超低噪环保风机的研究及设计论文.doc

1 前言1.1低噪风机发展状况国内外研究现状：随着现代生活对节能、环保要求日益提高，对开发高效、低噪风机的呼声也愈益强烈，同时又提出要求在风机设计阶段就能预估噪声，因为这对低噪风机设计和风机噪声控制都有重要意义。直到90年代初期，工程上一直采用传统设计方法，即用一维或二维理想流处理加上一些设计参数的经验选择，而不考虑风机各个部件之间相互影响(包括间隙影响)的设计方法。其中对离心风机只分别设计叶轮、蜗壳；对轴流风机只分别设计动叶、静叶。虽然用这种方法也有不少产品具有接近当时国际水平的综合(即兼顾效率、噪声、工艺、尺寸、寿命、高效工作区)性能，至今仍占领着我国的风机市场，但这些产品的开发不仅耗去大量钱财和时间，而且如仍用这种传统的设计方法，进一步提高性能的潜力已很小，必须充分利用现代科技手段，全面考虑风机内部三维、粘性流动，考虑部件耦合影响的整机优化设计，发展一种新的现代设计方法。 近年来我国成功地将国际上流体力学数值计算最通用的商用软件FLUENT用于离心风机和轴流风机气动性能预估，它在几何(数值)建模、网格生产等前处理、计算稳定性和准确性以及数据的后处理等方面都比我国开发的原有程序好很多，而且我国已经用FLUENT6.1发展到可以整机计算，即对离心风机是进风口-叶轮-蜗壳一起算，并考虑进风口和叶轮的间隙；对轴流风机是进口管道-动叶-静叶-风室一起算，并考虑动叶和管道的间隙，因而和实测结果符合更好，同时还对影响风机性能的主要设计参数进行优化设计，分析它们的影响，形成了比较完整的现代设计方法。 这种优化的现代设计方法即将在美国暖通和空调工程师协会主办的研究杂志- TheAHSRAE(AmericaSocietyofHeating,RefrigeratingandAir-ConditioningEngineers)Resaerch Joural 发表，题目是“Numerical Simulation of Flow Field for a WholeCentrifugalFanandAnalysisoftheEffectsofBladeInletAngleandImpellerGap”。图1.1轴流通风机外形结构图随着轴流风机（轴流风机外形结构图1.11）在通风、空调、冷却设备和交通工具中的应用日益广泛,风机噪声的影响日渐受到重视,针对轴流风机噪声控制方面的研究已成为当前气动声学领域研究的热点。风机噪声预估与控制，这是当今最热门也是难度极大的课题。在新设计空气输送和通风系统时常常必须预先估计风机产生的噪声,并提供合适的噪声控制措施。从离通风机噪声产生机理入手，对降噪设计进行细致的研究，开发设计超低噪环保风机具有重要意义。1.2离心风机离心风机是依靠输入的机械能，提高气体压力并排送气体的机械，它是一种从动的流体机械。离心风机风量大效率高、运转平稳、躁声低、结构完整便于维护拆装方便等优点。离心风机广泛用于工厂、矿井、隧道、冷却塔、车辆、船舶和建筑物的通风、排尘和冷却；锅炉和工业炉窑的通风和引风；空气调节设备和家用电器设备中的冷却和通风；谷物的烘干和选送；风洞风源和气垫船的充气和推进等。1.3轴流风机轴流式风机是与风叶的轴同方向的气流(即风的流向和轴平行)的风机，如电风扇,空调外机风扇就是轴流方式。轴流风机又叫局部通风机，是工矿企业常用的一种风机，它的电机和风叶都在一个圆筒里，外形就是一个筒形，用于局部通风，管道加压送风等，所以很多客户也叫圆筒风机、管道风机。安装方便，通风换气效果明显，安全，可以接风筒把风送到指定的区域。2轴流风机噪声分析我国大量使用的轴流风机普遍存在着效率低、噪声高的缺点。目前经常采用加装消声器来降低噪声, 不仅增加了投资, 而且在风机整个运行过程中, 由于消声器的压力损失而造成能源损失, 这对于节约能源是很不利的, 所以从风机本身来找出降低噪声方法是最根本的2。2.1轴流风机的气动噪声源轴流风机含有各种噪声源, 其中气动噪声是主要的, 其它如机械噪声、电磁噪声等, 在风机正常运行条件下都是次要的3。根据轴流风机产生噪声的频谱分析, 其特点为在宽频带上叠加离散频率的频带, 所以风机的噪声有两种产生的机理: 离散峰值的旋转噪声和宽频带的湍流噪声。2.2旋转噪声旋转噪声是由动叶周期旋转及周围障碍物的相互作用产生的。 