摘要：介绍了HD6. 5 - 1 型大功率局部通风机利用阻性和耗能相结合的技术成功降噪的原理、结构和有关计算,并在通风机上进行了实际检测。结果表明此种组合消声技术有效地降低了通风机的工作噪声,又减少了环境污染,因此，扩大了通风机的许用范围。

关键词:轴流式通风机　噪声　应用

Abstract :The principle , structure and relative calculation of successful denoising by using blockage andenergy consumption technique for HD6. 5 - 1 powerful local fan are introduced , and the practical testing　is carried out on the fan. Results show that the complex silencing noise technique can effectively reduce　the working noise of the fan , and also reduce the pollution of the environment , thus , the fan service range　is extended.

Key words :　Axial fan 　Noise 　Application

１　引言

    　通风设备的使用直接关系到安全生产和周边地区的环境(主要是噪声) 污染。目前国内大量采用的JBT 型轴流通风机,其工作噪声之大对周围环境及操作人员造成较大伤害。特别对于矿区(隧道) 等大端面、长距离掘进工作面的通风往往要28kW通风机2～3台串联使用,其噪声问题更为严重。因此生产高效、大容量、低噪声的通风机是发展及节能降耗的需要。

    　轴流式HD - 6.5 型矿用局部通风机,通风量大(达450m³/ min) ,风压高(达4500Pa) ,功率大(两台22kW交流电机) ,而噪声却可有效地控制在85～88dB。由此可见,其在消声降噪的处理方面效果是显著的。本风机采用中间两级叶轮对旋,两边分别连接一对耗能消声部件和阻性消声部件。应用航空航天最先进的空气动力学原理来设计关键件叶轮盘,以用来降低风机的空气动力噪声及风机旋转噪声,同时又采用了广谱消声措施,由阻性消声和耗能消声两部分组成的消声部件,使风机的噪声有效降低到(85 +3) dB 水平以下。下面介绍的是本通风机消声降噪的关键技术之一阻耗复合消声技术。

２　阻性消声器

2.1   理论分析
　　阻性消声器的原理是利用声阻进行消声。实际工程中,主要是利用吸声材料来制作阻性消声器。当声波通过衬贴有多孔吸声材料的管道时,声波将激发多孔材料中无数小孔内的空气分子振动,其中一部分声能将用于克服摩擦阻力和粘滞力变为热能而消耗掉。一般说,阻性消声器具有良好的中高频消声性能,而低频消声性能较差,但实践证明只要适当增加吸声材料的厚度和密度以及较低的穿孔率,那么低中频消声性能也可大大改善。也就是说,可以用阻性消声的原理来制作宽频带阻性消声器。

　　在消声器中,对于一定宽度的气流通道,当频率高至一定限度时,由于相应的波长比通道宽度(或直径) 短,声波呈束状通过,所以很少与吸声表面接触,消声器性能也会因此显著下降,此频率可按下述公式计算[1] :
　　f 上限= 1. 85 C／b₂　　　　　　　　　　（1）

　　式中　f 上限———消声器上限截止频率,Hz
　　　　　　 C ———声速,常温下为344m/ s
　　　　　　 b₂ ———通道直径或有效宽度,m

　　而对于一定厚度和密度的吸声材料,当频率低至一定限度时,由于波长太长,吸声性能则会显著下降。当吸声系数降至共振吸声系数的一半时,与此相应的频率称为下限截止频率。
对于给定的吸声材料,此频率的大小主要取决于吸声材料的厚度与密度。下限频率可以按下式计算[1 ] :

　　　f 下限= β C／b₁　　　　　　　　　　　　　　　（2)

　　式中　f 下限———消声器下限频率,Hz
　　　　 　b₁ ———吸声材料厚度,m
　　　　 　β———与吸声材料类型、密度、护面穿孔率有关的系数,由试验确定
　　　　 　C ———声速,常温下为344m/ s
　　 由(1) , (2) 两式可见,减小通道直径可以提高消声器上限消声频率;吸声材料的厚度和密度愈大,下限截止频率就愈低。因此,设计时应尽量增加吸声材料的厚度和密度,减小通道直径。

