서 론

중형디젤엔진은 비상발전기와 소형선박의 엔진으로 주로 사용된다. 최근 엔진의 연비절감과 소형화 추세는 고출력 지향으로 인한 연소실내의 압축율과 함께 폭발 압력 증가로 기존 엔진보다 소음수준이 크게 증대되었 으며, 발전기엔진 보다 비교적 부하변동이 잦은 소형선 박에서 고주파수 소음 증가 문제가 나타나고 있다(Choi et al., 2003; Lee and Kim, 2012).

주로 사용되는 소음기는 다공관 주위로 흡음재를 채 우는 형태인 흡음형 소음기가 사용되고 있으며, 이것은 입구와 출구의 단면적이 일정하여 기류에 의한 배압을 최소화할 수 있고, 고주파수 소음 흡수에 적합한 유리섬 유 재질의 흡음재를 사용하고 제작공정이 단순하기 때 문이다(Hwang et al., 2002; Oh et al., 2000). 하지만 엔 진 고출력으로 폭발압력과 함께 폭발소음 증가는 고주 파수 영역을 더 확대시키고 직진성을 강화함으로써 기 존 소음기의 흡음구조로는 효과적으로 고주파수 감음 성능을 얻을 수 없으며, 높은 배기압력은 소음기 내부에 장착된 흡음재의 비산을 촉진시켜 일정 기간이 지나면 오히려 소음이 증폭되는 등 내구성을 현격히 떨어뜨리 는 문제도 발생한다.

본 연구에서는 중형디젤엔진에서 발생되는 배기소음 에서 중·저주파수 감음 성능은 기존 소음기 성능을 유지 하면서 고주파수 감음에 효과적인 소음기 구조를 제안 하고, 이를 검증하기 위해 소음기 성능의 현장 측정방법 (ISO 11820:1996 Acoustics.)에 따라 성능평가를 실시하 고 그 결과를 분석한다.

재료 및 방법

현장에서 주로 사용되는 소음기는 Fig. 1과 같이 내부 의 다공관 주위에 흡음재를 채우는 흡수형 소음기(일명 일본식 소음기)가 사용되고, 엔진 출력에 따라 정량된 길 이와 직경으로 각각 제작된다. 구조는 소음기 케이스, 다 공관, 그물망(mesh), 흡음재, 입·출구 관로로 구성된다.

소음흡수는 배기가스가 다공질의 흡음재를 통과하고 소음에너지는 흡음재에 흡수되며, 이때 마찰에 의해 열 로 변환되면서 소음을 감음한다. 흡음재의 겉보기 비중 (apparent specific gravity, kg/m³), 두께, 다공관의 홀 (hole) 수가 감음성능을 좌우하며, 넓은 주파수 영역에서 감소효과가 있고, 고주파수에서도 높은 감소량을 나타 낸다. 다공질 흡음재의 흡음특성은 1000 Hz의 중심 고 주파 성분에 대해서는 감소량이 크지만 저주파 성분에 는 작으며, 감소량 특성은 다공질 흡음재료, 그라스울 (glass wool) 0.015 g/m³이라면 1000 Hz 중심 고주파수 에 감소량이 크게 나타난다(Kang et al., 2000; Mohiuddin et al., 2005; Oh et al., 2000). 본 연구에서는 이러한 흡수 소음기의 특성을 고려하여 고주파수 영역 에서의 감음성능을 확보할 수 있는 상용 소음기를 설계 제작하고, 기존 소음기와의 성능을 비교 분석하였다 (Boonen et al., 1999; Kim et al., 2008).

시험장치의 설계와 구성

소음기의 설계에서 감음성능을 높이기 위해서는 배기 류가 소음기 내부로 유입될 때 많은 장애물을 설치하여 에너지를 소진시키는 방법과 유입되는 내부 공간을 확 대하여 확산하는 방법, 그리고 흡음재를 사용하는 방법 등이 있으며, 각각의 특성을 적절히 조합하여 그 성능을 증대시킨다. 즉 공명기, 격벽, 간섭판, 흡음재의 내부재 를 조합하는 방법으로, 그 배치에 따라 저주파수 감음과 배기 에너지 감소에 효과적이지만, 각각의 위치선정과 격벽 및 간섭판의 개수에 따라 배압, 온도 증가를 초래하 여 내구성을 저하시킬 우려가 있고, 공명성은 배기유속 이 20 m/s이상일 경우에는 소음저감 효과가 없는 것으 로 알려진다(Bhat et al., 2010; Hwang et al., 2002; Kim et al., 2002; Lee et al., 2009). 본 연구에서는 기존 소음 기의 내부형태를 유지하면서 고주파수 영역에서의 감음 성능을 높이기 위해 흡음 덕트(duct)에 적용되는 식 (1) 의 Sabine식을 바탕으로 배기류가 소음기 내부에 진입 할 때 흡음재와의 접촉면적(P)을 증가시키는 방법과 엔 진이 작을수록 고주파수 영역의 소음을 발생시키는 점 을 감안하여 Fig. 2와 같이 소음기 내의 중심부에 소형 소음기를 설계하는 이중 소음기 방안을 착안하였다.

