徑向排氣式緩沖罐對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)管系振動(dòng)的抑制研究

馬屈楊， 楊國(guó)安， 李孟君

(北京化工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，北京 100029)

因非定常流激發(fā)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)往往會(huì)帶來(lái)十分嚴(yán)重的后果[1- 2]。石化領(lǐng)域應(yīng)用極其廣泛的往復(fù)式壓縮機(jī)，其間歇性、周期性的進(jìn)排氣方式就會(huì)導(dǎo)致管系內(nèi)存在脈動(dòng)的氣流[3]。這種非定常流直接作用于管壁，并表現(xiàn)為脈動(dòng)壓力(即周期性激振力)對(duì)管壁的沖擊，使管系出現(xiàn)受迫振動(dòng)，嚴(yán)重影響其穩(wěn)定性[4]?，F(xiàn)場(chǎng)劇烈的管系振動(dòng)易引起管壁破損，造成氣體泄漏，嚴(yán)重威脅現(xiàn)場(chǎng)安全生產(chǎn)[5]。此時(shí)，合理設(shè)計(jì)并安裝脈動(dòng)抑制裝置則可有效衰減管系內(nèi)的壓力脈動(dòng)，從而控制機(jī)體及管線等附屬設(shè)備的振動(dòng)。

緩沖罐因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單被廣泛用于抑制往復(fù)壓縮機(jī)及其管系的壓力脈動(dòng)。緩沖罐在使用過(guò)程中需要考慮諸多因素以確保其能夠有效抑制管系壓力脈動(dòng)。其中，API618規(guī)定了緩沖罐的最小緩沖容積[6]，指出緩沖容積不得低于0.03 m3。在容積設(shè)計(jì)合理的情況下，考慮現(xiàn)場(chǎng)空間限制，為獲得理想的抑制效果學(xué)者們結(jié)合理論研究結(jié)果建議將緩沖罐靠近壓縮機(jī)氣缸布置[7-8]。而現(xiàn)有理論的匱乏導(dǎo)致現(xiàn)場(chǎng)在使用緩沖罐時(shí)往往無(wú)法對(duì)其進(jìn)排氣管布置形式[9]作具體要求，只能單純借鑒已有設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，難以應(yīng)對(duì)復(fù)雜多變的現(xiàn)場(chǎng)工況。以往的研究忽視了罐體接管形式對(duì)管系壓力脈動(dòng)影響的重要性，導(dǎo)致無(wú)法通過(guò)合理布置接管形式強(qiáng)化緩沖罐壓力脈動(dòng)抑制作用。鑒于此，本文對(duì)徑向排氣式緩沖罐的氣流脈動(dòng)抑制機(jī)理展開理論研究，并深入探討其相比于軸向排氣式緩沖罐在抑制壓力脈動(dòng)方面的優(yōu)勢(shì)，從而為現(xiàn)場(chǎng)高效抑制管系壓力脈動(dòng)及管系振動(dòng)提供理論支撐。

