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叙词 离心式通风机 噪声 蜗壳
一、前言 中小型工业锅炉在我国城市中应用极为
广泛, 但是与之配套的离心引风机的噪声却 很高, 在无隔声装置的情况下, 离开风机一米 处测得的噪声通常达到90～ 100dB (A )。大大 超过了国家有关环境保护和劳动保护所规定 的噪声标准。目前已成为污染城市环境的主 要噪声源之一。因此, 研究风机噪声的产生、 传播、控制已被列为国家的重要研究课题。在 现阶段, 对风机噪声的控制普遍采用从传声 途径降噪的方法, 其原理主要是通过声能的 吸收和隔绝将已经产生的噪声降低到能够被 接受的限制之内。但是受经济成本、能量损失 和降噪空间等诸多因素的制约, 这类被动的
(7)
j= 1
j= 1
为了方便对比, 1# 蜗壳和2# 蜗壳的试
验是在同样的声学环境下进行的。噪声测量
位置在风机出口水平中心面内, 与出口截面
法线成45°, 距离为一米, 2# 蜗壳的两面侧板
位置均可调节, 调节范围:
——
——
Z 1 1. 25～ 1. 75 Z 2 1. 25～ 1. 75
试验结果见表1
内节点赋初值。
(3) 用 SO R 方法迭代求解流函数场。 (4) 求叶轮进口截面速度分布及其方差
∆V =
n
2
(V j -
V m)2
j= 1
n
(4)
V j 和 V m 分别为当地速度和平均速度。
(5) 判断是否满足不等式: ∆V ≤0. 30若满
V x=
1 r
7
r
V
r=
-
1 r
7
x
(2)
2. 控制方程的离散及求解
图进口子午面速度分布
图4 进口子午面速度方向
从速度方向来看 (图4) , 流速与周向的夹 角从前盘到后盘总的趋势是逐渐增大。前盘
L A 最小时所对应的蜗壳宽度就是最佳 宽度。
处 Α越小, 说明该处涡流区域越大, 噪声辐射 越强。优化结果使 Α角的变化趋于平缓, 前盘 附近 Α有所增大, 这是降低风机噪声的有利 条件。
(6)
—— ——
—— ——
——
其中Z 2j =
Z
1j + 2
Z
3j
∃ j
Z 3j- Z 2j r
—5—
© 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
设计试验 低噪声离心通风机最佳蜗壳结构的确定 风机技术 第5期
采用有限差分法离散方程, 用中心差分
代替二阶偏导数可得二阶精度的差分格式。
并用逐次超松驰 (SO R ) 法进行求解。
SO R 迭代格式: 7 ij = ( 1 - Ξ) 7 ij +
Ξ 4
[7
i-
1, j +
7 + i+ 1, j
足则认为进风口结构是优良的[1], 若不满足 则改变几何尺寸重新计算速度分布。
(6) 输出结果, 停机。 4. 计算结果及分析 为说明问题方便, 称原进风口为1# 进风 口, 称优化后进风口为2# 进风口。由于是要 解决对某一叶轮配以最佳进风口问题, 所以 在计算时 R 和D 保持不变, 通过改变Lθ (Lθ=
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设计试验 低噪声离心通风机最佳蜗壳结构的确定 风机技术 第5期
1997年10月
L D ) 和 Η(图1) 来使 ∆V 满足要求。最后得出, 当 ∆V = 0. 2798时, 优化值 Lθop t= 1. 036, Ηop t= 16°。而1# 进风口, Lθ13 = L 1 D = 0. 573, Η1= 30. 16°, ∆V = 0. 5264。叶轮进口子午面上, 从 前盘到后盘距离 S 的速度分布如图3所示,
方法尚不能从根本上解决风机的高噪声问 题。因此, 一种积极主动的声源降噪方法—— 低噪声风机的研制将势在必行。
二、进风口低噪声优化设计 风机气动噪声分为旋转噪声和涡流噪 声。叶轮进口气流速度分布均匀与否和来流 的湍流度大小都会对风机的旋转噪声和涡流 噪声产生很大影响。传统的离心通风机气动 设计方法是先假设叶轮进口速度分布均匀, 再进行叶轮与蜗壳设计, 最后根据经验选配 进风口。这种方法并不能保证叶轮进口气流 速度的均匀性, 这将导致过高的噪声辐射。在 此, 以叶轮进口速度分布均匀性为优化目标 对其进行优化设计。
三、对蜗壳宽度的正交回归设计
2. 试验安排及试验结果 采用二次回归正交试验方法组织试验, 此问题设为两因素、三水平, 供有九个试验 点。即 Zθ ij , 其中 i= 1、2、3为水平数, j = 1、2为 因素数。
