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ISSN : 1229-3431(Print)
ISSN : 2287-3341(Online)
Journal of the Korean Society of Marine Environment and Safety Vol.32 No.1 pp.129-137
DOI : https://doi.org/10.7837/kosomes.2026.32.1.129

Acoustic Performance Characteristics of a Multi-Resonator Broadband Silencer for Offshore Plants

Jae-Yong Kim*, Jee-Hun Song**†
*Ph.D, Department of Naval Architecture and Ocean Engineering, Seoul National University, Seoul 08826, Korea
**Professor, Department of Naval Architecture and Ocean Engineering, Chonnam National University, Yeosu 59626, Korea

* First Author : jykim880506@gmail.com, 031-5171-7690


† Corresponding Author : jhs@jnu.ac.kr, 061-659-7156

December 5, 2025 January 6, 2026 February 26, 2026

Abstract


Through experiments and numerical simulations, In this study, evaluated the acoustic performance of a multi-resonator broadband silencer was designed to mitigate flow-induced noise in offshore plant and industrial duct systems, and its acoustic performance was evaluated through experiments and numerical simulations. The silencer employs periodically arranged resonator layers with distinct resonance characteristics, enabling the formation of both a locally resonant stop band and a Bragg-scattering bandgap in the 1–3 kHz range. Under no-flow conditions, the silencer achieved an insertion loss of approximately 50–60 dB, while attenuation of 10–25 dB was maintained at flow velocities of 3 and 9 m/s. Experimental and numerical results showed good qualitative agreement, and the performance degradation at higher flow speeds was attributed to turbulence-induced disturbances and regenerated noise around the resonator necks. The Bragg-based bandgap remained relatively stable even under flow, indicating that the structural blocking mechanism helps prevent overall performance collapse. These findings demonstrate that broadband noise control can be achieved through structural design without absorptive materials and provide a basis for future design guidelines for offshore and industrial duct applications.


Multi-resonant Broadband Silencer , Periodic Resonator Array , Band-gap , Flow-induced Noise , Transmission Loss

해양플랜트용 다중공진구조 광대역 소음기 음향성능 특성 연구

김재용*, 송지훈**†
*서울대학교 조선해양공학과 박사
**전남대학교 조선해양공학과 교수

초록


본 연구에서는 해양플랜트 및 산업용 덕트에서 발생하는 유동 기인 소음을 저감하기 위해 다중공진구조 기반 광대역 소음기를 설계하고, 그 성능을 실험 및 수치해석으로 검증하였다. 제안된 소음기는 공진 특성이 다른 레이어를 주기적으로 배열해 1–3 kHz 구간에 서 국소 공진 차단대역과 Bragg 산란 밴드갭이 동시에 나타나도록 설계되었다. 음향해석 결과, 무유동 조건에서 약 50–60 dB의 삽입손실 이 확보되었으며, 유속 3 m/s와 9 m/s 조건에서도 10–25 dB의 감쇠 성능이 유지되었다. 실험과 수치해석은 전체 주파수 범위에서 정성적 으로 일치했으며, 고속 유동에서의 성능 저하는 공진기 목 주변의 난류 교란과 재생소음(regenerated noise) 영향으로 나타났다. 또한 Bragg 기반 밴드갭은 유동환경에서도 비교적 안정적으로 유지되어 구조적 차단 메커니즘이 성능 저하를 방지하는 데 기여함을 확인하였다. 본 연구는 흡음재 없이도 구조적 설계만으로 광대역 소음 제어가 가능함을 입증했으며, 향후 해양플랜트 및 산업용 덕트 설계 기준 마련에 기여할 수 있다.


다중공진구조 광대역 소음기 , 주기배열 공진구조 , 밴드갭 , 유동소음 , 삽입손실

    1. 서 론

    해양플랜트 및 선박의 환기·배기 덕트에서 발생하는 기 계·유동 기인 소음은 배관을 따라 승무원 거주 구역과 작업 공간으로 직접 전달되며, 작업자의 피로도 증가, 집중력 저 하, 청력 손상 등 다양한 산업안전 문제를 유발한다(Borelli and Gaggero, 2018). 특히 해양플랜트는 고정식 구조물로 추 진기·프로펠러 소음이 상대적으로 적기 때문에, 압축 공기 배출, 환기 시스템, 팬 소음 등 덕트 내부 유동에서 발생하 는 광대역 소음이 주요 소음원으로 작용한다. 이러한 유동 소음은 HVAC(Heating, Ventilation, and Air Conditioning) 배관을 따라 감쇠가 거의 없이 전달되는 특성으로 인해 보다 직접 적이고 심각한 영향을 미치며, IMO(International Maritime Organization) 및 NORSOK(Norwegian Offshore Standards) 등 국 제 규제의 강화로 인해 설비 단계의 소음저감 기술 확보는 산업 경쟁력과 직결되는 핵심 요소로 부상하고 있다(Soares and Fricke, 2019).

