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0  引言

離心通風機是生產企業(yè)常用的輔助設備，主要用于通風與除塵裝置中，確保生產環(huán)境潔凈，保護生產者身心健康^[1]。噪聲污染是風機運行中存在的致命弱點。它是由多種不同頻率聲音的無規(guī)律的雜亂組合而成，風機的噪聲不僅妨礙生產中人們的通訊、語言等交流而影響生產的組織與管理，而且還嚴重損害人們的身心健康而降低工作效率等。因此，研究和探討生產離心通風機噪聲的產生原因、危險性及其控制途徑，對保護操作工人的身體健康及提高企業(yè)的經濟效益等具有深遠而重要的意義^[1]。

1  風機噪聲分類及噪聲機理

風機噪聲就其主要聲源產生機理而言，可分為旋轉噪聲和渦流噪聲；就其頻譜特性而言，可分為寬頻噪聲與離散噪聲。

1.1  離散噪聲(旋轉噪聲)

離散噪聲是由于葉片周圍不對稱結構與葉片旋轉所形成的周向不均流場相互作用而產生的噪聲。它與葉輪的轉速有關，特別在高速、低負荷情況下，這種噪聲尤為突出。主要體現(xiàn)以下幾方面：(1)來流引起的進氣干擾的噪聲。由于進風口前裝有前導葉或金屬網(wǎng)罩而產生的進氣干涉噪聲，在這種情況下，當工作輪旋轉時，動葉周期性地承受前面靜葉排出不均勻氣流，導致氣流作用在動葉上的力周期性脈動而產生噪聲；(2)葉片在不光滑或不對稱機殼中產生的旋轉頻率噪聲。由于機殼內壁形成所必需的條件是旋轉對稱，否則氣流流動狀態(tài)將不再與軸線完全對稱，也就是說周向的圓周速度不再是常數(shù)，所以氣流便會產生旋流動；(3)出口蝸舌的存在而產生的出口干涉噪聲。在葉片出口處沿著工作輪圓周，由于存在尾跡，氣流的速度和壓力都不均勻，這種不均勻的氣流作用在蝸殼上，形成了壓力隨時間的脈動。反過來它又影響葉輪中氣流的流動，于是葉片上的氣流也就具有隨時間變化的脈動性質。

這種噪聲具有確定的頻率，因為每當葉片通過風舌一次，在風舌上就有一個脈沖，反過來給葉片也是一個脈沖。這種葉片通過的頻率f₁稱為基頻，即：

                                     f₁= nZ/60

式中f₁為基頻，Hz；n為轉速，r/min；Z為葉片數(shù)。

同時，由于這種脈動波形不會是單純的正弦曲線，所以根據(jù)級數(shù)展開，它還有其它的高次諧音f_i，表達式為f_i=nZi/60(i =1，2，3，…)所以旋轉噪聲具有離散頻譜特性，其基頻為葉片通過頻率，還有它的高次諧音。顯然，從旋轉噪聲的強度看，基頻最強，其次是二次諧波、三次諧波，總的趨勢是逐漸減弱的。

1.2  寬頻噪聲(渦流噪聲)

渦流噪聲主要是由于氣流流經葉片時產生紊流附面層及漩渦與漩渦分裂脫體，而引起葉片上壓力脈動所造成的渦流噪聲。產生的原因主要體現(xiàn)在以下幾方面：(1)氣流流經葉片、前盤、后盤的內外表面，流經蝸殼內表面及局部表面，氣流紊亂引起的壓力脈動產生噪聲；(2)氣流流經葉片前后盤的內外表面及蝸殼表面時，由于附面層發(fā)展到一定程度會產生渦流脫離，脫離渦流將造成較大的脈動。在低雷諾數(shù)下，周期性渦流的脫離將導致相應環(huán)量的改變，也使物體上的氣流作用力產生變化；(3)當具有一定紊流度的氣流流向葉片時，葉片前緣各點沖角大小將取決于氣流平均速度和瞬時擾動速度，在紊流晴況下擾動速度是無規(guī)律地變化的，因而也使沖角發(fā)生無規(guī)律的變化，導致升力的無規(guī)律脈動而產生噪聲。

