用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法、结构及其应用.pdf

本发明公开了一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法、结构及其应用，所述的共振式消声器，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板（1）和单面吸声结构（9）组成；所述的双面穿孔吸声板（1）并排设于炉腔内部，并由多块不同共振频率的双面穿孔吸声体（2）叠加组成，所述的单面吸声结构（9）设于余热锅炉上部的内壁上。本发明的共振式消声器具有较好的低频消声性能，可使烟囱口排出的噪声在63Hz的倍频程带上有14dB(A)的消声量，使厂界噪声基本达到排放标准。此外，采用本发明的共振式消声器用于余热锅炉降噪，相对于现有技术，其投入的降噪成本至少降低了1/3。

权利要求书
1.  一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
a.提供两块穿孔板（3）和一块衬板（4），两块穿孔板（3）分别贴合于衬板（4）的两侧；衬板（4）紧贴穿孔板（3）的两侧均为槽型结构，使得穿孔板（3）与衬板（4）之间形成吸声空腔（5），得双面穿孔吸声体（2）；
b.将结构参数不同的多块双面穿孔吸声体（2）叠加，组成双面穿孔吸声板（1）；
c.另提供一块穿孔板（3）和一块衬板（4），穿孔板（3）贴合于衬板（4）的一侧，与穿孔板（3）紧贴的衬板（4）一侧为槽型结构，使得穿孔板（3）与衬板（4）之间也形成吸声空腔（5），得单面吸声结构（9）；
d.将多块双面穿孔吸声板（1）和多块单面吸声结构（9）设于炉腔内部，形成共振式消声器；
e.设计穿孔板的孔径、厚度、穿孔率及吸声空腔的纵向深度和相邻两块双面穿孔吸声板之间的间距、双面穿孔吸声体的高度，计算共振式消声器的共振频率和消声量。

2.  根据权利要求1所述的用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，其特征在于，步骤e中所述的共振频率为：
其中，t＝t0+0.8d，f0为共振频率，c为声速，σ为穿孔板的穿孔率，d为穿孔板的孔径，t0为穿孔板的厚度，t为有效厚度，D为吸声空腔的纵向深度。

3.  根据权利要求1所述的用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，其特征在于，步骤e中所述的消声量为：
IL=10lg[1+k2(ff0-f0f)2],]]>其中，k=GV2S,G=nSit;]]>式中，IL为消声量，G为传导率，n为小孔数，Si为单个小孔的面积，S为共振式消声器的通道截面积，V为吸声空腔的体积，f为传入穿孔板的声波的频率，f0为共振式消声器的共振频率。

4.  根据权利要求1～3任一所述的用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，其特征在于，步骤a和c还包括：在穿孔板（3）的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管（8）；步骤e还包括：设计内衬管（8）的长度。

5.  一种用于余热锅炉的共振式消声器，其特征在于，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板（1）和单面吸声结构（9）组成；所述的双面穿孔吸声板（1）并排设于炉腔内部，并由多 块不同共振频率的双面穿孔吸声体（2）叠加组成，所述的单面吸声结构（9）设于余热锅炉上部的内壁上。

6.  根据权利要求5所述的用于余热锅炉的共振式消声器，其特征在于，所述的双面穿孔吸声体（2）包括：两块穿孔板（3）和一块衬板（4），两块穿孔板（3）分别贴合于衬板（4）的两侧；衬板（4）紧贴穿孔板（3）的两侧均为槽型结构，使得穿孔板（3）与衬板（4）之间形成吸声空腔（5）；穿孔板（3）上的穿孔处设有内衬管（8）。

7.  根据权利要求5或6所述的用于余热锅炉的共振式消声器，其特征在于，相邻两块双面穿孔吸声板（1）之间的间距为0.5～2米，双面穿孔吸声板（1）的高度为1.0～5米。

8.  根据权利要求5或6所述的用于余热锅炉的共振式消声器，其特征在于，所述的双面穿孔吸声板（1）由3～8块共振频率不同的双面穿孔吸声体（2）叠加组成。

9.  根据权利要求5～8任一所述的用于余热锅炉的共振式消声器的一种应用，其特征在于，将该共振式消声器设置于余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内，用于减少炉腔噪声向烟囱传播；所述的炉腔噪声主要包括管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声。

10.  根据权利要求9所述的用于余热锅炉的共振式消声器的应用，其特征在于，将该共振式消声器的双面穿孔吸声板（1）设置于余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内，双面穿孔吸声板（1）以固定的间距沿烟气流动的方向并排设置且垂直于水平面；将该共振式消声器的单面吸声结构（9）设置于锥形空间的内壁上；用于减少炉腔噪声向烟囱传播；所述的炉腔噪声主要包括管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声。

