阮學(xué)云，賈世林，王 相

（安徽理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，安徽 淮南 232001）

礦用FBD 對旋式軸流風(fēng)機(jī)是我國井下使用最為廣泛的局部通風(fēng)機(jī)之一，但運(yùn)行時產(chǎn)生的噪聲大，且噪聲源頻譜呈現(xiàn)寬頻形式，治理難度大，噪聲問題尚未得到有效解決。該類型風(fēng)機(jī)一般布置在掘進(jìn)巷道中，噪聲值約在90 ～ 120 dBA，隨著風(fēng)機(jī)使用年限增加，結(jié)構(gòu)疲勞積累或零件的損耗等問題逐漸出現(xiàn)，噪聲值可達(dá)到120 dBA 以上［1］，遠(yuǎn)超出《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定噪聲限值85 dBA 的要求［2］。

消聲器是一種通過不同結(jié)構(gòu)設(shè)計或搭配吸聲材料達(dá)到有效消聲的噪聲治理裝置，將消聲器應(yīng)用在風(fēng)機(jī)噪聲治理，能有效阻止或減弱噪聲的輻射，且對風(fēng)機(jī)效率的影響較小。Stewart［3］將波動方程、傳遞矩陣法和時域等方法引入消聲器的研究，使得消聲器的結(jié)構(gòu)形式不斷改變，消聲效果不斷優(yōu)化。馬大猷［4］院士首創(chuàng)微穿孔板和小孔消聲器消聲理論，使噪聲控制向前邁進(jìn)了一大步。魏軍等［5］將片式消聲器和陣列消聲器結(jié)合，形成一種用于軌道交通的新型消聲器，并通過仿真和實(shí)驗(yàn)的手段驗(yàn)證消聲效果優(yōu)化了2 ～ 4 dB。李海龍等［6］為探究高階模態(tài)下計算平面波在消聲器中的傳遞損失，采用消聲器進(jìn)出口管道加隔板的方式計算聲學(xué)性能，并與傳統(tǒng)的計算方法進(jìn)行比較，驗(yàn)證了該方法的可行性。張岐宇［7］根據(jù)聲模態(tài)設(shè)計并改進(jìn)煤礦風(fēng)井消聲器，成功將多個并聯(lián)抗性消聲器與多個并聯(lián)蜂窩式消聲器結(jié)合，使用仿真和理論計算對消聲器進(jìn)行了理論驗(yàn)證。付琪琪［8］對羅茨風(fēng)機(jī)進(jìn)風(fēng)口消聲器研究，通過改變消聲器的長度、擴(kuò)張腔數(shù)量、穿孔管參數(shù)，分析消聲器傳遞損失的變化，并對消聲器的壓力損失做進(jìn)一步探究。

本文以礦用FBD 軸流風(fēng)機(jī)為研究對象，通過對風(fēng)機(jī)進(jìn)行聲學(xué)測試，基于所得結(jié)果設(shè)計出兩種消聲器，并通過對比分析，進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)消聲效果優(yōu)良的矩形槽出口消聲器。試驗(yàn)最后所設(shè)計的消聲器滿足設(shè)計要求，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

1 風(fēng)機(jī)噪聲的形成機(jī)理與測試

1.1 風(fēng)機(jī)噪聲機(jī)理

風(fēng)機(jī)運(yùn)行時，高速旋轉(zhuǎn)的葉片帶動氣流，撞擊周圍空氣，由此產(chǎn)生的巨大噪聲即氣動噪聲，按產(chǎn)生方式的不同，又可分為旋轉(zhuǎn)噪聲和渦流噪聲。旋轉(zhuǎn)噪聲頻率由下式計算：

式中，f為旋轉(zhuǎn)噪聲頻率，Hz；n為風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；Z為葉片數(shù)量；i為高次諧頻（i=1，2，3…）。

渦流噪聲的頻率由下式計算：

式中，f為渦流噪聲頻率，Hz；Sr為斯特勞哈爾系數(shù)；V為氣流相對葉片速度，m/s；D為氣流入射方向物體厚度，m；i為序數(shù)（i=1，2，3…）。

機(jī)械設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生機(jī)械噪聲和電磁噪聲［9］，但此噪聲在整體研究中影響小，所以在噪聲研究中往往將其忽略。

1.2 噪聲測試

測試對象為礦用FBD No.7.0/2×45 kW 對旋式軸流風(fēng)機(jī)，主要參數(shù)如表1 所示。

表1 礦用FBD No.7.0/2×45 kW 對旋式軸流風(fēng)機(jī)參數(shù)Tab.1 Parameters of FBD series No.7.0/2×45 kW axial flow fan

