouri cu porozități scăzute. Rezistența și reactanța de masă a perforației trebuie corectată din cauza radiației aerului dela capetele tubului. Mai mult decât atât Rayleigh a evidențiat faptul că la radiația acustică a perforației trebuie adăugată o masă de aer suplimentară. Aceste corecții nu sunt prevăzute în modelul lui Maa de mai sus.

Corectii de lungimea perforației

Fenomenele fizice ce influențează partea reală și imaginară a impedanței sunt evidențiate în Figură 38 în care este prezentată viteza particolelor acustice. Se poate observa faptul că liniile de curgere de la capetele orificiilor sunt perturbate afectând dimensiunea stratului limita vâscos. Când diametrul perforației este similar cu dimensiunea stratului limita, efecte vasco-termice sunt semnificative.  O regiune cu o curgere uniformă este prezentă în centrul perforației. Trebuie aduse corecții părții rezistive și reactive din cauza a două efecte:

Rezistența de suprafață: așa cum se poate observă în  Figură 38 la capetele perforatiilor, liniile de curent se curbează pentru a pătrunde în perforație rezultând astfel o porțiune pe suprafață panoului care produce un plus al efectelor de frecare vâscoase. Aceste fenomene trebuie adăugate la partea rezistiva a impedanței. Această corecția are următoarea relație:

(2.21)

Reactanța de masă: radiația masei de aer (de formă cilindrică) din perforație produce o creștere aparentă a grosimii panoului. Această creștere aparență a panoului trebuie să fie luată în calcul în partea imaginară a impedanței (reactanța), unde factorul de corecție este j0.85ωρd .

Figură 2.3. Viteza de curgere in perforatii si fenomenele vascoase

Prin urmare corecțiile ce trebuie aduse impedanței acustice sunt :

(2.22)

Astfel relația exactă pentru determinarea impedanței acustice incluzând corecțiile de terminație a unui panou este:

(2.23)

În aceeași manieră rezultă și metoda aproximativă propusă de către Maa cu corecțiile de terminație:

(2.24)

În continuare se vor analiza comparativ rezultatele absorbției acustice obținute pentru o structură cu microperforații calculate atât prin metoda exactă cât și prin metoda aproximativă.

Figură 2.4. Comparatie între Maa exact și aproximativ (t=0.5mm,d=0.3mm, D=10mm b=2.5mm)

Anliza comparativă a rezultatele indică faptul că soluția exactă furnizează o rezistență mai mare conducând astfel la o creștere a absorbției. De asemenea există și diferențe în partea reactivă de unde rezultă o diferență de 80Hz în frecvența vârfului de absorbție maximă. În capitolul următor se vor compara aceste rezultate cu rezultate obținute experimental. Programul de calcul (I_comparatie_Maa_exact_aproximativ.m) se regăsește în Anexa 1.

Corectii in functie de forma muchiilor

Există studii în care anumiți autori  au studiat influența muchiile perforatiilor asupra părții rezistive. Pentru a lua în considerare influența formei muchiilor ce influențează profilul de viteze din interiorul perforatiilor, în special influență manifestată la nivelul startului limită, a fost introdus un termen nou φ, în relația rezistenței de suprafață:

(2.25)

Unde φ este 4 pentru muchii drepte ale perforatiilor și 2 pentru muchii rotunde. În  Figură 0.7 se poate observa faptul că adăugarea la partea rezistivă a acestui coeficient nu conduce la modificări semnificative ale absorbției acustice. Programul de caclul (II_comparatie_Maa_exact_aproximativ_corectie_forma_muchie.m) se regăsește în Anexa 2.

Figură 2.5. Influența formei muchiilor perforatiilor asupra absorbției acustice (t= 0.5mm,d=0.3mm D=10mm, b=2.5mm)

Corecții legate de distanța dintre perforații

Modelul lui Maa consideră că perforatiile sunt destul de spațiate una de cealaltă astfel încât să se obțină o porozitate scăzută a panoului, neexistând interacțiuni între liniile de curent corespunzătoare fiecărei perforații.

Figură 2.6. Interacțiunea dintre perforații

Considerând perforațiile cu secțiune circulară de diametru d, cu distanța între centrele perforatiilor b și distanța între muchiile perforațiilor θ, studiile  au evidențiat că atunci când d/b<0.2 (sau l>4d), orificiile nu interacționează între ele. Pentru panourile cu d/b>0.8 (sau l<d/4) intervin perturbații ale câmpului de viteze între perforații și partea reactivă a impedanței este corectată folosind funcția Fok   :

(2.26)

Unde

(2.27)

Introducând corecția privind interacțiunea dintre perforații, rezultă că impedanța acustică este:

(2.28)

Există studii recente  cu privire la corecția dată de distanțierea perforațiilor, în care s-a folosit un model ce caracterizează panourilor cu grade mare de perforare:

(2.29)

Unde este definit ca

Elnady a propus o expresie pentru perforațiile așezate în grilă pătratică. O relație generală pentru alte tipuri de grile poate fi exprimată în funcție de numărul de perforații din alăturare pentru fiecare tip de grilă. Aceasta conduce la următoarea forma a factorului de interacțiune:

(2.30)

Unde depinde de tipul de grilă al perforatiilor și este egal cu 0.47 pentru grile patratice, 0.31 pentru grile triunghiulare și 0.62 pentru grile hexagonale. Această relație are avantajul că pentru (interacțiune totală) și dacă (fără interacțiune ). Astfel expresia impedanței acustice a panoului cu corecția propusă de Eldany devine:

(2.31)

În continuare sunt prezentate comparativ toate modelele de calcul prezentate anterior cu privire la interacțiunea dintre perforații. Rezultatele indică diferențe importante între modele, unele din acestea conducând fie la o creștere părții rezistive fie la modificarea reactanței, modelul adecvat fiind ales în funcție de datele experimentale prezentate în Capitolul III.

Figură 2.7. Analiza comparativă a modelelor de calcul al interacțiunii perforațiilor

Corecții ale impedanței pentru cazurile cu curgere de suprafață

Modele matematice prezentate anterior sunt valabile în cazurile statice, când unda acustică se propagă în medii fără curgere. În cazul în care pe suprafața panoului perforat apare o curgere a fluidului atunci sunt necesare anumite corecții la modele de calcul ale impedanței prezentate mai sus. Efectul curgerii fluidului pe suprafața panoului cu microperforații conduce la o creștere a rezistenței și o scădere a reactanței  , în cadrul cercetărilor fiind propuse diverse modele empirice de calcul al acestor fenomene. Kirby și Cummings  au studiat impedanța panourilor perforate pe suprafața cărora este aplicată o curgere de suprafață. Aceștia au constatat că atât partea rezistivă cât și partea reactivă a impedanței a fost modificată din cauza curgerii fluidului.

Ingard si Ising au studiat fenomenele neliniare ce apare în momentul în care un panou cu microperforații este expus la nivele mari de presiune acustică, în cadrul studiului evidențiind că în față perforației, viteza particulei acustice este mărită pe măsură ce undele acustice intră în perforație. La ieșirea din orificiu, aceștia au observat că curgerea formează un jet de aer cu viteză mare.  În cadrul cercetării experimentale efectuate cu un stand realizat de către Sontech, Allam și Abom  au studiat efectul asupra impedanței acustice a curgerii de suprafață. În cadrul studiului au fost testate panouri cu microperforații cât și panouri cu fante. Soluția empirică  de calcul a impedanței acustice propusă de către aceștia a fost:

(2.32)

Unde CD este coeficientul de refulare a orificiului definit de viteză de curgere reală și viteza curgerii ideale (fiind un coeficient este mai mic decât 1). β=0.15 este o constantă semi-empirică, M este numărul Mach, δ=0.62d este un factor pentru corecția de terminație pentru ambele capete ale perforației și Fint,Ff sunt interacțiunea dintre perforații, respectiv  efectul curgerii:

(2.33)

(2.34)

Conform altor cercetări Malmary  coeficientul de refulare CD în prezența unei curgeri aplicate pe suprafața panoului ,variază între 0.6 și 0.9. Considerând modelul de impedanță a lui Maa (ce folosește funtiile Bessel) la care se adaugă impedanța de terminație modificată de curgerea fluidului pe suprafața panoului, obținandu-se:

(2.35)

Cobo et al au propus un model similar cu cel al lui Allam si Abom dar cu anumite modificări ale corecției de terminație, astfel ecuația impedanței acustice în condiții de curgere devine :

(2.36)

Unde

(2.37)

Iar V este viteza de curgere, M este numărul Mach iar β și γ sunt parametrii ce trebuie investigați. Villamil a efectuat diverse studii în care a variat parametrii β și γ, în care β a variat de la 0.15 la 0.60 și s-a constatat că creșterea acestui parametru conduce la o creștere a absorbției acustice la frecvente de peste 7kHz. Variația lui  γ între 300 și 600 conduce la o schimbare a frecvenței extrem de mică.

Modelul lui Guess include termenii standard ai impedanței acustice ai unui panou cu microperforații iar în plus tratează și cazurile cu nivele mari de presiune acustică și curgeri de aer tangențiale pe suprafață panoului. Pentru o viteză de curgere tangențială pe suprafața panoului, relația lui Guess pentru impedanța acustică fiind :

(2.38)

Unde este numărul Mach în orificiu, fiind amplitudinea vitezei particolei și este numarul Mach al curgerii de pe suprafața panoului. Primii trei termeni ai lui Rp modelează fenomenele legate de vazcozitate, al patrulea termen este contribuția radiației iar ultimii termeni modelează fenomenele neliniare. În mod similar primul termen a lui Xp corespunde masei de aer ai fiecărei perforații și ceilalți termeni corespund fenomenelor neliniare și și procesului de radiație.

Un alt model este cel al lui Kirby și Cummings care se axează pe cazuri în domeniul liniar. Spre deosebire de modelul Guess, parametru de intrare nu mai este viteza tangențială V ci viteza de frecare notată cu V*, ce este o caracteristică a stratului limita vâscos interior al fluidului și este un parametru bun pentru a caracteriza influența curgerii asupra stratului rezistiv. Formula empirică a lui Kirby și Cummings este obținută pe baza experimentală:

(2.39)

In care termenul de corectie :

(2.40)

Modelul lui Beranek si Ver

Beranek si Ver au propus o formă simplificată a aproximarii rezistenței și reactanței pentru impedanța normalizată a unui panou perforat:

(2.41)

unde este o functie ce tine cont de rata de perforare iar .

Modelul lui Lee si Kwon

O altă abordare a calcului impedanței unui MPP a fost tratat de către Lee și Kwon  ce propune un calcul diferit al rezistenței și reactanței ce se bazează pe modelele empirice ale lui Rao și Munjal :

(2.42)

Metoda Matricei de Transfer

Metodă matricei de transfer (TMM)  este o metodă utilă pentru determinarea impedanței acustice a unui sistem complex compus din mai multe panouri cu microperforații. Există studii in care s-a evidențiat ușurința de calcul prin metoda matricei de transfer. Studiile au fost făcute atât pe o structura simplă de MPP cu cavitate de aer în spate cât și combinații cu material poros plasat în spatele/față MPP și combinații cu materialul poros plasat în cavitatea de aer. Metodă constă în modelarea panoului cu perforații ca o matrice cu patru poli ce fac legătura cu presiunea și viteza acustică de pe o parte și pe cealaltă parte a panoului așa cum este ilustrat în Figură 42.