说明书用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法、结构及其应用
技术领域
本发明涉及一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法、结构及其应用，属于余热锅炉噪声处理技术领域。
背景技术
余热锅炉可以将燃气发电后产生的余热进行二次利用从而提高发电效率，因而使得余热锅炉在发电领域的应用越来越广泛。但是余热锅炉在使用的过程中会产生大量的噪声，严重影响了周边居民的工作和生活，因此，要想长期利用余热锅炉进行再发电，必须对其进行降噪处理。通过对余热锅炉的噪声监测发现，烟囱的声音辐射对厂外敏感点的影响最大。
目前，对于余热锅炉的降噪处理，由于无法找出余热锅炉噪声的根源，所以大多只是通过采用锅炉紧身围护，（或者消声箱，如申请号为97108129.8的专利申请所公开的燃油燃气锅炉燃烧机组合式消声箱），将锅炉本体包裹住，阻挡噪声的传播，但是这种方式并不能达到有效降噪的目的，同时设置锅炉紧身围护不仅成本高昂，而且还不利于锅炉炉体的散热，对锅炉本身的性能造成很大的影响；对锅炉日常的维护和检修也带来很多不便。此外，申请号为02224882.X的专利申请公开了一种燃油燃气锅炉烟囱抗式消声器，申请号为03146988.4公开了一种发电厂钢制烟囱噪声治理方法，但是以上方案均存在以下缺点：安装于烟囱外部，使得烟囱的承受力较大且严重影响烟囱的排放性能；未针对锅炉噪声贡献量最大的低频噪声进行降噪，整体的降噪效果一般；结构固定，适用性差，应用范围有限。因此，如何提供一种锅炉噪声源的识别方法及烟囱排出噪声的低成本降噪方法是当前急需解决的问题。
发明内容
本发明的目的在于，提供一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法、结构及其应用，它可以有效解决现有技术中存在的问题，尤其是无法找出余热锅炉噪声的根源进行针对性的降噪，从而导致对烟囱排出噪声的降噪效果一般且造价较高的问题。
为解决上述技术问题，本发明采用如下的技术方案：一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，包括以下步骤：
a.提供两块穿孔板和一块衬板，两块穿孔板分别贴合于衬板的两侧；衬板紧贴穿孔板的两侧均为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间形成吸声空腔，得双面穿孔吸声体；
b.将结构参数不同的多块双面穿孔吸声体叠加，组成双面穿孔吸声板；
c.另提供一块穿孔板和一块衬板，穿孔板贴合于衬板的一侧，与穿孔板紧贴的衬板一侧为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间也形成吸声空腔，得单面吸声结构；
d.将多块双面穿孔吸声板和多块单面吸声结构设于炉腔内部，形成共振式消声器；
e.设计穿孔板的孔径、厚度、穿孔率及吸声空腔的纵向深度和相邻两块双面穿孔吸声板之间的间距、双面穿孔吸声体的高度，计算共振式消声器的共振频率和消声量。
具体的，步骤e中所述的共振频率为：
其中，t＝t0+0.8d，f0为共振频率，c为声速，σ为穿孔板的穿孔率，d为穿孔板的孔径，t0为穿孔板的厚度，t为有效厚度，D为吸声空腔的纵向深度。
具体的，步骤e中所述的消声量为：
IL=10lg[1+k2(ff0-f0f)2],]]>其中，k=GV2S,G=nSit;]]>式中，IL为消声量，G为传导率，n为小孔数，Si为单个小孔的面积，S为共振式消声器的通道截面积，V为吸声空腔的体积，f为传入穿孔板的声波的频率，f0为共振式消声器的共振频率。
优选的，本发明的步骤a和c还包括：在穿孔板的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管；步骤e还包括：设计内衬管的长度。
一种用于余热锅炉的共振式消声器，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板和单面吸声结构组成；所述的双面穿孔吸声板并排设于炉腔内部，并由多块不同共振频率的双面穿孔吸声体叠加组成，所述的单面吸声结构设于余热锅炉上部的内壁上。
优选的，所述的双面穿孔吸声体包括：两块穿孔板和一块衬板，两块穿孔板分别贴合于衬板的两侧；衬板紧贴穿孔板的两侧均为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间形成吸声空腔；穿孔板上的穿孔处设有内衬管。
优选的，所述的单面吸声结构包括：一块穿孔板和一块衬板，穿孔板贴合于衬板的一侧，与穿孔板紧贴的衬板一侧为槽型结构，使得穿孔板与衬板之间也形成吸声空腔。
前述的用于余热锅炉的共振式消声器中，相邻两块双面穿孔吸声板之间的间距为0.5～2米，双面穿孔吸声板的高度为1.0～5米。
优选的，相邻两块双面穿孔吸声板之间的间距为1米；双面穿孔吸声板的高度为2米。
前述的用于余热锅炉的共振式消声器中，所述的双面穿孔吸声板由3～8块共振频率不同 的双面穿孔吸声体叠加组成。
优选的，所述的双面穿孔吸声板由4块共振频率不同的双面穿孔吸声体叠加组成。
优选的，所述的穿孔板的厚度为2mm，孔径为10～13mm，穿孔率为0.4%～0.55%；所述的吸声空腔的纵向深度为200mm；所述的内衬管的长度为7mm。
前述的用于余热锅炉的共振式消声器的一种应用，将该共振式消声器设置于余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内，用于减少炉腔噪声向烟囱传播；所述的炉腔噪声主要包括管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声。