　　阻性消声器的消声值计算可按赛宾公式来进行。一般在中低频时,理论计算值与实测值能很好地吻合;在高频时,理论计算值高于实测值。在上限截止频率以下,可使用下面形式的赛宾公式[1] :
　　 ΔL ₀ = 0. 815 kPL ／S　　　　　　　　　　　（3)
式中　ΔL ₀ ———没有气流时的消声值,dB
　　　　 P ———消声器通道端面周长,m
　　　　 S ———消声器通道横断面积,m²
　　　　 L ———消声器长度,m
　　　　 k ———无规入射的吸声系数α_T 的函数
　　k 取垂直入射吸声系数α₀ = 0.80 (较低值)时,对应的α_T 为0.98[1] 。对应得出的k 为1.3 。
　　由赛宾公式可知,消声量同材料的吸声性能、几何尺寸有关,消声量正比于消声器的长度和饰面周长,与横断面积成反比。因此,在条件允许的情况下,应尽可能选取吸声性能好的多孔材料,同时要仔细设计通道的几何尺寸,对于同样截面的通道,尽量选用消声器通道端面周长与其横断面积的比值P/ S 大的几何形状。
　　 消声器通常选用插片式或蜂窝式结构,这是为了增加P/ S 值。但如果只是简单增加P/ S值,则往往会使进入风机的气流严重畸变,影响风机的效率,反而会使气动噪声大大增加。

　　综合以上理论分析及通风机的实际结构,可在通风机的进、出气口各加一段阻性消声器,采用双环面加径向肋条的结构见图1 。外环面是等直径的圆筒,内环面实际上是沿轴向设置的消声锥,在锥面与环面之间设置沿径向及轴向布置的隔片。由前分析可知,增加隔片数量,可以提高P/ S 值,理论上可使消声量及上限消声频率都随之增加。但是,增加隔片数量又会使通风机结构复杂,除了增加加工成本外,气流流阻也会增加,在肋条厚度不变时,气流流动的总面积减小,气流的流速及气流再生噪声都会相应增加^[2] 。因此,需要找出各因素之间的相互影响关系,合理选取肋条数量。表1 给出了当D = 0.7m , d = 0.31m , B = 0.05m ,采用不同的肋条数时由式(1)、(2)、(4)、(5)、(6) 计算出的P、S 、P/ S 、f 下限,f 上限值。

　　在权衡各方面因素后,通风机采用了6 根肋条, 并在肋条、外环及圆锥中充以容重为35kg/ m³ 的防水超细玻璃棉,外覆厚度为3mm的不锈钢板,钢板上开有直径为5mm 的圆孔,穿孔率为24 % ,在钢板下敷设一层玻璃布以保护玻璃棉。

2.3   设计计算
　　 由图1 几何尺寸可见,每一个小通道的面 积S 、周长P 可由下式确定:

　　
图2 耗能消声器内部结构示意图

　　根据马大猷教授的理论分析^[1] ,本风机采用了微穿孔板结构的计算,从吸声系数和消声频带两方面来进行。

(1) 吸声系数

　　微穿孔板吸声结构可以看成是微穿孔板与板后腔组合的共振吸声体,在正入射不同的频率下,共振时最大吸声系数^[4] :

α₀ =4 r／(1 + r) 2 (10)

　　同时微穿孔板可以看成大量微管的并联。若空间距比孔距大得多,可假设各孔(即各微管) 的特性互不影响,微穿孔板的声阻抗简单地等于单孔的声阻抗除以孔数。另一方面,如果空间距比声波长小得多时,孔间板面对声波的反射也可忽略, 可以应用金属微穿孔板的公式^[1] :