Figură 2.8. Prezentare schematica a unui panou cu microperforații

Matricea de transfer pentru un panou cu microperforații poate fi exprimată sub forma:

(2.43)

În care p1 și p2 reprezintă presiunea acustică pe față și pe spatele panoului, u1 și u2 reprezintă viteza particolei acustice pe ambele părți iar A,B,C,D reprezintă cei patru poli ai panoului. Astfel exprimând sistemul panou – cavitate de aer sub formă matriceală rezultă următoarea matrice de transfer:

Unde A1,B1,C1,D1 reprezintă polii primului element (panoul) iar A2,B2,C2,D2 reprezintă polii celui de-al doilea element reprezentat de aer. Astfel înmulțind cele două matrice ale fiecărui element rezultă matricea întregului sistem Panou-Cavitate aer, unde p3 și u3 reprezintă presiunea, respectiv viteză la suprafață peretului rigid. Din moment ce suprafață 3 este un perete rigid viteză la perete u3 este zero. De asemenea din cauza grosimii t foarte mici a panoului, viteza pe ambele părți ale perforațiilor se consideră că fiind egale, u1=u2. Considerând cele de mai sus, se poate determina impedanța de transfer a panoului ZT că fiind:

(2.44)

De unde :

(2.45)

Dacă u1=u2 în 2.43, matricea panoului cu microperforații poate fi reprezentată ca:

(2.46)

Unde ZT este impedanța panoului si este calculată conform modelelor prezentate mai sus. Cunoscând matricea impedanței de transfer a panoului, la aceasta trebuie adăugată impedanța cavitații de aer care este definită ca:

(2.47)

Unde k este numărul de undă iar L este adâncimea cavității de aer, ρ0 este densită tea fluidului din cavitate și c este viteza sunetului.

Matricea globală (A13,B13,C13,D13) pentru un panou perforat plus cavitatea de aer poate fi obținută prin înmulțirea matricei 2.46 si 2.47.

(2.48)

Astfel impedanța de suprafață a panoului este obținut din relația:

(2.49)

Odată ce impedanța de transfer este obținută, se poate determina coeficientul de reflexie acustică la incidența normală:

(2.50)

Din care se poate dermina coeficientul de absorbtie acustica la incidenta normala:

(2.51)

MODELE DE CALCUL A IMPENDAȚEI STRUCTURILOR CU MICROPERFORAȚII CU N-NIVELE

Modelarea unei structuri bietajate sau netajate poate fi realizată așa cum a fost prezentat anterior prin metodă matricei de transfer (TMM) sau prin analogie cu circuitele electrice (CE).

ANALOGIA CU CIRCUITELE ELECTRICE

Modelarea unei structuri cu microperforații folosind analogia cu circuitele electrice a fost realizată prima oară de către Maa . În continuare se prezintă o structura de tip MPP sub formă unui circuit electric.

Figură 2.9. Prezentarea sub forma unui circuit electric a unei structure de tip MPP

In Figură 43 impedanța acustică a întregului sistem este compusă din impedanțele fiecărui panou în parte  ZM1 si ZM2 și din impedanțele celor două cavități de aer. Impedanța celui de-al doilea panou este  Z2 este în serie cu impedanța cavitații de aer ZD2, ce sunt în paralel cu impedanța cavității de aer ZD1. Astfel impedanța primului panou ZM1 este în serie cu restul circuitului electric. Impedanța sistemului panou-cavitate de aer de lângă peretele rigid este:

(2.52)

Impedanța Z2 este in paralel cu impedanța cavității de aer anterioară ZD1.

(2.53)

Impedanța Zi va rezulta prin adaugarea Z1 in serie cu impedanța primului MPP.

(2.54)

Din relațiile de mai sus rezultă impedanța acustică a sistemului bietajate cu panouri cu microperforații.

(2.55)

Unde ZM1, ZM2 sunt impedanțele panoului 1 și 2 și a cavitatilor se pot calcula cu modele de calcul descrise în subcapitolele anterioare.  Cunoscând impedanța acustică a sistemului bietajat Zi, se determină coeficientul de absorbție:

(2.56)

Metoda matricei de transfer

Metoda matricei de transfer (TM) este o metodă practică de determinare a impedanței acustice a unui sistem compus din mai multe etaje. În această metodă fiecare etaj este considerat că fiind de lungime infinită formând o matrice unitară. Impedanța sistemului este obținută prin înmulțirea a fiecărei matrici individual.

(2.57)

în care reprezintă impedanța acustică a panoului  n, reprezintă impedanța acustică a cavitații n, corespunzătoare panoului .

Așa cum s-a arătat în capitolul precedent  pentru un sistem cu un singur etaj impedanța totală este definită in relația 2.48 Adăugând încă un panou cu cavitate de aer în spate, impedantele acestora trebuie înmulțite la relația  de mai sus:

(2.58)

(2.59)

Introducând impedanța obținută în relația coeficientul de reflexie se poate determina coeficientul de absorbție acustică la incidența normală. Deci în cadrul metodei matricei de tranfer, calculul unei structuri complexe se face prin crearea unei matrice corespunzătoare fiecărui element, urmând înmulțirea aceastora.

Model de calcul al solutiilor hibrid

Creșterea absorbției acustice poate fi crescută prin introducerea unui material poros sau fibros în spațiul de aer din spatele panourilor perforate. În acest capitol vor fi prezentatate două metode hibrid; prima metodă constă în modelarea unui sistem bietajat format din panou cu microperforații, cavitate de aer, panou cu microperforații, material poros și perete rigid. Cea de-a două soluție hibrid constă în modelarea unui sistem compus din panoul cu microperforații în spatele căruia se amplasează o sită metalică fină

Structura hibrid MPP – strat poros

Așa cum a fost deja prezentat în capitolul anterior, impedanța acustică specifică a unui material poros poate fi calculat folosind modele expirice precum Delaney Bazley. Pentru un sistem cu un singur etaj, absorbția acustică este dată din înmulțirea impedanței acustice a panoului cu microperforații și a impedanței acustice a materialului poros astfel:

Figură 2.10. Structura hibrid MPP-material poros

Matricea panoului cu microperforații este cea prezentată în ecuația iar matricea corespunzătoare materialului poros este:

(2.60)

Unde kc reprezintă numărul de undă în materialul poros, Zc reprezintă impedanța acustică a materialului poros, Lp reprezintă grosimea stratului de material poros. Impendața acustică și numărul de undă corespunzătoare materialului poros sunt determinate conform relațiilor de la capitolul 2.1.1. De exemplu pentru obținerea impedanței totale a sistemului hibrid cu un singur etaj ce consta dintr-un panou si material poros in cavitate, se înmulțesc cele două matrice:

(2.61)

Avantajul acestei metodă constă în faptul că se pot calcula structuri complexe precum cele din În cazul în care se folosesc alte aranjamente ale elementelor absorbante matricea impedanței totale se modifică. În continuare sunt prezentate două structuri hibrid pentru care matricea de transfer corespunzătoare fiecăreia este:

Figură 2.11. Diverse tipuri de structure hibrid (stanga: config I, dreapta: config II)

Pentru configurația I matricea globală este:

Pentru configurația II matricea globală este:

Structura MPP – micromesh

CALCULUL IMPEDANȚEI ACUTICE MPP FOLOSIND METODA ELEMENTULUI FINIT

În cadrul acestui capitol sunt prezentate metode de modelare ale sistemelor de tip acoustic liner și calculul al impedanței și absorbției acustice folosind Metoda Elementului Finit utilizând software-ul dedicat MSC Actran. Actran este un program de calcul bazat pe metoda elementului finit ce modelează propagarea acustică, transmisia și absorbția, vibro-acustic sau aero-acustic. În cadrul acestui software elementele de tip acoustic liners pot fi modelate prin mai multe tehnici:

Modul acoustic liner inclus în software: impedanța sistemului compus din panoul cu microperforații și cavitatea de aer din spatele acesteia sunt calculate folosind metoda aproximativă de calcul a lui Maa. Acest modul reduce dimensiunea modelului prin pre calcularea impedanței acustice totale a acestui sistem, impedanța ce este atribuită doar unei suprafețe a modelului CAD fără a fi necesară realizarea grilei de calcul a cavitații de aer și a perforatiilor.

realizarea grilei de calcul a întregului domeniu reprezentat de fluid (fluidul din perforații și din cavitate) pentru a se putea calcula perturbațiile stratului limită vâscos și termic de pe pereții perforatiilor, perturbații ce produc frecările vâscoase disipatoare de energie.

modelarea panoului cu microperforații în analiză FEM că o suprafață  pentru care programul Actran calculează impedanța acustică iar cu metodă TMM se face transferul de impedanța dintre cele două domenii de fluid așa cum va prezentat în continuare; pentru fluidul din cavitate este necesară realizarea grilei de calcul.

În continuare sunt prezentate rezultatele absorbției acustice obținută pentru fiecare metodă prezentată mai sus. Acest studiu este realizat pentru a observă care metodă de modelare a acestor structuri reactive de tip panouri cu microperforații furnizează rezultatele cele mai apropiate de cele experimentale fiind utilizată în cercetările din cadul Capitolului V. Ca o regulă generală în cadrul analizelor FEM, dimensiunea maximă a elementelor trebuie să respecte regula de minim șase elemente pe lungimea de undă corespunzătoare frecvenței superioare analizate. În cadrul celor trei analize FEM au fost introduși următorii parametrii ai panoului perforat (diametrul perforației 0.5mm, porozitate 8.73%, grosimea panoului 0.5mm).

Astfel prima metodă analizată este cea în care se folosește modul special de acoustic liners al programului ACTRAN ce utilizează relația simplificată ale lui Maa. Pentru determinarea coeficientului de absorbție folosind metoda FEM, este necesară modelarea unui tub de impedanță după cum este prezentat este în figura următoare:

Figură 2.12. Tub de impedanță virtual

Condițiile la limita aplicate: suprafața roșie este definită că sursă acustică generatoare de undă plană, suprafața verde reprezintă panoul perforat (pentru care se specifică porozitate, diametrele perforatiilor, grosimea panoului și tipul grilei perforatiilor) iar pentru întregul domeniu de calcul se definesc proprietățile fluidului (viteza sunetului și densită te).

Cea de-a două metodă constă în realizarea modelului CAD în întregime, inclusiv fluidul din interiorul perforatiilor. Figură 47 prezintă modelul CAD folosit, unde pentru a reduce modelul de calcul a fost studiată absortia produsă de o singură perforație. Astfel domeniul hexagol reprezintă cavitatea de aer ce îi revine unei perforații, zona centrală reprezintă coloana de fluid din interiorul perforației iar cilindrul din partea dreaptă a imaginii reprezintă fluidul din interiorul tubul de impedanța. Această metodă de calcul se bazează pe metodă DBLNSF “Distance-Based Linearized Navier-Stokes-Fourier”, în care absorbția acustică este determinată calculând curgerea din straturile vâsco-termic astfel rezultând frecările disipatoare de energie. Această metodă necesită ca grilă de calcul să fie destul de fină în apropierea suprafeței panoului și pereții perforației pentru a putea surprinde bine efectele din stratul limită. Un dezavantaj al acestei metode este faptul că această rafinare a grilei conduce la o creștere foarte mare a timpului de calcul. Așa cum este prezentat în detaliul imaginii, dimensiunea elementelor din zona perforației a fost setată la maxim 0.05mm. Domeniul fluidului a fost împărțit în trei domenii după cum urmează: domeniul fluidului din cavitate (domeniul hexagonal), domeniul fluidului din tubul de impedanță iar domeniul fluidului din interiorul perforației plus o anumită porțiune din domeniul cavitații tubul de impedanță. Pentru suprafața roșie a fost definită condiția la limita de sursă acustică generatoare de unde plană iar domeniul fluidului din perforație a fost definit componentă visco thermal în care se calculează disiparea energiei acustice în energie termică.