具体的，将该共振式消声器的双面穿孔吸声板设置于余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内，双面穿孔吸声板以固定的间距沿烟气流动的方向并排设置且垂直于水平面；将该共振式消声器的单面吸声结构设置于锥形空间的内壁上；用于减少炉腔噪声向烟囱传播；所述的炉腔噪声主要包括管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声。
前述方法中，所述的管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声是通过以下方法识别得到的：
S1，建立裸管二维模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下裸管的流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；
S2，建立鳍片管有限元模型，分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个管阵下的鳍片管单管流场和声场，并计算分段特征频率，来估算炉内整体的特征频率范围；
S3，通过对比鳍片管和裸管的特征频率，采用百分比偏移量的修正手段对管阵的特征频率进行修正；
S4，计算简正频率，根据各层简正频率的分布和各层特征频率的分布，判断是否激发简正频率而产生声腔共振；
S5，对锅炉进行传声损失和隔声量计算，并结合实测噪声数据得到锅炉内总噪声；
S6，对比分析并计算不同种类噪声对炉内噪声的贡献量，确定炉内噪声的主要来源。
优选的，步骤S1和S2中，流场计算采用LES；声场计算采用FWH方法。
步骤S1中，计算高压过热器的分段特征频率时，采用的计算模型的边壁条件为周期性边界条件，即保证流场左右壁面速度与涡量的连续；计算模型具有左右对称性。
步骤S2中，计算除氧蒸发器的分段特征频率时，采用的计算模型的边壁条件为周期性边界条件；计算模型具有左右对称性。
具体的，步骤S5中通过以下方法对锅炉进行炉腔传声损失计算：建立声腔有限元模型并导入Virtual lab，设置相应的气体介质参数，入口边界条件设为平面波，出口边界条件设为煤质阻抗，分辨率10Hz，做20～2000Hz频段的扫频，根据计算出的入口声压和出口声压，用传声损失定义式进行计算，得声腔的传声损失曲线；将各管层的传声损失直接叠加，来估算整个炉腔的传声损失。
前述方法中，所述锅炉的隔声量为TL，TL＝20lgω+20lg(M1+M2+M3)-10lg4R32，其中，R3为锅炉外部空气声阻抗，单位是N*s/m3，M1、M2、M3分别为内衬钢板、壳体钢板、保温层的面密度，单位是kg/m2。
具体的，步骤S6包括：计算锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级，判断炉内是否有再生噪声产生；如果产生再生噪声，就根据仿真计算的鳍片管噪声频谱，可估算出管层的流噪声倍频程谱，将其与锅炉本体再生噪声进行对比：根据计算结果，进一步分析炉内噪声中燃机排气噪声同管阵涡脱落流噪声在不同频段的贡献量，确定余热锅炉内噪声来源。
优选的，通过以下方法计算管阵涡脱落流噪声的贡献量：
（1）假设燃机排气噪声在水平烟道内无损传播，根据其声功率计算出A声级，由于水平烟道内噪声近似全由燃机排气提供，所以将燃机排气噪声A声级作为水平烟道内的噪声A声级，通过水平烟道内的噪声A声级与在水平烟道外测量的噪声A声级计算得到水平烟道的实际隔声量；锅炉本体的保温层和水平烟道相当，且理论计算隔声量接近，故可近似用水平烟道的实际隔声量作为锅炉本体的实际隔声量；再根据锅炉本体外的实测数据与实际隔声量计算得到锅炉内的噪声A声级；
（2）由模拟得到管阵涡脱落流噪声的A声级与锅炉内的噪声A声级相比得到管阵噪声的贡献量。
本发明通过以下方法计算燃机排气噪声的贡献量：
（1）锅炉本体和水平烟道的保温结构接近，且理论隔声量相当，用水平烟道的实际隔声量作为锅炉本体的实际隔声量，根据锅炉本体外的实测数据与实际隔声量计算得到锅炉内的噪声A声级；
（2）假设燃机排气噪声在水平烟道内无损传播，根据燃机排气噪声的声功率计算燃机排气噪声传入锅炉本体的噪声A声级，并将其与锅炉内的噪声A声级相比得到燃机排气噪声的贡献量。
本发明具有以下优点：
1.本发明通过建立裸管二维模型和鳍片管有限元模型，分别估算炉内整体的特征频率范围，并通过对比两项特征频率对管阵的特征频率进行修正，通过计算简正频率判断是否产生声腔共振，再对锅炉进行传声损失和隔声量计算，并结合实测噪声数据得到锅炉内总噪声，通过对比分析，计算不同种类噪声对炉内噪声的贡献量，确定炉内噪声的主要来源。
2.采用UG建立几何模型+Hypermesh前处理+Fluent计算与后处理的软件搭配，具有较高的可信度。其中，核心的瞬态流场计算和声场计算分别采用Fluent中的大涡模拟（LES）和FW-H方法。大涡模拟通过滤波处理，首先将小于某个尺度的旋涡从流场中过滤掉，只计算大涡，然后通过求解附加方程得到小涡的解。过滤尺度一般取为网格尺度。这种方法比直接数值模拟(DNS)效率更高，消耗系统资源更少，比雷诺平均(RANS)方法更精确。在已知流场信息的情况下运用FW-H方程将流场的作用力等效为单极子、偶极子和四极子源进行噪声模拟，由于本计算属于低马赫数流动可忽略单极子和四极子源的作用，而Fluent在计算时也是这样处理的。大涡模拟（LES）同FW-H方程相结合，能高效准确地计算管阵的流场信息（漩涡脱落）和声场信息（特征频率）。烟气热力学信息的近似、管阵模型的局部简化和计算网格的精密度均在符合物理实际的前提下兼顾了运算精度与效率，具有较好的适用性。