여기서, K 는 흡음재의 흡음률에 따른 정수 (K = 1.05 a 1.4 or K = a − 0.1 , a 는 흡음률), P 는 기류 통과 흡음부의 주위길이, L 은 내장 덕트의 길이, S 는 기류 통과 단면적이다.

Fig. 1과 2는 실제 사용되고 있는 소음기와 본 연구에 서 제안된 소음기를 나타낸 것으로, 동일한 크기로 제작 되었고, 내부의 다공관의 크기도 동일하다. 소음기의 몸 체 길이는 1000 mm, 폭은 400 mm, 다공관의 크기는 4 mm이다. Fig. 2는 본 연구에서 설계된 소음기로써, 소음기 중앙부에 추가로 소음기를 장착한 형태이며, 입 구의 삽입 배기류가 내부 중심부와 중심부 소음기 바깥 통로를 거쳐 통과한다. 이때 중심부와 바깥통로를 지나 면서 흡음 면적이 대폭 증가하고 흡음성능을 향상시킨 다. 중심부 소음기 설계는 유체역학의 관내 유속분포를 고려한 것으로, 입구를 지나 내부를 통과하는 배기류의 속도는 중심부에서 가장 빠르고 음의 속도 또한 동일하 다면 고주파수로 갈수록 음파의 길이는 세밀해지므로 이 를 고려하여 설계되었다(Leclercq et al., 2015; Puneetha et al., 2015).

시험 방법

본 연구에서 설계된 소음기의 성능을 분석하기 위해 공인된 시험 방법인 소음기 성능의 현장 측정방법(ISO 11820:1996 Acoustics.)으로 기존 소음기와 함께 그 값 을 측정하여 비교하였다. 이 측정방법은 정확한 소음 측정이 가능한 덕트형 소음기 측정방법(KS I ISO 7235) 을 대체하기 위한 것으로, 음향분석, 승인시험 및 이와 유사한 평가를 목적으로 실제의 측면에서 소음기 성능 측정에 적용할 수 있도록 한 것이다. 즉, 소음기의 공인 된 측정 장소와 환경의 유무에 따른 결과라 할 수 있다. 디젤엔진의 배기소음 측정은 순수 배기소음 외의 각종 기계음이 혼합되고 이를 방지하기 위한 방음환경은 현 장에서 불가능하기 때문에 공인시험기관의 권고에 따라 본 연구에서는 송풍기(fan)를 이용하여 최대한의 밀폐환 경을 조성한 후 발생 기류에 따른 음압과 삽입손실을 측정하였다.

측정 방법은 Fig. 3과 같이 송풍기에서 발생된 기류가 치환 덕트-소음기-치환 덕트를 거쳐 배출되고, 치환 덕 트 출구로부터 1 m 이격된 총 4점에 마이크로폰을 위치 하여 측정하며, 소음기를 기준으로 양측의 음압레벨과 배출구의 풍속을 측정한다. 직관으로 연결하는 송풍기 는 기기 자체의 기계소음을 감소시키기 위해 덮개를 제 작하여 밀폐하였으며, 출구에서 정밀한 측정을 위해 흡 음재를 이용하여 외부의 소음 유입을 최대한 방지하였 다. 시험 장치는 Sound & Vibration Analysis (Areva, dB4), Microphone (GRAS, 40AE), Acoustic calibrator (RION, NC-74), Digital Manometer (COMARK,C9551), Flow Anemometer (PROVA, AVM-05)이다.

시험조건은 송풍기 풍속 26.7 m/s(회전수 약 3460 rpm), 측정주파수 31.5~5,000 Hz(1/3 옥타브 밴드 중심 주파수), 측정 시간은 20초를 기준으로 3회 반복하여 측 정한다. 시험환경은 시작온도 17℃, 종료온도 16℃이 고 습도는 시작습도 72%R.H., 종료습도 73%R.H.이다. 측정방법은 치환 덕트를 설치하였을 때와 소음기를 설 치하였을 때를 각각 측정하여 삽입손실을 산출하였다. 여기서, 치환 덕트는 소음기가 장착되는 부위를 송풍기 측의 배관과 측정위치의 배관의 직경이 동일한 배관이 며, 각각의 소음기는 기존 소음기와 제안된 소음기를 의미한다.

