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陳 玲 李 超/南京師范大學工程實驗訓練中心
包進平/中煤集團南京設計研究院 |
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摘要：介紹了HD6.
5 - 1
型大功率局部通風機利用阻性和耗能相結合的技術成功降噪的原理、結構和有關計算,并在通風機上進行了實際檢測。結果表明此種組合消聲技術有效地降低了通風機的工作噪聲,又減少了環境污染,因此，擴大了通風機的許用范圍。
關鍵詞:軸流式通風機 噪聲 應用
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 |
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１ 引言
通風設備的使用直接關系到安全生產和周邊地區的環境(主要是噪聲) 污染。目前國內大量采用的JBT
型軸流通風機,其工作噪聲之大對周圍環境及操作人員造成較大傷害。特別對于礦區(隧道)
等大端面、長距離掘進工作面的通風往往要28kW通風機2～3臺串聯使用,其噪聲問題更為嚴重。因此生產高效、大容量、低噪聲的通風機是發展及節能降耗的需要。
軸流式HD - 6.5
型礦用局部通風機,通風量大(達450m3/ min) ,風壓高(達4500Pa)
,功率大(兩臺22kW交流電機)
,而噪聲卻可有效地控制在85～88dB。由此可見,其在消聲降噪的處理方面效果是顯著的。本風機采用中間兩級葉輪對旋,兩邊分別連接一對耗能消聲部件和阻性消聲部件。應用航空航天最先進的空氣動力學原理來設計關鍵件葉輪盤,以用來降低風機的空氣動力噪聲及風機旋轉噪聲,同時又采用了廣譜消聲措施,由阻性消聲和耗能消聲兩部分組成的消聲部件,使風機的噪聲有效降低到(85
+3) dB 水平以下。下面介紹的是本通風機消聲降噪的關鍵技術之一阻耗復合消聲技術。
２ 阻性消聲器
2.1
理論分析
阻性消聲器的原理是利用聲阻進行消聲。實際工程中,主要是利用吸聲材料來制作阻性消聲器。當聲波通過襯貼有多孔吸聲材料的管道時,聲波將激發多孔材料中無數小孔內的空氣分子振動,其中一部分聲能將用于克服摩擦阻力和粘滯力變為熱能而消耗掉。一般說,阻性消聲器具有良好的中高頻消聲性能,而低頻消聲性能較差,但實踐證明只要適當增加吸聲材料的厚度和密度以及較低的穿孔率,那么低中頻消聲性能也可大大改善。也就是說,可以用阻性消聲的原理來制作寬頻帶阻性消聲器。
在消聲器中,對于一定寬度的氣流通道,當頻率高至一定限度時,由于相應的波長比通道寬度(或直徑)
短,聲波呈束狀通過,所以很少與吸聲表面接觸,消聲器性能也會因此顯著下降,此頻率可按下述公式計算[1]
:
f 上限= 1. 85
C／b2 （1）
式中 f 上限———消聲器上限截止頻率,Hz
C ———聲速,常溫下為344m/ s
b2
———通道直徑或有效寬度,m |
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而對于一定厚度和密度的吸聲材料,當頻率低至一定限度時,由于波長太長,吸聲性能則會顯著下降。當吸聲系數降至共振吸聲系數的一半時,與此相應的頻率稱為下限截止頻率。
對于給定的吸聲材料,此頻率的大小主要取決于吸聲材料的厚度與密度。下限頻率可以按下式計算[1
] :
f 下限= β
C／b1 （2)
式中 f 下限———消聲器下限頻率,Hz
b1 ———吸聲材料厚度,m
β———與吸聲材料類型、密度、護面穿孔率有關的系數,由試驗確定
C
———聲速,常溫下為344m/ s
由(1) , (2)
兩式可見,減小通道直徑可以提高消聲器上限消聲頻率;吸聲材料的厚度和密度愈大,下限截止頻率就愈低。因此,設計時應盡量增加吸聲材料的厚度和密度,減小通道直徑。
阻性消聲器的消聲值計算可按賽賓公式來進行。一般在中低頻時,理論計算值與實測值能很好地吻合;在高頻時,理論計算值高于實測值。在上限截止頻率以下,可使用下面形式的賽賓公式[1]
:
ΔL 0 = 0.