    기존 소음저감 기술은 헬름홀츠 공명기 기반의 협대역 소 음기나 Glass wool 등 흡음재 기반 소음기가 주로 적용되어 왔다. 그러나 흡음재 기반 소음기는 해양플랜트의 고온·고유 속 환경에서 성능 저하 및 오염·습기 문제에 취약하며, 최근 강화된 재료 규제로 인해 적용이 제한되고 있다. 또한 단일 공진기 기반 소음기는 고유의 협대역 주파수 특성으로 인해 운전 조건 변화나 유동환경에서 설계 성능을 유지하기 어렵 다. 선행연구에서도 실제 덕트 유동에서 난류로 인해 공진 부 주변에서 재생소음(regenerated noise)이 발생하고, 유속 증 가와 함께 삽입손실이 감소하는 현상이 보고된 바 있다 (Elnady et al., 2009). 이처럼 기존 기술들은 해양플랜트·조선· 산업용 덕트 시스템의 난류·압축성 유동 특성을 충분히 반 영하지 못하는 한계를 지니고 있다.

    이러한 배경에서 최근에는 공진 구조를 주기적으로 배열 하여 공진 모드 중첩과 파동 산란을 통해 특정 주파수 대역 의 음파 전달을 구조적으로 차단하는 기술이 주목받고 있다 (Jean and Defrance, 2015). 주기배열 공진구조는 다중 밴드갭 을 형성하여 흡음재 없이도 광대역 감쇠를 구현할 수 있으 며, 경량성과 친환경성을 동시에 확보할 수 있어 해양플랜 트 적용에 적합한 대체 기술로 평가된다(Tam, C. K. W., 2005). 특히 공진기 단면, 배열 간격, 층수 등의 설계 변수를 활용하면 목표 주파수 대역에서 원하는 차단 특성을 정교하 게 구현할 수 있어 기존 소음기 대비 높은 설계 자유도를 제 공한다(Ge et al., 2018;Lee et al., 2014).

    그러나 기존 연구의 대부분은 정상유동 또는 무유동 조건 에서 수행되었으며, 실제 덕트 내부에서 나타나는 난류, 압 축성 유동, 공진기 주변 regenerated noise 등 실제 물리환경을 반영한 검증은 매우 제한적이다. 특히 유동 속도 변화가 밴 드갭 형성에 미치는 영향, 공진기 주변 난류–음향 상호작 용에 따른 성능 저하 메커니즘, 광대역 공진구조의 유동 적 응성 확보 등은 여전히 해결되지 않은 핵심 연구 공백으로 남아 있다.

    본 연구는 이러한 한계를 극복하기 위해 다중공진구조를 주기적으로 배열한 광대역 소음기를 설계하고, HVAC 덕트 내 유동환경에서의 소음제어 성능을 실험 및 수치해석을 통 해 종합적으로 검증하는 것을 목표로 한다. 덕트 내부 유동 에 의해 발생하는 소음은 팬의 블레이드 통과 주파수(Blade Passing Frequency, BPF) 및 그 고조파 성분, 밸브·분기관에서 의 유동 박리와 와류 방출, 그리고 덕트 단면 변화에 따른 난류 요동 등 복합적인 메커니즘에 의해 생성된다. 이러한 유동기인 소음은 수백 Hz에서 수 kHz에 이르는 광대역 주파 수 성분을 포함하며, 특히 kHz 대역의 성분은 덕트를 따라 감쇠 없이 전달되어 거주구역 및 작업공간에 직접적인 영향 을 미치는 것으로 알려져 있다(ISO 5136, 2010;Munjal, 1987). 또한 덕트 직경이 수십 mm 수준인 HVAC 및 해양플랜트 배 관의 경우, 약 3 kHz 이하 주파수 영역에서는 평면파 전파가 지배적이므로 전달손실 기반 소음기 성능 평가에 가장 적합 한 주파수 범위로 간주된다. 한편, 인체의 청각은 2–5 kHz 대역에서 가장 민감하며, 실무 소음 평가에 사용되는 A-가 중치 역시 1–3 kHz 대역의 기여도를 상대적으로 크게 반영 한다(ISO 226, 2003). 이러한 물리적·청감적 특성을 종합적으 로 고려할 때, 1–3 kHz 대역은 해양플랜트 덕트 시스템에서 체감 소음 저감 효과를 확보하기 위한 핵심 주파수 구간으 로 판단된다.

    또한 본 연구에서는 유동환경에서의 소음기 성능 변화를 평가하기 위해 덕트 내부 유속을 3 m/s 및 9 m/s로 설정하였 다. 해당 유속 범위는 해양플랜트 및 산업용 HVAC 덕트 시 스템에서 일반적으로 적용되는 운전 조건을 대표한다. 저속 영역인 약 2–4 m/s는 소음 및 압력손실을 최소화하기 위한 저소음 설계 구간에 해당하며, 반면 8–12 m/s 범위의 고속 유동은 공간 제약이나 대유량 이송이 요구되는 실제 플랜트 운전 환경에서 빈번히 사용된다. 본 연구에서 선택한 3 m/s 와 9 m/s 조건은 각각 저속 및 고속 유동을 대표하는 조건으 로, 유동 강도 변화에 따른 공진 기반 차단 성능의 유지 여 부와 성능 저하 메커니즘을 비교·분석하기에 적절하다. 또한 본 연구 대상 덕트 직경 기준으로 두 유속 조건은 모두 난류 유동 영역에 해당하므로, 실제 해양플랜트 덕트에서 발생하 는 난류–음향 상호작용을 현실적으로 모사할 수 있다.