3.本发明所述方法具体、全面地考虑了余热锅炉内部环境，相比现有噪声源识别方法更符合实际情况；能寻找出锅炉噪声的主要贡献者，使降噪措施设计更具针对性。以本发明所述方法分析确定的炉内部噪声源为基础而设计的共振式消声器，能够更好地降低余热锅炉噪声污染，节省降噪成本。
4.本发明通过在余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内设置共振式消声器，该共振式消声器由多块并排设置的多块双面穿孔吸声板组成，双面穿孔吸声板又是由结构参数不同的多块双面穿孔吸声体叠加组成，因而双面穿孔吸声板有效地错开了共振频率，同时拓宽了消声频带，从而降低了烟囱的声音辐射对厂外敏感点的影响；本发明的共振式消声器具有较好的低频消声性能，能更好的针对锅炉噪声贡献量最大的低频噪声进行消声，可使烟囱口排出的噪声在63Hz的倍频程带上有14dB(A)的消声量，使厂界噪声基本达到排放标准。据大量数据统计表明，采用本发明的共振式消声器后，在共振频段，烟囱口的噪声降低了14分贝，厂界的噪声降低了8.9分贝。采用本发明的共振式消声器用于余热锅炉降噪，相对于现有技术，其投入的降噪成本至少降低了1/3。
5.本发明的共振式消声器安装在锅炉内部，不仅可以有效减少烟囱的承受力，而且其结构灵活，适于广泛的应用。
附图说明
图1是用于余热锅炉的共振式消声器的设置示意图；
图2是用于余热锅炉的共振式消声器的结构示意图；
图3是双面穿孔吸声板的结构示意图；
图4是双面穿孔吸声板的剖面图；
图5是单面吸声结构的剖面图；
图6是衬板的结构示意图；
图7是采用组合参数的双面穿孔吸声板与采用单一参数的双面穿孔吸声板的消声量对比图。
附图标记：1-双面穿孔吸声板，2-双面穿孔吸声体，3-穿孔板，4-衬板，5-吸声空腔，6-炉腔，7-烟囱，8-内衬管，9-单面吸声结构。
下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步的说明。
具体实施方式
本发明的实施例1：一种用于余热锅炉的共振式消声器的设计方法，包括以下步骤：
a.提供两块穿孔板3和一块衬板4，两块穿孔板3分别贴合于衬板4的两侧；衬板4紧贴穿孔板3的两侧均为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间形成吸声空腔5，在穿孔板3的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管8，得双面穿孔吸声体2；
b.将结构参数不同的多块双面穿孔吸声体2叠加，组成双面穿孔吸声板1；
c.另提供一块穿孔板3和一块衬板4，穿孔板3贴合于衬板4的一侧，与穿孔板3紧贴的衬板4一侧为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间也形成吸声空腔5，在穿孔板3的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管8，得单面吸声结构9；
d.将多块双面穿孔吸声板1和多块单面吸声结构9设于炉腔内部，形成共振式消声器；
e.设计穿孔板的孔径、厚度、穿孔率及吸声空腔的纵向深度和相邻两块双面穿孔吸声板之间的间距、双面穿孔吸声体的高度及内衬管8的长度，计算共振式消声器的共振频率和消声量；其中，所述的共振频率为：
其中，t＝t0+0.8d，f0为共振频率，c为声速，σ为穿孔板的穿孔率，d为穿孔板的孔径，t0为穿孔板的厚度，t为有效厚度，D为吸声空腔的纵向深度；
所述的消声量为：
IL=10lg[1+k2(ff0-f0f)2],]]>其中，k=GV2S,G=nSit;]]>式中，IL为消声量，G为传导率，n为小孔数，Si为单个小孔的面积，S为共振式消声器的通道截面积，V为吸声空腔的体积，f为传入穿孔板的声波的频率，f0为共振式消声器的共振频率。
一种用于余热锅炉的共振式消声器，如图2～图6所示，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板1和单面吸声结构9组成；所述的双面穿孔吸声板1并排设于炉腔内部，并由多块不同共振频率的双面穿孔吸声体2叠加组成，所述的单面吸声结构9设于余热锅炉上部的内壁上。所述的双面穿孔吸声板1由结构参数不同的多块双面穿孔吸声体2叠加组成；所述的双面穿孔吸声体2包括：两块穿孔板3和一块衬板4，两块穿孔板3分别贴合于衬板4的两侧；衬板4紧贴穿孔板3的两侧均为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间形成吸声空腔5；穿孔板3上的穿孔处设有内衬管8。所述的单面吸声结构9包括：一块穿孔板3和一块衬板4，穿孔板3贴合于衬板4的一侧，与穿孔板3紧贴的衬板4一侧为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间也形成吸声空腔5，在穿孔板3的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管8。相邻两块双面穿孔吸声板1之间的间距为1米，双面穿孔吸声板1的高度为2米；双面穿孔吸声体2的高度为0.5米。所述的穿孔板3的厚度为2mm，孔径为10～13mm，穿孔率为0.4%～0.55%；所述的吸声空腔5的纵向深度为200mm；所述的内衬管8的长度为7mm。
