离心式通风机声源降噪分析及研究
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离心式通风机声源降噪分析及研究 陈 雪 李强 内蒙古科技大学 【摘要】探讨离心式通风机噪声产生的机理，并详细分析了离心式通风机在设计中常用的降 噪设计的方法、思路以及每种设计方法的适用范围。可为解决离心风机降噪问题提供科学的指导。 【关键词】 离心式通风机噪声 降噪 离心式通风机是一种通用机械，被广泛用于 各行各业。但在运转过程中产生强烈的噪声，一 般在９０ｄＢ以上，已成为新的污染源之一。原有的 噪声分析与治理重在噪声的特征阐述和降噪处 理，而忽视噪声机理分析和消声综合控制。本文 针对离心式通风机噪声。从其结构和工作原理入 手，分析噪声产生的机理和特征，提出优化控制 噪声的综合措施。 １ 离心式通风机结构及工作原理 风机的类型按气体在叶轮内部流动方向一 般分离心式和轴流式两种。离心式通风机主要由 叶轮、外壳、集流器、导流器、主轴、叶片、前盘及 后盘等组成，如图１所示。当叶轮１旋转时，叶片 间的空气在叶片的作用下。由叶轮中心流向外 缘，脱离叶轮后汇集于螺线形机壳３，经扩散器６ 排出，与此同时，叶轮人口处形成负压，外部空气 在大气压力作用下，经进风口５进入叶轮，这样 通风机内就形成连续的风流。 ２ 噪声机理及特征 声是一种在弹性介质中以一定特征速度传 播的压力波，它是运用能量的分子传递，为使这 种波动存在，介质必须具有惯性和弹性。振动说 １．叶轮２．轴３．机壳 ４－前导器 ５．进风口 ６．扩散器 图１ 离心式通风机简图 明结构固体中的这种波动，而噪声则说明流体 （气体和液体）中的这种波动。引起发声的基本机 理：第一是固体的振动导致声能与辐射，这类声 波通常称为结构声；第二是气体流动诱导噪声是 由湍流和非定常流诱导的压力波动引起的．这类 声波称为气动声。离心式通风机所产生的噪声： 一是进、出口辐射的空气动力性噪声；－－是机壳、 电机、轴承座等辐射的机械性噪声；＿－－是基础振 动辐射的固体声所组成。在噪声频谱上。表现为 ．离散的旋转噪声与宽带的涡流噪声的叠加，其中 气动噪声占据了风机噪声中的主要部分。控制 风机噪声首先要控制气动噪声，而控制气动噪声 必须明确其气动噪声的致声机理。 ２．１机械噪声与特征 离心风机的机械噪声一般要比气动噪声的 声压级低１Ｏ～２０ｄＢ（Ａ），所以往往不被人们视。但 当风机的气动噪声得到大幅度降低时．也不应该 忽略机械噪声的作用。 ２．１．１机壳噪声。 机械噪声主要来源于机壳的振动，尤其是离 心风机机壳两侧的平板结构发生振动，机壳壳板 存在固有振动频率。当壳板受到外界激励力的 作用时，若激励频率与机壳壳板的固有频率一 致，这些频率上的噪声就会加强，使总噪声级提 高。使机壳发生振动的主要原因：一是叶轮的转 动不平衡力，对机壳产生周期性的激励，其频率 相当于叶轮的旋转频率，因此，对于高速旋转的 叶轮做好叶轮的动平衡是减小由此种激励而产 生的噪声的一个重要措施；－－－是机壳内的压力脉 动，它由机壳内的涡流强度决定，这个压力脉动 常与叶片的基频（即叶片通过频率）有联系，风机 的风压越高，这一激励源越不能忽视；三是轴承 的影响通常均出现在大型离心风机中。由于机 ・４３－