815 kPL
／S （3)
式中 ΔL
0 ———沒有氣流時的消聲值,dB
P
———消聲器通道端面周長,m
S
———消聲器通道橫斷面積,m2
L
———消聲器長度,m
k
———無規入射的吸聲系數αT
的函數
k 取垂直入射吸聲系數α0 =
0.80 (較低值)時,對應的αT 為0.98[1]
。對應得出的k 為1.3
。
由賽賓公式可知,消聲量同材料的吸聲性能、幾何尺寸有關,消聲量正比于消聲器的長度和飾面周長,與橫斷面積成反比。因此,在條件允許的情況下,應盡可能選取吸聲性能好的多孔材料,同時要仔細設計通道的幾何尺寸,對于同樣截面的通道,盡量選用消聲器通道端面周長與其橫斷面積的比值P/
S 大的幾何形狀。
消聲器通常選用插片式或蜂窩式結構,這是為了增加P/ S
值。但如果只是簡單增加P/
S值,則往往會使進入風機的氣流嚴重畸變,影響風機的效率,反而會使氣動噪聲大大增加。 |
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2.2 結構設計 綜合以上理論分析及通風機的實際結構,可在通風機的進、出氣口各加一段阻性消聲器,采用雙環面加徑向肋條的結構見圖1
。外環面是等直徑的圓筒,內環面實際上是沿軸向設置的消聲錐,在錐面與環面之間設置沿徑向及軸向布置的隔片。由前分析可知,增加隔片數量,可以提高P/
S
值,理論上可使消聲量及上限消聲頻率都隨之增加。但是,增加隔片數量又會使通風機結構復雜,除了增加加工成本外,氣流流阻也會增加,在肋條厚度不變時,氣流流動的總面積減小,氣流的流速及氣流再生噪聲都會相應增加[2]
。因此,需要找出各因素之間的相互影響關系,合理選取肋條數量。表1 給出了當D = 0.7m , d
= 0.31m , B = 0.05m
,采用不同的肋條數時由式(1)、(2)、(4)、(5)、(6) 計算出的P、S
、P/ S 、f 下限,f 上限值。 |
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在權衡各方面因素后,通風機采用了6 根肋條, 并在肋條、外環及圓錐中充以容重為35kg/
m3 的防水超細玻璃棉,外覆厚度為3mm的不銹鋼板,鋼板上開有直徑為5mm 的圓孔,穿孔率為24 %
,在鋼板下敷設一層玻璃布以保護玻璃棉。
2.3 設計計算
由圖1 幾何尺寸可見,每一個小通道的面
積S 、周長P 可由下式確定: |
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通風機上前后兩段阻性消聲器共消聲29. 2dB(A) ,消聲頻帶寬達2952Hz
,實現了寬頻降噪。
從圖1
可以看出,阻性消聲器的流道外壁面是等外徑的圓柱面,內壁面是逐漸收縮的錐型壁面,這對氣流進入下一階段的均勻性有很好的保障。另外,整流帽罩內部填充吸聲材料,使消聲效果更佳。流道橫截面上6個支撐肋內部也填充吸聲材料,可造成尖劈消聲的效果。在微孔面板與吸聲材料之間,鋪設了一層玻璃布,防止高速氣流將吸聲材料吹毀吹走,還可以有效地防止消聲填料在礦山潮濕和粉塵多的環境中,會由于長期使用而逐漸失效。
３ 耗能消聲器設計
３.１ 原理分析
耗能消聲器是利用微穿孔板制作的阻抗復合式消聲器,微穿孔板吸聲結構可看成是微穿孔板后空腔組合的共振吸聲體,馬大猷教授經過多年系統的研究工作,找出了在高速氣流下消聲器的消聲規律與壓損關系,在理論與實踐上證明了作為穿孔板吸聲結構主要指標的吸收系數與頻帶寬度,主要由穿孔結構的聲質量和聲阻來決定的,這兩個因素可分別由穿孔率和孔徑來獨立確定,
并由相應的理論計算來確定[1] 。
微穿孔板吸聲結構是在厚度小于或近于1mm 的板材上開適量孔徑小于或近于1mm
的微孔,穿孔率p 一般為1 %～3 %
,在穿孔板后留有一定厚度的空腔。微穿孔板吸聲結構是一種高聲阻、低聲質量的吸聲元件,孔徑小于1mm的微孔為其提供了遠高于一般穿孔板的聲阻,從而提高了結構的吸聲系數;而低的穿孔率又降低了其聲質量,使得依賴于聲阻與聲質量比值的吸聲頻率寬度得以展寬,微穿孔板后面的空腔能有效地控制吸聲峰的位置。為進一步提高寬頻帶的吸聲系數,可以設計成兩個或多個共振頻率,即采用雙層或多層微穿孔板結構[3]
。風機耗能消聲結構的設計旨在應具有高的吸收系數和寬的吸收頻帶。
３.2 實際應用及計算
本風機利用風扇工作段截面到阻性消聲器的聯結部分設計了一個雙層微穿孔板消聲器,流道內壁是等內徑的電機外殼,外壁面是收縮型的微穿孔板,其兩端用螺釘固定在消聲器殼體上,方便拆裝。為了加寬消聲頻帶,在空腔中間又設計了一層微穿孔板,
穿孔率p 為1.071 % ,形成雙層微穿孔板消聲器的結構。由于通道截面由Φ0.7m
收縮至Φ0. 65m ,因而第一層微穿板與第二層間是不等距的,一端間隙為0.02m
,另一端間隙為0.045m ,而第二層微穿孔板后的間隙則是0.03m。 |