    따라서 본 연구에서는 실제 덕트 유동환경에서 발생하는 유동기인 소음을 효과적으로 제어하기 위해, 1–3 kHz 대역 을 목표 주파수로 설정하고 다중 공진 구조 광대역 소음기 의 성능을 실험 및 수치해석을 통해 검증하고자 한다.본 연 구에서는 1–3 kHz 대역을 목표 주파수로 설정하여 공진 모 드 중첩 기반 밴드갭 구조를 형성하고, 무유동 조건과 3 m/s, 9 m/s의 유동 조건에서 소음 감쇠 성능을 측정하였다. 또한 압축성 RANS(Reynolds-Averaged Navier–Stokes equations) 기반 CFD(Computational Fluid Dynamics) 해석을 수행하여 유속 변 화에 따른 공진 특성 변화를 분석하고, 실험결과와 비교함 으로써 구조적 차단 메커니즘의 유지 여부와 성능 저하 원 인을 규명하였다. 궁극적으로 본 연구는 유동환경에서도 안 정적인 밴드갭 차단 특성을 확보할 수 있는 소음기 설계 방 향을 제시하며, 강화되고 있는 해양환경 소음 규제에 부합 하는 친환경·고효율 소음제어 기술 개발에 기여하고자 한다.

    2. 이론 및 설계·해석 방법

    본 장에서는 제안된 다중공진구조 광대역 소음기의 설계 이론과 수치해석 접근법을 기술한다. 제안된 소음기는 주기 적으로 배열된 공진 유닛을 통해 1–3 kHz 대역의 유동 기 인 소음을 차단하도록 설계되었으며, 구조적 공진 메커니즘 과 파동 산란 특성을 활용해 흡음재 없이도 높은 감쇠 성능 을 확보하도록 구성되었다. 또한 해양플랜트 및 산업용 덕 트 시스템에서 필연적으로 발생하는 난류 유동환경을 반영 하기 위해, 음향해석과 압축성 유동해석을 연계한 해석 체 계를 구축하였다(Cai et al., 2018;El Malki et al., 2024;Fang et al., 2006).

    2.1 설계 이론 (Design Theory)

    2.1.1 국소 공진기반 구조설계

    본 소음기 시스템은 Helmholtz 공명기 기반 소음의 이론에 근거하여 설계되었다. 공진기 내 공진주파수 f0는 아래 식 으로 정의되며,

    f 0 = c 2 π S V L e f f
    (1)

    여기서 f0는 공진기의 고유 공진주파수이며, c는 음속, S 는 공진기 목의 단면적, V는 공진 체적, 그리고 Leff는 개구 단 보정을 포함한 목의 유효 길이를 의미하고, Leff =L +ΔL 이며, ΔL 은 개구단 효과에 따른 보정 길이이 다. 공진주파수 이하의 주파수 영역에서(ω < ω0)는 유효체 적탄성계수(Effective bulk modulus, Beff (ω))는 식(2)와 같이 음의 영역으로 이동하게 된다(Wu et al., 2017).

    B e f f ( ω ) = B 0 ( 1 − ω 0 2 ω 2 )
    (2)

    여기서 B0는 기본 체적탄성계수이며, ω 는 각주파수, ω0 는 공진 각주파수이고, 이 경우 전달상수 k는 허수값을 가 지게 되며,

    k = i α  ( α > 0 )
    (3)

    음향전달파는 소멸파(Evanescent wave) 거동을 나타내게 된다. 이러한 음향 에너지의 국소 트랩(local trapping)은 전달 손실(Transmission Loss, TL) 증가를 유도하며, 이것은 주기배 열 구조의 파동 차단 메커니즘이다(Lee et al., 2009;Lee et al., 2010). 본 구조에서는 공진주파수를 층별로 분산시킴으로써 다수의 소멸파 영역이 형성되도록 하였으며, 결과적으로 저 주파 포함 광대역 감쇠 특성을 가지는 구조적 기반을 확보 하였다.

    2.1.2 주기배열을 통한 Bragg 밴드갭 형성

    공진 레이어가 정해진 주기 a로 배열될 경우, 인접 유닛 간 파동 간섭에 의해 Bragg 산란이 발생하게 된다. 이때 전 파금지대역(Band-gap) 형성 조건은 다음으로 표현된다.

    f B r a g g = n c 2 a ( n = 1 , 2 , 3 , ⋯ )
    (4)

    여기서 fBragg 는 Bragg 차단 주파수이며, n은 Bragg 밴드 갭 차수이고, c는 음속을 의미한다. Bragg 밴드갭은 공진 기 반 차단대역(local resonance stop- band)과 독립적으로 작동하 며, 본 연구에서는 두 차단 메커니즘의 중첩(Hybridization)을 의도적으로 설계하였다. 그 결과, 단일 공진기에 비해 훨씬 넓은 주파수 대역에서 소음차단이 가능하도록 구현되었다 (Farooqui, 2016).

