1 引言
目前大部分中央空调组合机组末端用的空调离心通风机,噪声都不尽理想。例如: 双吸多翼前倾风机、双吸机翼型后倾风机、双吸单板圆弧后倾风机等安装在空调组合机组末端,在没有特殊处理或无隔声装置的情况下,在距风机出风口处1m左右测得的噪声一般可达90～110dB(A),有些高压、大流量的空调离心风机,噪声甚至达120～130dB(A)。根据国际标准化组织(ISO)建议:在工业厂区内,噪声要求不超过85dB(A); 在公共建筑、饭店、宾馆、精密仪器仪表等领地,噪声要求不超过75dB(A)。根据人们对噪声所能承受的程度,距离风机最近的住宅区,白天要求噪声不超过50～60dB(A),晚上要求噪声不超过40～45dB(A) 。
因此,对于当今较为普及的中央空调组合机组末端用的空调离心通风机噪声的产生要进行深入研究,识别噪声源,从而实现噪声的有效控制是有意义的。
2 空调风机噪声产生的机理分析
2.1 空调风机的机械噪声
一般说来 , 空调风机大部分采用双进风型式，风机的轴及轴上的叶轮等零件都较重,各生产厂家事先均经过较严格的平衡(静平衡和动平衡)试验后才投入使用。但风机转速一般较高,经过一段时间的运转后 , 会产生多种机械噪声。
(1) 叶轮磨损不均匀或因风压导致零件的变形 , 使整个转子不平衡而产生的噪声。
(2) 轴承在运行后由于磨损 , 与轴相互产生的噪声。
(3) 由于安装不良或各零件联接松动而产生的噪声。
(4) 叶轮高速旋转产生振动 , 导致机体某一部分共振而产生的噪声。
2.2 电机噪声
在空调的整个通风系统中,电机是其中一个重要组成部分,但一般风机的生产厂家采用的电机均由电机生产厂家提供,风机生产厂家一般不作电机内部处理,但电机的噪声种类繁多,本文简述如下:
(1) 轴承本身精度不够而产生的轴承噪声;
(2) 径向交变的电磁力激发的电磁噪声;
(3) 换向器整流子碳刷摩擦导电环而产生的摩擦噪声;
(4) 整流子的打击噪声;
(5) 由于某些部件振动使自己的固有频率与激励频率产生共振 , 形成很强的窄带噪声;
(6) 转子不平衡或电磁力轴向分量产生的轴向串动声;
(7) 电机冷却风扇产生的空气动力噪声。
2.3 风机噪声产生的机理
当多个叶片的风机叶轮绕轴旋转时,旋转的叶片对气流不断施加作用力,作用力的平均部分对应于维持气流运动的推力,而其交变部分则对应于产生气流噪声的激发力。
(1)旋转噪声产生的机理旋转噪声又称叶片噪声,或称离散频率噪声。叶片绕轴旋转时,风机叶片相对于气流运动,迎风侧与背风侧所受压力不同。在旋转叶轮的叶片通道出口处沿周向的气动压力与气流速度都有很大变化,旋转的叶片通道掠过较窄的蜗舌处,就会出现周期性的压力和速度脉动,从而产生噪声。叶片在自由空间旋转时,对于叶片邻近的某固定空间位置来说,每当一个叶片通过时,空气受到叶片及其压力场的激励,压力就会起伏变化一次,旋转的叶片不断地逐个通过,相应逐个地产生脉冲 , 向周围辐射噪声。
在给定空间位置产生的压力,并不按正弦规律随时间变化,而是按脉冲形式。除基频外还有许多谐波成分 , 其频率为基频的整数倍。如果压力脉冲很尖锐,在声频范围内可以有许多谐波成分。旋转噪声的频率为
f = inz / 60 (1)
式中 n ———每分钟的转速
z ———叶片数
i ———频率谐波序号,i = 1 时的频率为基频
由式(1)可以看出,若将叶片数增加1倍而转速保持不变时,由于基频增加1倍,原来的奇次谐波成分被取消,假定各谐波成分的强度近似相同,理论上旋转噪声的强度将降低一半。即使压力脉冲不很尖税,叶片数的增多对降低噪声也是有利的。
旋转噪声的声压与风机的功率成正比,而与叶轮的半径成反比。所以,当功率与叶片尖端的圆周速度给定时,从降低噪声的角度应尽量使叶轮半径大一些。叶片尖端的圆周速度对旋转噪声的声压非常敏感,随圆周速度的提高 ,旋转噪声的声功率迅速地增加。