早在20世紀(jì)50～60年代，有關(guān)壓力脈動(dòng)的研究工作就已在國(guó)內(nèi)外學(xué)者中逐步展開。例如，Tan等[10- 11]對(duì)非設(shè)計(jì)工況下離心泵非定?？栈鲏毫γ}動(dòng)特性及偏載條件下離心泵渦殼內(nèi)非定常流脈動(dòng)特性展開研究。Luo等[12]對(duì)雙向潮流燈泡貫流式水輪機(jī)壓力脈動(dòng)進(jìn)行數(shù)值預(yù)測(cè)。與此同時(shí)，學(xué)者們也采用多種計(jì)算方法對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)及其管系內(nèi)壓力脈動(dòng)特性進(jìn)行相關(guān)研究。有學(xué)者提出轉(zhuǎn)移系數(shù)法[9]求解脈動(dòng)壓力，由于需要對(duì)結(jié)構(gòu)求解12個(gè)實(shí)系數(shù)來(lái)進(jìn)一步計(jì)算節(jié)點(diǎn)脈動(dòng)壓力值，導(dǎo)致求解過(guò)程十分繁瑣?；趧蜢匦拚碚摰膬刹椒╗13]主要用于計(jì)算共振區(qū)壓力脈動(dòng)值，該方法對(duì)非對(duì)稱、復(fù)雜結(jié)構(gòu)邊界處理存在一定難度。通過(guò)三維解析法[14]雖然可以得到較為精確的計(jì)算結(jié)果，但其主要適用于簡(jiǎn)單規(guī)則結(jié)構(gòu)脈動(dòng)壓力的求解。而基于平面波動(dòng)理論的傳遞矩陣法不僅可進(jìn)行有效的快速計(jì)算，同時(shí)求解對(duì)象不限于簡(jiǎn)單的對(duì)稱結(jié)構(gòu)，它也因此廣泛用于壓力脈動(dòng)的預(yù)測(cè)和相關(guān)影響分析。其中，有學(xué)者構(gòu)造出等截面管單元傳遞矩陣，并提出四種包含阻尼的表達(dá)形式[15-18]，Mo等[19]借此在頻域范圍內(nèi)分析不同阻尼模型對(duì)壓力脈動(dòng)的影響。王中振等[20]利用容器傳遞矩陣分析閥腔對(duì)氣流脈動(dòng)的影響。Jia等[21]引入孔板傳遞矩陣[9]探究其對(duì)管系壓力脈動(dòng)的抑制作用。Liu等[22]提出一種內(nèi)置孔管結(jié)構(gòu)的緩沖罐，并結(jié)合相應(yīng)的傳遞矩陣研究其對(duì)壓力脈動(dòng)的抑制效果并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。本文利用傳遞矩陣法構(gòu)造出徑向排氣式緩沖罐所在管系的壓力脈動(dòng)傳遞數(shù)學(xué)模型，并通過(guò)優(yōu)化緩沖罐結(jié)構(gòu)參數(shù)提高其壓力脈動(dòng)抑制效果。

本文根據(jù)振動(dòng)控制方程提出在管系添加徑向排氣式緩沖罐，通過(guò)衰減管系壓力脈動(dòng)達(dá)到抑制管系振動(dòng)的目的?；谄矫娌▌?dòng)理論構(gòu)造壓力脈動(dòng)傳遞數(shù)學(xué)模型，預(yù)測(cè)壓力脈動(dòng)沿管系的分布規(guī)律。以軸向排氣式緩沖罐為參考對(duì)象，通過(guò)對(duì)比發(fā)現(xiàn)緩沖罐徑向排氣可進(jìn)一步提高壓力脈動(dòng)抑制效果。應(yīng)用傅里葉變換分析壓力脈動(dòng)在頻域上的分布規(guī)律。結(jié)合數(shù)學(xué)模型，預(yù)測(cè)出罐體長(zhǎng)徑比和排氣管偏置距離等主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其抑制壓力脈動(dòng)的影響。

1 數(shù)學(xué)模型

對(duì)于非定常流所在管系，作用于管道的周期性激振力引發(fā)的管系振動(dòng)視為受迫振動(dòng)。管系振動(dòng)的控制方程如式(1)：

(1)

從式(1)可以發(fā)現(xiàn)，通過(guò)增設(shè)隔振器或增加支撐剛度來(lái)改變結(jié)構(gòu)特征參量[M]、[C]或[K]，或調(diào)整管系固有頻率避開共振可以達(dá)到減小振動(dòng)的目的[23]。而通過(guò)減小激振力[F]同樣可以達(dá)到減振目的。本文就是利用徑向排氣式緩沖罐對(duì)管系壓力脈動(dòng)的抑制作用，從而減小作用于管壁的激振力，控制管系振動(dòng)。

假定往復(fù)壓縮機(jī)及其管系內(nèi)脈動(dòng)氣流為一維非定常流。沿管系軸線方向，任意截面上各點(diǎn)處壓力、速度等變量的幅值和相位均相等。根據(jù)質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒方程[17, 24]推導(dǎo)出一維波動(dòng)方程如式(2)所示：

(2)

圖1 徑向排氣式緩沖罐所在管系結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

徑向排氣式緩沖罐結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1，將緩沖罐罐體部分簡(jiǎn)化為長(zhǎng)度為L(zhǎng)t，截面積為St的直管單元，進(jìn)出口接管簡(jiǎn)化為長(zhǎng)度為l，截面積為S的短管。徑向排氣式緩沖罐進(jìn)出口管中心軸線成90°布置，出口管偏置距離為l1。

