周志勇，王宗娟，周朦佳，賈志彬

(1. 浙江億利達風機股份有限公司，浙江 臺州 318056； 2. 上海瑞晨環(huán)?？萍加邢薰?，上海 200127)

0 引言

離心式風機是工業(yè)生產(chǎn)中應用廣泛的通用輔助設備[1]，而風機噪聲尤其大型風機噪聲很大，嚴重影響人的身心健康，所以降低風機噪聲有著重要的意義。由于蝸殼壁面是離心風機主要的氣動噪聲源[2],蝸殼不消聲時，聲波在風機蝸殼內(nèi)連續(xù)反射，形成一個混響聲場，聲壓級較高。采用消聲蝸殼后，被吸收的聲能多，被反射的聲能少，其聲場的聲壓級就會降低[3]。

對于離心風機消聲蝸殼降噪效果的研究，國內(nèi)外很多學者都做了不少的研究工作。Bartenwerfer 等將蝸板外側消聲部分的外殼做成方形，里面填充消聲材料對離心風機進行降噪試驗研究，使改進后的風機A聲級降低了9～12dB(A)[4]。劉曉良等研究了消聲蝸殼消聲材料厚度、空腔厚度等對風機降噪效果的影響，結果表明：適當增加消聲材料厚度或空腔厚度可以提高消聲蝸殼的降噪效果[5]。到目前為止，對消聲蝸殼的研究基本都集中在周向蝸板上加裝消聲材料，對風機側板加消聲材料的消聲蝸殼降噪效果研究得還比較少。

本文以某后向離心風機為研究對象，對4種組合方式的消聲蝸殼進行了試驗測量，研究了每一種組合的降噪效果及對風機氣動性能的影響。

1 試驗裝置和試驗方法

1.1 風機結構參數(shù)

研究對象為一款高效離心式后向風機，額定流量360m3/h,額定全壓400Pa。風機主要幾何參數(shù)如表1。

表1 風機幾何參數(shù)

續(xù)表1

圖1為本試驗風機的結構簡圖，在風機蝸板和前后蓋板上可分別固定穿孔鋼板，穿孔板與蝸殼本體之間形成10 mm的空腔，空腔內(nèi)填充超細玻璃棉，形成消聲蝸殼。以此形成4種消聲蝸殼組合：A組合，周向蝸板有消聲層；B組合，蝸殼后蓋板有消聲層；C組合，周向蝸板和后蓋板有消聲層；D組合，周向蝸板和前蓋板有消聲層。選用的穿孔板采用板厚1 mm，孔徑6 mm，穿孔率約為22%。各種加裝吸聲結構組合，風機蝸殼內(nèi)部的通流結構尺寸和原風機一致。

圖1 風機消聲結構示意圖

1.2 測試系統(tǒng)

試驗在符合ISO3745標準的半消聲室中進行，其四周墻壁及屋頂均裝有消聲尖劈，消聲室截止頻率100 Hz，本底噪聲為26 dB(A)。試驗裝置和測試系統(tǒng)按照國家標準GB/T1236-2000《工業(yè)通風機用標準化風道進行性能試驗》和GB/T2888-91《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》的要求設計、制造、測試[6-7]。風機進氣口端連接符合GB/T 1236規(guī)定的風機性能試驗進氣試驗裝置。使用智能壓力風速風量儀測出PL3位置的靜壓和PL5處的流量壓差，然后再根據(jù)其他測量的數(shù)據(jù)算出風機全壓和靜壓試驗裝置如圖2所示。

試驗采用進口堵片方式調(diào)節(jié)流量，從大流量至小流量共選取8個工況點，分別測試每個工況點的風機流量、壓力、功耗和噪聲。最后計算風機標況下流量、全壓、全壓效率、總A聲級。