(2) 涡旋噪声产生的机理
涡旋噪声又称涡流噪声,或称紊流噪声。风机叶片相对于气流运动时，气流受到叶片阻挡即绕流时,沿叶片表面的流线会在背面脱体，从而形成一个阴影区。在该区内的气体一般处于相对静止的状态,并不随气流向下游方向运动,而该区与气流间的边界是不稳定的,气流通过切向粘滞力而产生卷吸作用,带动静止的气体运动,在背面的分叉点附近形成了涡旋胚,并逐渐成长,涡流的范围越来越大,到一定程度后涡旋胚就从叶片背面滑脱,而随气流向下游运动。当涡旋胚滑脱时,在该区另一侧分叉点附近形成一个新的涡旋胚,从而开始同上相似的过程,见图1。
图 1a 表示气流在叶道中的径向流动
图 1b 表示气流在叶片通道中形成的环流胚
以此类推,涡旋在叶片上侧不断地形成、发展和滑脱,产生一系列顺流而下的旋涡。由于涡旋的中心与边缘的压力是不相同的,因此在涡旋脱体的过程中,涡流分裂,使气体发生扰动,叶片受到交变气体扰动作用力。上述过程中,叶片要不断地向气体施加周期性的反作用力,形成气流的压缩与稀疏过,从而向周围辐射声波,产生涡旋噪声。涡旋噪声的频率为
f m = i β v/ L (2)
式中 β ———斯特劳哈尔( St rouhal)系数,β =0. 14 ～ 0. 2 , 一般随雷诺数的增加
而缓慢地增加,计算中一般可取β= 0. 185
v ———气流与叶片的相对速度
L ———叶片正表面的宽度在垂直于速度平面上的投影
i ———频率谐波序号
由式(2)可知,涡旋噪声的频率取决于叶片与气体的相对速度,而旋转叶片的圆周速度则随着与圆心的距离而变化。从圆心到圆周,速度连续变化。叶片旋转所产生的涡旋噪声就具有连续的噪声频谱,频带宽度也将随雷诺数的提高而缓慢地增大。从声源特性上说,涡旋噪声属偶极子源,声功率与偶极子源振速幅值v m的平方成正比,与波数k的4次方成正比,因此,涡旋噪声的声功率按流速v的6次方规律变化。 实际空调中使用的各种系列离心风机,旋转噪声与涡旋噪声总是同时存在。若叶片尖端的圆周速度相应的马赫数小于0.4,涡旋噪声则占主导地位 , 若叶片尖端的圆周速度相应的马赫数大于 0.4,旋转噪声则占主导地位。
3 空调风机噪声的控制途径
3.1 机械噪声的控制
正常运行的空调机组中的风机系统,机械噪声相对于气体动力噪声和电机噪声来说,相对较小,在混合噪声中,机械噪声可以忽略不计。
3.2 电机噪声的控制
在设计制造或选用电机时要侧重考虑降低电机噪声;在使用电机时则要侧重考虑控制电机噪声。
(1)叶片声和笛声的控制 叶片不平衡或叶片与导风圈的间隙太小,只需校正或调整即可;若叶片与风道沟共振产生笛声,须改变叶片数,叶片最好采用质数片。
(2)适当减小风扇直径,合理选择风扇尺寸参数,可降低风扇涡流噪声。
(3)电磁噪声在低频段与电机刚度有关,高频段与槽配合有关。若出现电网频率的低频电磁声,说明电机定子有偏心、气隙不均匀,应返修改进;若负载出现两倍滑差频率的噪声,说明转子有缺陷,应更新或返修。
(4)采用消声隔声措施 以消声为主的常用于小型电机,以隔声为主的常用于大型电机。一要注意电机的散热,二要注意消声罩的隔振与减振。
3.3 风机噪声的控制
空调组合机组末端的通风系统是一个非常复杂的噪声源,沿风机的各个方向向外传播,如图2。对于风机设计、生产厂家,既要保证整个系统的低噪声,又要保证风机的高效率。我公司目前研制开发的 KHF系列风机就是基于上述观点而设计的,主要用于组合机组配套。
(1) 机壳处的噪声控制
如图3，在风机机壳内侧固定一层穿孔板,其穿孔率约为20%，内衬一种超细玻璃棉，作为吸声材料,其密度为15～20kg/m3,整个衬垫厚度为50～100mm。可以有效减小音调强度和随机噪声。