    2.2 수치해석 이론 (Analysis Theory)

    2.2.1 FEM 기반 음향해석

    음향 해석은 각 단일 요소에 대해 지배방정식 (5)를 적용 하여 수행된다. 유한요소법(Finite Element Method, FEM) 기반 의 해석에서는 압력과 같은 해석 변수가 각 요소의 절점값 을 기반으로 정의되며, 형상함수를 통해 요소 내부의 연속 적인 음압장을 근사하게 된다.

    ∇ 2 p − ρ 0 ∂ 2 s ∂ t 2 = 0
    (5)

    여기서 p는 음압이고, ρ0는 평균 밀도이다. 음향 해석은 해석 영역의 체적 V와 경계면 S에 걸쳐 수행되며, 밀도가 균 일한 음향 전달 매질을 고려할 경우 식 (6)과 같이 표현할 수 있다.

    ∏ = ( p , x 2 + p , y 2 + p , z 2 2 + 1 c 2 p p ¨ ) d V + ρ ∫ u n p ¨ d S
    (6)

    각 요소에 대한 질량행렬[M], 강성행렬[K] 및 하중행렬[R] 을 구성하면 음향해석의 지배방정식은 식 (7)과 같은 이산화 형태로 나타낼 수 있다.

    ∏ = { P } T [ M ] { P ¨ } + 1 2 { P } T [ K ] { P } + { P } T { R }
    (7)

    본 연구에서 적용된 음향 FEM 경계 조건은 크게 강체경 계조건(Sound-hard boundary condition)과 방사경계조건(Radiation boundary condition)으로 구분된다. 강체 경계에서는 표면 법선 방향의 입자 속도가 0이 되며, 방사 경계조건은 평면파 가 반사되지 않고 자유공간으로 감쇠되며 전파됨을 의미한 다. 평면파에 대한 방사경계조건은 다음의 식(8)로 표현된다.

    n   ⋅   ( 1 p ∇ p ) + i k ρ p + i 2 k Δ T p =                 ( i 2 k Δ T p i + ( i k − i ( k   ⋅   n ) p i ρ ) e − i ( k   ⋅   r )
    (8)

    여기서 n은 경계면의 법선벡터이고, k = kn은 파수벡터를 나타낸다. pi는 경계에서의 입사 음압이다. 해당 경계 조건 은 해석 영역 외부의 무한 공간에서 발생하는 방사 특성을 수치적으로 모사하기 위해 적용된다.

    2.2.2 압축성 유동해석(Compressible RANS)

    유동소음 예측을 위해 비정상 압축성 유동방정식을 기반 으로 유동해석을 수행하였다. 압축성 유동에 대한 지배방정 식은 식(9) 연속방정식, 식(10) 운동량방정식, 식(11) 에너지 방정식과 같다.

    ∂ p ∂ t + ∇   ·   ( ρ u → )   =   0
    (9)

    ∂ ( ρ u → ) ∂ t + ∇   ·   ( ρ u → u → )   =   − ∇ p + ∇   ·   τ ¯
    (10)

    ∂ ( ρ E ) ∂ t + ∇   ·     ( u → ( ρ E + p ) )   =   ∇   ·     ( k ∇ T ) + Φ
    (11)

    난류 모델은 표준 k -ϵ모델을 사용하였으며, 식(12)로 정 의된다(El Tahry, 1983).

    ∂ ( ρ k ) ∂ t + ∇   ·     ( p k u → )   =   ∇   ·   [ ( μ + μ t σ k ) ∇ k ]   + P k − ρ ϵ
    (12)

    2.2.3 음향–유동 연성 및 SPL 산출

    유동해석으로부터 덕트 내부 특정 지점에서 시간 압력 p(t)을 추출한 뒤, 고속 푸리에 변환(Fast Fourier Transform, FFT)을 적용하여 음압레벨(Sound Pressure Level, SPL)을 산출 하였다(Munjal, 1987).

    S P L = 20 log 10 ( p s p r e f )
    (13)

    입구 유속은 시간에 따른 가진 조건을 적용하여 일정한 평균 유속을 유지하도록 설정하였다.

    U ( t ) = U 0 + A s i n ( ω t )
    (14)

    여기서 U (t) 는 시간에 따른 유속을 의미하고, U0는 평균 유속, A는 유속 변동 진폭이다. 출구 경계는 무반향 조건을 적용하여 음향 반사를 최소화하였다. 식 (9)–(14)로부터 획 득한 유동장 및 압력 변동 데이터를 바탕으로 유동소음해석 을 수행하였으며, 이를 통해 소음기의 음압 변화를 정량적 으로 평가하였다.

    2.2.4 전달손실(Transmission Loss)

    본 연구에서는 소음기 성능 평가 지표로 전달손실을 사용 하였다. 전달손실은 소음기를 통과하는 음향 에너지의 감소 량을 나타내는 지표로, 소음기 전단에서의 입사 음향 파워 와 후단에서의 투과 음향 파워의 비로 정의된다. 이는 소음 기 자체의 구조적 차단 성능을 평가하는 데 적합한 지표로 서, 덕트 단면 및 측정 위치의 영향이 최소화된 상태에서 소 음기의 본질적인 감쇠 특성을 나타낸다.