对于动叶片均匀分布的风机来说, 这种相互作用是周期性的, 所以产生噪声也是周期性的, 旋转噪声的频率为:f= i(Nz/60) (1)在噪声频谱上, 旋转噪声表现为离散的峰值, 其基频与风机叶片旋转频率相同, 因此通常成为离散峰值的噪声。旋转噪声取决于叶片的负荷或风机的节流度, 当叶片工作在大流量区而负荷比较小时旋转噪声占噪声的主要部分。2.3湍流噪声湍流噪声主要是由叶尖涡、 风机叶片后缘随机涡流的脱流、 叶片表面边界层的湍流分离形成的。 一般叶片表面边界层在后缘会发生很严重的分离, 涡流的脱落将引起较大的升力脉动, 这种脉动具有较大的随机性质, 引起的噪声具有宽频带的性质, 通常称为宽带湍流噪声。根据经验公式,宽带的湍流噪声频率为: （2.1）湍流噪声与转数无关或者说与叶片通常频率无关。它只取决于转子叶片上流过的相对速度,及机匣与叶片的叶尖间隙和气动负荷。 由于旋转噪声在大流量时占主导地位而湍流噪声在小流量时占主导地位, 所以最小噪声出现在这两个范围之间。旋转和湍流噪声两种噪声源强弱取决于叶片的几何形状和运行工况。3轴流风机噪声的控制噪声的控制方法是尽力避免和减小噪声源产生的噪声辐射, 即尽力减小脉冲力。 通过改进风机的气动设计和风机的最佳选择、 合适的安装及运行方式来降低轴流风机的噪声。3.1减小径向间隙和增加机匣与转子的同心度减小转子叶尖与机匣的径向间隙, 增加机匣与转子的同心度, 既可减小比噪声又可提高风机的压力系数和扩大风机的失速余度。而文献2一给出了一种轴流风机在三种径向间隙值下的试验结果, (见图3.1)。而文献 4 采用在叶尖加旋转环方法降低汽车风扇的噪声, 取得一定效果。正确的选择转子的径向间隙, 并且要保持其在圆周方向的均匀性, 可以显著的降低风机的噪声和提高风机的效率。通常风机的径向间隙取决于加工精度和辅助工艺水平。径向间隙应尽可能减小并保持与机匣尽量同心。图3.1风机三种叶尖间隙的气动性能和比噪声特性3.2合理的气动设计合理的气动设计是降低风机本身噪声的最根本的方法, 并且还有很大的降噪潜力。3.2.1沿径向加功规律的选择对小轮毂比风机采用等环量设计时, 叶片扭曲角大, 在靠近叶根处安装角大, 气流脱离叶片形成湍流, 涡流噪声很大。因而必须慎重选择流型,采用 “可控涡设计” 思想5,使径向加功规律合理。另外,对于单转子风机, 转子出口的绝对速度的周向投影是一种旋转损失的压头, 因而希望其数值越小越好, 以便提高风机的效率。再从减小叶尖间的涡流损失和涡流噪声考虑, 应该控制叶尖间隙和控制叶尖部分的加功量及优化的叶尖叶型。综合上面的因素, 并使用扩压因子D 作为限制叶片负荷的条件, 对于转子: （3.1） 对于静叶: （3.2）其中:V 绝对速度W 相对速度r径向分量对于转子叶片, 叶尖扩压因子D 0145, 叶根扩压因子D 016; 对于静子叶片, 扩压因子D016。 设计时, 可经过各加功方案的仔细比较和分析后, 决定最优流型。3.2.2合理选择叶栅参数试验证明轴流式风机的空气动力噪声, 特别是涡流噪声与叶栅参数有很大的关系。因此, 在保证风机的流量、 压力和效率的情况下, 根据叶栅试验得到的气动特性和声学特性曲线来合理选择叶栅的稠度、攻角、相对弯度和相对厚度等参数, 以保证叶栅具有最小噪声参数。当这些参数不能在径向全部满足时, 应首先使叶尖的叶栅参数得到满足, 以便得到最小噪声。试验进一步证明, 在一定的叶栅稠度下, 增加叶片弦长可以获得降噪效果。在设计参数相同时, 选用较大弦长叶片, 减少叶片数也可以提高风机的效率。风机效率的提高将进一步降低风机的噪声, 因为风机的噪声可看成风机损失的一部分能量转化成声能。 这与试验中风机效率高效区附近, 风机噪声低的情况相一致。风机噪声的声功率级与风机各参数的关系,如下:Lw = Lw0+10lg()+70logDt+ 50lgN （3.3）从公式3.3可以看出,风机的噪声与风机的效率、叶轮直径和转速的关系。提高风机的效率和降低风机叶轮圆周速度和外径都能有效地降低噪声。但是叶轮圆周速度和直径的减小, 会使风机的风量和风压下降, 而提高效率则会在节能和降噪两个方面都得到效益。3.2.3采用前掠和前倾叶片研究证明叶片尾缘边界层厚度决定着湍流噪声的大小, 对风机的噪声影响很大。 当采用前掠(在 r- z 平面)和前倾(在 r- 平面)的叶片时,叶片的尾缘边界层会减薄, 这就使风机宽频的湍流噪声降低。