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圖2 耗能消聲器內部結構示意圖
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根據馬大猷教授的理論分析[1]
,本風機采用了微穿孔板結構的計算,從吸聲系數和消聲頻帶兩方面來進行。
(1) 吸聲系數
微穿孔板吸聲結構可以看成是微穿孔板與板后腔組合的共振吸聲體,在正入射不同的頻率下,共振時最大吸聲系數[4]
:
α0 =4
r／(1 + r) 2
(10) |
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同時微穿孔板可以看成大量微管的并聯。若空間距比孔距大得多,可假設各孔(即各微管)
的特性互不影響,微穿孔板的聲阻抗簡單地等于單孔的聲阻抗除以孔數。另一方面,如果空間距比聲波長小得多時,孔間板面對聲波的反射也可忽略,
可以應用金屬微穿孔板的公式[1] : |
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這里f 是頻率,所得r , kr
, km 都是無量綱參數, x
為無量綱中間參數。
(2) 消聲頻帶
相應的中高頻時的共振頻率,滿足以下條件[2]
:
2πgy0 - cot2πy0
= 0 (16)
其中y0 = f
0D ／C =
D／λ0 (17)
f
0 為共振頻率,λ0 為相應波長(單位m) ,
D為空腔深度(單位m) , y0 為無量綱中間參數。
吸聲系數為最大值的一半時的y 值滿足:
2πgy1 - cot2πy1 = -
(1 + r) (18)
2πgy2 -
cot2πy2 = (1 + r)
(19)
這里y1 = f
1D ／C =
D／λ1
y2 = f 2D
／C = D／λ2
f
1 , f 2
為吸聲系數,為α0／2 的頻率(單位Hz) ,f
1 - f 2 為吸聲頻帶, C
為光速(20 ℃時為343m/s) 。y1 .y2 為中間參數,另外g
= ωm／（ωD/ C）(中間參數)
可理解為微穿孔板的相對聲抗與空腔相對聲抗參數的比,ω為角頻率(單位1/ s) 。
g
很大時, (7) 、( 9) 、( 10) 3 式的解都較小,這時3
式的余切可以用以下近似關系來代替: |
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誤差小于10 %;當g 值不很大時,以上近似關系誤差較大。
3.3 計算結果
第一層微穿孔板后間距從0.02m 至0. 045m線性減小, 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。
經檢驗,在f 1 , f 2 頻率下的吸收系數分別近似于0.
97 及0. 998 。第二層微穿孔板的吸收系數計算:
取d = t =
0. 8mm , D = 0. 03m , p = 1. 07 %
,由(10) 、(17) 、(20) 、( 21) 、( 23) 式經試湊法計算的共振頻率為f
0 = 770Hz ,α0 ≈ 0.
98 , f 2 =526Hz , f
1 = 1128Hz。經檢驗,在f 1 ,
f 2
下滿足了要求。
可以證明,采用兩層微穿孔板串聯結構,能加寬頻帶,增加吸收。特別是在后腔共振頻率附近吸收系數增加很多,低于該頻率時吸收系數也有較大增加。根據文獻[2]可知,雙層微穿孔板共有3個共振吸收頻率f
r1 , f
r2 , f
r3 ,其中f r1及f
r3的影響是主要的。根據文獻[2]中的近似公式,計算得出本風機采用的雙層吸聲結構其共振頻率分別近似于488Hz
及1242Hz ,表明消聲頻帶比單層吸聲結構加寬了。 |
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４ 結論
安裝有此阻耗復合型消聲器的HD6.5 -
1型通風機在北京航空航天大學流體力學實驗室進行了調試試驗。多次全工況實測表明,此復合消聲器設計合理,降噪性能良好。通風機的工作噪聲可有效控制在85dB
(A)
左右,大大減少了噪聲對周圍環境的污染,實現了采用阻耗復合消聲技術欲達到寬頻降噪的目的。不久,該型號通風機順利地通過鑒定,現已投入批量生產。
參考文獻
[1] 智乃剛, 蕭濱詩. 風機噪聲控制技術. 機械工業出版社,1985.
[2]
任文堂,趙儉,李笑寬. 工業噪聲和振動控制技術. 冶金工業出版社,1989.
[3] 馬大猷.
微穿孔板吸聲結構的理論和設計. 中國科學,1975(1) .
[4]
張宗茂,顧熙棠.雙層微穿孔板吸聲結構中的共振和反共振頻率計算.噪聲與振動控,1994 (1)
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