上述的用于余热锅炉的共振式消声器的一种应用，如图1所示，将该共振式消声器的双面穿孔吸声板1设置于余热锅炉的烟囱与炉腔连接处的锥形空间内，双面穿孔吸声板1以固定的间距沿烟气流动的方向并排设置且垂直于水平面；将该共振式消声器的单面吸声结构9设置于锥形空间的内壁上；用于减少炉腔噪声向烟囱传播；所述的炉腔噪声主要包括管阵漩涡脱落的流噪声及该管阵漩涡脱落的流噪声与其在炉腔中激发的相应的简正频率声波所形成的共鸣放大噪声。
实施例2：一种用于余热锅炉的共振式消声器，如图2～图3所示，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板1和单面吸声结构9组成；所述的双面穿孔吸声板1并排设于炉腔内部，并由多块不同共振频率的双面穿孔吸声体2叠加组成，所述的单面吸声结构9设于余热锅炉上部的内壁上。所述的双面穿孔吸声板1由结构参数不同的多块双面穿孔吸声体2叠加组成；所述的双面穿孔吸声体2包括：两块穿孔板3和一块衬板4，两块穿孔板3分别贴合于衬板4的两侧；衬板4紧贴穿孔板3的两侧均为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间形成吸声空 腔5；穿孔板3上的穿孔处设有内衬管8。所述的单面吸声结构9包括：一块穿孔板3和一块衬板4，穿孔板3贴合于衬板4的一侧，与穿孔板3紧贴的衬板4一侧为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间也形成吸声空腔5，在穿孔板3的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管8。相邻两块双面穿孔吸声板1之间的间距为0.5米，双面穿孔吸声板1的高度为1.0米。所述的双面穿孔吸声板1由3块共振频率、孔径、穿孔率均不同的双面穿孔吸声体2叠加组成。
实施例3：一种用于余热锅炉的共振式消声器，由设于炉腔内部的双面穿孔吸声板1和单面吸声结构9组成；所述的双面穿孔吸声板1并排设于炉腔内部，并由多块不同共振频率的双面穿孔吸声体2叠加组成，所述的单面吸声结构9设于余热锅炉上部的内壁上。所述的双面穿孔吸声板1由结构参数不同的多块双面穿孔吸声体2叠加组成；所述的双面穿孔吸声体2包括：两块穿孔板3和一块衬板4，两块穿孔板3分别贴合于衬板4的两侧；衬板4紧贴穿孔板3的两侧均为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间形成吸声空腔5；穿孔板3上的穿孔处设有内衬管8。所述的单面吸声结构9包括：一块穿孔板3和一块衬板4，穿孔板3贴合于衬板4的一侧，与穿孔板3紧贴的衬板4一侧为槽型结构，使得穿孔板3与衬板4之间也形成吸声空腔5，在穿孔板3的穿孔处增加厚度为1mm的内衬管8。相邻两块双面穿孔吸声板1之间的间距为2米，双面穿孔吸声板1的高度为5米。所述的双面穿孔吸声板1由10块共振频率不同的双面穿孔吸声体2叠加组成。
实验例1：
由测试结果可知：烟囱的声辐射对于厂外敏感点的影响最大，故考虑在烟囱与炉腔的连接处设置消声器，减小锅炉本体传入烟囱的噪声。
用于余热锅炉的共振式消声器的设计：
利用赫姆霍兹共振器的原理，使管道中声波在共振频率附近因为阻抗不匹配，而将大部分声能量向声源方向反射回去，剩下小部分声能继续传播。设计目标主要是共振频率和消声量，设计参数包括穿孔板3的孔径d，厚度t0，穿孔率σ，吸声空腔5的纵向深度D，共振式消声器的流通截面积S等。
共振频率可表达为：
f0=c2πσtD]]>
t＝t0+0.8d
式中，f0为共振频率，c为声速，σ为穿孔板的穿孔率，d为穿孔板的孔径，t0为穿孔 板的厚度，t为有效厚度，D为吸声空腔的纵向深度。
消声量的计算公式为：
IL=10lg[1+k2(ff0-f0f)2]]]>
k=GV2S,G=nSit]]>
式中，IL为消声量，G为传导率，n为小孔数，Si为单个小孔的面积，S为共振式消声器的通道截面积，V为吸声空腔的体积。
根据上述设计公式可知：要处理低频噪声（80Hz中心频率的1/3倍频程带），即共振频率80Hz左右，需要较小的穿孔率、较大的穿孔板3厚度和吸声空腔5深度，因而选择在穿孔板3的穿孔处增加1mm厚、7mm长的内衬管8，相当于增加了穿孔板3的板厚，而实际穿孔板3的板面就主要起支撑内衬管8的作用，因而2mm即可。鉴于共振式消声器较窄的带宽，可以借鉴串联多腔式共振式消声器的方法，将穿孔板3沿烟气流动的方向设计为稍有不同的结构参数（本发明采用将结构参数不同的多块双面穿孔吸声体叠加组成双面穿孔吸声板1的方法），进而适当错开各部分的共振频率，串联叠加后可拓宽消声频带，如图2所示。
多块双面穿孔吸声板1以固定间距悬挂在炉腔与烟囱连接处的锥形空间里，垂直于水平面，且平行于短外墙，同时四壁也设置吸声结构，烟气从双面穿孔吸声板1之间流过，形成共振式消声器，如图1所示。
由消声量公式可知：k直接影响消声量的大小，为了获得更大的消声量，需要增大传导率G、吸声空腔体积V或者减小消声器的通道截面积S，由布置图可知V=2*l*h*D，S=l*a，其中l为穿孔板3的长度（等于炉腔的宽度），h为穿孔板3的高度，a为相邻两块双面穿孔吸声板1之间的间距，带入化简可得：
k=haσDt]]>
可见在穿孔板3的参数确定的情况下，增加板高h、减小板间距a可以增大k值，进而增加消声量，但板高h受到锥形空间的限制，板间距a不能过小到影响烟气流动。经试验表明，组合参数穿孔板3共振式消声器采用表1所述的结构参数时，可以在不影响烟气流动的 情况下，使得消声量最大。
表1  组合参数穿孔板共振式消声器的结构参数