氣流在流經(jīng)緩沖罐進(jìn)出口邊界時(shí)遇到突然擴(kuò)張和突然收縮結(jié)構(gòu)，形成多種尺度的漩渦，流動(dòng)行為變得復(fù)雜?？紤]該流動(dòng)特性對(duì)壓力脈動(dòng)的影響，本文引入突然擴(kuò)張、收縮結(jié)構(gòu)的傳遞矩陣：

突然擴(kuò)張結(jié)構(gòu)傳遞矩陣：

(3)

突然收縮結(jié)構(gòu)傳遞矩陣：

(4)

同時(shí)，氣流在流出徑向排氣式緩沖罐時(shí)因主流流向的改變導(dǎo)致罐體內(nèi)部出現(xiàn)明顯的回流區(qū)，這在聲學(xué)中表現(xiàn)為聲波在遇到剛性壁面時(shí)發(fā)生反射。其具體影響可用如式(5)所示矩陣表示：

(5)

綜合考慮徑向排氣式緩沖罐結(jié)構(gòu)特點(diǎn)對(duì)氣流動(dòng)力學(xué)特性的影響，構(gòu)造出壓力脈動(dòng)在徑向排氣式緩沖罐所在管系的傳遞模型如式(6)所示：

(6)

M=MPipeL2MPipelMSurgetankMPipelMPipeL1MSurgeTank=MReduceMPipeLt-l1MPepel1MEnlarge

(7)

同時(shí)

(8)

脈動(dòng)質(zhì)量流量計(jì)算公式如式(9)所示[26]：

(9)

圖2 計(jì)算流程圖

2 流體動(dòng)力學(xué)模擬

應(yīng)用ANSYS CFX 16.0進(jìn)行三維流體動(dòng)力學(xué)瞬態(tài)模擬預(yù)測(cè)緩沖罐所在管系壓力脈動(dòng)分布規(guī)律。管系計(jì)算域流道網(wǎng)格劃分示意圖如圖3所示。將全管系流道進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格量分別為402 368，853 259，1 521 105。對(duì)排氣管系上距離緩沖罐徑向排氣口2 m處壓力隨時(shí)間變化情況進(jìn)行監(jiān)測(cè)，如圖4所示，當(dāng)網(wǎng)格量分別為853 259，1 521 105時(shí)，經(jīng)數(shù)值模擬得到的壓力均值相差約1.29%，壓力峰峰值相差約0.28%，二者精度十分接近。但考慮計(jì)算時(shí)間成本，本文選取網(wǎng)格數(shù)量為853 259進(jìn)行流體動(dòng)力學(xué)模擬。

圖3 計(jì)算域流道網(wǎng)格劃分示意圖

圖4 監(jiān)測(cè)點(diǎn)處不同網(wǎng)格數(shù)量下壓力隨時(shí)間變化曲線

模擬采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε瞬態(tài)模型。綜合考慮柯朗數(shù)(式(10))、計(jì)算時(shí)間成本及精度，選取瞬態(tài)計(jì)算的步長(zhǎng)為0.000 5 s。模擬所用固體壁面采用無(wú)滑移絕熱邊界條件，壓力和速度的耦合采用SIMPLE算法。分別將入口邊界設(shè)置為脈動(dòng)的質(zhì)量流量(式(11))，出口邊界設(shè)置為大氣壓(絕對(duì)壓力0.1 MPa)。通過(guò)調(diào)節(jié)管系末端閥門的流通面積以保證管內(nèi)壓力恒定。

(10)

式中：Δt為時(shí)間步長(zhǎng)；Δx為網(wǎng)格特征長(zhǎng)度；ufluid為流體速度。

脈動(dòng)質(zhì)量流量如式(11)所示，其時(shí)域波形和頻譜如圖5所示：

(11)