    T L = 10 log ( W i n W o u t )
    (15)

    여기서 Win은 소음기 전단에서의 입사 음향 파워이고, Wout은 소음기 후단에서의 투과 음향 파워이다.

    덕트 내 평면파 전파 조건을 가정할 경우, 전달손실은 전 후단 음압레벨의 차이로 다음과 같이 근사할 수 있다.

    T L = S P L i n − S P L o u t
    (16)

    또는 RMS 음압 기준으로 다음과 같이 표현할 수 있다.

    T L = 20 log 10 ( P i n P o u t )
    (17)

    여기서 SPLin, SPLout은 소음기 전후단에서 측정된 음압 레벨이고, Pin, Pout은 소음기 전후단 RMS 음압 값이다.

    3. 실험 및 수치해석 검증

    3.1 다중공진구조 광대역 소음기 설계

    다중공진구조 광대역 소음기의 설계는 1–3 kHz 대역에서 다층 공진이 형성되도록 각 레이어의 cavity 부피와 목 단면 적을 층별로 차별화하는 방식으로 수행하였다. Fig. 1은 설계 된 다중공진구조 광대역 소음기의 전체 형상을 나타낸다. 소 음기의 지름, 너비 및 배열 구성은 Table 1에 정리하였으며, 세 종류의 공진기를 배치하여 각각 약 950 Hz, 1.4 kHz, 2.2 kHz 부근에 공진주파수가 위치하도록 설계하였다. 이를 통해 단 일 공진기의 협대역 차단 한계를 극복하고, 공진 영역이 계 단형(staircase-type)으로 연속적으로 이어지는 광대역 감쇠 특 성을 확보하였다. 특히 유동환경에서 일부 공진 조건이 변 하더라도 전체 감쇠 대역폭이 붕괴되지 않도록 설계한 점이 주요 특징이다.

    또한 공진기 간 배열 간격을 0.03 m로 설정하여, 이 간격 에서 생성되는 2차 Bragg 밴드갭이 약 2–3 kHz 대역에 위치 하도록 조정하였다. 이는 앞서 설계된 공진 기반 감쇠대역 과 중첩되도록 의도한 것이다. 결과적으로 본 소음기는 국 소 공진기반 감쇠대역(local resonance stop-band)과 주기 배열 기반 밴드갭(Bragg band-gap)이 동시에 작용하는 구조로, 해 양플랜트 HVAC 시스템에서 주요 소음원 대역인 1–3 kHz 범위를 효과적으로 차단하도록 설계되었다.

    3.2 다중공진구조 광대역 소음기 실험 환경

    Fig. 2와 같이, 설계된 다중공진구조 광대역 소음기의 성 능 검증을 위해 덕트형 음향 전달 환경을 구축하여 실험을 수행하였다. 실험에 사용된 덕트는 내경 0.07 m의 원형 아크 릴 재질로 구성하였으며, 소음기는 시험부 중앙에 설치한 후 전·후단에 각각 2 m 길이의 직선 덕트를 직렬 연결하였 다. 이를 통해 충분한 발달 유동과 음향 전파 거리를 확보함 과 동시에, 양단 경계조건이 소음기 주변의 국부 음향특성 에 미치는 영향을 최소화하였다. 출구부에는 반사파에 따른 간섭을 줄이기 위해 흡음재와 개방단 보정 구조를 적용하 여, 가능한 한 무반향에 가까운 경계조건을 구현하였다 (Zhang et al., 2025).

    유동이 없는 조건에서는 백색소음을 소음원으로 사용해 순수한 음향 전달 특성을 평가하였으며, 유동 조건에서는 덕트 입구에 압축공기 공급 장치를 연결하여 목표 유속을 구현하였다. 압축공기에 의해 형성된 유동을 활용해 실제 HVAC 및 해양플랜트 덕트 환경과 유사한 유동소음 조건을 재현하였고, 설정된 유동은 소음기 상류에 설치된 유속계를 통해 계측하여 목표 유속 대비 오차를 관리하였다.

    소음기 실험 모델은 3D 프린팅 기술로 제작하였으며, 각 공진 레이어는 서로 다른 길이와 캐비티 형상을 갖는 3종류 의 공진기로 구성하였다. 레이어 간 조립이 용이하도록 모 듈형 구조로 설계하여 동일한 덕트 환경에서 다양한 배열 조합과 다층 구조를 구현할 수 있도록 하였다. 이를 통해 공 진기 배열 및 조합에 따른 밴드갭 형성 특성, 다층 공진 효 과, 유동환경에서의 성능 변화를 체계적으로 비교·분석할 수 있었다.

    음압 측정은 소음기를 통과한 후 일정 전파 거리를 둔 위 치에서 이루어졌으며, 이는 소음기 직후의 난류 영향보다 구조적 차단 효과가 반영된 대표 SPL을 확보하기 위함이다. 모든 실험은 동일 조건에서 최소 3회 반복 측정하였으며, 평 균값을 사용하고 편차를 검토하여 전체 측정 불확도를 ±1.5 dB 이내로 관리하였다. 이러한 실험 구성은 다중공진구조 광대역 소음기의 유동·무유동 조건에서의 음향 성능 변화를 정량적으로 평가하고, 해석결과와의 비교를 통해 설계의 실 용성과 신뢰성을 검증하기 위한 것이다.