Figură 2.13. Model de calcul complex ce calculează perturbațiile din stratul limită vâscos și termic

Cea de-a treia metodă, constă în modelarea panoului perforat ca o suprafață (suprafața albastră) ce delimitează două domenii reprezentate de către domeniul de aer din tubul de impedanța și domeniul de aer din cavitatea din spatele panoului perforat. Ca în celelalte cazuri pe suprafața roșie este aplicată condiția la limită de sursă acustică generatoare de undă plană. Pentru această suprafață albastră este calculată impedanța acustică folosind modelul lui Maa la care se adaugă impedanța acustică a cavității de aer din spatele panoului.

Figură 2.14. Grila de calcul al celei de-a treia metoda

Simulările au fost realizate pentru un panou cu microperforații ce are următorii parametrii: t,d=0.5mm, σ=8.37% și adâncimea cavitații de D=20mm și 40mm. Rezultatele obținute pentru fiecare metodă în parte sunt prezentate în capitolul următor.

VALIDAREA EXPERIMENTALA A MODELELOR MATEMATICE

Masurari absorbtie acustica la incidenta normala

Masurarile acustice au fost efectuate folosind tubul de impedanța acustică conform SR EN ISO 10534-2. În cadrul măsurărilor a fost folosit tubul de impedanța cu diametrul de 28mm. Conform standardului tubul trebuie să fie destul de lung pentru a realiza generarea și propagarea de unde plane, undele plane vor apărea la o distanță de trei diameter față de sursă acustică. Este recomandat că microfonul să fie amplasat la o distanță de cel puțin un diametru față de sursă. Limita inferioară depinzând de distanța dintre microfoane, trebuie să fie mai mare de 5% din lungimea de undă a celei mai scăzute frecvențe.

Undă plană poate fi generată în tub doar dacă frecvența de excitare este inferioară celui mai mic mod iar frecvența utilă a tubului este obținută conform:

Punctul de referință (x=0) este situate la suprafața mostrei, x1, x2 fiind pozițiile microfoanelor față de suprafața mostrei iar s reprezintă distanța dintre microfoane. Presiunile complexe în cele două poziții ale microfoanelor pot fi exprimate că o sumă dintre undele incidente și reflectate astfel:

In care k este numărul de undă. Din expresiile lui si se obțin și . Unda reflectată poate fi scrisă în funcție de coeficietnul de reflexive ca:

unde este coeficientul de reflexive, iar funcția de transfer dintre cele două microfoane este:

Din care rezultă coeficientul de reflexie și coeficientul de absorbție acustică:

Reprezentarea schematică a tubul de impedanța este prezentată în Figură 49.

Figură 3.1. Prezentare schematică a tubului de impedanță

Presiunea acustică este măsurată în configurație standard a microfoanelor și este măsurată funcția de transfer  conform:

unde este autospectrul determinat din produsul în care este presiunea acustică complexă în poziția microfonului 1, este cross spectrul determinat din produsul în care reprezintă conjugata complexă. Când este folosită tehnica de măsurare cu două microfoane, una din următoarele proceduri de corecție a funcției de transfer, trebuie aplicate: măsurare repetată cu canalele interschimbate sau folosirea unui factor predeterminat de calibrare. Această tehnică este efectuată pentru a reduce diferențele dintre canalele de măsură ( amplititudine și faza). În cadrul acestui studiu a fost adoptat un factor de corecție predeterminat ce a fost măsurat cu microfoanele interschimbate și a fost măsurată funcția de transfer:

Funcția de transfer corectată este determinată folosind relației:

Pe baza funcției de transfer corectată se determina coeficientul de reflexie și absorbție la incidența normală:

Comparatii FEM-măsurări

În capitolele anterioare au fost descrise diverse metode de modelare a panourilor cu microperforații. În acest capitol se va realiza analiză comparativă între datele experimentale și rezultatele modelelor expuse mai sus pentru același panou cu microperforații. Pe baza analizei se va determina ce model de calcul obține cele mai bune rezultate comparativ cu cele experimentale. Programul (IV_comparatie_Maa_exact_aproximativ_Beranek_Lee_Anexa1.m) ce conține mersul de calcul pentru fiecare model numeric este prezentat în ANEXĂ 1. Panoul studiat are următorii parametrii, t,d=0.5mm, σ=8.37% cu adâncimea cavitații de D=20mm și 40mm.

Figură 3.2. Date analitice-experimentale (D=20mm)

Figură 3.3.Date analitice-experimentale (D=40mm)

În cazul cavitații de 20 mm cele trei modele (Maa varianta exactă, aproximativă și metodă Beranek) furnizează cele mai apropiate valori față de datele obținute experimental. În schimb în cazul cavitații de 40mm față de datele experimentale, modelul Maa aproximativ furnizează o rezistență mai mare și o reactanța mai mică , modelul Beranek o rezistență mai mică în schimb modelul Maa versiunea exactă obține cele mai bune rezultate. Pentru validarea modelului lui Maa exact, a mai fost testată o structura cu următorii parametrii t=0.6mm, d=0.2mm,  σ=2.37% cu adancimile cavitații de D=20,30,40mm.

Figură 3.4. Analiza comparativă modelul lui Maa_exact – date experimentale (D=20,30,40mm)

În continuare se vor prezenta analizele comparative ale datelor obținute prin metoda elementului finit și datele măsurate. După cum se poate observa, metoda ce folosește modul software-ului de acoustic liner și metoda impedanței de transfer furnizează aceleași rezultate, diferențele fiind foarte mici. În schimb, metoda ce folosește procedura DBNLSF obține atât o rezistență mai mare cât și o reactanța diferită.

Figură 3.5. Analiza comparativă experimental-simulat (D=20mm)

Figură 3.6. Analiza comparativă  experimental-simulat (D=40mm)

Având în vedere faptul de rezultatele bune obținute cu un timp redus de calcul atât cu modulul softului Actran și metoda matricei de transfer, se alege în continuare studiului structurilor reactive cu microperforații folosind metoda matricei de transfer de impedanța. De asemenea, cu metoda FEM a fost studiată și structura analizată anterior (t=0.6mm, d=0.2mm, σ=2.37% cu adancimile cavitatii de D=20,40mm), rezultatele fiind prezentate în continuare.

Figură 3.7. Analiza comparativă experimental-simulat (t=0.6mm, d=0.2mm, σ=2.37%)

Analizând datele obținute se poate spune că folosind metodă FEM se obțin date bune și este validă a fi folosită în studiul atenuării acustice a ejectorului acustic.

În continuarea studiului sunt testate diverse configurații de panouri cu microperforații, monoetajate, bietajate, cu porozitate mică/mare. Așa cum s-a observat din datele experimentale prezentate mai sus, pentru panouri cu perforații mari de 8,37% rezistența acustică este mică conducând totodată la o absorbție redusă. Pentru creșterea rezistenței se propune adăugarea unei site fine de inox (grosimea firului 0.11mm, dimensiunea ochiului0.14mm) pe suprafața panoului perforat.

În continuare sunt prezentate toate configurațiile testate și codificarea acestora:

Pentru configurațiile prezentate în tabelul de mai sus au fost efectuate măsurări acustice în tubul de impedanță, în continuare fiind prezentate atât schița fiecărei structuri cât și absorbția acustică măsurată pentru diverse adâncimi ale cavității. Rezultatele indică clar faptul că modificarea adâncimii cavității de aer este parametrul cheie ce conduce la modificarea reactanței, implicit frecvența  vârfului de absorbție.  Rezultatele masurarilor pentru stucturile monoetajate, indică faptul că adăugarea sitei de inox pe față interioară a panoului, conduce la creșterea absorbției acustice cu 0.2, deci creșterea rezistenței acustice datorită frecarilor suplimentare de la nivelul firului metalic. Adăugarea a încă unui strat de sită  pe suprafață exterioară a panoului conduce la o creștere de doar 0.1. Adăugarea unui panou lipit de cel inițial conduce la reducere porozității prin acoperirea anumitor perforații. Astfel cu o porozitate de 2.37 % se obține o atenuare maximală, fapt ce indică că porozitatea este parametrul cheie în obținerea unei absorbții aproape maxime. Adăugarea a încă unei site metalice la această structura conduce la obținerea absorbției acustice maxime.

În cazul structurilor bietajate se poate observa ca măsurările indică o mărire a benzii de absorbție prin apariția a încă unui vârf de absorbție. De asemenea și în acest caz, adăugarea sitei de inox conduce la creșterea absorbției acustice către maxim.

INFLUENȚA PARAMETRILOR GEOMETRICI

În cazul structurilor bietajate se poate măsurările indică o mărire a benzii de absorbție prin apariția a încă unui vârf de absorbție. De asemenea și în acest caz, adăugarea sitei de inox conduce la creșterea absorbției acustice către maxim.

Figură 3.19. Structură monoetajată

Pentru o adâncime a cavității de doar 5mm nu se obține nicio absorbție dar odată cu creșterea acesteia, apare un vârf al absorbției la frecvențe de 10kHz cu un coefficient maxim de 0.55. Cu cât adâncimea cavității crește cu atât primul vârf al absorbției scade în frecvență iar la anumite adâncimi apar și alte vârfuri. Pentru această configurație cu porozitate mare se observă clar că partea rezistiva este mică, în consecință se obține o absorbție mică.

a b

c d

e

Figură 3.20. Structura monoetajată  – răspunsul în frecvența cu variația((a) – adâncimea cavității, (b) – porozitate, (c) – distanță între perforații, (d) – grosimea panoului, (e) – diamentrul perforației)

Variația adâncimii cavității pentru structura monoetajată  cu două panouri perforate suprapuse este prezentată în Figură 69. În cazul în care panoul are un grad scăzut de porozitate, atenuarea atinge valori maxime, creșterea adâncimii cavitatii ducând doar la schimbarea vârfului maxim de absorbție. Și în acest caz, pentru cavități mai mici de 5mm, nu are loc nicio atenuare.

Figură 3.21. Structura monoetajată  panouri suprapuse- răspunsul în frecvența cu variația adâncimii cavității

În cazul unei structuri bietajate, chiar și în cazul în care adâncimea D2 este 0, se obține absorbția corespunzătoare primei structuri cu D1=15mm.