采用表1的组合参数的双面穿孔吸声板1与采用单一参数的双面穿孔吸声板1的消声量对比如图7所示。
由图7可知：采用由组合参数的双面穿孔吸声板1组成的共振式消声器可在80Hz中心频率的1/3倍频程频带上获得10dB以上的消声量，比采用由单一参数的双面穿孔吸声板1组成的共振式消声器的频带拓宽了2倍，可以更好的消除低频噪声，其消声量倍频程谱如表2所示：
表2由组合参数的双面穿孔吸声板1组成的共振式消声器的消声量

设置本发明的共振式消声器后（采用表1的结构参数），厂界环境噪声基本达到排放标准的要求，设置共振式消声器前后的效果对比如表3所示：
表3设置共振式消声器前后烟囱噪声及环境噪声/dB(A)


实验例2：噪声源的识别
由于炉内存在流、热、声三者的耦合，管阵本身是由带螺旋翅片的鳍片管组成其几何特征复杂，完整建模计算需要的资源太大，故对分析模型做了以下简化和假设：
1.根据烟气组分关系，运用气体状态方程计算烟气物理特性，发现其各项指标与空气相差不超过5%，计算中采用空气代替烟气；
2.由于换热过程本身不产生噪声，只是间接影响烟气物理特性，故不考虑烟气流动过程中同炉壁、管壁的换热情况，管层间的烟气热力学参数均采用分段温度平均；
3.管阵整体建模时暂时不考虑鳍片管的螺旋翅片的影响，验证裸管二维模型同三维模型是否具有一致性，如果一致，可将多行列三维管阵缩小为局部二维管阵，既保持管阵特征又节省计算资源；
4.建立鳍片管与裸管的单管三维模型进行仿真对比，用以修正管阵整体的特征频率；
5.取炉内比较有代表性的两个管层高压过热器（最底层）和除氧蒸发器（最顶层）的管阵计算分段特征频率，以此来估计炉内整体的特征频率范围。
一、裸管二维模型与三维模型一致性验证
1、裸管二维模型与三维模型的建立
2D模型中，管径d=40mm，入口长度L1=200mm(5d)，出口长度L2=600mm(15d)，距边壁 距离L3=200mm(5d)，共15000个单元，边界层单元大小为1mm。
3D模型中，管径d=40mm，管长L=100mm，入口长度L1=200mm(5d)，出口长度L2=600mm(15d)，距边壁距离L2=200mm(5d)，共300000个单元，边界层单元大小为1mm。
2、裸管二维模型与三维模型仿真计算
烟气参数采用高压过热器管层的工况，见表4。
表4高压过热器管层工况
 温度T烟气密度烟气动力粘度声速烟气流速数据517℃0.4567Kg/m33.72E-05554.6m/s16m/s
注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；
2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速，此处由于是单管还进行了占空比折算。
流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。二维模型与三维模型的流场涡量云图中均存在明显的漩涡脱落现象，进一步计算单管发出的噪声声压级。
二维模型和三维模型的声压级线谱除了93.4Hz和92.2Hz的主峰，还在其高次谐频处存在次峰，二维模型的高次谐频更加明显。高次谐频主要是由漩涡脱落过程中的不对称性引起的，不对称脱落会导致圆管脉动阻力产生高频项，fluent则会将高频项模拟为偶极子源，从而在频谱中出现峰值。fluent软件的二维大涡模拟（LES-2D）模块在计算时由于网格的不完全对称性（普遍存在）会出现明显漩涡脱落不对称的误差，故其高次谐频分量较明显，三维模型在用大涡模拟计算时漩涡脱落不对称情况很弱，更符合物理情况。虽然二维模型存在高次谐波分量的干扰，但其次峰能量远小于主峰（相差16.6dB），影响可忽略。二维模型与三维模型所计算出的特征频率相差1.2Hz，可见二维模型与三维模型对于计算特征频率是可以等价的，故可以采用二维管阵代替三维管阵。
二、管阵噪声特征频率计算分析
取炉内比较有代表性的两个管层，即高压过热器（最底层、温度最高、流速最快）和除氧蒸发器（最顶层、温度最低、流速最慢）的管阵计算分段特征频率，以此来估计炉内整体的特征频率范围。
1、高压过热器管层特征频率计算分析
计算模型取12*64原始管阵的局部管阵12*10作为分析对象。边壁条件采用周期性边界条件，即保证流场左右壁面速度与涡量的连续，跟实际情况误差较小，模型具有左右对称性， 计算分析时主要考虑右起第1列至中间第11列的管阵流场。流体域为850*8000，管阵有限元模型如下，共375234个单元。
表5高压过热器管层工况
 温度T烟气密度烟气动力粘度声速烟气流速数据517℃0.4567Kg/m33.72E-05554.6m/s8.2m/s
注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；
2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速。
流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。通过流场的涡量云图可以看到，管阵的前两排管子是存在有规律的尾涡的，而从第三排开始，管子开始受到前后左右管子的影响，不断出现前端漩涡脱落附着、再脱落的情况，湍流强度明显大于前两排，这一点通过录制的视频看得更为直观清楚。
声场计算采用FWH方法，由于流场计算的时间步为0.0005s，故声场分析频率为1000Hz，分辨率为1Hz。根据流场的分布，选择有代表性的横排管子作为声源进行声学特性分析，得出每一横排管子发声的声压级线谱。其中，管阵第1、第2排的声压级虽有明显单峰，但幅值相比于后10排管子差了10dB，对整体的贡献度可忽略，而后10排的声压级除了有比较明显的峰值，还在特征频率附近存在一定的次峰（84.9Hz～85.9Hz，最大相差3dB），且随着管阵沿来流方向延伸，越靠后的管阵其湍流强度有增大的趋势（涡量云图也可以看出），噪声的整体能量也是增大的，但不同管层的主峰幅值相差不到3dB。故可以断定后10排管阵的任意排对于整体的噪声贡献是相当的，且存在特征频率在95.9Hz～97.9Hz。
2、除氧蒸发器管层特征频率计算分析
计算模型取10*60原始管阵的局部管阵10*10作为分析对象。边壁条件采用周期性边界条件，模型具有左右对称性，计算分析时主要考虑右起第1列至中间第11列的管阵流场。
表6除氧蒸发器管层工况
 温度T烟气密度烟气动力粘度声速烟气流速数据128℃0.8941Kg/m32.32E-05401.1m/s4.1m/s
注：1.烟气的热力学参数均采用出入口平均温度和平均压强下的空气状态参数；
2.烟气流速采用质量流量和当地密度进行折算，为管层入口流速。
流场计算采用LES（大涡模拟），瞬态计算的时间步长为0.0005s，计算步为2500步。通过流场的涡量云图可以看到，管阵的前两排管子是存在有规律的尾涡的，而从第三排开始，管子开始受到前后左右管子的影响，不断出现前端漩涡脱落附着、再脱落的情况，湍流强度 明显大于前两排，这一点通过录制的视频看得更为直观清楚。
声场计算采用FWH方法，由于流场计算的时间步为0.0005s，故声场分析频率为1000Hz，分辨率为1Hz。根据流场的分布，选择有代表性的横排管子作为声源进行声学特性分析，得到横排管子发声的声压级线谱。
除氧蒸发器管阵的频谱峰值不如高压过热器明显，主要原因应该是流速的下降导致湍强度的减小，管阵虽然还存在漩涡脱落，但规律性差了很多，不过还是存在34.2Hz～42.7Hz这样一个特征频段。
此外，对比高压过热器管阵和除氧蒸发器管阵的涡量云图和相应横排管子的噪声声压级，高压过热器管层的湍流强度远大于除氧蒸发器管层，噪声能量高出近10倍（声压级相差10dB），这主要是由烟气流速的差别造成的，可见管层间噪声的大小是与流速成正相关的，故可以推断对于整个炉内的噪声高压过热器管层具有决定性作用。
三、鳍片管与裸管仿真结果对比与特征频率修正
1、鳍片管有限元模型的建立
鳍片管的几何尺寸和有限元模型，管径40mm，管长100mm，翅片螺距8mm，翅片宽度1mm，翅片高度15mm，流体域跟之前保持一致仍为400mm×800mm，计算域共1654546个单元。
2、鳍片管与裸管仿真结果对比
分别仿真计算高压过热器和除氧蒸发器两个工况下的鳍片管单管流场和声场，并同裸管进行对比。
从涡量云图可见鳍片管同裸管一样存在漩涡脱落，进一步计算噪声声压级可发现，高压过热器和除氧蒸发器两种工况下鳍片管的峰值频率分别为67.1Hz和33.7Hz，相比于裸管的峰值频率92.2Hz和46.6Hz均下降了27.3%，峰值声压级分别下降5.2dB和1.3dB，流速越慢螺旋翅片影响越小；两种工况鳍片管同裸管300Hz以下的低频部分趋势是吻合的，由于漩涡脱落不对称频谱都存在高次谐波分量；两种工况下的鳍片管峰值声压相差14.4dB，裸管峰值声压相差18.3dB，也反映出高压过热器管层对于整个炉内噪声起决定性作用。
3、高压过热器和除氧蒸发器管层特征频率修正
通过对比鳍片管和裸管的特征频率，采用百分比偏移量的修正手段对管阵的特征频率进行修正，结果如下：
表7特征频率修正