1. 最佳蜗壳宽度的构思
蜗壳内部流动是复杂的三维流动, 蜗壳
的存在对叶轮产生的压力和噪声有相当大的
根据上述计算和试验结果, 重新设计制
造了风机进风口和蜗壳, 在相同条件下的试
验结果见表1。
表1 试验结果
——
Z1
——
Z2
L A (dB )
1 1. 75 1. 75 91. 8
2 1. 75 1. 25 91. 4
3 1. 25 1. 75 91. 5
4 1. 25 1. 25 88. 5
5 1. 75 1. 50 91. 0
设计试验 低噪声离心通风机最佳蜗壳结构的确定 风机技术 第5期
1997年10月
低噪声离心通风机最佳蜗壳结构的确定
王树立 纪维礼
(抚顺石油学院) (东北大学)
Abstract A m ethod to determ ine low no ise fan vo lu te structu re is p rovided. T h rough tran sfo rm a tion to a cu rren t cen trifuga l fan, op tim a l design is ca rried ou t tak ing the im p eller in let velocity d istribu tion un ifo rm ity a t the in let a s the op tim ized ta rget; adop ting vo lu te w id th change m ethod, the reg ression o rthogona l design is ca rried ou t so tha t the functiona l rela tion sh ip betw een sound p ressu re level A and vo lu te rela tive w id th is ob ta ined. A nd eva lua tion ex trem e va lue m ethod is u sed to ob ta in the vo lu te w id th a t the m in im um no ise. T he ca lcu la ted resu lt is better co incided w ith the test resu lt. T he no ise is reduced 3. 5 dB (A ) low er than tha t of the o rig ina l vo lu te.
经过回归分析得回归方程
——
——
y = 108. 13- 16. 40Z 1 - 11. 35Z 2 - 6. 81
—— ——
——
——
Z1 Z2+
9.
45
Z
2 1
+
7.
81
Z
2 2
(8)
——
——
用求极值的方法得在Z 1 = 1. 34; Z 2 = 1.
31处 y 取得极小值: ym in= 89. 71。
(
h 2r
ij
+
1) 7
+ i, j+ 1
(
2
h ri,
j
-
1) 7 i, j- 1 ]
(3)
式中 h ——差分网格间距
Ξ——超松驰因子 (1< Ξ< 2)
3. 计算步骤及框图
图1 速度场求解域
在上述条件下, 关于流函数的拉普拉斯 方程为
27
r2
+
27
x2
-
1 r
7
r
=
0
边界条件:
7 = 1 在 A B C 上;
Keywords Cen tr ifuga l fan No ise Volute
摘要 提供了一种确定低噪声离心通风机蜗壳结构的方法。通过对现有的一台离心通风机 的改造—— 对进风口以叶轮进口速度分布均匀性为优化目标进行优化设计; 采用改变蜗壳宽度 的办法, 对其进行回归正交设计, 得出 A 声压级与蜗壳相对宽度的函数关系式。并用求极值方法 得出噪声最小的蜗壳宽度。计算结果与试验结果吻合较好, 与原蜗壳相比降低噪声3. 5dB (A )。
影响。蜗壳对叶轮流通有强烈的反作用, 直接
影响叶片尾迹厚度和分离点。这对风机噪声
和效率都是至关重要的。可以认为, 对于某一
给定的叶轮, 一定存在一种最佳蜗壳形状与
之匹配。在这种最佳耦合下能充分发挥叶轮
的优越性, 使风机噪声降到最低值。
首先把蜗舌间隙、蜗舌半径、进风口与叶
轮的径向间隙按有关资料作最佳选择[2], 然
7 = 0 在 D F 上;
7
r
=
0 在 CD
上;
7
x
=
7
r