Figură 3.22. Structură bietajată cu panouri suprapuse- răspunsul în frecvență cu variația adâncimii cavității D2

MĂSURĂRI STAND DE EXPERIMENTARE – MICROMOTOR JETCAT P80

Scopul acestei lucrări este de a dezvolta o structură reactivă formată din panouri cu microperforații folosită  în cadrul unui ejector. Folosirea unui astfel de ejector atașat la avioanele cu reacție conduce la îndeplinirea a două obiective : scăderea zgomotului generat la nivelul evacuării și creșterea forței de tracțiune prin creșterea debitului.  Așa cum a fost prezentat anterior, structurile reactive au un răspuns diferit al absorbției când sunt utilizate în medii cu temperaturi mari sau viteze de curgere. Astfel evaluarea unei astfel de structuri trebuie să fie realizată în condiții de temperatura și curgere apropiate de cele reale. Pentru realizarea testelor pentru evaluarea capacității de atenuare a ejectorului că sursă de zgomot a fost ales micromotorul JetCat P80, ce face parte din dotarea laboratoului de  turbomotoare al Facultății de Inginerie Aerospațială al Universită ții Politehnica din București.

Figura 3.23. Stand didactic JetCat P80 (dreapta: motorul in regim maxim)

Micromotorul constă dintr-o turbină axială cu un compresor centrifugal cuplate direct și o cameră de ardere inelară și dispozitivul de evacuare ce este reprezentat de un ajutaj, acesta fiind prezentat în detaliu în capitolele ce urmează. Componentele majore de zgomot ale micromotorului sunt produse în principal de: zgomot aerodinamic la sistemul de admisie, frecvența de trecere a paletelor din compresor (BPF), zgomotul produs de arderea din camera de ardere, BPF produs de turbină de putere și zgomotul produs de turbulențele din jetul de aer.

În cadrul acestei lucrări se propune implementarea unei soluții de reducerea zgomotului produs de jetul unui micromotor de tip JetCAT P80 prin amplasarea unui tub în prelungirea ajutajului, tub ce formează un ejector. Acest ejector este prevăzut la interior cu o structură reactivă de tip panou cu microperforații. Astfel intrarea jetului în acest ejector va conduce la reducerea zgomotului produs atât de sursele de dezvoltare a turbulenței din stratul de amestec (forfecare) a jetului în atmosfera liberă cât și zgomotul din jet provenit de la compresor, turbină și din camera de ardere.

Proiectarea acestui ejector și a structurii acustice din interiorul acestuia trebuie să țină cont de următoarele aspecte:

Zgomotul produs de jetul micromotorului și componentele tonale generate;

Temperatura gazului în stratul limită interior al ejectorului;

Modurile de propagare acustică în interiorul ejectorului;

Optimizarea impedanței (reactanței si a rezistentei) structurii MPP în funcție de modurile de propagare.

Astfel in capitolele urmatoare se vor prezenta masurarile acustice pentru caracterizarea zgomotului produs de jet, studierea temperaturii si vitezei gazului de pe suprafata ejectorului, studierea atenuarii acustice in interiorul tubului, elemente de proiectare a ejectorului si masurarile acustice efectuate cu ejectorul tratat acustic. In capitolul urmator se vor prezenta masurarile acustice efectuate pentru a caracteriza zgomotul provenit de la sistemul de evacuare.

Evaluarea acustica initiala a micromotorului a fost realizata in cadrul cameri anecoice a Centrului de Cercetari si Experimentari in Domeniul Acusticii si Vibratiilor a INCDT COMOTI din Magurele. Camera anecoica are un volum de 1200 de metri cubi cu dimensiunile de 15x10x8 m avand un coeficient de absorbție de 99% în banda de frecvențe de la 150 la 20000 Hz. O evaluare corecta a unei surse acustice trebuie sa fie efectuata in conditii de camp liber pentru a evita contributiile reflexiilor asupra undei directe. Astfel asa cum se poate observa din urmatoarea Figura 0.24 Astfel în capitolele următoare se vor prezenta măsurările acustice pentru caracterizarea zgomotului produs de jet, studierea temperaturii și vitezei gazului de pe suprafața ejectorului, studierea atenuării acustice în interiorul tubului, elemente de proiectare a ejectorului și măsurările acustice efectuate cu ejectorul tratat acustic.

Evaluarea acustică inițială a micromotorului a fost realizată în cadrul cameri anecoice a Centrului de Cercetări și Experimentări în Domeniul Acusticii și Vibrațiilor a INCDT COMOTI din Măgurele. Camera anecoica are un volum de 1200 de metri cubi cu dimensiunile de 15x10x8 m având un coeficient de absorbție de 99% în bandă de frecvențe de la 150 la 20000 Hz. O evaluare corectă a unei surse acustice trebuie să fie efectuată în condiții de câmp liber pentru a evita contribuțiile reflexiilor asupra undei directe. Astfel așa cum se poate observa din următoarea figură, micromotorul a fost demontat de pe stand și montat pe un suport metalic, standul de comandă fiind acoperit cu material fonoabsorbant pentru a nu există reflexii din panoul de comandă și masa standului. Pe toată durata testului, sistemul de ventilație a funcționat fără a influența nivelul zgomotului de fond.

Figura 3.24. Amplasarea micromotorului în camera anecoică.

Au fost montate 11 microfoane GRAS 40 AE (microfoane de câmp liber) dispuse polar față de ajutaj pentru caracterizarea zgomotului în câmp acustic îndepărtat de la nivelul evacuării și 3 microfoane dispuse în câmp acustic apropiat față motor. Așa cum se observă în imagine primul a fost poziționat în dreptul dispozitivului de admisie, unul în dreptul turbinei și unul în dreptul evacuării. Pe baza analizei semnalelor acustice înregistrate în câmp apropiat se va evidenția aportul de zgomot al fiecărei componente față de zgomotul global al motorului. Pentru achiziția semnalelor acustice a fost folosit sistemul de achiziție multicanal Orchestra de la 01dB pentru care a fost setată o frecvență de eșantionare a semnalelor de 65530 eșantioane/s. Calibrarea microfoanelor a fost realizată cu calibratorul acustic Norsonic 1251.Având în vedere că pe durata testelor în camera au existat curenți de aer proveniți de la micromotor cât și de la sistemul de ventilație a camerei, s-a decis folosirea ecranelor de vânt. Înălțimea microfoanelor a fost stabilită la 1.5m față de grilajul camerei.

Figura 3.25. Prezentarea punctelor de masura in cadrul camerei anecoice

Evaluarea acustică a micromotorului a fost realizată la turația de 99.768 RPM, regim pentru care a fost înregistrată o temperatură a aerului aspirat de 25oC, a gazelor de evacuare de 580oC din care a rezultat un debit de gaze evacuat de 0.184kg.s-1. Post-procesarea semnalelor acustice a fost realizată folosind funcția FFT în domeniul frecvență și în domeniul timp. Micromotorul a funcționat pe o durată de 4,30 minute și au fost testat la relanti și la regimul de 83% (99.768 RPM) din turația maximă a acestuia. Pe toată durata testării celor două regimuri, micromotorul a avut o funcționare stabilă fără variații ale principalilor parametrii, funcționare ce poate fi observată din analiză FFT în domeniu timp al semnalului acustic înregistrat cu microfonul 6, analiză ce este prezentată în Figură 74. n cadrul graficului este marcată componentă spectrală corespunzătoare turației atât pe perioada funcționarii la relanti (1) cât și pe perioada celui de-al doilea regim de 87% (2). Acestă analiză spectrală evidențiază foarte bine stabilitatea motorului pe parcursul funcționarii.

Figură 3.26. Analiză FFT în domeniul timp pe toată durata funcționării motorului (1: turație relanti, 2: turație regim 83%)

În continuare sunt prezentate analizele spectrale în domeniul frecvența, corespunzătoare fiecărui microfon de pe polară. Se observă faptul că reducerea unghiului față de axa motorul (P11) conduce la creșterea amplitudinilor frecvențelor joase, ceea ce evidențiază un zgomot de bandă largă, mai mult de natură aero-acustică provenit de la jetul de aer. În puntul de măsură P1 se observă că zgomotul de la frecvențele joase se reduce în schimb cresc cele de frecvențe înalte provenite în special de la compresor-turbină-admisie. Este de remarcat faptul că în fiecare spectru prezentat este prezentat componenta spectrală corespunzătoare turației motorului, ale cărui amplitudini au valorile cele mai mari mai ales în cazul spectrului ponderat A. Valorile globale ale zgomotului corespunzătoare fiecărui regim din fiecare microfon de pe polară sunt prezentate în  Tabel 1.

Figura 3.27. Spectrele semnalelor microfoanelor dispuse polar (sus:liniar, jos:ponderat A)

Tabel 3.1. Valori globale ale zgomotului măsurate pentru cele doua regimuri ale motorului

Analiză spectrală a semnalelor acustice măsurate cu cele trei microfoane amplasate în dreptul compresorului, turbinei și ajutajului, indică clar faptul că zgomotul generat la nivelul evacuării are un nivel mai mare decât celelalte componente, a se vedea  Figura 76. În spectrul microfonului din dreptul compresorului se observă o componentă la 9960Hz ce corespunde frecvenței de trecere a paletelor compresorului, unde rotorul compresorului are 6 palete. Este de remarcat faptul că în spectrul jetului se regăsește și componenta ce corespunde turației compresorului.

Figura 3.28. Analiză spectrală – puncte amplasate în apropierea micromotorului

Pe baza valorilor globale ale microfoanelor dispuse polar s-a realizat diagrama de directivitate acustică a zgomotului produs de jet de unde se poate observa că la un unghi θ=150o apare un lob specific zgomotului produs de jeturi. Rezultatele indică faptul că este necesar a se realiza o soluție tehnică ce să reducă zgomotul  începând de la frecvența de 500Hz.

Figura 3.29. Directivitate acustica jet(De adaugat directivitate pe benzi de frecvente)

În următorul capitol, pe baza paramentrilor motorului măsurați în cadrul testelor prezentate anterior, se vor determina prin calcul numeric câmpul de curgere (viteze, densită ți și temperaturi) al jetului, pentru configurația ajutajului simplu. După aceea se vor prezența elemente de proiectare ale unui ejector reactiv, urmând a se studia câmpul de curgere din interiorul mai multor ejectoare.

CALCULE GAZODINAMICE FEM ALE JETULUI SI EJECTORULUI

Simularea numerica a jetului in regim stationar.

Așa cum a fost specificat în capitolul precedent, pentru proiectarea structurilor de tip acoustic liners, la nivelul ejectorului trebuie să se cunoască viteză aerului ce trece pe suprafața structurii acustice și temperatura fluidului. Acești doi parametrii influențând foarte mult capacitatea de absorbție a unei structuri cu microperforații.

Primul pas a constat în realizarea unui calcul dinamic utilizând Metoda Elementului Finit folosind programul Ansys CFX, al geometriei de bază, adică ajutajul simplu, date folosite pentru calibrarea modelului.

Că date de intrare în analiză au fost folosite cele măsurate în cadrul testelor din camera anecoica (temperatura aer intrare, debit de aer intrare, temperatura gaze de ieșire). Sistemul de evacuare al micromotorului este compus din ajutajul convergent și conul central, pentru care a fost realizat modelul CAD al ajutajului și al conului central după cum sunt prezentate în imaginea următoare.

Figura 4.1. Ajutaj convergent JetCat P80 (domeniu solid)

Jetul de aer ce iese din motor provine din următorul proces: aerul comprimat ajunge în camera de ardere unde are loc aprinderea combustibilului, gazele arse ies din camera de ardere trec prin turbina de putere și sunt accelerate în spațiul dintre ajutaj și conul central rezultând astfel forță de tracțiune. Conul central are rolul de a încadra butucul turbinei de putere (spațiul rămas între ajutaj și conul central reprezintă dimensiunea paletelor turbinei de putere) și de a dirija gazele de ardere într-o manieră cât mai puțin turbulentă în zona părții tronconice.