　　这里f 是频率,所得r , kr , km 都是无量纲参数, x 为无量纲中间参数。
(2) 消声频带
　　相应的中高频时的共振频率,满足以下条件[2] :
　　　　 2πgy₀ - cot2πy₀ = 0 　　　　　　　(16)
　　 其中y₀ = f ₀D ／C　= D／λ₀　　　　　　　(17)
　　 f ₀ 为共振频率,λ₀ 为相应波长(单位m) , D为空腔深度(单位m) , y₀ 为无量纲中间参数。

　　吸声系数为最大值的一半时的y 值满足:
　　 2πgy₁ - cot2πy₁ = - (1 + r)　　　 (18)

　　　2πgy₂ - cot2πy₂ = (1 + r) 　　　　(19)
　　 这里y₁ = f ₁D ／C　= D／λ₁
　　　 y₂ = f ₂D ／C　= D／λ₂
　　f ₁ , f ₂ 为吸声系数,为α₀／2 的频率(单位Hz) ,f ₁ - f ₂ 为吸声频带, C 为光速(20 ℃时为343m/s) 。y1 .y2 为中间参数,另外g = ωm／（ωD/ C）(中间参数) 可理解为微穿孔板的相对声抗与空腔相对声抗参数的比,ω为角频率(单位1/ s) 。
　　g 很大时, (7) 、( 9) 、( 10) 3 式的解都较小,这时3 式的余切可以用以下近似关系来代替:

误差小于10 %;当g 值不很大时,以上近似关系误差较大。

3.3 　计算结果

　　第一层微穿孔板后间距从0.02m 至0. 045m线性减小, 取D = 0.035m , d = t =0. 8mm , p = 1. 07 % , f ₀ = 700Hz , 由( 11) 式求得, y0 = 0.07206 ,由(11) 、( 14) 、( 2) 式求得α₀ = 0. 988代入所求的α₀ = 0. 988 ,由(21) (23) 式求得f 1 = 470Hz , f 2 = 1041Hz。
　　经检验,在f 1 , f 2 频率下的吸收系数分别近似于0. 97 及0. 998 。第二层微穿孔板的吸收系数计算:
取d = t = 0. 8mm , D = 0. 03m , p = 1. 07 % ,由(10) 、(17) 、(20) 、( 21) 、( 23) 式经试凑法计算的共振频率为f ₀ = 770Hz ,α₀ ≈ 0. 98 , f ₂ =526Hz , f ₁ = 1128Hz。经检验,在f ₁ , f ₂ 下满足了要求。
　　可以证明,采用两层微穿孔板串联结构,能加宽频带,增加吸收。特别是在后腔共振频率附近吸收系数增加很多,低于该频率时吸收系数也有较大增加。根据文献[2]可知,双层微穿孔板共有3个共振吸收频率f _r1 , f _r2 , f _r3 ,其中f r1及f r3的影响是主要的。根据文献[2]中的近似公式,计算得出本风机采用的双层吸声结构其共振频率分别近似于488Hz 及1242Hz ,表明消声频带比单层吸声结构加宽了。

４　结论

　　安装有此阻耗复合型消声器的HD6.5 - 1型通风机在北京航空航天大学流体力学实验室进行了调试试验。多次全工况实测表明,此复合消声器设计合理,降噪性能良好。通风机的工作噪声可有效控制在85dB (A) 左右,大大减少了噪声对周围环境的污染,实现了采用阻耗复合消声技术欲达到宽频降噪的目的。不久,该型号通风机顺利地通过鉴定,现已投入批量生产。

参考文献

[1] 智乃刚, 萧滨诗. 风机噪声控制技术. 机械工业出版社,1985.
[2] 任文堂,赵俭,李笑宽. 工业噪声和振动控制技术. 冶金工业出版社,1989.
[3] 马大猷. 微穿孔板吸声结构的理论和设计. 中国科学,1975(1) .
[4] 张宗茂,顾熙棠.双层微穿孔板吸声结构中的共振和反共振频率计算.噪声与振动控,1994 (1) .