壳表面的振动，相邻的空气亦被迫振动，这种振 动向外传播便使壳体的振动能量以声能的形式 辐射出去。当壳体稳态振动时，单位时间内被激 发的振动能量，等于这段时间内被壳体吸收的能 量与辐射的能量之和。如果壳体内旋涡脱落频 率与腔体的声学固有频率接近，噪声就会被大大 加强．风机壳体稳态振动时辐射的声功率 Ｗｒａｄ＝ｐｏｃＳ（ｖ２）ｃｒ．￣ 式中 一空气的密度 Ｓ＿一辐射面面积 ｃ一声速 （、，２）一辐射面法向振动速度的平方对时间 及振动面的平均值 仃 一辐射效率 ２．１．２管道噪声。 空气分布系统中主要的噪声源是风机。通常 通风道系统会降低风机的声级．但气流经过弯 头、调节风门、分支管、混合箱及其他通风道部 件时．所产生的声级将大于风机机组。对于工业 系统和生产过程的空气处理系统，高速气流与通 风道部件的相互作用，可能是产生噪声的主要过 程。 ２．１．３电机噪声。 电动机噪声主要有电磁噪声、机械性噪声 和空气动力性噪声，电磁噪声是由于电机空隙中 磁场脉动使定子与转子之间产生交变电磁引 力、磁滞伸缩而引发的；机械噪声包括轴承噪声 及电机转子不平衡，转子受“沟槽谐波力”作用而 引起的振动激发的噪声：空气动力性噪声是由电 机冷却风扇引起的气流噪声。电机噪声中以空 气动力性噪声为最强，它比电磁噪声和机械噪声 二者之和高出１０ｄＢ（Ａ）之多，机械噪声居第二，电 磁噪声最小。 ３ 离心式通风机几种常用的降嗓方法 ３．１增加叶栅的气动力栽荷 在得到同样的风量和风压的情况下．增大 离心式通风机叶栅的气动力载荷。可降低风机 叶片的圆周速度．从而达到降低噪声的目的。 目前低噪声多叶片叶轮离心风机的气动力 参数一般取为：叶轮叶片内外直径比值Ｄ。／Ｄ：＝ （０．８８加．９），叶片数Ｚ＝（５０～６０），叶片人Ｅｌ安装 角１３Ｉ＝（８Ｏ～１００）度，叶片出口安装角ｐ２＝（１６０～ １７０）度，叶片相对宽度ｂ／Ｄ：＝０．７，机壳宽度与叶 片宽度的比值Ｄ／ｂ＝１．４一１．５，蜗舌处的相对间隙 Ａｒ／Ｄ２＞１０．１２。 ・４４・ ３．２增加蜗舌前端半径 适当选取蜗舌前端半径可以有效地降低离 心风机的旋转噪声。当蜗舌半径比由 ＝０．０１ 增加到０．２时，最大噪声下降值为６ｄＢ。与蜗舌 间隙相比，蜗舌前端半径对于叶片通过频率的 影响要小得多。由于结构与性能的差异．风机合 理的蜗舌半径应由实验得到。 ３．３增加风舌与叶轮之间的间隙 风舌与叶轮之间的距离愈近，噪声愈大。但 试验后发现，当间隙大到一定程度后．噪声不再 降低，却使风机气动性能变坏。实验表明，风舌间 隙８ｔ／Ｒ－－０．２５和风舌半径ｒ／Ｒ－－－０．２时，具有最大风 机效率和最小噪声（Ｒ为叶轮半径）。 ３．４倾斜风舌 研究表明，对于恒定转速、前后倾斜的叶片 可以使基频降低ｌ２ｄＢ；风舌倾斜角大小依赖于 叶轮叶片多少，叶片愈多则包围叶片间爨ｃ所需风 舌倾斜角愈小。 ３．５风机和管道系统声阻抗匹配 改变出口管道长度可使进口辐射的噪声降 低１７ｄＢ；反之，改变风机进口形状可使出口声级 减小。 ３．６转子叶片前后缘加网格（金属网） 网格改进了平均气流，减少了管道内与转子 外的湍流，使出口有一个平滑的速度场．从而降 低宽频噪声。对于空气动力性能不好的风机．即 效率低噪声大的风机．使用网格可收到最好的效 果，不但对基频而且在整个宽频范围内都能明显 降低噪声；但对空气动力性能较好的风机，网格 降低噪声效果减低，然而可使频谱往高频方向变 动，以便采用其他控制噪声措施。当叶轮管道中 的平均气流条件不好时，使用网格降低噪声是最 有效的。但是，由于网格引起附加阻力，导致风机 效率略有降低。 ３．７ 修改风壳 研究表明，宽频噪声主要声源不是来自旋转 叶轮．而是来自风机的机壳．机壳取对数螺旋或 蜗壳效率高、噪声低的螺旋角ｅｔ＝６５。，在机壳内 贴一定厚度的吸声材料可降低宽带噪声。 ４结束语 在进行降噪设计时，应综合考虑降噪量、结 构工艺性、使用维护的可行性、风机实际的安装 空间、经济性和对气动性能的影响等方面的综 合因素，方能得到切实可行的降噪方案，从而取 得满意的降噪结果。