由圖4可知壓力隨時(shí)間呈明顯的周期性脈動(dòng)趨勢(shì)，存在波峰和波谷。以管系末端距離閥門0.5 m處為監(jiān)測(cè)點(diǎn)，對(duì)應(yīng)壓力處于波峰和波谷時(shí)刻罐體截面速度流線分布，如圖6所示。軸向進(jìn)排氣式緩沖罐內(nèi)部渦流呈對(duì)稱分布，這一分布規(guī)律在壓力處于波峰時(shí)刻更為明顯。而脈動(dòng)氣流進(jìn)入徑向排氣式緩沖罐內(nèi)渦流分布相對(duì)雜亂，且主要集中于罐體后端。通過(guò)沿罐體半徑方向提取各截面在計(jì)算總時(shí)長(zhǎng)內(nèi)脈動(dòng)速度發(fā)現(xiàn)，氣流在徑向排氣緩沖罐內(nèi)平均脈動(dòng)速度大于軸向排氣緩沖罐內(nèi)平均脈動(dòng)速度，在忽略罐體內(nèi)介質(zhì)熱交換的情況下，脈動(dòng)速度能的增加將導(dǎo)致脈動(dòng)壓力能的損耗，從而使管系下游壓力脈動(dòng)程度得到進(jìn)一步衰減。

圖5 理論質(zhì)量流量時(shí)域波形和頻譜圖

3 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)用空氣壓縮機(jī)為雙作用式，公稱容積流量12 m3/min，額定排氣壓力0.2 MPa(G)，壓比為3，轉(zhuǎn)速為420 r/min。實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)氣缸輸出的理想脈動(dòng)質(zhì)量流量如式(11)所示。實(shí)驗(yàn)用管道內(nèi)徑0.106 m，緩沖罐內(nèi)徑0.372 m，罐體總長(zhǎng)1.1 m。實(shí)驗(yàn)分為：①設(shè)置徑向排氣式緩沖罐的管系；②不設(shè)置任何脈動(dòng)抑制裝置的管系(等截面管管系)；③設(shè)置軸向排氣式緩沖罐的管系。實(shí)驗(yàn)裝置如圖7所示。壓力傳感器均勻地布置在壓縮機(jī)排氣管系上的點(diǎn)1～點(diǎn)13處(見圖8)。傳感器采樣頻率為100 Hz，每類實(shí)驗(yàn)均采集5組壓力數(shù)據(jù)，每組采集40 s。傳感器測(cè)量范圍為0～0.6 MPa，測(cè)量精度為0.3%，頻響時(shí)間小于10 ms。實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)誤差主要來(lái)自于壓力傳感器，其中傳感器非線性誤差不超過(guò)0.1%，分辨率為0.15%，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)誤差為0.005%，使用直流電源所引起的誤差為0.1%，因此實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)誤差約為：

圖6 對(duì)應(yīng)壓力處于波峰及波谷時(shí)刻速度流線分布圖

圖7 實(shí)驗(yàn)裝置

圖8 測(cè)點(diǎn)布置示意圖

4 結(jié)果分析與討論

4.1 壓力脈動(dòng)幅值特性

緩沖罐所在復(fù)雜管系內(nèi)壓力脈動(dòng)幅值分布存在明顯的規(guī)律性。如圖9所示為徑向排氣式緩沖罐所在管系內(nèi)壓力脈動(dòng)峰峰值的分布情況，其中測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)13分別為緩沖罐上游管系和下游管系內(nèi)壓力脈動(dòng)峰峰值的最大值點(diǎn)。通過(guò)監(jiān)測(cè)上述兩點(diǎn)處脈動(dòng)幅值可有效判別全管系內(nèi)壓力脈動(dòng)的劇烈程度。由圖9可知，應(yīng)用傳遞矩陣預(yù)測(cè)壓力脈動(dòng)，其幅值分布同三維流體動(dòng)力學(xué)模擬結(jié)果和實(shí)驗(yàn)所測(cè)結(jié)果(95%置信區(qū)間)在趨勢(shì)上呈現(xiàn)出明顯的一致性。由于構(gòu)造理論模型時(shí)進(jìn)行了維度的簡(jiǎn)化，同時(shí)理論計(jì)算和三維數(shù)值模擬均采用理想的脈動(dòng)質(zhì)量流量作為入口邊界條件，忽略了實(shí)際壓縮機(jī)活塞環(huán)氣體泄漏、進(jìn)排氣閥氣體泄漏、閥片顫振等影響，因此，實(shí)驗(yàn)同理論和模擬結(jié)果在數(shù)值預(yù)測(cè)上不可避免地存在一定誤差。