삽입손실 관계식은 식 (2)와 같다.

여기서, L p I I ¯ 는 평균음압레벨(dB)이며 치환 덕트가 설치된 상태에서 음원을 발생시켜 덕트 내부에서 측정 되고, L p I ¯ 는 치환 덕트를 제거하고 소음기를 설치된 후 의 음원을 발생시켜 덕트 내부에서 측정된다. S I 는 소음 기가 설치된 덕트에서의 측정 단면적(m2), S I I 는 소음기 가 없는 덕트에서의 측정 단면적(m2)이며, K I , K I I 는 음장 보정값(dB)으로 식 (3)에서 구할 수 있다.

여기서, θ 1 은 소음기가 있을 때의 온도(℃), θ 2 는 소 음기가 없을 때의 온도(℃)를 나타낸다.

결과 및 고찰

Fig. 4는 기존 소음기로써 현재 상용되는 제품이다. 통 상 일본식 소음기라고 불리며, 중형 디젤엔진(500~1200 마력)에 가장 많이 사용되는 흡음형 소음기 형태를 나타 낸다. 다공관에 흡음재를 둘러쌓고 케이스와 결합하여 용 접되는 간단한 제작방식으로 생산효율이 높고, 적용되는 엔진에는 공명식 소음기에 비해 감음성능이 뛰어나다.

Fig. 5는 본 연구에서 설계·제작된 소음기와 성능시험 을 나타낸다. Fig. 5의 (A)~(D)는 제안된 소음기의 내부 구조를 나타낸 것으로, 고주파수 영역의 감음 성능을 확보하기 위해 기존 소음기 내부 중심부에 별도의 흡음 관을 삽입하여 이중 소음기 형태로 제작된 것이다. Fig. 5의 (B)의 외부 다공관의 공극은 4 mm이고, Fig. 5의 (A)의 공극은 2 mm로 제작되었다. 이것은 공극률에 따 라 주파수 범위가 변화하기 때문으로, 공극률 증가에 따라 다공관의 임피던스 값이 감소되어 차단주파수는 점차 높은 주파수 영역으로 이동하게 되고 공극률이 증 가함에 따라 소음성능을 나타내는 주파수 범위가 증가 하는 것을 고려한 것이다. 또한 입구와 출구의 단면적 변화를 최소화하기 위해 내부의 배기흐름 통로인 중심 부의 다공관 및 중심부 소음기 외측과 그 사이간격 통로 의 총 단면적은 소음기 입구의 단면적에 비해 약 1.14배 확보하여 배압을 고려하였다.

성능시험은 공인 시험인 소음기 성능의 현장 측정방 법(ISO 11820:1996 Acoustics.)에 따라 한국조선해양기 자재연구원에 의뢰하여 성능 검사를 실시하였다. Fig. 6과 7은 분석 결과를 나타낸 것으로, 31.5~5000 Hz 범위 에서 치환 덕트를 설치하였을 때와 각각의 소음기를 장 착했을 때의 측정값을 나타낸다.

Fig. 6은 치환 덕트, 기존 소음기, 제안된 소음기의 음압레벨의 측정 결과를 도시한 것이다. 세 종류 모두 음압특성은 비슷한 형태의 패턴을 나타내고 있으며, 송 풍기의 직접적인 음압특성을 나타내는 소음기가 장착되 지 않은 치환 덕트 상태의 음압특성은 750 Hz를 기점으 로 1250 Hz에서 최고 음압수준을 나타내고 고주파 영역 으로 갈수록 음압이 감소하는 것으로 나타난다. 송풍기 의 이러한 음압특성을 바탕으로 기존 소음기는 치환 덕 트와 비슷한 경향의 음압특성을 나타내는 반면, 제안된 소음기는 고주파수 영역인 750 Hz를 기점으로 치환 덕 트와 기존 소음기의 음압특성 경향과는 다른 완만한 특 성을 나타내고 1250 Hz의 최고 음압에서는 기존 소음기 와 달리 음압 증가특성이 나타나지 않고 있어 성능의 개선 경향이 뚜렷하였으며, 더욱이 500 Hz이상의 영역 에서는 기존 소음기보다 음압이 5~10 dB정도 낮게 측정 됨으로써 그 성능이 개선되었음을 확인할 수 있다. 각각 의 측정 주파수의 전체평균 음압레벨은 치환 덕트 86.79 dB, 기존 소음기 72.7 dB, 제안된 소음기 69.4 dB로 제안 된 소음기는 기존보다 7% 음압 감소 성능을 나타냈으 며, 500 Hz이상의 영역에서는 기존 소음기와 비교하여 전반적으로 8~22%(평균 13%) 음압 감소 성능을 나타냈 다. 따라서 500 Hz를 기점으로 저·중주파수에서는 기존 소음기의 성능을 유지하고 고주파수 영역에서는 그 성 능이 개선된 것을 확인할 수 있다.