四、炉内声学共振计算分析
由于整个炉腔可以看成一个18.5m*5.5m*35m的，长宽方向为边界、高度方向为传播方向的长方体声腔，故有可能形成驻波。炉内的温度不均导致烟气密度、声速都不是均匀分布，在计算简正频率时依然采用分段做温度平均的方法，得到各层段声速列表：
表8余热炉各层声速

炉腔内的简正频率分布主要考察长宽方向、100Hz以内的低频声。
表9余热锅炉腔内各层简正频率分布


根据各层简正频率的分布和各层特征频率的分布，可知高压过热器管层特征频率可能激发(3,1,0)和(5,0,0)两种简正频率，除氧蒸发器管层特征频率可能激发(3,0,0)简正频率，在炉腔中形成驻波，增强特征频率的噪声。
五、锅炉噪声传播规律计算分析
燃气轮机排气口和水平烟道中也存在低频有调分量，为了进一步辨析炉内噪声产生原因，可对锅炉进行传声损失和隔声量计算，结合实测数据，对比分析炉内噪声主要是由燃烧室传入还是因烟气流动而新产生的流噪声以及两种噪声的贡献量。
1、炉腔传声损失计算
整个余热锅炉的炉腔可以看做是一个矩形声腔，由于内部放置了换热管层，对炉内声波的传播会产生一定的影响。通过建立局部管阵的的声腔模型，在Virtual lab中仿真计算出口和入口的声压，进而求出声腔的传声损失。
以高压过热器段为例，将建好的声腔有限元模型导入Virtual lab，设置相应的气体介质参数（高压过热器工况下的烟气参数），入口边界条件设为平面波，出口边界条件设为煤质阻抗，分辨率10Hz，做20Hz～2000Hz频段的扫频，根据计算出的入口声压和出口声压，用传声损失定义式进行计算，得声腔的传声损失曲线。
用相同的方式进行除氧蒸发器层段炉腔的传声损失仿真计算。
由以上计算结果可以看出，含有换热管层的炉腔对于800Hz以下的低频噪声的阻隔作用非常小，单层的传声损失均小于0.5dB。将各管层的传声损失直接进行叠加，可大致估算整个炉腔的传声损失（非精确值）。
表10炉腔传声损失
中心频率31.5631252505001000TL（dB）13.816.920.123.226.128.9
2、锅炉部件隔声量计算
测量所得数据都是炉墙外侧的，考虑到锅炉不同部件有不同的壳体和保温层厚度，由此带来隔声量的差异可能会影响炉内真实噪声的判断，故需进行锅炉部件的隔声量计算。
表11锅炉各部件隔声材料
 水平烟道炉墙下段炉墙中段炉墙上段烟囱内衬钢板厚度（mm）22222
内保温材料厚度（mm）1001401008060壳体钢板厚度（mm）88884外保温层厚度（mm）----80
注：保温材料为硅酸铝毡，密度为100～120kg/m3，其中60mm、80mm、100mm、140mm厚分别为35mm*2、35mm*3、55mm*2、55mm*3压缩而成，钢板密度为7850kg/m3。
由于钢板的厚度相对于波长来讲足够薄，可认为钢板像活塞一样做整体运动，将问题简化为简单的双墙隔声问题，根据两组边界条件求解四个方程，得到双墙的隔声量为：
TL=20lg|12(1+R1R3+jω(M1+M2)R3)cosK2D+j12(2+jω(M1+M2)R3-ω2M1M2R32)sinK2D|]]>
式中，R1、R2、R3分别为锅炉内部烟气声阻抗、保温材料声阻抗、锅炉外部空气声阻抗，单位是N*s/m3；M1、M2分别为内衬钢板和壳体钢板的面密度，单位是kg/m2；K2为保温材料的波数，单位是1/m，D为保温层厚度，单位是m。
对于中低频情况，K2D<<1，cosK2D=1，sin K2D=0，则隔声量可简化为：
TL=20lg|12(1+R1R3+jω(M1+M2)R3)|]]>
炉外空气声阻抗率取20℃下空气常数，R3=415N*s/m3；
当声音的频率f>20Hz，故中低频段隔声量计算公式可进一步简化为：
TL=10lg(ω2(M1+M2)24R32)=20lgω+20lg(M1+M2)-10lg4R32]]>
满足质量控制定律，观察可知该计算式相当于直接将双层钢板叠在一起。在此基础上再加上保温层的隔声量（保温层相当于单墙，满足质量控制），总的隔声量为：
TL＝20lgω+20lg(M1+M2+M3)-10lg4R32
式中，M3为保温层的面密度，单位是kg/m2。
从计算结果可知，对于中低频段，锅炉各部件由于处在质量控制区，部件隔声量之差不受噪声频率影响，为一固定值。
六、炉内噪声主要声源辨析
1、燃机排气噪声
假设燃机排气噪声在水平烟道中无损传播，可根据其噪声声功率求出燃机排气噪声在水 平烟道内的A声级；考虑燃机排气噪声无损地通过水平烟道传入锅炉本体，可根据其噪声声功率求出燃机排气噪声在锅炉本体内的A声级；考虑燃机排气噪声在经过整个锅炉本体后进入烟囱，存在传声损失（前文计算的炉腔内管层串联传声损失），将排气噪声声功率扣除传声损失可求出燃机排气噪声在烟囱内的A声级：
表12燃机排气噪声在锅炉各部件中的A声级

注：表格中“—”是由于理论计算或者实验时频段选择导致无法获得准确数据
2、锅炉内部噪声
由于水平烟道内的噪声近似由燃机排气噪声提供，故通过比较燃机排气噪声在水平烟道内A声级与水平烟道外侧测试A声级，可获得水平烟道的实际隔声量：
表13平烟道内外侧A声级及隔声量


可见实际隔声量相对于理论计算值偏小，由于存在保温层间的连接件（声桥）和漏声现象，这是正常的结果。查锅炉各部件的保温层参数可知，锅炉本体的保温层参数与水平烟道相当（钢板厚度相同，硅酸铝毡厚度稍有不同），且隔声量理论计算值非常接近，故可近似用水平烟道的实际隔声量代替锅炉本体的实际隔声量。将实测的锅炉本体各层段外部的A声级加上锅炉本体的实际隔声量可反求出锅炉本体内部对应层段的噪声A声级；由于烟囱处的保温层参数与水平烟道存在差异（钢板厚度小4mm），故烟囱的实际隔声量肯定比水平烟道小，根据工程需要按照两者隔声量理论值之差进行修正，即将水平烟道的实际隔声量在各倍频程段均减去2.5dB，烟囱外壁实测噪声A声级加上该隔声量可估算出烟囱内部的噪声A声级：
表14锅炉本体各层段和烟囱内部A声级

3、锅炉噪声与燃机排气噪声对比分析
对比锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级，可以发现在63Hz的倍频程带上锅炉噪声明显高于燃机排气噪声传入锅炉本体的噪声（11dB），而在其他频带上两者基本吻合，由此可推断炉内肯定有再生噪声产生，且新增噪声的峰值频段为63Hz的倍频程带。
根据前文仿真计算的鳍片管噪声频谱，可估算出管层的流噪声倍频程谱（由于CFD计算的噪声量级跟网格密度、介质参数等相关，故只能作为相对量级），将其与锅炉本体再生噪 声（锅炉噪声与燃机排气噪声的差值）进行对比。
表15炉本体再生噪声A声级与流噪声A声级