    4. 다중공진구조 광대역 소음기의 음향 및 유동 소음 비교분석

    4.1 소음기의 음향해석 및 실험 비교분석

    다중공진구조 광대역 소음기의 기본 차단 성능은 먼저 유동이 없는 조건에서 평가하였으며, 이를 위해 FEM 기반 음향해석과 덕트 실험을 병행하여 비교·검증하였다. Table 1 의 조건을 바탕으로 소음기 전체 형상을 3차원 음향해석 모 델로 구성하였고, 소음기 내부의 cavity-neck 구조를 포함한 모든 공진 요소를 상세하게 반영하였다. 해석은 Helmholtz 지배방정식을 유한요소법으로 풀어 소음기 내부의 음압 분 포 및 주파수별 음향 전달 특성을 확인하는 것을 목표로 수 행하였다.

    Fig. 3은 설계된 다중공진구조 광대역 소음기에 대한 음향 해석 결과와 실험값을 비교하여 나타낸 것이다. 수치해석 결과, 3개의 공진 레이어는 각각 상이한 고유 공진대역을 형 성하였으며, 이 공진대역들이 1–3 kHz 범위에서 계단형으 로 이어져 연속적인 차단대역을 제공하는 것으로 나타났다. 이러한 구조적 특성은 단일 공진기 소음기에서 발생하는 협 대역 감쇠의 한계를 극복하고, 광대역 전달손실을 확보하기 위한 핵심 메커니즘으로 작용하였다.

    이론해석을 검증하기 위해 동일한 덕트 환경에서 유동이 없는 조건으로 실험을 수행하였다. 덕트 전단에는 백색소음 을 입력하고 후단에서 SPL을 계측하였으며, 소음기 설치 여 부에 따른 SPL 차이를 이용해 투과손실을 산출하였다. 실험 결과를 나타내는 파란색 선은 FEM 기반 해석 결과와 주파 수별 감쇠 경향에서 매우 높은 상관성을 보였다. 특히 1–3 kHz 영역에서는 세 개의 공진 레이어가 유도하는 개별 공진 차단대역과 주기배열에 의한 Bragg 산란 차단대역이 중첩되 며, 최대 약 60 dB 수준의 강한 감쇠피크가 나타났다.

    주요 감쇠피크는 약 1.1 kHz, 1.8 kHz, 2.6 kHz 근방에서 관 찰되었으며, 이는 설계 단계에서 설정한 각 공진기의 고유 공진주파수 및 배열 구조에 의해 형성되는 Bragg 조건과 잘 부합한다. 이를 통해 공진기 체적, 목 단면적, 배열 간격 등 설계 변수가 적절하게 설정되었음을 확인할 수 있으며, 구 조 기반 광대역 차단 메커니즘이 무유동 조건에서도 실험적 으로 유효함을 검증하였다.

    4.2 소음기의 유동소음해석 및 실험 비교분석

    유동환경에서는 난류 유입 및 공기 흐름의 영향으로 공진 특성이 변형될 수 있으므로, 이를 고려한 성능 저하 메커니 즘을 분석하기 위해 3차원 압축성 유동해석을 수행하였다. 본 유동소음해석의 목적은 공진기 목 주변에서 발생하는 난 류 교란 및 regenerated noise이 공진기 내부의 압력 분포와 공 진 모드에 미치는 영향을 정량적으로 파악하는 데 있다. 이 를 위해 비정상 압축성 유동 모델과 적절한 난류 모델을 적 용하여 덕트 내부의 실제 흐름 특성을 재현하였으며, 시간 에 따라 변화하는 압력 신호를 추출하여 음향 데이터로 변 환하였다.

    수치해석 조건은 Table 2에 정리한 바와 같다. 해석은 Star-CCM+의 압축성 RANS 모델을 적용하여 수행하였으며, 비정상 계산에는 PISO 알고리즘을 이용하여 유동장을 해석 하였다. 격자는 약 130만 요소 규모의 polyhedral mesh를 사 용하였고, 시간간격은 10⁻⁵ s로 설정하여 수렴성과 시간 정 확도를 확보하였다. 유속 조건은 3 m/s와 9 m/s로 설정하여 각 속도 조건에 대한 유동 및 소음 특성 변화를 비교·분석 하였다.

    Fig. 4는 유속 3 m/s 조건에서 덕트 끝단에서 측정한 SPL 결과를 수치해석과 실험값으로 비교한 것이다. 유속이 3 m/s 로 증가함에 따라 전체 감쇠량은 무유동 조건 대비 약 20~25 dB 감소하였으나, 공진 기반 차단대역과 주기배열 기반 밴 드갭은 1–3 kHz 범위에서 여전히 유지되는 것으로 확인되 었다. 특히 약 1 kHz 부근에서는 첫 번째 공진기에 의한 감 쇠효과가 뚜렷하게 나타났으며, 1.4 kHz와 2.2 kHz 영역에서 도 각 레이어의 고유 공진특성이 비교적 안정적으로 유지되 었다.