測點(diǎn)位置應(yīng)選在沒有氣流漩渦處，分別為進(jìn)風(fēng)口軸線兩側(cè)45°、靠近進(jìn)風(fēng)口第一節(jié)法蘭兩側(cè)、葉輪兩側(cè)和出風(fēng)口軸線兩側(cè)45°，測點(diǎn)距表面1 m，與圓心平齊，并使用激光測距儀進(jìn)行標(biāo)定，測點(diǎn)分布如圖1 所示。

圖1 測點(diǎn)分布示意圖Fig.1 Diagram of test point distribution

測試噪聲數(shù)據(jù)時，風(fēng)機(jī)處理風(fēng)量為700 m3/min，當(dāng)風(fēng)機(jī)啟動至穩(wěn)定后，采集相關(guān)噪聲數(shù)據(jù)，并從測試設(shè)備中導(dǎo)出。噪聲治理前，風(fēng)機(jī)各測點(diǎn)處噪聲1/3 倍頻程圖如圖2 所示，表2 為噪聲治理前各測點(diǎn)處聲壓級。

圖2 治理前各測點(diǎn)噪聲1/3 倍頻程圖Fig.2 1/3 octave band noise for each measurement point before noise treatment

表2 噪聲治理前各測點(diǎn)處聲壓級Tab.2 Sound pressure level at each measurement point before noise treatment

由測試數(shù)據(jù)可知，進(jìn)風(fēng)口頻率特性呈寬頻狀，中高頻較為突出，其中500 ～ 2 500 Hz 頻率段噪聲值范圍在78.1 ～ 88.5 dBA，出風(fēng)口頻率特性也呈寬頻狀，其中500 ～ 630 Hz 以及2 000 ～ 4 000 Hz 噪聲值范圍在85.3 ～ 89.8 dBA，且整體噪聲值高于進(jìn)風(fēng)口。測試點(diǎn)8 的聲壓級最大，為96.6 dBA，測試點(diǎn)5 處的聲壓級最小，為89.3 dBA，均大于規(guī)定限定值。因此，需要對風(fēng)機(jī)出口噪聲進(jìn)行消聲器設(shè)計。

2 風(fēng)機(jī)消聲器的設(shè)計研究

2.1 消聲器選擇

消聲器主要分為抗性消聲器、阻性消聲器以及阻抗復(fù)合型消聲器［10］。決定抗性消聲器消聲量的主要參數(shù)是長度和擴(kuò)張比，擴(kuò)張比與長度越大，消聲效果越好。但煤礦井下巷道環(huán)境復(fù)雜，空間有限，難以使用大尺寸消聲器，因此礦用FBD 軸流風(fēng)機(jī)并不適用抗性消聲器。阻抗復(fù)合消聲器對寬頻有著良好的消聲效果，但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對風(fēng)機(jī)產(chǎn)生較大的壓力損失，而礦用FBD 軸流風(fēng)機(jī)一般風(fēng)量較大，為保證風(fēng)機(jī)有足夠的風(fēng)量和效率，也不適宜使用該種消聲器。

阻性消聲器對中高頻率噪音有著較好的消聲效果，符合礦用FBD 軸流風(fēng)機(jī)的降噪需求，且型號種類多樣，可根據(jù)實(shí)際環(huán)境選擇，大多結(jié)構(gòu)簡單，占用空間相對較小，壓力損失較低，通過控制消聲器的插片結(jié)構(gòu)和吸聲材料參數(shù)，可以有效控制消聲器的消聲效果。

2.2 模型建立

根據(jù)噪聲標(biāo)準(zhǔn)，為滿足使用條件，需要先確定降噪量。由于入射聲波頻率過高，會產(chǎn)生上限失效頻率現(xiàn)象，該現(xiàn)象是由于聲波形成聲束狀傳播，與吸聲材料的接觸減少，引起消聲量的下降，經(jīng)驗(yàn)公式如下：

式中，fn為上限失效頻率，Hz；c為聲速，m/s；D為氣流通道寬度，m。

確定消聲頻率段后，可由上式確定消聲器氣流通道寬度，一般選取150 ～ 200 mm。阻性消聲器的主要尺寸包括有效長度、橫截面積以及斷面周長，這些尺寸是影響阻性消聲器消聲結(jié)構(gòu)的重要因素。由于井下空間有限，消聲器長度不超過3 m［11］。吸聲材料是決定阻性消聲器消聲性能的重要因素，超細(xì)玻璃棉作為綜合性能較好的吸聲材料，在一定范圍內(nèi)，材料厚度越厚，低頻吸聲效果越好。因此，材料厚度可以根據(jù)消聲頻率下限確定，其公式如下：