此方法笔者在宁波一家风机公司工作时,应客户降低噪声的要求而设计并制作过一批,计6台,机号为 KHF-900、KHF-1000。件1和件7为1.5mm 镀锌板,件4为1.0mm 镀锌板,件3 、件5和件6为0.8mm穿孔网板,穿孔率为20%,中间填充工业用超细玻璃棉。经前后性能对比,由于穿孔板的摩擦系数比普通镀锌板略高,风机流量下降1.2%～2.5%,内功率也同时降低1.4%～1.8%,其噪声降低8～10dB(A)。也可以做成双层微穿孔板吸声结构,层与层之间的间隙为60mm,通过气流的一层穿孔率为20%,另一层为2%,夹层中间不加填料,经测试,性能与上述方法基本相同。如果空调箱内的空间足够,也可以将衬垫贴附在整个机壳的外侧,其降噪的效果也较为明显。
(2) 进、出风口处的噪声控制
经测试,空调风机在进风口与出风口,其噪声最大。一般的方法是利用声的阻抗失配原理,在进风口前和出风口后安装吸声式消声装置来减低风机噪声。
在进风口位于机壳内部的外围,设计防涡旋的整流结构,见图4 。
叶轮中叶片出风口的尺寸大于进风口位于前盘处的尺寸,气流在风室中流动时,在进风口圆弧段会形成许多小股团的涡旋,与机壳、进风口发生多次冲击而最后脱离,因连续多次的冲击而向周围辐射噪声。增设整流圈和挡板,能有效防止气流在进风口旁形成涡旋,卡门涡街、二次流产生的噪声有明显降低。在KHF系列风机中,经同比性能测试,不仅噪声降低6～8dB(A),且风量、全压也增加2%～4%,风机效率也有所提高。
在出风口处,除安装消声器外,还可以设置吸声板来降低噪声,如图5,这种方法也可应用在进风口处。
(3) 蜗舌结构的改进
由于存在着叶片尾迹,在叶轮出口处的切向速度分布曲线呈现明显的最大值和最小值。蜗舌尖端半径的大小及蜗舌与叶轮外径的间距大小对出风口处的噪声影响较大。在 KHF 系列风机蜗舌板的设计中,除选择适当的蜗舌尖端半径和蜗舌与叶轮外径的间距外,并对蜗舌结构进行了改进。一种方法是在风舌的内侧固定一层穿孔板,内衬一种超细玻璃棉作为吸声材料,其结构与前面的机壳衬层相似。另一种方法是改变蜗舌的边缘。一般风机蜗舌的边缘是平行于主轴,让叶轮流出的周向不均匀的气流同时作用在蜗舌上,使蜗舌受到很大的脉冲力而向外辐射较强的噪声。现改用如图6所示的蜗舌板,蜗舌边缘线与主轴倾斜,其倾斜的程度根据叶片的气动模型计算出叶片出风口处风速的切线方向,让两个叶片出来的气流同时作用在蜗舌上。在 KHF 系列风机中,蜗舌边缘与主轴的倾斜角为18°,使作用在蜗舌上的脉冲气流相互错开,减少蜗舌上的脉冲力,有效降低风机的旋转噪声。
(4)叶轮气体流道的改进
在KHF系列风机叶轮的设计中,叶轮的进口速度和叶轮中的减速程度,是特别值得关注的问题。降低叶轮中的进口速度和增大叶轮中的减速程度,可使叶轮中的流速减小,减少流动损失,提高叶轮的流动效率,还可以有效地降低噪声。为此,将叶片设计为后掠式扭曲叶片,如图7所示。
采用后掠式扭曲叶片,叶片在出风口处适度前倾,在进风部位后掠,可以避免流道的急剧扩张,防止气流严重分离,让叶片背面产生的紊流附面层和分界层所形成的涡旋胚以最快的速度解体,从而提高了气流在叶道中的流动效率 ,也减少了涡旋所产生的噪声。经同型号风机性能测试比较,KHF 系列风机的效率提高了3%～5%,噪声同时下降8～10dB(A),尤其在大风量区,效率高,噪声低,其气动性能在国内外同类型风机中趋于领先地位,是空调组合机组中理想的配套风机。
4 结束语
风机系统产生的是一个非常复杂的噪声源,要通过对噪声的测量、分析、诊断技术等来确定主要噪声源,依据轻重缓急的原则,采取几项合理的治理措施 , 才会有良好的效果。目前,空调组合机组主要安装在工业区和人口集中的住宅区,其中风机系统产生的噪声是组合机组中的主要噪声,有效控制风机系统中噪声的产生、传播,可以减轻周围环境的噪声污染,提高人们的生活质量。
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