1—90°弧進口噴嘴；2—整流柵；3—錐形過渡段；4—離心風機；5—電機；6—噪聲計圖2 離心通風機試驗系統(tǒng)裝置

2 試驗結果與分析

2.1 消聲蝸殼對風機氣動性能的影響

原風機與不同消聲組合試驗所得的氣動性能對比如圖3所示。試驗結果表明：由于穿孔板相對于光滑的鋁板有著較高的壁面摩擦阻力，導致加裝穿孔板后的風機壓力和效率在整個測試工況范圍內(nèi)都有不同程度的降低。4種消聲組合方式的壓力損失并不相同，當額定轉(zhuǎn)速為3 800r/min，在設計工況下，A組合改進風機全壓降低了約16.0Pa，效率下降了約1.28%；B組合改進風機全壓降低了約5.0Pa，效率下降了約0.9%；C組合改進風機全壓降低了約36.8Pa，效率下降了約3.18%；D組合改進風機全壓降低了約45.8Pa，效率下降了約3.28%。主要由于安裝穿孔板的面積不同，導致不同消聲組合方式的摩擦損失不同。B組合即只在風機后蓋板上安裝穿孔板，風機壓力損失最小。不同工況下，風機壓力和效率損失也不相同，在設計工況及偏大流量工況下，風機壓力和效率損失較大，效率也同步降低。主要原因是大流量工況下，蝸殼內(nèi)部氣流速度較高，氣流與穿孔板之間的摩擦損失增加。

圖3 原風機與改進風機氣動性能對比

2.2 A型消聲蝸殼的降噪效果

圖4是消聲蝸殼為A組合形式時與原風機的出口A聲級隨流量變化的對比圖。由圖4可以看出，不同工況下，A型消聲蝸殼的降噪效果不同，在額定工況點附近，降噪效果最好；在大流量工況下，降噪效果變差，這主要因為大流量情況下，蝸殼內(nèi)氣體流速較大，而氣體流速對吸聲材料的吸聲效果影響很大[8]；在小流量工況下，風機流動惡化，風機振動較大，導致振動噪聲很大以致降噪效果反而變差。與原風機相比，在額定工況點A聲級降低約4.5 dB(A)，在大流量工況下，A聲級降低約3.6 dB(A)，在小流量工況下，A聲級降低約1.9 dB(A)。

圖5是原風機和A型改進風機在高效點的噪聲頻譜圖。根據(jù)風機參數(shù)，風機旋轉(zhuǎn)噪聲基頻為760Hz，由頻譜圖可看出在500～800Hz之間的低頻噪聲并沒有降低，而1 250-2 000Hz之間吸聲材料的降噪效果非常好，噪聲下降明顯。主要原因就是選用的吸聲材料超細玻璃棉在高頻率下，吸聲系數(shù)較大，因此多孔吸聲材料其吸聲效果是高頻優(yōu)于低頻的[9]。

圖4 風機A聲級對比

圖5 風機噪聲頻譜對比圖

2.3 B型消聲蝸殼的降噪效果

圖6是消聲蝸殼為B組合形式時與原風機的出口A聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點A聲級降低約7dB(A)，在大流量工況，A聲級降低約5.0dB(A)，在小流量工況下，A聲級降低約2.4dB(A)。

圖7是原風機和B型改進風機在高效點的噪聲頻譜圖。在125～500Hz頻段之間，風機A聲級有所增大，原因是后蓋板加上消聲材料后，葉輪軸向安裝長度加長引起低頻電機振動，噪聲增加。在中高頻段后蓋板加消聲材料的降噪效果很好，這種方式對于氣動噪聲及高頻振動等起到很好的吸收作用，尤其是整機包括電機的高頻振動噪聲過濾程度明顯。

圖6 風機A聲級對比

圖7 風機噪聲頻譜對比圖

2.4 C型消聲蝸殼的降噪效果

圖8是消聲蝸殼為C組合形式時與原風機的出口A聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點總A聲級降低約7.2 dB(A)，在大流量工況，A聲級降低約5.5 dB(A)，在小流量工況，A聲級降低約3.5 dB(A)。圖9是原風機和C型改進風機在高效點的噪聲頻譜圖。