這種旋流具有很寬的頻率范圍，通常稱為寬頻噪聲，同時它主要是由于漩渦剝落引起的，所以物體繞流漩渦剝落具有確定頻率。即

                                                      f_t=S_tv/d

式中 f_t為漩渦剝落頻率，Hz；S_t為斯哈托數(shù)，S_t=0.2；v為特征速度，m/s；d為特征直徑或長度，m。

所以，這種寬頻噪聲又表現(xiàn)出只具有峰值。即

　　　　　　                               　f_t=0.2v₁/d₁

式中 v₁為風速，m/s；d₁為導線直徑，m。

2  風機噪聲級換算

若要對離心通風機的運行噪聲進行有效控制，首先就必須了解其噪聲特性及其噪聲級換算的一些基本方法。為了能夠客觀公正地衡量一臺離心通風機的噪聲性能，根據(jù)JB/T8690-1998《工業(yè)通風機  噪聲限值》規(guī)定各類通風機噪聲在最佳工況點的比A聲級L_SA的計算公式為：

                                                                             L_SA=L_A－0lg(Q·p²)＋19.8

式中 L_SA為通風機的比A聲級，dB；L_A為對應于通風機工況點的A聲級，dB；Q為通風機測試工況點流量，m³/min；p為通風機測試工況點全壓，Pa。

通過上式所計算得到的L_SA實際上就是通風機產生單位流量、單位全壓時的噪聲計算相對值。這樣，就等于有了比較各種類型通風機噪聲的衡量基準。實踐證明：同系列的離心通風機的L_SA曲線基本相同。如與風機的性能、效率(η)曲線對應繪制成圖，就會發(fā)現(xiàn)L_SA曲線與η曲線很像解析幾何中的雙曲線，見圖1。由圖1可見，風機η最大處，L_SA最小。且隨著風機流量的增大或減小，η曲線向左右回落；而L_SA曲線則朝相反方向上翹。這又形象地說明，當風機內部流動情況最佳時，才可能獲得最大的效率和最低的噪聲。另外，在選擇、設計離心通風機噪聲控制方案時，必須預測該機在實際運行時產生噪聲級的大小。而在實踐中，獲取該資料的途徑無非只有兩條：（1）查找有關資料；（2）向供貨商索取。但有時得到的是該機的一條比A聲級L_SA曲線，而不是直接的具體噪聲級。這時就需要利用上式進行換算，例如某廠在工藝設計時決定選用9-18№6.3A離心通風機，其運行工況性能：Q= 80.33m³/min，p=8818Pa，對應工況點比A聲級L_SA=18.8dB，計算A聲級^[2]。

L_A=L_SA +10lg(Q·p ²) －19.8=18.8+10lg(80.33×8818²) －19.8=97dB

可見，風機噪聲明顯高于企業(yè)允許限值(≤85dB)，故需對其進行有效控制。

3  風機噪聲控制方法

3.1  合理選型

3.1.1  在選用風機之前，首先應確保工藝設計的準確性。要使設計工況點的風量、全壓基本上與風網(wǎng)實際運行時的風量、全壓相接近。如果設計時余量過大，在實際運行時就要關小風機蝶閥。這樣做有3個缺點：（1）導致風網(wǎng)阻力增加，造成全壓與動力浪費；（2）因阻力增加而浪費掉的Δp相應產生的噪聲ΔL_A則不會消失，仍要產生出來；（3）關小風機蝶閥后，造成風機進氣(或出氣)狀況惡化，將增大渦流噪聲^[3]。