Pe baza geometriei ajutajului a fost realizată geometria domeniului de aer din jurul ajutajului și din lungul acestuia, domenii ce sunt necesare în realizarea simulării CFD a jetului. Simularea numerică a fost realizată în regim staționar și a fost efectuatea cu programul ANSYS CFX unde au fost introduse următoarele condiții la limită (Figură 79) corespunzătoare regimului de turație de 99.678RPM: pe suprafața de ieșire a gazelor un debit masic de Ma= 0.184kg.s-1 și o temperatură de 580oC, pe suprafețele ce mărginesc tot domeniul s-a aplicat condiția de deschidere (opening) pentru care a fost definită presiunea atmosferică la 1atm. și temperatura de 25oC, s-a ales modelul de turbulență SST (Shear Stress Transport). În cadrul analizei a fost folosită  o grilă de calcul ce conține 760000 de noduri. Tinand cont de faptul ca debitul de aer evacuat a fost calculat, calibrarea modelului a fost realizata in functie de forta de tractiune masurata (48N), ajustandu-se conditiile la limita pana in momentul obtinerii din simulari a aceleiasi valori a fortei masurate.

a b

c

Figură 4.2. Condiții la limită (stânga: debit, dreapta: deschidere, jos: grilă de calcul)

Rezultatele analizei indică viteze și temperaturi mari în lungul jetului în schimb evazarea acestuia este de aproximativ 15 grade existând astfel posibilitatea ca suprafața interioară a ejectorului să fie supusă la valori mari ale temperaturii și vitezei de curgere a aerului, caz care ar conduce la diminuarea capacității de absorbție a structurilor cu microperforații.

Figura 4.3. Rezultate analiză CFD (viteză, densitate, numărul Mach, temperatura total și presiune totală)

Următorul pas în cadrul studiului a fost de a proiecta și optimiza din punct de vedere gazo-dinamic ejectorul.

Ejecția este procesul în care se antrenează un fluid de presiune inferioară pi denumit fluid pasiv, de către un fluid de presiune superioară psup, denumit fluid activ. În urma amestucului celor două fluide, rezultă un amestec de gaze care poate fi comprimat până la o presiune medie pm, ce este intermediară celor două.

Un ejector reactiv  are rolul de a crește debitul de aer prin crearea ejectiei prin care se generează un debit de aer ejectat din care rezultă un debit total de aer evacuat.  În cazul ejectorului studiat în lucrarea prezența se propune creșterea forței de tracțiune F, prin creșterea debitului de aer evacuat Ma3, ce rezultă din antrenarea unui debit de aer secundar (debit ejectat) Ma2 de către debitul de gaze ale jetului Ma1 așa cum este prezentat în figura următoare.

Figura 4.4. Ejector de aer – principiu

Un astfel de ejector prezintă avantaje generale din punct de vedere gazodinamic în următoarele situații:

La decolarea unei aeronave, când pe o perioada redusă de timp este necesară o creștere a tracțiunii (25-30%);

În anumite regimuri de zbor la care este posibilă optimizarea funcționarii grupui turbocompresor.

Reducerea consumului specific de combustibil cu 10-25% față de sistemul neforțat;

De asemenea acest ejector prezintă și alte avantaje:

reducerea zgomotului datorită micșorării temperaturii și vitezei jetului evacuat;

Fiabilitate mare datorită lipsei pieselor în mișcare;

evitarea distrugerii sistemului sub influența particulelor solide care

pătrund în sistem;

nu modifică regimul de funcționare al motorului;

nu necesită reglaje suplimentare pentru motor;

simplitate constructivă;

preț de fabricăție redus.

In schimb dezavantajele constau din:

creșterea greutății specifice a motorului;

funcționarea în condiții bune numai la un anumit regim, în general
la cel de decolare și foarte rar la cel de croazieră. La celelalte regimuri, el
reprezintă o sarcină suplimentară

Pentru proiectarea ejectorul s-a ținut cont că acesta să fie cât mai îngust și scurt astfel încât să aibă o masă cât mai redusă.. În continuare sunt prezentate analizele gazodinamice de dimensionare a ejectorului. Modelul de calcul al ejectoarelor

În evaluarea ejectorarelor se urmărește că pe suprafața interioară a ejectorului să se obțînă o valoare cât mai mică a temperaturii și vitezei de curgere a aerului, in caz contrat capacității de absorbție a structurilor cu microperforații se va diminua semnificativ.

Din punct de vedere al tratamentului acustic, peretele interior al ejectorului ce mărginește jetul de gaz este prevăzut a fi realizat din panouri cu microperforații capabil de a reduce zgomotul.

Avantajul principal al acestui ejector este legat atât de reducerea zgomotului generat de către jet cât și creșterea forței de tracțiune

Simularea numerica a jetului si ejectorului in regim stationar.

În continuare sunt prezentate modele pentru care au fost realizate simulări numerice de determinare a câmpului de curgere.

Cazul Bază – ajutaj simplu

Cazul I – ejector cu diametrul interior 100mm prevăzut cu un dispozitiv de admisie la intrare, lungime 300mm, imersarea ajutajului in ejector 12.8mm:

Figură 4.5. Sectiune ejector – ajutaj

Cazul II – ejector cu diametru interior 80mm prevăzut cu un dispozitiv de admisie la intrare, lungime 300mm, imersarea ajutajului în ejectoror 12.8mm:

Figură 4.6. Secțiune ejector – ajutaj

Cazul III – ejector cu diametrul interior de 80mm fără dispozitv de admisie, lungime 300mm, distanța intrare ejector-ajutaj 20mm:

Figură 4.7. Secțiune  ejector – ajutaj

Pentru toate cazurile prezentate mai sus, grila de calcul a inclus numai domeniul ce corespunde fluidului fără a introduce și domeniile solidelor, grila de calcul fiind prezentată în Figura 4.8. Pentru toate cazurile, grilele de calcul au aceleași setări legate de dimensiunea maximă a elementelor, stratul limită iar toate analizele au avut aceleași condiții la limită (debit și temperatura al fluidului la ieșirea din ajutaj). Pentru toate grilele de calcul dimensiunea elementelor a fost setată la: dimensine maximă de 5mm, minimă 0.164mm, dimensiunea stratului limită de 2mm cu o împărțire în 8 elemente.

Figura 4.8. Model de calcul CFD cu ejector

În continuare sunt prezentate comparativ câmpurile de curgere, rezultate pentru fiecare caz în parte.

Prezentarea campului de viteza in plan median:

Simulările indică pentru cazul III faptul că jetul de aer la intrarea în ejector este contractat de ejecție ceea ce conduce la o evazare a jetului pe pereții ejectorului ceea ce va conduce, așa cum se va vedea din graficele următoare la creșterea temperaturii și vitezei de pe suprafața ejectorului. Cazul I prezintă un amestec neturbulent al fluidului pasiv și secundar ce nu favorizează evazarea jetului de aer în interacțiunea acestuia cu pereții ejectorului. În schimb, în cazul II se observă că pe porțiunea de ieșire din ejector jetul amestec interacționează cu pereții ejectorului.

Prezentare câmpului de temperatura în plan median

De asemenea și în cazul temperaturii se obțin date ce sunt în concordanță cu câmpul de viteze, cazul I fiind favorabil.

Prezentarea câmpului de densitate în plan median

Prezentarea temperaturilor de pe suprafața interioară a ejectorului

Așa cum a fost menționat în analiză câmpului de viteze, contractarea jetului din zona de intrare în ejector conduce la evazarea acestuia în lungul ejectorului. Acest fenomen face ca curenții fierbinți de aer să se lovească de pereții ejectorului astfel ducând la creșterea temperaturii. Pentru cazul III, temperatura atinge pe față panoului ajunge pe capătul de ieșire al aerului din ejector valoarea de aproximativ 200oC. Pentru cazul II temperatura începe să crească începând de la jumătatea ejectorului, atingând la ieșire valoare de 120oC. Pentru cazul I, temperatura crește doar pe porțiunea de ieșire din ejector atingând o valoare de 70oC.

Pentru analiză vitezei de pe față ejectorului a fost creată o suprafață sub formă unui cilindru cu lungime de 300mm distanțat la 1 mm față de peretele interior al ejectorului.

Analiza vitezei de curgere pe suprafața ejectorului indică faptul că în cazul I viteza medie de pe întreaga suprafață a ejectorului este de 23m/s, în cazul II 37m/s iar în cazul III 26m/s. De asemenea se constată faptul că pentru cazul I și II valorile cele mai mari ale vitezei sunt situate în zona de intrare a debitului ejectat ceea ce însemnă că la priză de admisie antrenează un debit de aer ale cărui viteze cresc pe toată lungimea lui. Pentru cazul III se observă întoarcerile de fluid din zona de intrare urmată de contractarea jetului și după aceea evazarea acestuia pe pereții ejectorului.

Prezentarea vitezei în secțiunea de ieșire a ajutajului și a ejectorului

Secțiunea din evacuare evidențiază o uniformitate a vitezei pe toată suprafața acesteia, mai puțin în stratul limită unde aceasta scade către zero la perete. În secțiunea de ieșire a ejectorului de 100mm se observă că un amestec redus al celor două  fluide în schimb față de celelalte două cazuri se observă o regiune la perete mai mică cu viteze scăzute, ceea ce poate conduce la o viteză medie mai mare deci la o creștere a forței de tracțiune. Toate acestea vor fi analizate in continuare.

Prezentarea densită ții în secțiunea de ieșire a ajutajului și a ejectorului

În ceea ce privește desită tea gazelor din sectinile de ieșire, se observă că în cazul I densită tea medie pe suprafață este mai mare decât în celelalte cazuri, datorită temperaturii mai scăzute de pe suprafața de ieșire din ejector.

Pentru calculul determinării aportului de forță produs de ejector au fost folosite suprafețe din secțiunea de ieșire din ajutaj și din ejector. Astfel s-a calculat forța de tracțiune corespunzătoare suprafeței de ieșire din ajutaj și forța de tracțiune corespunzătoare suprafeței de ieșire din ejectorului, conform figurii următoare, unde suprafața mov reprezintă secțiunea de ieșire din ajutaj iar suprafața roșie reprezintă secțiunea de ieșire din ejector. Pentru fiecare secțiune, forța a fost calculată în cadrul programului Ansys CFX ce se bazează pe relația:

(4.1)

Unde Ma este debitul masic [kg/s] și u este viteza de curgere medie a fluidului  [m/s].

Figură 4.9. Calculul creșterii forței prin instalarea ejectorului

Pentru fiecare caz analizat au rezultat următoarele forțe, respectiv creșterea de forță a micromotorului:

Tabel 4.1. Forțele rezultate pentru fiecare caz analizat

Se poate constata că cea mai mare creștere a forței de tracțiune este de 12.3% și este obținută în cazul modelului cu ejector cu diametru de 100mm (caz I). Ținând cont de faptul că pentru ejectorul analizat în cazul III, o fost obținută o scădere a forței, acesta nu va mai fi analizat din punct de vedere acustic. Având în vedere faptul că în mersul de calcul al ejectorului nu este luată în calcul gradul de imersare al ajutajului în ejector, în continuare sunt prezentate rezultatele ejectorului de 100mm cu grade diferite de imersare. Astfel în cadrul primului model ajutajul nu este imersat în ejector, acesta fiind aliniat la marginea prizei de admisie. În al doilea model ajutajul este imersat aproape complet rămând un spațiu de doar 9mm între carcasa motorului și dispozitivul de admisie. Modelele sunt prezentate in figurile următoarele.