式中，H為材料厚度，mm；fl為下限頻率，Hz；β為吸聲材料貝塔參數(shù)，可查表獲得。

本文采用Virtual Lab 的有限元法對消聲器進(jìn)行聲學(xué)數(shù)值仿真，主要針對軸流風(fēng)機(jī)出口進(jìn)行消聲器設(shè)計，并給出兩種模型方案進(jìn)行對比，模型圖見圖3。

圖3 兩種方案的出口消聲器模型Fig.3 Exit muffler model for two schemes

利用Virtual Lab 劃分網(wǎng)格，為保證計算精度，網(wǎng)格最大尺寸設(shè)為10 mm，定義網(wǎng)格類型為聲學(xué)網(wǎng)格，設(shè)置流體材料和屬性，其中空氣聲速設(shè)置為340 m/s，密度為1.225 kg/m3。多孔材料模型選擇Delany-Bazley-Miki 模型對應(yīng)玻璃棉吸聲材料，孔隙率選擇默認(rèn)值0.97，流阻率設(shè)置為11 000 Pas/m3。進(jìn)口處賦單位質(zhì)點(diǎn)振動速度-1 m/s，出口定義無反射邊界條件。設(shè)置計算頻率為100 ～ 2 500 Hz。計算完成后，查看進(jìn)出口的聲壓響應(yīng)并進(jìn)行傳遞損失計算，最后提取兩種方案出口消聲器傳遞損失曲線，如圖4 所示。

圖4 兩種方案出口消聲器聲壓響應(yīng)傳遞損失曲線圖Fig.4 Pressure sensitivity losses of outlet mufflers for both schemes

根據(jù)數(shù)值模擬結(jié)果，分析兩種出口消聲器消聲效果。矩形槽出口消聲器傳遞損失采用實(shí)線表示，在中低頻處隨著頻率的增大，其傳遞損失量不斷增加，在1 600 Hz 處達(dá)到峰值42 dB，隨后傳遞損失量開始下降，分別在2 000 Hz 到達(dá)到29 dB，2 500 Hz達(dá)到25 dB，并逐漸保持平穩(wěn)。圓形槽出口消聲器傳遞損失采用點(diǎn)線表示，在中低頻處隨著頻率的增大，其傳遞損失量不斷增加，在1 500 Hz 處達(dá)到峰值41 dB，隨后傳遞損失量開始下降，分別在2 000 Hz 到達(dá)到29 dB，2 500 Hz 達(dá)到25 dB，并逐漸保持平穩(wěn)。

兩種方案的進(jìn)口消聲器總體趨勢基本一致，低頻消聲效果較差，中高頻消聲效果較好，符合阻性消聲器的聲學(xué)特性。圓形槽傳遞損失峰值較矩形槽向低頻移動，可以根據(jù)具體消聲頻率段選擇消聲器。對比之前所測得噪聲數(shù)據(jù)，方案1 相比于方案2 更加滿足設(shè)計要求，并且方案1 整體結(jié)構(gòu)較為簡單，在探究消聲器傳遞損失的影響因素時，能夠更準(zhǔn)確地分析結(jié)果，因此選用方案1 作為研究對象。

3 消聲器內(nèi)部流場優(yōu)化

消聲器的結(jié)構(gòu)在一定程度上會造成軸流風(fēng)機(jī)風(fēng)量損失，增加風(fēng)機(jī)額外功率，因此在考慮消聲效果的同時，還應(yīng)該保證消聲器內(nèi)部氣流穩(wěn)定，減小壓力損失［12］。

通過Fluent 模擬仿真，將矩形槽出口消聲器模型導(dǎo)入ICEM模塊中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置邊界條件。入口端選擇質(zhì)量流入口mass-flow-inlet，方向垂直于進(jìn)口面，可根據(jù)軸流風(fēng)機(jī)風(fēng)量算出質(zhì)量，對軸流風(fēng)機(jī)分別設(shè)置400 m3/min、500 m3/min、600 m3/min、700 m3/min 四種工況，流體為不可壓縮，采用壓力基求解器進(jìn)行求解，湍流模型方程使用Realizable k-ε 模型，該模型能夠較好地處理彎曲流線及瞬變流動，消聲器出口端選擇壓力pressure-outlet 取值相對大氣壓0 Pa，消聲器的插片與壁面設(shè)置為wall，無滑移。