3.1.2  工藝設計完成后，在風量和全壓方面能滿足生產需求的運行方案有很多，可供選擇。這時，應選用在該工況點具有最高效率和最低噪聲的風機，以確保運行噪聲最低。

3.2  優(yōu)化結構

3.2.1  增強葉柵的氣動力載荷，降低圓周速度。對于風機采用強前向葉片，且多葉片葉輪有利于增大葉柵的氣動力載荷，在得到同樣風量風壓情況下，葉輪葉片外圓上圓周速度u小可使風機噪聲明顯降低。

3.2.2  確定合理的蝸舌間隙和蝸舌半徑。增加風舌與葉輪之間的間隙δ_t可降低基頻和諧波。氣流與葉片作相對運動時，葉片后緣的氣流尾跡中，速度及壓力均小于主流區(qū)，使葉柵后的氣流速度與壓力分布皆不均勻。這種不均勻的流譜在旋轉，如果在動葉之后有靜葉或風舌，則這種非穩(wěn)定流動與靜葉或風舌相互作用將產生噪聲。距離愈近，噪聲愈大。但根據(jù)有關資料介紹進行試驗，當δ_t大到一定程度后，噪聲不再降低，卻使風機氣動性能變壞，如風量、風壓都有所下降。試驗表明：在風舌間隙δ_t/R=0.25和風舌半徑r/R=0.2時，具有最大風機效率和最小噪聲(R為葉輪半徑)。

3.2.3  傾斜蝸舌。風機葉輪葉柵氣流的周期性脈動速度所產生的周期性脈動氣動力也使蝸舌相互作用產生旋轉噪聲，此噪聲大小與脈動氣動力的劇烈程度及蝸舌的迎風面積有關，把蝸舌做成傾斜式，則同相位的脈動氣動力的作用面積小了，輻射的噪聲也就減小了，蝸舌的傾斜角α可按tanα=(t-2r)/b計算，其中，r為蝸舌半徑，t為葉輪出口柵距，b為葉片寬度。

3.2.4  在葉輪進(出)口處加紊流化裝置。在風機葉輪葉片的進口或出口處加紊流化裝置(金屬網(wǎng))可以使葉片背面的層流附面層立即轉換成紊流附面層，推遲葉片背面附面層的分離，甚至不分離，葉片后緣裝上網(wǎng)，網(wǎng)后的氣流速度與壓力梯度能迅速變均勻，若網(wǎng)在渦區(qū)中則可將渦區(qū)大大縮小，這對減噪是有利的。

3.2.5  在葉輪上增設分流葉片(短葉片)。在風機中，對無分流葉片的葉輪，當葉片較少時，在葉片通道后半段易產生負速度區(qū)，容易導致氣流分離，當葉片較多時又容易產生進口阻塞和氣流分離。

3.2.6  在動葉進出氣邊上設鋸齒形結構。該結構可使葉片上氣流層流附面層較早地轉化為紊流，從而避免層流附面層中的不穩(wěn)定波導致渦流分離，使噪聲降低。

3.2.7 在蝸舌處設置聲學共振器。當聲波傳到共振器時，小孔孔徑和空腔中的氣體在聲波作用下來回運動，這運動的氣體具有一定的質量，它抗拒由于聲波作用而引起的運動，同時聲波進入小孔孔徑時，由于頸壁的摩擦和阻尼，使相當一部分聲能因熱耗而損失掉。另外，充滿氣體的空腔具有阻礙來自小孔的壓力變化的特性，由于這些因素的共同作用，當氣體通過共振器時，噪聲得到降低。

3.2.8  在蝸殼內設置擋流圈。中低壓離心通風機的蝸殼寬度與葉輪出口寬度一般較大，氣流自葉輪進入蝸殼的擴壓變大，在葉輪前盤外側與蝸殼間產生大尺度漩渦，使渦流噪聲增大，效率降低，而蝸殼寬度又不宜過小，否則將增大蝸殼的張開度，使蝸殼出口端面長寬比過大，給后面的管路連接帶來困難，同時也使摩擦損失增加。為了減小渦流區(qū)，增強風機進口集流器與葉輪進口邊間的密封效果，可在蝸殼中加各種形式的擋流圈。