可以发现，锅炉本体再生噪声与管阵产生的流噪声在频谱趋势上非常吻合，均存在63Hz的峰值倍频程段，由此可以断定炉内的再生噪声确实为管阵涡脱落的流噪声。根据计算结果，可以进一步分析炉内噪声中排气传入噪声同管阵涡脱落流噪声在不同频段的贡献量：
表16燃机排气噪声与流噪声对于炉内噪声的贡献量
倍频程中心频率31.5631252505001000传入噪声贡献量91.2%6.5%81.3%85.1%39.9%58.9%管阵流噪声贡献量8.8%93.5%18.7%14.9%60.1%41.1%
对比烟囱内的噪声A声级和燃机排气噪声传入烟囱的A声级：由于烟囱壁的隔声量只是修正值，炉腔的传声损失也是工程近似值，所以在噪声的量级上会存在误差，但比较频谱的趋势可以发现，烟囱内部噪声相对于排气传入噪声在63Hz的倍频程段上存在明显峰值，根据之前的结论即可证明再生噪声的存在，且这一噪声应该也是源于锅炉内部的流噪声（管阵漩涡脱落）。
对比烟囱口的噪声A声级和燃机排气噪声传入烟囱的A声级：烟囱口的噪声相比于燃机排气噪声依旧在63Hz的倍频程段上存在明显峰值，但由于传声损失的计算是粗略的（工程近似计算了管阵传声损失，忽略了水平烟道—锅炉本体—烟囱的各部件连接处传声损失，导致传声损失计算量偏小），所以在量级上并不准确但这不影响对炉内有二次噪声产生的判断。
4、炉墙噪声测试结果声压级线谱分析
由高压过热器管层下游、高压蒸发器（2）管层下游、高压省煤器（2）管层下游、高压省煤器（3）管层下游靠近炉墙1m处的声压级线谱，可见存在明显的峰值频率，靠近余热炉 底部为74Hz～78.5Hz，靠近余热炉顶部为68Hz～74Hz，这符合先前对高压过热器特征频率为炉内噪声主导频率的预计，也符合随着高度增加、流速减慢特征频率将下降的趋势；在特征频率的倍频处存在次峰，这跟计算模型中因为漩涡脱落产生的噪声频谱非常相似。
仿真计算结果的误差主要来源于烟气热力学信息的近似、模型的局部简化和计算网格的精密度。前文已对前两者进行了论述，网格的精密度主要影响边界层流动信息的获取进而影响噪声信息，网格加密一倍则计算时间增加一倍，但对于计算特征频率其误差仅在5%～10%，本计算考虑到计算效率将二维模型网格控制在50万单元内（8核服务器计算时间24h），三维模型网格控制在200万单元内（8核服务器计算时间72h）。
经与实验数据对比分析，可以确定余热锅炉内噪声来源于燃机排气噪声和管阵漩涡脱落的流噪声。在噪声能量集中的63Hz倍频程带，流噪声是主要声源（贡献量达到93.5%），故降噪措施应该围绕解决这一频带的流噪声。如需解决中高频噪声（200Hz以上），则在考虑流噪声的同时还需要减小燃机排气噪声。
通过建模计算高压过热器和除氧蒸发器两个具有代表性管层的流场和声场，并用鳍片管的特性进行特征频率修正，得到以下结论：
1.炉内流噪声的产生机理。炉内噪声的产生是烟气流过密排管阵，而在鳍片管表面形成规律的漩涡脱落，进而产生脉动的升力和阻力，通过FW-H方程将脉动的升力和阻力模拟为偶极子源产生噪声，仿真计算的涡量云图和声压级线谱均反映出明显的漩涡脱落现象和特征频率。由于漩涡脱落的不对称性，会产生高次的脉动谐波，在频谱上显示为高次谐波处的次峰，这一点仿真与实验结果都有所体现，进一步验证了漩涡脱落导致炉内噪声。
2.漩涡脱落特征频率及其影响因素。高压过热器和除氧蒸发器工况下的单根圆管的特征频率分别为92.2Hz和46.6Hz。高压过热器和除氧蒸发器工况下的管阵，由于管阵排布紧密，普遍存在漩涡附着、再脱落的情况，管子间流场的相互作用增强，单一的特征频率钝化为特征频段，分别为95.9Hz～97.9Hz和34.2Hz～42.7Hz。两种工况下的鳍片管的特征频率分别为67.1Hz和33.7Hz，峰值声压级下降5.2dB和1.3dB，翅片的存在降低了特征频率和噪声能量，且流速越快，翅片的影响越大。通过鳍片管特性修正之后的两种工况下管层特征频段分别为69.7Hz～71.2Hz和24.9Hz～31.0Hz。对照单个裸管、单个鳍片管和管阵的峰值声压，高压过热器工况比除氧蒸发器工况分别高出18.3dB、14.4dB、10dB，故高压过热器管层对于炉内噪声具有决定性作用。
3.炉内噪声的主要声源辨析。经与实验数据对比分析，可以确定余热锅炉内噪声来源于燃机排气噪声和管阵漩涡脱落的流噪声。在噪声能量集中的63Hz倍频程带，流噪声是主要 声源（贡献量达到93.5%），而在中高频段两者的贡献量相当。
其中，上述噪声源的识别方法中，裸管2D有限元模型示意图、裸管3D有限元模型示意图、裸管二维模型噪声声压级曲线图、裸管三维模型噪声声压级曲线图、高压过热器管层有限元模型示意图、高压过热器管层有限元模型排列参数示意图、除氧蒸发器管层排有限元模型示意图、除氧蒸发器管层排有限元模型排列参数示意图、鳍片管的几何尺寸和有限元模型示意图、高压过热器声腔的传声损失曲线图、除氧蒸发器层段炉腔的传声损失曲线图、各管层段炉腔串联传声损失曲线图、炉墙部件剖面结构示意图、锅炉部件理论隔声量曲线图、锅炉本体各层段噪声A声级与燃机排气噪声在锅炉本体内部的A声级对比曲线图、锅炉本体再生噪声A声级与流噪声A声级对比曲线图、烟囱内部噪声A声级与燃机排气传入噪声A声级对比曲线图、烟囱口噪声A声级与燃机排气传入噪声A声级对比曲线图、高压过热器管层下游的声压级线谱图、高压蒸发器（2）管层下游的声压级线谱图、高压省煤器（2）管层下游的声压级线谱图、高压省煤器（3）管层下游靠近炉墙1m处的声压级线谱图，见与本发明同日提交的发明专利申请“一种余热锅炉内部噪声源识别方法”。
本发明的一种实施例的工作原理：在余热锅炉的炉腔与烟囱的连接处设置用于余热锅炉的共振式消声器，当烟气从炉腔流向烟囱时，烟气被双面穿孔吸声板1分割为若干个区域。根据赫姆霍兹共振器的原理，由不同结构参数的多块双面穿孔吸声体2叠加组成的双面穿孔吸声板1，可使炉腔内的声波在共振频率附近因为阻抗不匹配，从而将大部分声能量向声源方向反射回去，其余小部分能量继续传播，从而减少了锅炉本体传入烟囱的噪声，达到了降噪的目的。