    한편 고주파 대역에서는 공진기 목 주변에서 발생하는 regenerated noise의 영향으로 삽입손실이 일부 감소하는 경향 을 보였는데, 이는 유동에 의해 공진기 내부 압력 분포가 비 대칭적으로 변형되면서 공진 조건이 약화되는 데에서 기인 하는 것으로 판단된다. 동일한 경향은 수치해석 결과에서도 관찰되었으며, 이를 통해 본 연구에서 적용한 유동–음향 연성 해석 모델이 실제 물리적 거동을 정량적으로 잘 재현 하고 있음을 확인할 수 있었다.

    유속을 9 m/s까지 증가시키면 공진기의 감쇠 성능 저하는 더욱 뚜렷하게 나타났다. Fig. 5에서 확인되는 바와 같이, 특 히 세 번째 공진기가 담당하는 약 2.2 kHz 부근에서 감쇠 효 과가 크게 약화되었으며, 전체 차단대역의 폭 역시 축소되 는 경향을 보였다. 이는 높은 유속 조건에서 난류 강도가 증 가함에 따라 공진기 내부 압력 변동이 커지고, 공진기 목 주 변에서 발생하는 regenerated noise가 구조적 차단 효과의 일 부를 상쇄하기 때문이다.

    Fig. 4 및 Fig. 5에서 확인되는 약 2.7 kHz 부근의 국부적인 피크는 수치해석 결과에서 상대적으로 뚜렷하게 나타나는 반면, 동일 조건의 실험 결과에서는 명확하게 관찰되지 않 는다. 이러한 차이는 해당 주파수 성분이 다중 공진 구조의 고유한 차단 메커니즘에 의해 형성된 물리적 공진이라기보 다는, 압축성 유동해석 과정에서 공진기 목 주변에 형성되 는 국부 유동 구조와 수치 모델링 조건의 영향이 결합되어 나타난 결과로 해석된다.

    특히 유동이 존재하는 조건에서 공진기 목 부근에서는 전 단층 형성과 국부 박리 현상이 반복적으로 발생하며, 이러 한 유동 구조는 특정 조건에서 준주기적인 압력 요동을 유 발할 수 있다. 수치해석에서는 이러한 국부 유동 요동이 비 교적 정돈된 형태로 유지되면서 특정 주파수 성분이 강조되 어 나타날 수 있으나, 실제 실험 환경에서는 난류 강도의 공 간적·시간적 불규칙성과 덕트 시스템 전반의 유동 혼합 효 과로 인해 동일한 성분이 광대역으로 분산되어 뚜렷한 피크 로 성장하지 않는 것으로 판단된다. 또한 압축성 RANS 기반 비정상 해석은 평균 난류 특성을 재현하는 데에는 효과적이 나, 공진기 목 인근의 미세한 와류 구조와 비선형 유동–음 향 상호작용을 완전하게 재현하는 데에는 한계가 있다. 이 로 인해 특정 주파수 대역에서 국부적인 압력 변동이 실제 보다 과대하게 조직화되어 나타날 수 있으며, 본 연구에서 관찰된 2.7 kHz 부근의 피크 역시 이러한 수치적 특성의 영 향을 받은 결과로 해석된다.

    그럼에도 불구하고, 유동 조건 유무에 따른 전체 전달손 실 변화 경향과 주요 차단대역의 위치는 실험과 수치해석 결과가 정성적으로 잘 일치하고 있으며, 특히 1–3 kHz 대역 에서 다중 공진 구조와 주기 배열에 의해 형성된 광대역 감 쇠 특성은 유속 증가에도 불구하고 안정적으로 유지되는 것 이 확인되었다. 따라서 해당 국부 피크는 제안된 소음기의 핵심 성능을 좌우하는 요소는 아니며, 유동환경에서의 광대 역 소음 제어 가능성에 대한 본 연구의 주요 결론에는 영향 을 미치지 않는 것으로 판단된다.

    Fig. 6은 무유동 및 유동 조건에서 산정된 전달손실의 주 파수별 변화를 비교한 결과이다. 전반적으로 0.8–3.0 kHz 구 간에서 높은 전달손실이 형성되며, 유속 증가에 따라 평균 전달손실이 감소하는 경향이 확인된다. 이때 Fig. 4 및 Fig. 5 의 SPL 비교에서 지적된 약 2.7 kHz 부근의 국부적인 피크는 전달손실 관점에서 보면 구조의 차단대역 내부(대략 0.8– 3.0 kHz)에서 나타나는 국부 변동에 해당하며, 유동 조건에 서 특히 뚜렷한 공진 피크로 반복·증폭되는 양상은 확인되 지 않는다. 즉, 해당 주파수에서 관찰된 국부 피크는 다중 공진 구조의 설계 목표를 대표하는 지배 메커니즘이라기보 다, 고유동 조건에서 공진기 목 주변 전단층 및 박리 유동의 변동이 음향장과 상호작용하면서 특정 주파수 대역에서 국 부적으로 전달 특성이 변형된 결과로 해석된다.