插片結(jié)構(gòu)是影響消聲器內(nèi)部流場并造成壓力損失的主要因素［13］，為使消聲器內(nèi)流場穩(wěn)定，減小壓力損失，在不影響消聲器聲學(xué)效果的前提下對插片結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，將插片前后端改成頂角為30 °的三角狀。通過對比優(yōu)化前后的內(nèi)部流場分析圖可以看出，優(yōu)化后的插片結(jié)構(gòu)使消聲器內(nèi)部流場整體得到了較大的改善，消聲器進(jìn)氣口處插片對氣流的阻擋作用得到明顯減小，最大壓力從原來的1 067.84 Pa 降低到300.00 Pa，幾乎沒有產(chǎn)生回流現(xiàn)象。在插片尾部漩渦脫落現(xiàn)象減少，湍動能從原來最大100.00 m2s2降低到50.00 m2s2，能量損失減少［14］。同時由于阻力的減小，消音器進(jìn)出口處的壓力梯度變化降低，見圖5、圖6。

圖5 優(yōu)化前消聲器內(nèi)部流場分析Fig.5 Internal flow field of muffler before optimisation

圖6 優(yōu)化后消聲器內(nèi)部流場分析Fig.6 Internal flow field of mufflers after optimisation

比較優(yōu)化前后出口消聲器的壓力損失發(fā)現(xiàn)，插片的結(jié)構(gòu)優(yōu)化使消聲器壓力損失得到極大的改善，如表3 所示。

表3 不同工況下優(yōu)化后矩形槽出口消聲器的全壓損失Tab.3 Full pressure losses of optimized rectangular slot outlet muffler under different working conditions

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

圖7 為上述設(shè)計優(yōu)化后的矩形槽出口消聲器實(shí)物圖，安裝在礦用FBD No.7.0/2×45 kW 對旋式軸流風(fēng)機(jī)的出口處。

圖7 出口消聲器實(shí)物圖Fig.7 Physical view of outlet muffler

測試時風(fēng)機(jī)處理風(fēng)量同樣為700 m3/min，啟動風(fēng)機(jī)至穩(wěn)定運(yùn)行后，采集相關(guān)噪聲數(shù)據(jù)的并導(dǎo)出測試結(jié)果，圖8 為風(fēng)機(jī)各測點(diǎn)1/3 倍頻程圖。

圖8 安裝風(fēng)機(jī)進(jìn)出口消聲器各測點(diǎn)噪聲1/3 倍頻程圖Fig.8 1/3 octave noise map at each measurement point with inlet and outlet mufflers

分析數(shù)據(jù)可知，安裝出口消聲器后，各測點(diǎn)低頻段聲壓級出現(xiàn)一定程度下降，中高頻段聲壓級出現(xiàn)較大程度下降，風(fēng)機(jī)進(jìn)風(fēng)口測點(diǎn)800 Hz 及1 000 Hz處聲壓級下降平均值較大，分別達(dá)到21 dB 及22.1 dB，風(fēng)機(jī)出風(fēng)口測點(diǎn)1 250 Hz 及1 600 Hz 聲壓級下降平均值較大，分別達(dá)到24.4 dB 及31.5 dB，整體噪聲值趨勢基本與數(shù)值模擬趨勢相吻合。由于在實(shí)際測中，各位置聲波相互干擾，因此實(shí)際測試中整體聲壓級下降值比數(shù)值模擬值略小。由表4可知，安裝消聲器后，風(fēng)機(jī)測點(diǎn)7 處的聲壓級最大，為81.1 dBA，低于規(guī)定噪聲限定值85 dBA。因此，風(fēng)機(jī)進(jìn)出口安裝上述消聲器能夠達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)。

表4 安裝出口消聲器后各測點(diǎn)處聲壓級Tab.4 Sound pressure level at each measurement point with outlet muffler

5 總結(jié)

針對礦用FBD No.7.0/2×45 kW 對旋式軸流風(fēng)機(jī)在使用過程中噪聲值不符合國家標(biāo)準(zhǔn)要求的問題，通過現(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)，治理前風(fēng)機(jī)噪聲呈寬頻狀，中高頻較突出，最大噪聲值達(dá)到96.6 dBA，基于此，設(shè)計出矩形槽和圓形槽出口消聲器。利用LMS Virtual Lab 中的有限元法對消聲器進(jìn)行聲學(xué)數(shù)值仿真，通過分析兩者的傳遞損失，確定采用矩形槽消聲器。對矩形槽消聲器進(jìn)行Fluent 內(nèi)部流場分析，得出壓力損失，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。在試驗(yàn)驗(yàn)證中，安裝優(yōu)化后消聲器的風(fēng)機(jī)最大降噪量為16.0 dB，最大噪聲值為81.1 dBA，整機(jī)滿足國家標(biāo)準(zhǔn)要求。