為表征緩沖罐軸向排氣和徑向排氣對(duì)管系內(nèi)壓力脈動(dòng)的影響，定義脈動(dòng)抑制率如式(12)：

(12)

式中：pps為緩沖罐所在管系壓力脈動(dòng)峰峰值(kPa)；pp為管系內(nèi)不設(shè)置緩沖罐時(shí)的壓力脈動(dòng)峰峰值(kPa)。如圖10所示，當(dāng)緩沖罐為徑向排氣時(shí)，其所在管系上各測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)實(shí)驗(yàn)壓力脈動(dòng)抑制率相對(duì)較高，以測(cè)點(diǎn)13為例，緩沖罐采取軸向排氣時(shí)，其脈動(dòng)抑制率約為20.64%，相反采用徑向排氣時(shí)，其脈動(dòng)抑制率約為26.86%。由此可見，徑向排氣式緩沖罐對(duì)管系內(nèi)壓力脈動(dòng)的抑制效果優(yōu)于軸向排氣式緩沖罐。

圖9 徑向排氣緩沖罐所在管系壓力脈動(dòng)峰峰值分布

圖10 緩沖罐所在管系脈動(dòng)抑制率分布

4.2 脈動(dòng)抑制機(jī)理分析

已知聲學(xué)中傳遞損失定義為當(dāng)出口為無(wú)反射端時(shí)，消聲器進(jìn)口處的入射聲功率級(jí)與出口的透射聲功率級(jí)之差，如式(13)所示[14]。傳遞損失作為表征消聲器固有阻抗特性的特征參量直接反映其對(duì)聲波的阻抗作用。

(13)

式中:Lwi,Lwt分別為入射、透射聲功率級(jí)；Wi,Wt分別為入射、透射聲功率；A～D為四極參數(shù)。

由于壓力脈動(dòng)與聲波在傳遞機(jī)制上具有相似性[9]，同理本文定義阻抗量為單位時(shí)間內(nèi)緩沖罐進(jìn)口處脈動(dòng)壓力能與出口處脈動(dòng)壓力能之比。當(dāng)進(jìn)口處脈動(dòng)壓力能一定時(shí)，阻抗量越大，說(shuō)明經(jīng)緩沖罐衰減的脈動(dòng)壓力能越多，相應(yīng)出口處脈動(dòng)壓力能越小，即緩沖罐對(duì)脈動(dòng)壓力的抑制作用越大。

對(duì)應(yīng)式(13)，緩沖罐阻抗量表示為：

(14)

因緩沖罐所在全管系對(duì)脈動(dòng)壓力的反射、透射作用十分復(fù)雜，本文僅通過(guò)計(jì)算阻抗量定性地闡釋緩沖罐不同排氣形式對(duì)壓力脈動(dòng)的抑制具有差異性的原因。當(dāng)緩沖罐出口管采取徑向布置時(shí)，其參與計(jì)算的四極參數(shù)如式(15)所示：

(15)

軸向排氣式緩沖罐參與阻抗量計(jì)算的四極參數(shù)如式(16)所示：

(16)

分析計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)(見圖11)，隨頻率的增大，兩類緩沖罐的阻抗量均呈增大趨勢(shì)，其中徑向排氣式緩沖罐阻抗量對(duì)頻率的變化更加敏感，即徑向排氣式緩沖罐對(duì)頻率逐漸增大的聲波阻抗作用更為明顯。阻抗作用越大，緩沖罐出口處脈動(dòng)壓力幅值越小。以實(shí)驗(yàn)為例，壓力脈動(dòng)主頻率為14 Hz，對(duì)應(yīng)徑向排氣式緩沖罐的阻抗量大于軸向排氣式緩沖罐，此時(shí)在時(shí)域上表現(xiàn)為二者在壓力脈動(dòng)幅值上存在差別，體現(xiàn)出徑向排氣式緩沖罐相比于軸向式排氣緩沖罐在抑制壓力脈動(dòng)方面的優(yōu)勢(shì)；隨著頻率的增加，二者對(duì)應(yīng)阻抗量的差距也隨之增大，理論上徑向排氣式緩沖罐對(duì)壓力脈動(dòng)的抑制效果也將更加明顯。