    또한 유속이 증가할수록 전달손실 수준이 전반적으로 낮 아지고, 2.7 kHz 부근을 포함한 고주파측에서 차단 성능의 균일성이 감소하는데, 이는 공진기 목 부근의 난류 교란이 증가하면서 공진기 내부 압력 변동 및 유효 감쇠가 변형되 고, 결과적으로 차단대역의 일부 구간에서 국부적인 성능 열화가 발생하기 때문으로 판단된다. 따라서 2.7 kHz 부근의 피크는 특정 단일 구조 공진의 증폭이라기보다 유동–음향 상호작용 하에서 차단대역 내에서 나타나는 국부적인 전달 특성 변화로 정리할 수 있으며, 본 연구의 핵심 결론인 1–3 kHz 대역의 광대역 차단 구조가 유동 조건에서도 유지된다 는 결과와는 모순되지 않는다.

    따라서 제안된 다중공진구조 광대역 소음기는 유속 증가 에 따라 감쇠 성능이 다소 감소하나, 이러한 성능 저하는 난 류 기반 regenerated noise가 공진효과를 부분적으로 약화시키 는 데에서 기인함을 확인하였다. 그럼에도 불구하고 주기배 열 기반 밴드갭과 다층 공진대역의 중첩 효과로 인해 1–3 kHz에서의 광대역 차단 성능을 안정적으로 유지할 수 있음 을 실험 및 해석을 통해 검증하였다.

    5. 결 론

    본 연구에서는 해양플랜트 및 산업용 덕트 시스템에서 발 생하는 난류 기인 유동소음을 효율적으로 저감하기 위해, 다중공진구조 광대역 소음기를 설계하고 해석·실험을 통해 성능을 검증하였다. 해양플랜트의 환기·배기 덕트는 1–3 kHz 대역의 광대역 소음이 지배적이며, 난류-구조 상호작용 으로 기존 흡음재 기반 소음기의 성능이 제한되는 환경적 특성을 가진다. 이를 고려하여 본 연구는 공진 기반 차단과 주기배열 기반 파동 산란을 결합한 구조적 소음제어 기법을 제안하였다.

    다중공진구조 설계에서는 cavity 부피, 목 단면적, 배열 간 격을 조정하여 각 공진기가 상이한 공진대역을 갖도록 구성 하였고, 이러한 공진대역이 계단형으로 이어지도록 함으로 써 단일 공진기 소음기의 협대역 한계를 극복하였다. 또한 공진기 간 주기배열로 생성되는 Bragg 기반 밴드갭을 공진 대역과 중첩시키는 최적화를 수행하여, 흡음재 없이도 1–3 kHz 전 영역을 포함하는 광대역 삽입손실을 확보하였다.

    무유동 음향해석에서는 3 공진기 레이어가 개별 공진밴드 를 형성하며 1–3 kHz 영역에서 최대 50~60 dB의 우수한 차 단 성능을 나타냈다. 유동환경에서는 난류 및 regenerated noise의 영향으로 감쇠량이 다소 감소하였으나, 주요 차단대 역은 유지되었으며 유속 3 m/s에서 20~25 dB, 9 m/s에서도 10~15 dB 수준의 실효적인 삽입손실이 확보되었다. 이는 해 양플랜트 덕트에서 요구되는 소음저감 수준을 충족하는 성 능이다. 해석·실험 비교에서도 차단대역의 위치와 폭이 대체 로 일치하여 설계 모델의 신뢰성을 확인하였다.

    결론적으로, 제안된 다중공진구조 광대역 소음기는 흡음 재 없이도 광대역 차단성과 유동환경 적응성을 동시에 확보 한 구조 기반 소음제어 기술로 평가된다. 특히 난류 조건에 서도 공진 기반 차단과 주기배열 기반 밴드갭이 안정적으로 유지되어 기존 공진형 소음기의 한계를 효과적으로 보완하 였다. 본 연구는 공진-주기배열 연성 구조의 설계 원리 및 유동환경에서의 성능 변화 메커니즘을 체계적으로 규명한 것으로, 향후 해양플랜트 및 산업용 덕트 시스템 전반의 소 음기 설계기술로 확장될 수 있다. 후속 연구에서는 공진기 내부 난류 제어를 위한 형상 최적화, 복수 덕트 분기 조건 평가, 현장 실증 실험 등을 통해 설계 기술의 고도화를 추진 할 수 있을 것으로 기대된다.

    후 기

    이 논문은 전남대학교 학술연구비(과제번호: 2025-1043-01) 지원에 의하여 연구되었음.

    Figure

    KOSOMES-32-1-129_F1.jpg

    Designed Silencer Model.

    KOSOMES-32-1-129_F2.jpg

    Schematic diagram of experiment setup for Multi-Resonator Broadband Silencer.

    KOSOMES-32-1-129_F3.jpg

    Transmission loss of acoustic analysis for designed silencer model.

    KOSOMES-32-1-129_F4.jpg

    Comparison of SPL obtained from experiment measurement and analysis at 3m/s.

    KOSOMES-32-1-129_F5.jpg

    Comparison of SPL obtained from experiment measurement and analysis at 9m/s.

    KOSOMES-32-1-129_F6.jpg

    Transmission loss of Experiment for designed silencer model.

    Table

    Analysis Conditions of Multi Cavity layer Silencer

    Condition of flow-noise analysis for designed model

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