Figură 4.10. Ejector 100mm (stânga: imersat complet, dreapta: neimersat)

Tabel 4.2. Creșterea de forță

După cum se poate observa din tabelul de mai sus, scoaterea ajutajului din interiorul ejectorului conduce la o ușoară scădere a forței, pe când imersarea apropare totală a acestuia conduce la o reducere semnificativă a debitului de aer ejectat implicit la reducerea forței de tracțiune rezultată.

Astfel ejectorul pentru care s-au obținut cele mai bune performanțe ale creșterii forței este cel cu diametrul de 100mm în care imersarea acestuia este de 20mm, date ce vor fi comparate cu cele experimentale prezentate în capitolul următor.

Calcule si simulari acustice

În acestă secțiune se vor evalua din punct de vedere acustic cele două ejectoare studiate în cazul I și II. Cu toate că simulările gazodinamice pentru cazul II au indicat o forță rezultată mai mică decât cel din cazul I, ejectorul cu diametrul de 80mm poate obține o atenuare mai mare datorită faptului că structura acustică absorbantă va acționa în profunzimea ejectorului iar scăpările acustice vor fi mai reduse.

Simulările acustice sunt împărțite în studiul acustic al ejectoarelor în regim static (fără curgere, temperaturi mari) și în regim dinamic în care câmpul de curgere este introdus în analiză acustică. Simulările acustice au fost realizate folosind sotware-ul MSC Actran, soft ce folosește metoda de calcul FEM cu care se pot modela probleme de propagare a sunetului, de transmisie și absorbție în cazuri ce implică domeniul acusticii, aero-acustică sau vibro acusticii. Simulările acustice au avut ca obiectiv principal, determinarea atenuării acustice produsă de structura cu microperforații din interiorul ejectorului.

Pentru analizele acustice statice au fost create modele simplificate ale ejectoarele ce constau din domeniul fluidului din interior și domeniul fluidului din spatele panoului perforat așa cum sunt prezentate în continuare. De asemenea sunt prezentate grile de calcul și condițiile la limită impuse modelului.

Figură 4.11. Modele CAD ale fluidului din ejectoare

În cadrul studiului a fost luată în considerare numai undă plană. Proprietățiile ambelor domenii ale fluidului au fost : viteza sunetului c0 340m/s, și densită tea ρ0 1.225kg/m3. Pentru secțiunea de intrare în ejector (suprafața gri închis) a fost definită că suprafață generatoare de undă plană pentru care a fost introdusă o intensită te acustică de 1W/m2 în direcția ejectorului iar în direcția inversă s-a impus condiția de câmp liber. Pe suprafața opusă a fost definită condiția la limită de câmp liber, fără reflexii. Pe baza puterii acustice a secțiunii de intrare, ce este cunoscută și pe puterea acustică calculată pe suprafața opusă se determină coeficientul de transmisie acustică (τ) ce este raportul dintre puterea acustică transmisă și puterea acustică de la intrare.

(4.1)

(4.2)

Figură 4.12. Grilele de calcul si condiții la limită (sus:unda plană, jos: panoul perforat)

La interfața dintre cele domenii suprafața ce le delimitează a fost definită ca panou perforat rigid pentru care au fost introduși următorii parametrii: t=0.6mm;d=0.2mm; b=1.115mm; σ=2.37%. Pasul de calcul al analizei a fost de 50Hz în domeniul de frecvențe de 50-7000Hz. Rezultate atenuării acustice obținute pentru cele două ejectoare sunt prezentate în   Figură 85, unde se constată o atenuare mai mare pentru ejectorul de 80mm.

Răspunsul atenuării are un caracter de bandă largă, față de răspunsul unei structuri de tip acosutic liner. Partiționarea cu structura de tip fagure conduce la realizare unor sisteme de tip arc resort independente, ce nu se influențează unele pe altele, pe când în cazul unui panou cu microperforații nepartitionat, unda de presiune acustică se propagă în cavitate, influențând proprietățile locale ale câmpului acustic de pe suprafața panoului, obținându-se o atenuare de bandă largă cu amplitudini mai mici.

Figură 4.13. Atenuare acustică în regim static – ejector de 100mm și 80mm

Următorul pas constă în calculul câmpului acustic în ejector și în câmpul îndepărtat ejectorului în regim de curgere. Astfel acest studiu constă în realizarea unei predicții acustice a atenuării acustice produse de montarea unui ejectorului în dreptul evacuării micromotorului, predicții ce vor fi comparate cu măsurările acustice.

În cadrul analizelor acustice au fost folosite aceleași modele CAD ca și cele din simulările CFD în schimb au fost realizate alte grile de calcul din care a fost eliminat stratul limită de pe suprafețele ajutajului, conului central și ejectorului și s-au redus dimensiunile elementelor, unde dimensiunea maximă a elementelor a fost setată la 8mm. Regula generală referitoare la cerințele grilei de calcul pentru analizele acustice, specifică că sunt necesare minim 8 elemente tetraedale pe lungimea de undă a celei mai mari frecvente studiate. Astfel pentru această grilă de calcul cu dimensiunea elemntelor de 8 mm, frecvența maximă ce poate fi studiată este de 5300Hz.

Simulările acustice au fost realizate utilizând datele exportate din analizele CFD din care au fost extrase câmpurile de viteză, densită te și temperatură, parametrii ce conduc la modificarea câmpului acustic. Procedura de realizare a analizelor acustice convective este prezentată în digrama următoare.

Figură 4.14. Metodologie de realizarea analizelor acustice convective

Ambele analize (gazo dinamic, acustică) pornesc de la același model geometric CAD. Așa cum a fost prezentat mai sus în cadrul calculelor gazodinamice, realizate în Ansys CFX, au fost folosite grile de calcul corespunzătoare simulărilor gazodinamice, după care au fost rulate analizele iar soluțiile rezultate au fost exportate în format Ensight gold.

Folosind aceeași geometrie se realizează grilele de calcul folosite în cadrul simulărilor acustice, grile în care nu este necesară rafinarea din zona stratului limită, iar restul elementelor au dimensiuni mai mari. Primul pas este de a folosi utilitarul Actran ICFD din cadrul softwareului Actran ce are că rol transpunerea datelor CFD pe grila de calcul acustică conform diagramei de mai jos. Datele din câmpurile de curgere ( valorile din nodurile grilei CFD) sunt integrate și atribuite pe nodurile grilei de calcul acustic.

Figură 4.15. Tehnica de integrare a datelor CFD în grila de calcul acustic

După ce datele de curgere au fost introduse în grila de calcul acustic, în cadrul analizei acustice sunt definite condițiile la limită, așa cum va fi prezentat în următorul paragraf. După aceasta, se rulează analiza în urmă căreia rezultă câmpul acustic. În continuare va fi prezentată analiza acustică realizată pentru calibrarea nivelului de presiune acustică generat de micromotor urmată de simulări de calcul al atenuării acutice produsă de instalarea ejectorului în dreptul ajutajului.

Studiul acustic al ajutajului

În prima fază, așa cum a fost specificat și anterior, a fost inițiată o simulare acustică folosind modelul de bază reprezentat de geometria ajutajului. În cadrul analizei acustice, sursa acustică a fost definită pe suprafața inelară de ieșire a gazelor arse, aplicându-se condiția la limită de presiune acustică.

Figură 4.16. Condiția la limită de presiune acustică (suprafața verde)

Pe baza datelor de zgomot măsurate în camera anecoica, au fost integrare datele de zgomot și s-a estimat nivelul de presiune acustică de la nivelul suprafeței de ieșire a gazelor din ajutaj. În urmă mai multor simulări s-a obținut un nivel de presiune acustică apropiat de cel măsurat așa cum este prezentat în Figură 88.

Figură 4.17. Calibrarea modelului – comparație date măsurate și simulate

Toate suprafețele exterioare domeniului (excluzând suprafețele corespunzătoare carcasei motorului și suprafețele exterioare ale ajutajului) au fost definite că suprafețe cu condiție la limită de câmp liber, , suprafețe ce permit undei acustice să traverseze această suprafață și să se propage liber, neexistând reflexii, această suprafață asigurând condiția anecoicitate. Evaluare și comparațiile nivelelor de zgomot generate pentru fiecare model sunt realizate prin calculul puterii acustice a suprafeței ce delimitează întregul domeniul de calcul , conform imaginii de mai jos. Programul permite calculul puterii acustice pe baza semnalelor acustice calculate în microfoanele virtuale conform ISO 3744.

Figură 4.18 Condiție la limită de câmp liber

Țînând cont de regimul de curgere implicat in această aplicație, cu viteze ale jetului de până la 331m/s și temperaturi ale fluidului de curgere de până la 600oC, densitatea atingând valori de 0.4 kg/m3, propagarea undei acustice fiind puternic influențată de acești parametrii. Software-ul Actran permite calculul propagării acustice convective folosind următoarele combinații de câmpuri: câmpul de densită te cu câmpul de viteză sunetului, câmpul de densită te și presiunea, câmpul de temperaturi cu câmpul de presiuni. Astfel pentru a lua în calcul propagarea acustică convectivă (influența variației densității și vitezei sunetului) și efectul Dopller (în funcție de viteza de curgere a fluidului), în cadrul analizei acustice au fost introduse: câmpul de densită te și câmpul cu viteza sunetului. Ținând cont de viteza de curgere a jetului lungimea de undă a frecvențelor ce compun zgomotul suferă o modificare conform:

(4.3)

în care c este viteza sunetului, V este viteza de curgere, f este frecvența.

Astfel datele de curgere au fost exportate din software-ul Ansys CFX în format EnsightGold și au fost introduse în utilitarul ICFD al software-ului Actran. Acest utilitar este folosit pentru a extrage datele de curgere din grila de calcul folosită în cadrul analizelor CFD și a le integra în grila de calcul folosită în cadrul analizei de acustică, conform tehnicii de integrare a datelor prezentată anterior. Pentru acest studiu a fost aleasă combinația de densită te cu viteză sunetului din moment ce cazul prezintă gradienți mari de densitate ce conduce la variații mari ale vitezei sunetului în întregul domeniu. În continuare se prezintă o integrarea a datelor CFD în nodurile grilei acustice.

Figură 4.19. Integrare datelor CFD în mesh acustic

De asemenea pe baza datelor din câmpul de curgere, utilitarul ICFD calculează și câmpul cu viteza sunetului, ce este prezentată în imaginea de mai jos.

Figură 4.20. Calcul ICFD – viteza sunetului utilizând datele de curgere

În figura de mai jos sunt prezentate microfoanele virtuale modelate, amplasate la aceeași distanță cu cele din sesiunea de măsurări din camera anecoica; este indicat și microfonul amplasat în dreptul jetului după care a fost calibrat modelul. Pentru studiul câmpului acustic în câmp îndepărtat s-a definit o suprafață pe care se vor plota datele acustice.