3.3  消聲

風機在高速旋轉產生強烈的空氣動力性噪聲，為阻止聲音外傳播又允許氣流通過，在風機氣流通道上裝上消聲裝置，使風機本身發(fā)生的噪聲和管道中的空氣動力噪聲降低，定型常用的消聲裝置有：

(1)阻性消聲器常用片式消聲器、蜂窩式消聲器、管式消聲器及迷宮式消聲器等；

(2)抗性消聲器常用共振式消聲器、擴張式消聲器、混合式消聲器及障板式消聲器等；

(3)阻抗復合消聲器常用擴張室—阻抗復合式消聲器、共振腔—阻性復合式消聲器及阻—抗—共復合式消聲器。

3.4  隔聲

隔聲是噪聲控制工程中常用的技術措施，利用墻體各種板材及構件作為屏蔽物或利用維護結構，把噪聲控制在一定范圍之內，使噪聲在空氣中的傳播受阻而不能順利通過，從而達到降低噪聲的目的。常用的方法有：

(1)單層密實均勻構件隔聲，此類構件的隔聲材料要求密實而厚重，如磚墻、鋼筋混凝土、鋼板、木板等，隔聲性能與材料的剛性、阻尼面密度有關；

(2)雙層結構隔聲，在兩個單層結構中間夾有一定厚度的空氣，或多孔材料的復合結構，一般可比同樣質量的單層結構隔聲量高5~10 dB；

(3)隔聲罩和隔聲間，對于體積小的噪聲源，直接用隔聲結構罩起，可以獲得顯著的降噪效果，這就是隔聲罩，有很多分散的噪聲源時可考慮建立一個小空間，使之與噪聲源隔離開來，這就是隔聲間；

(4)隔聲屏是放在噪聲源和受聲點之間的用隔聲結構所制成的一種隔聲裝置。

3.5  吸聲

在墻面或頂棚上飾以吸聲材料、吸聲結構或在空間懸掛吸聲板，吸聲體混合聲就會被吸收掉，這種控制噪聲的方法稱做吸聲降噪。

(1)吸聲材料在吸聲降噪方法中吸聲材料很重要，常用的有：①纖維材料，包括有機纖維、無機纖維和纖維制品；②顆粒材料，包括砌塊和板材；③泡沫材料，包括泡沫塑料、其他等三大類二十幾種。

(2)共振吸聲結構是利用共振原理做成的各種吸聲結構，用于對低頻聲波的吸收，最常用結構分單個共振式(包括薄膜、薄板結構)和穿孔板吸聲結構。

(3)微穿孔板吸聲結構由板厚和孔徑均在1mm以下、穿孔率為1%~3%的金屬微穿孔板和空腔組成的復合結構。

4  結束語

離心通風機噪聲的控制是生產企業(yè)面臨的一個重要課題。它應從風機的設計和制造入手，需要優(yōu)化和完善風機結構，采用先進的制造工藝與方法提高制作質量和精度，盡量減少空氣動力噪聲的產生。同時，安裝和檢驗也是一個不可忽視的環(huán)節(jié)，必須對葉輪、風機軸、皮帶輪及聯(lián)軸器等旋轉零部件進行嚴格的靜平衡和動平衡校正，以減少因風機振動而產生的機械噪聲。由于離心通風機的葉輪葉片極易產生磨損而形成噪聲，所以，應通過對風機的噪聲進行檢測、分析和研究等工作后，確定其噪聲的主要來源及其傳播途徑，并采取有效的噪聲治理措施，達到減弱或切斷噪聲的傳播途徑或消除噪聲源的目的，確保最大限度地減輕離心通風機對周圍環(huán)境的噪聲污染，以提高企業(yè)的生產環(huán)境及促進企業(yè)的和諧和可持續(xù)發(fā)展。