Fig. 7은 기존 소음기와 제안된 소음기의 삽입손실을 비교한 것이다. 전반적으로 제안된 소음기는 소음 저감 성능을 유추할 수 있는 삽입손실 특성이 기존보다 개선 된 것을 확인할 수 있다. 삽입손실의 최고 성능은 기존소 음기는 630 Hz에서 19.3 dB, 제안된 소음기는 1250 Hz 에서 29.8 dB로 나타났다. Table 1은 측정 결과에 따라 삽입손실에 의한 소음 저감량을 나타낸 것으로, 제안된 소음기는 기존 소음기에 비해 소음 저감 성능은 전체 평균 3.2 dB, 500 Hz이상 평균은 6.4 dB, 1250 Hz에서는 10.7 dB 소음저감 성능이 개선된 것을 알 수 있다.

Table 2는 성능시험에서 배출구에서 기류속도와 압력 손실의 측정 결과를 비교한 것이다. 기존 소음기보다 제안된 소음기의 속도손실이 감소된 것으로 나타났다. 기존 소음기는 Fig. 1의 구조에서 보듯이 입구와 출구가 다공관으로 직결되어 제안된 소음기보다 속도손실이 작 을 것으로 판단되지만, 측정된 결과는 반대로 나타났다. Fig. 2의 제안된 소음기 구조에서 내부 소음기 중앙부의 다공관 직경이 작아지기 때문에 배기류가 내부 소음기 의 입구측 공간에서 압축되어 축소관으로 작용하여 중심 부를 통과한 기류 속도가 증가한 것으로 사료되며, 배압 이 상대적으로 높은 것은 배기류의 소음기 내부 진입시 충분히 분산되어 배출되지 못하고 내부 소음기 전면부 (격판)에서 기류의 정체현상(stagnation)이 일부 발생하 여 압력 형성으로 인해 배압이 증가한 것으로 사료된다.

따라서 기류속도와 배압의 상이한 결과는 모두 입구 측 내부 설계 구조가 원인으로, Fig. 2에서 내부 소음기 전면부의 원추 각도가 실제에서는 평면에 가깝게 제작 되었고, 배기류의 흐름이 Fig. 2의 (D)와 같이 중앙부와 양측으로 분산 · 배출되어야 하지만 입구측 내부의 다공 관 홀(hole) 직경이 배기류 분산에 적합하지 않아 배압을 더욱 증가시키는 원인으로 작용한 것이다. 따라서 입구 측의 다공관의 직경 확대 또는 제거, 내부 소음기 전면부 의 원추각도를 증가시킴으로 이를 보완할 수 있을 것으 로 사료된다.

결 론

본 연구는 고출력화 추세의 중형디젤엔진의 배기소음 중 고주파수 영역에서의 감음 성능을 확보하기 위해 이 중 소음기 구조를 제안한 것이다.

소음기 중심부에 별도의 내부 소음기 배치는 삽입손 실의 측정결과에 따라 고주파수 영역에서 감음 성능에 효과가 있는 것으로 나타났으며, 500 Hz를 기점으로 기 존 소음기와의 성능 비교에서는 저·중주파수 영역에서 거의 동일한 성능을, 고주파수 영역에서는 평균 6.4 dB 이 개선된 것으로 나타냈고, 1250 Hz에서는 10.7 dB이 개선된 것으로 나타났다. 이러한 결과는 본 연구에서 제 안된 소음기 구조가 고주파수 감음에 효과적이라 할 수 있으며, 내부 소음기의 형상, 위치, 크기에 따라 특정 고주 파수 음역에 대해 선별적으로 감음성능을 확보할 수 있는 소음기 구조 설계에 기여할 수 있을 것으로 사료된다.

추후 연구에서는 배압 최소화를 위해 내부 소음기의 형상, 위치, 크기를 최적화하는 추가적인 연구가 필요하 고, 이를 바탕으로 디젤엔진별 각각의 배기소음 특성을 분석하여 소음 증가 영역에 대한 특정 고주파수를 지정 하고 이를 선택적으로 감음할 수 있는 맞춤형 소음기에 대한 연구가 요구된다.