Figură 4.21. Grila de calcul și amplasarea microfoanelor virtuale

În continuare sunt prezentate câmpurile acustice pentru diferite frecvențe. Se observă faptul că în câmp îndepărtat directivitatea acustică la frecvențe înalte prezintă un lob lateral pe când la frecvențe joase directivitatea este uniformă. Măsurările acustice au evidențiat că la frecvențe joase microfoanele ce se apropiau de axul jetului prezentau amplitudini din ce în ce mai mari. În simulări aceast fenomen nu apare din cauza că, în cadrul simulărilor sursele aeroacustice nu sunt calculate ci se realizează doar o propagare acustică cu influențe ale câmpului de curgere.

Figură 4.22. Câmpul acustic f=640Hz (stânga: camp îndepărtat, dreapta: câmp apropiat)

Figură 4.23. Câmpul acustic f=2176Hz (stânga: camp îndepărtat, dreapta: câmp apropiat)

Figură 4.24. Câmpul acustic f=3200Hz (stânga: camp îndepărtat, dreapta: câmp apropiat)

Figură 4.25. Câmpul acustic f=3712Hz (stânga: camp îndepărtat, dreapta: câmp apropiat)

În subcapitolul în care a fost prezentată analiză gazodinamica a ejectorului, s-a specificat că chiar în cazul folosirii unui ejector simplu, fără tratament acustic special, se obține o reducere de zgomot. De aceea în cadrul studiului o comparație între zgomotul produs de configurația ajutajului cu ejectoarului cu tratament acustic nu este corectă. Astfel câmpul acustic generat în cazul configurației cu ejectorul acustic va fi comparat cu cel al unui ejector fără tratament acustic, cu pereții perfect reflectanti.

În continuare sunt prezentate analize acustice și condițiile la limită aplicate pentru determinarea modificărilor produse de către ejectorul de 100mm în câmpul acustic al evacuării micromotorului. Față de condițiile la limită (presiune acustică, câmp liber, etc) aplicate în cazul simulării zgomotului ajutajul, pentru analiza acustică a ejectorului de 100mm au fost urmați pașii:

Realizarea analizei acustice pentru ejectorul de bază, fără tratament acustic unde suprafața interioară a ejectorului (suprafața galbenă) a fost definită ca suprafață perfect reflectantă;

Figură 4.26. Grila de calcul pentru cazul ejectorului simplu cu pereți reflectanți (suprafața galbenă reprezintă suprafața reflectantă)

Realizarea analizei acustice pentru ejectorul acustic, cu panou cu microperforații

suprafața interioară a ejectorului (suprafața galbenă) a fost definită la suprafață rigidă perforată în care au fost introduși parametrii: t=0.6mm;d=0.2mm; b=1.115mm; σ=2.37%;

adăugarea în cadrul modelului CAD a domeniului de fluid din interiorul cavității panoului (domeniul reprezentat cu roșu) cu grosimea de 9.5mm și a proprietăților fluidului calculate pe baza datelor CFD, în care densitatea a fost  1.15kg/m3 , temperatura medie al peretelui interior al ejectorului a fost de 40oC de unde rezultând c0= 350m/s.

Figură 4.27. Grila de calcul pentru cazul ejectorului acustic (domeniul roșu reprezintă cavitatea de aer interioară a ejectorului)

În cadrul programului Actran, interacțiunea curgerii de suprafață cu impedanța acustică a panoului cu microperforații poate fi evaluată prin două modele matematice, metodă lui Guess  și metoda lui Kirby , metode ce au fost prezentate în Capitolul II.

În cadrul analizei ejectoarelor a fost folosită metodă lui Guess ce calculează impedanța acutică a panourilor cu microperforații în medii cu nivele mari de presiune acustică și curgeri de aer tangențiale pe suprafața panoului. În cadrul acestei metode, se extrage din datele de curgere, viteza fluidului și temperatura în apropierea panoului cu microperforații și se determina numărul Mach. În calculul acustic se determină viteza particulei acustice din interiorul perforației și se calculează raportul dintre aceasta și viteza sunetului la nivelul perforației de unde rezultă numărul Mach al perforației.

(4.2)

Unde este numărul Mach în orificiu, fiind amplitudinea vitezei particolei și este numarul Mach al curgerii de pe suprafața panoului

Rezultatele cu câmpurile acustice sunt prezentate în continuare.

Figură 4.28. Nivel de putere acustică (Lw global – Ajutaj: 115.7 dB, Ejector 100 Baza: 114.1 dB, Ejector acustic 100: 110.5 dB)

Figură 4.29. Directivitatea acustică comparativă – ajutaj, ejector simplu 100mm și ejector acustic 100mm

Diagrama de directivitate acustică indică faptul că folosirea unui ejector simplu conduce la o reducere a zgomotului dar mai ales la o schimbare a modului de radiație a evacuării și anume energia acustică, care în cazul ajutajului simplu se disipă în lateralul jetului, în cazul folosirii ejectorului, aceasta este direcționată axial pe direcția jetului. De aici se identifica un avantaj suplimentar al folosirii ejectoarelor în cadrul turboreactoarelor și anume de direcționarea energiei acustice în lungul pistei ce conduce la o reducere a impactului de zgomot asupra zonelor alăturate aeroporturilor. În cazul simulării ejectorului de 100mm pe lângă această focalizarea a undei acustice se observă și reducerea curbei de directivitate în amplitudine.

Aceeași pași realizați în cadrul simulărilor acustice ale ejectorului de 100mm au fost urmați și pentru ejectorul de 80mm, singura diferență fiind dată de grosimea domeniului de aer al ejectorului acustic, respectiv adâncimea cavitații, aceasta fiind de 19.5mm. Aceiași parametrii ai panoului perforat ca în cazul ejectorului de 100mm au fost folosiți în cazul prezent.

Figură 4.30. Câmpul acustic îndepărtat f=640Hz (stânga: ajutaj, dreapta-sus: ejector Bază, dreapta-jos: ejector acustic)

Figură 4.31. Câmpul acustic apropiat f=640Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic)

Figură 4.32. Câmpul acustic îndepărtat f=1152Hz (stânga: ajutaj, dreapta-sus: ejector Bază, dreapta-jos: ejector acustic)

Figură 4.33. Câmpul acustic apropiat f=1152Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic)

Figură 4.34. Câmpul acustic îndepărtat f=2560Hz (stânga: ajutaj, dreapta-sus: ejector Bază, dreapta-jos: ejector acustic)

Figură 4.35. Câmpul acustic apropiat f=2560Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic)

Figură 4.36. Câmpul acustic îndepărtat f=3712Hz (stânga: ajutaj, dreapta-sus: ejector Bază, dreapta-jos: ejector acustic)

Figură 4.37. Câmpul acustic apropiat f=3712Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic)

Figură 4.38. Nivel de putere acustică (Lw global – Ajutaj: 115.7 dB, Ejector 80 Baza: 111.5 dB, Ejector acustic 80: 109.1 dB)

Figură 4.39. Directivitatea acustică comparativă – ajutaj, ejector simplu 80mm și ejector acustic 80mm

Figură 4.40. Câmpul acustic îndepărtat f=640Hz (stânga: ejector Bază, dreapta: ejector acustic 80mm)

Figură 4.41. Câmpul acustic apropiat f=640Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic80mm)

Figură 4.42. Câmpul acustic îndepărtat f=2650Hz (stânga: ejector Bază, dreapta: ejector acustic 80mm)

Figură 4.43. Câmpul acustic apropiat f=1152Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic80mm)

Figură 4.44. Câmpul acustic îndepărtat f=2560Hz (stânga: ejector Bază, dreapta: ejector acustic 80mm)

Figură 4.45. Câmpul acustic apropiat f=2560Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic80mm)

Figură 4.46. Câmpul acustic îndepărtat f=3712Hz (stânga: ejector Bază, dreapta: ejector acustic 80mm)

Figură 4.47. Câmpul acustic apropiat f=3712Hz (stânga: ejector Baza, dreapta: ejector acustic80mm)

VALIDARE – MĂSURĂRI ACUSTICE EJECTOR

Următorul pas a fost de a realiza fizic ejectoarele în vedere testării lor si validarea datelor obținute în cadrul simulărilor.

În cadrul celei de-a doua campanie de măsurări au fost testate următoarele configurații:

Ajutaj simplu

Ejector 80mm cu pereți reflectanți

Ejector 80mm cu tratament acustic

Ejector 100mm cu pereți reflectanți

Ejector 100mm cu tratament acustic (două panouri cu microperforații suprapuse)

Ejector 100mm cu tratament acustic (un panou cu microperforații +sită inox)

Au fost realizata urmatoarele ejectoare:

Ejector Baza 80mm: tub metalic cu grosimea de 1mm cu lungimea de 300mm și diametrul de 80mm;

Ejector Baza 100mm: tub metalic cu grosimea de 1mm cu lungimea de 300mm și diametrul de 100mm;

Ejector acustic 80mm: tub de PVC grosimea de 4mm cu lungimea de 300mm, diametrul exterior de 125mm, doua foi de tabla cu microperforații suprapuse și adâncimea cavității de 19.5mm;

Ejector acustic 100mm: tub de PVC grosimea de 4mm cu lungimea de 300mm, diametrul exterior de 125mm, un singur panou perforat și sită de inox, adâncimea cavității 9.5mm

Ejector acustic 100mm : tub de PVC grosimea de 4mm cu lungimea de 300mm, diametrul exterior de 125mm, două panouri suprapuse, adâncimea cavității 9.5mm

Simulările gazodinamice au evidențiat faptul că instalarea prizei de admisie este elementul ce conduce la realizarea unei ejecții implicit a unei curgeri uniforme neturbulente la niveul intrării în ejector. De aceea pentru obținerea unor rezultate cât mai apropiate de cele experimentale, prizele de admisie au fost realizate prin printare 3D. În Anexa 2 sunt prezentate desene ce contin informații cu privire la componentele fiecarul ejector.

Măsurările au fost efectuate atât pentru obținerea forței de tracțiune rezultate pentru fiecare ejector cât și evaluarea acustică a fiecărei configurații testate.

În prima faza se vor analiză forță de tracțiune măsurată și se vor compara cu forțele rezultate în urma calcului gazodinamic. Trebuie specificat că micromotorul este amplasat pe o platformă mobilă ce intră în contact cu un traductor de forță. Pentru înregistrarea forței generate de către ejectoare, acestea au fost montate pe suporții atașați întregului ansamplu mobil. În continuare sunt prezentate configurațiile de ejectoare montate pe standul de testare.

a b

c d

Figură 4.48. Imagini cu configuratiile testate (a: ajutajul simplu, b: ejector Baza 80mm, c: ejector acustic 80mm, d: ejector acustic 100mm)

Figură 4.49. Variația forței în funcție de turație

Din graficul de mai sus se observă o funcționare mai lungă în cazul configurației cu ejectorul de 80mm. Așa cum a rezultat din calculul din capitolul anterior, în momentul montării ejectoarelor, forța crește, pentru ejectorul de 100mm obținându-se un maxim de 62.8 N, pentru ejectorul de 80mm un maxim de 58.3 N pe când pentru ajutajul simplu s-a obținut o forță de 56.8N. Analiza comparativă a datelor simulate cu datele măsurate este prezentată în Tabel 4. Diferențele forței de tracțiune in cazul ajutajului simplu pot fi justificate de…….. În cazul ejectorului de 80 mm se poate observă o diferență de aproximativ 6 procente ale creșterii forței, această fiind justificată de faptul că în cadrul măsurărilor o mică modificare a imersarii ejectorului sau descentrarea ejectorului față de ajutaj poate să modifice forța citită de traductor. În schimb pentru ejectorul de 100mm valorile creșterii sunt apropiate.