圖11 阻抗量-頻率對(duì)比圖

4.3 壓力脈動(dòng)頻譜特性

對(duì)實(shí)驗(yàn)所測(cè)壓力數(shù)據(jù)進(jìn)行離散傅里葉變換，得到相應(yīng)的頻譜特性，如圖12為徑向排氣式緩沖罐所在管系相應(yīng)各測(cè)點(diǎn)頻譜瀑布圖，圖13為壓力脈動(dòng)特征頻率的一、二倍頻幅值沿管線分布規(guī)律。由于實(shí)驗(yàn)用往復(fù)壓縮機(jī)為雙作用式，其激發(fā)的氣流脈動(dòng)主要特征頻率為14 Hz，這一點(diǎn)在質(zhì)量流量的頻譜特性圖(圖5)上也有所體現(xiàn)。壓力脈動(dòng)全管系頻譜瀑布圖顯示，能量主要集中在14 Hz；并且頻域上幅值沿管系分布趨勢(shì)與時(shí)域上壓力脈動(dòng)峰峰值的分布趨勢(shì)相一致，即在管系不同位置處，脈動(dòng)壓力的幅值各不相同，在緩沖罐進(jìn)出口處幅值達(dá)到最低，而在管系末端壓力幅值出現(xiàn)最大值點(diǎn)。

圖12 實(shí)驗(yàn)各測(cè)點(diǎn)頻譜瀑布圖

圖13 壓力脈動(dòng)主頻率沿管線分布圖

4.4 徑向排氣式緩沖罐結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)壓力脈動(dòng)的影響

圖14 長(zhǎng)徑比和偏置距離對(duì)壓力脈動(dòng)峰峰值影響分布云圖

5 結(jié) 論

通過(guò)傳遞矩陣?yán)碚摲治龊蛪毫γ}動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)研究，并結(jié)合三維瞬態(tài)模擬得出以下結(jié)論：

(1)徑向排氣式緩沖罐所在管系壓力脈動(dòng)分布存在規(guī)律性，管系始、末兩端壓力脈動(dòng)峰峰值分別為罐前、后管系壓力脈動(dòng)的最大值點(diǎn)，以此可判斷緩沖罐抑制脈動(dòng)的有效性。相比于軸向排氣式緩沖罐，徑向排氣可進(jìn)一步衰減管系壓力脈動(dòng)，有助于抑制管系振動(dòng)。通過(guò)分析緩沖罐的阻抗量發(fā)現(xiàn)，緩沖罐采取徑向排氣同采取軸向排氣相比，阻抗量較大，更有利于抑制壓力脈動(dòng)。

(2)通過(guò)對(duì)實(shí)驗(yàn)采集的壓力信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，探究壓力脈動(dòng)在頻域上的分布特性，發(fā)現(xiàn)幅值在以脈動(dòng)激發(fā)頻率為一倍頻處遠(yuǎn)高于其他倍頻，且表現(xiàn)出同壓力脈動(dòng)峰峰值相一致的變化趨勢(shì)。

(3)通過(guò)調(diào)整緩沖罐長(zhǎng)徑比和排氣管偏置距離，可使徑向排氣式緩沖罐具有更好的壓力脈動(dòng)抑制效果。以管系末端測(cè)點(diǎn)為例，壓力脈動(dòng)峰峰值的低值點(diǎn)主要集中于緩沖罐長(zhǎng)徑比≤4的區(qū)域內(nèi)；此外，當(dāng)排氣管偏置距離小于0.2 m時(shí)，即排氣管與進(jìn)氣管間距較小，此時(shí)通過(guò)調(diào)節(jié)長(zhǎng)徑比使其達(dá)到12以上，同樣具有較好的抑制效果，具體情況應(yīng)根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)空間和實(shí)際工況要求，通過(guò)調(diào)整緩沖罐結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行合理優(yōu)化。