圖8 風機A聲級對比

圖9 風機噪聲頻譜對比圖

2.5 D型消聲蝸殼的降噪效果

圖10是消聲蝸殼為D組合形式時與原風機的出口A聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點，A聲級降低約5.14 dB(A)，在大流量工況，總A聲級降低約5.0 dB(A)，在小流量工況，A聲級降低約2.0 dB(A)。降噪效果稍微好于A型改進風機，但不明顯?？梢娗吧w板加裝消聲材料降噪效果并不好，主要原因由于進口處有集流器，導致安裝消聲材料的面積相對于后蓋板小很多，吸聲效果不明顯。圖11是原風機和D型改進風機在高效點的噪聲頻譜圖。

圖10 風機A聲級對比

圖11 風機噪聲頻譜對比圖

2.6 4種消聲方式的降噪效果比較

圖12是原風機與4種消聲方式風機的A聲級對比。從圖中可以看出，每一種方式都有著不錯的降噪效果，其中C型改進風機降噪效果最好，在額定工況點附近總A聲級能降低約7 dB(A)；B型改進風機降噪效果也比較理想，優(yōu)于A和D型改進風機；A型改進風機的消聲效果最差。出現(xiàn)上述情況的原因應該是電機噪聲通過蝸殼會被放大，而沒有被吸聲材料有效吸收。但后蓋板加裝消聲材料，恰好吸收了電機的部分噪聲，因此后蓋板加裝吸聲材料降低風機噪聲明顯。

圖12 風機A聲級比較

3 結語

本文對吸聲蝸殼對風機降噪效果進行了研究，分別對單獨蝸板、后蓋板、蝸板與后蓋板、蝸板與前蓋板加裝消聲材料的4種方式進行了試驗測量，在風機全工況范圍內(nèi)，風機噪聲都有不同程度的降低，其中蝸板加后蓋板組合的降噪效果最好。由于穿孔板摩擦損失較大，氣體流動阻力增加，導致風機壓力和效率都有不同程度的降低。

通過試驗證明相對于周向蝸板加裝消聲材料，風機后蓋板加裝消聲材料消聲效果明顯，且結構簡單、制造方便風機壓力損失最小。也證明了消聲蝸殼有很好的降噪效果，并且風機蝸殼尺寸雖然有一定的增大，但相對于消聲器等其他降噪方法優(yōu)勢還是很明顯的。對風機進出口安裝條件有限制并且對噪聲有一定要求的離心風機，吸聲蝸殼是較好的選擇。

[1] 劉瑞韜，徐忠. 離心葉輪機械內(nèi)部流動的研究進展[J]. 力學進展，2003,33(4):518-532.

[2] LIU Qiuhong，QI Datong，MAO Yijun. Numerical calculation of centrifugal fan noise[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers: Journal of Mechanical Engineering Science，2006，220: 1167-1178.

[3] 智乃剛，蕭濱詩. 風機噪聲控制技術[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1985.

[4] Bartenwerfer M, Gikadi T, Neise W, et al. Noise reduction in centrifugal fans by means of an acoustically lined casing[J]. Noise Control Engineering Journal, 1977, 8(3):100-107.

[5] 劉曉良，祁大同，劉天一，等. 前向離心風機吸聲蝸殼降噪的試驗研究[J]. 西安交通大學學報，2009，43(3):92-96.

[6] 國家質(zhì)量技術監(jiān)督局. GB/T1236-2000工業(yè)通風機用標準化風道進行性能試驗[S]. 北京：中國標準出版社，2001.

[7] 國家質(zhì)量技術監(jiān)督局. GB/T2888-91風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法[S]. 北京：中國標準出版社，1991.

[8] 張林. 噪聲及其控制[M]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社, 2002.

[9] 何琳. 聲學理論與工程應用[M]. 北京：科學出版社， 2006.