Tabel 4.3. Valori ale forței de tracțiune măsurat-simulat

A două fază a masurarilor a constat în evaluarea zgomotului produs de configurațiile prezentate anterior. În cadrul măsurărilor au fost folosite două microfoane amplasate conform imaginii de mai jos. Microfonul 1 a fost amplasat la o distanță de 0.5m față de ieșirea din ejector iar microfonul 2 a fost amplasat la o distanță de 2m față de ieșirea din ejector.

Figură 4.50. Amplasarea microfoanelor în cadrul măsurărilor

În continuare se vor prezenta analizele spectrale în care se va urmări evidențierea atenuării acustice.

Figură 4.51. Analize spectrale Mic 1, verde: Ajutaj, roșu: ejector 80 baza, albastru: ejector acustic 80 (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Figură 4.52. Analize spectrale Mic 2, verde: Ajutaj, roșu: ejector 80 baza, albastru: ejector acustic 80 (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Tabel 4.4. Centralizarea valorilor globale ale zgomotului pentru ejectorul de 80mm

Figură 4.53. Analize spectrale Mic 1, verde: Ajutaj, roșu: ejector 100 baza, albastru: ejector acustic 100 cu două panouri suprapuse (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Figură 4.54Analize spectrale Mic 2, verde: Ajutaj, roșu: ejector 100 baza, albastru: ejector acustic 100 cu două panouri suprapuse (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Tabel 4.5. Centralizarea valorilor globale ale zgomotului pentru ejectorul de 100mm cu doua panouri suprapuse

Figură 4.55. Analize spectrale Mic 1, verde: Ajutaj, roșu: ejector 100 baza, albastru: ejector acustic 100 cu sită (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Figură 4.56. Analize spectrale Mic 2, verde: Ajutaj, roșu: ejector 100 baza, albastru: ejector acustic 100 sită (stânga: valori liniare, dreapta: valori ponderat A)

Tabel 4.6. Centralizarea valorilor globale ale zgomotului pentru ejectorul de 100mm cu sită

Din rezultatele măsurărilor acustice sunt de remarcat mai multe aspecte importante și anume:

Cel mai important aspect constă în reducerea de zgomot obținută în cazul folosirii ejectorarelor acustice, unde cea mai mare atenuare 3.3 dB(A) este obținută în cazul ejectorului acustic de 80mm având că referință ejectorul de baza 80mm;

Se sesizează că în punctele de măsurare, pentru ejectoarele de baza se obține o reducere a zgomotului, remarcată și în cadrul simulărilor;

Cele mai mari reduceri ale zgomotului sunt obținute pentru valorile zgomotului ponderat A, ceea ce indică faptul că atenuarea acustică a fost realizată în domeniul de frecvențe în care urechea este sensibilă;

Tabel 4.7. Centralizarea reducerilor nivelelor de zgomot rezultate din măsurări

Tabelul de mai sus centralizeaza datele obtinute de unde se constata urmatoarele:

Instalarea ejectoarului de baza 80mm conduce la atenuari de pana la 3.5 dB(A). Cea mai mare atenuare acustica a ejectoarelor acustice fata de ejectoarele de baza este obtinuta pentru ejectorul acustic de 80mm cu o valoare de 3.3dB(A).

NOI DIRECȚII DE CERCETARE A STRUCTURILOR CU MICROPERFORAȚII

STRUCTURI CU MICROPERFORAȚII SI VACUM IN CAVITATE

În cadrul acestui capitol se va prezenta o tehnică de obținere a unei structuri cu microperforații cu capacitatea de absorbție în bandă largă. Cea de-a două soluție de reducere a zgomotului prezentată în cadrul acestei teze constă dintr-o structură cu microperforații de bandă largă ce este prevăzută a fi montată în cadrul unui turbomotor.

Se consideră un panou cu microperforații  de Φ0.01…0.02 mm (realizate cu mașina de perforare cu arc electric EDM sau cu echipamente laser) cu grad mare de porozitate (>10%) plasat la o anumită distanță față de un panou rigid. Distanța dintre panoul perforat și cel rigid conține aer la o densitate foarte scăzută, condiție ce este îndeplinită prin vidarea acestei cavități. În interiorul cavității este montată o structura de tip fagure de aluminiu, ce este prevăzut cu orificii de comunicare cu diametrul perforatiilor de 2-3mm. Schema unei astfel de structuri este prezentată in figura de mai jos.

Figură 5.1. Prezentarea schematică a structurii acustice cu vid

Această structură de microperforații cu cavitate vidată poate fi montată pe toată suprafața canalizației de aer din interiorul unui turbomotor, acționând atât pe componentele tonale descrise într-un capitol anterior cât și pe zgomotul de bandă largă de natură mecanică cât și aerodinamică. În continuare se prezintă schema unui turbomotor ce conține o astfel de structură.

Figură 5.2. Instalarea structurilor acustice cu vid în interiorul turbomotorului

Pompa de vid este acționată de cutia de viteze, astfel se produce vidul prin conductele de vidare în cavitatea structurii acustice. Placa rigidă este prevăzută cu perforații cu diametre de 2-3 mm prin care se realizează comunicarea cu căile de vidare iar structura fagure prezintă perforații în pereții celulelor pentru uniformizarea presiunii în întreaga cavitate. În imaginea următoare se prezintă un detaliu al imaginii turbomotorului.

Figură 5.3. Principiul de functionare al structurilor acustice cu vid

Aerul aspirat de pompă de vid este eliminat în atmosferă sau este folosit în procesul gazo dinamic al motorului.

Principalul dezavantaj al acestei soluții constructive constă din faptul că sunt necesare debite de aer mari ce trebuie aspirate prin perforații pentru obținerea unei presiuni scăzute implicit a densității. Pentru determinarea debitului de aer ce trece pintr-o singură microperforație se foloseste relația următoare:

[kg/s]

Unde CD este coeficientul de contracție (formă), Δp=p0-pv=1-0=1 este diferența de presiune de pe ambele părți ale panoului perforat unde presiunea din interior este de 1 atm. iar presiunea de pe partea cealaltă se consideră a fi 0 adică vid, A fiind aria unei perforații și este A=π·Φ2/4.

Densitatea medie poate fi calculată în funcție de presiunea medie pm , temperatura absolută a aerului și constanta universală a aerului R=287.3kJ/kg :

ρm=pm/(R·T)

pm= (p0+pv)/2= (1+0)/2=0.5 bar

Pe baza relațiilor prezentate mai sus se determină debitul de aer Ga. Pentru un panou cu gradul de perforare σ căreia îi corespunde o suprafață totală a perforatiilor n, debitul masic de aer ce este aspirat prin acesta este determinat conform relației:

Gat=n·Ga

Din punct de vedere acustic fenomenul de poate fi descris conform relației de calcul al absorbției acustice care este:

În care Zv este impedanța specifică a structurii formată din panou microperforat și cavitate de aer iar Z0 este densitatea domeniului de aer în care se propagă unda acustică. În cazul în care densitatea aerului ρv din interiorul structurii scade prin vidare la valori foarte mici (ex:0.01) atunci impedanța acustică a structurii Zv tinde către valori nule  Zv0 (Z0=a0ρ0>>Zv=avρv). Pe baza acestor considerente se poate constata că pentru  Zv0, coeficientul de reflexie tinde să ia valori nule sau chiar negative  R10, această conducând la valori ale reflexiei nule ceea ce însemna o absorbție totală a undei acustice.

Pe de altă parte, impedanța peretelui metalic Zw este mult mai mare decât impedanța aerului din canalizație (Zw=awρw>>Z0=a0ρ0). Pentru aceasta coeficientul de reflexie din dreptul suprafețelor neperforate este:

Coeficientul de reflexie mediu al panoului cu microperforațiie este dat de relația:

unde σ este porozitatea panoului. În continuare se vor prezenta calcule acustice de determinare a absorbției acustice la incidența normală a unei structuri compuse din panou microperforat și cu densitatea scăzută a fluidului din cavitate.

Pentru calcul absorbției acustice la incidență normală a fost modelat un tub de impedanța cu o lungime de 300mm, unde la unul din capete este montată mostra microperforată iar la celălalt capăt este sursa acustică de undă plană. Suprafață roșie reprezintă suprafața pe care a fost definită condiția la limită de undă plană, pe suprafața opusă au fost definite proprietățile panoului perforat (t=0.5mm, d=0.05mm, σ=1.5,3,25,60%) iar cu albastru este reprezentată cavitatea de aer cu adâncimea de D=10mm în care densitatea a fost redusă la valoare de 0.1kg/m3. Secțiunea de tub gri reprezintă fluidul din tubul de impedanța pentru care fost definite proprietățile c0=340m.s-1 si ρ0=1.225kg.m-3.

Figură 5.4. Grila de calcul – tub de impedanță virtual (suprafața roșie reprezintă structura de tip acoustic liner vidat)

Pentru fluidul din interiorul structurii au fost rulate mai multe analize în cadrul cărora au fost analizate mai multe densități: 0.1, 0.001 kg/m3 și diferite grade de perforare σ.

Tabel 0.1. Variația densității și a gradului de perforare

Figură 5.5. Coeficientul de absorbție acustică la incidență normală  (ρ=0.1kg/m3)

Figură 5.6. Coeficientul de absorbție acustică la incidență normală  (ρ=0.001kg/m3)

După cum se poate observa, se obține o absorbție de bandă largă începând de la frecvențe foarte reduse. Este interesant faptul că nici un grad de perforare foarte mare și nici unul foarte mic nu conduce la creșterea absorbției acustice către o valoare maximă. Trebuie specificat că odată cu creșterea gradului de perforare și reducerea densității aerului sunt necesare debitete din ce în ce mai mare de vidare ceea ce conduce la o creșterea puterii necesară pentru producerea vidului.

Următorul pas a fost de a calcula atenuarea acustică a ejectorului acustic de 100mm în cadrul căruia au fost integrată această structură cu densitate scăzută. În figura următoare este prezentată grila de calcul folosită , în care suprafața verde reprezintă structura de panou cu micro perforații (t=0.5mm, d=0.05mm, D=10mm) cu structura de fagure în interiorul cavității fiind definit un fluid cu densitatea de 0.1 kg/m3. Condițiile la limită sunt similare cu cele prezentate în capitolul anterior. Suprafața roșie reprezintă suprafața generatoare de undă plană, suprafața opusă asigurând condiția de anecoicitate.

Figură 5.7. Grila de calcul, analiza statică

În cadrul simulărilor au fost analizate diferite grade de perforare ale panoului (1.5%,10%,20%). Rezultatele indică o atenuare de bandă largă pentru toate gradele de porozitate, în schimb creșterea gradului de perforare conduce la obținerea unei atenuări semnificativ mai mare decât structura studiată în capitolul anterior Figură 85.

Figură 5.8. Atenuare acustică a ejectorului acustic cu structura acustică vidată

CONCLUZII

Concluzii generale

Contributii presonale