试验进一步证明, 叶片在一定范围内的前掠和前倾对叶片特性的影响不大。图3.2给出了3种风扇的实验特性曲线。1风机是原始风机, 即叶片既不前掠也不前倾。2风机只有前倾而无前掠。 3风机既有前倾又有前掠。从图3.2可以看出, 当2风机与1风机相比,风机的最大流量减小, 最高效率点的效率增加,失速点左移,而比A 声级噪声降低。3风机与1和2风机相比较, 可以得到最低的比噪声Ls。图3.2叶片前掠前倾对风机性能的影响3.2.4合理选择风机动叶与静叶的叶片数5旋转噪声是轴流风机辐射的主要噪声。对动叶前( 后) 有静叶的轴流通风机而言,动叶与静叶数合理匹配可以有效降低其干扰噪声, 动叶与静叶的叶片数可按下列原则。选择:动叶数Z 为偶数时, 取静叶数V = Z -1;动叶数Z 为奇数时, 取静叶数V = Z -1有助于减少动静叶间的相位干涉。3.3进口气流场的均匀, 尽力减小气流湍流度当进口流场不均匀气流有很大的湍流度时,进口的噪声增加, 风机的效率会降低。如图3.3所示,风机工作轮前的湍流度大时, 将引起叶片进口攻角的周期变化而产生升力的脉动而引起噪声。 因此, 在轴流风机进口增设进气集流器和整流罩以保证进入风机的气流速度的径向均匀分布。实验证明这种方法不仅增加了风机的效率, 同时也降低了风机的噪声。图3.3进口湍流度对叶片攻角的影响w.最大速度为w 的湍流进口速度;相应攻角脉动的范围4控制风机选型、 安装和运行引起的噪声轴流风机的噪声不仅靠改进设计来完成, 而且对于给定的任务, 可以通过优化风机型式和尺寸, 以及合理地安装和运行来降低噪声。4.1正确地安装风机的声功率级或A 声级, 随着流量和压力的增大而增大, 安装时应尽力减少不必要的阻力损失。在流道中及叶轮前尽力应避免障碍物产生的尾迹吸入到叶轮中而产生噪声。在通风机噪声中,进、出气口辐射的空气动力性噪声强度最大,所以控制通风机噪声,首先应将这部分噪声降下来。在通风机进、出气口安装消声器是抑制通风机噪声的最有效措施。根据通风机的用途和降噪声要求,通风机安装消声器有如下三种情况。(1)对于压入式通风,噪声的主要辐射部位在通风机的进口,可以在进气口处安装消声器。(2)对于抽出式通风,噪声的主要辐射部位在通风机的出口,可以在出气口处安装消声器。(3) 若在气流进、出气口处均有降噪要求,则应在通风机进、出气口管道上都安装消声器。消声器的安装应与叶轮留有一定的安装长度, 以避免对叶轮造成影响。4.2风机的运行方式和安装布置在与电机直联式风机中, 轴流风机通常有电机前置式Q Z 和电机后置式HZ 电机前置式(Q Z 型)风机是气流先通过电机然后进入工作轮, 如图4.1(a)所示。由于气流经过电机及支撑时产生的湍流后再进入工作轮, 此噪声高于电机后置型风机,见图4.1(b)。因而在不得不采用电机前置时, 其支撑做成流线型以尽力减少其对气流的影响是很必要的。在轴流风机中, 为改进系统中的风压, 经常在第一级风机后增加第二级风机或者采用对旋风机的方法。图4.1(c)为对旋风机安装的型式。对旋风机采用图4.1(d)的方式噪声就比图4.1(c)低。而图4.1(f)产生的噪声最低。但因为两工作轮距离太大, 只能作为两级工作轮单独运行考虑, 其气动相互作用似乎可以忽略。与后置电机型HZ 单级轴流风机的噪声相比: Q Z/ HZ 型风机, 噪声增加10dB(A),HZ/ HZ型风机, 噪声增加6dB(A),QZ/QZ 型风机, 噪声增加6dB(A),HZ/QZ 型风机, 噪声增加4dB(A )。图4.1轴流风机的运行方式4.3选用合理的调节方式由于多数是在变工况下运行, 风机的风量和风压都要根据管网的需要进行调节, 因而调节方式应尽力采用前导叶或动叶可调式以及变转速等高效调节系统。 因这些高效调节方法, 也是产生附加噪声较小的方法。4.4其他降低轴流风机噪声方法从Fukano噪声公式，结合前人的大量试验研究，设计风机时还可以采取的降低气动噪声的方法。 1）选择流型时，使静压沿径向逐渐加大，从而使叶片低部附面层更多的集中在靠近叶根处，比如采用前掠动叶的轴流风机。 2）降低叶片表面粗糙度，从而减小附面层的厚度。 3）按照不等距叶片设计，使叶片间夹角不相等，达到减少各个叶片所产生的噪声间的同相叠加的目的。 4）采用小弦长和薄叶型静叶，动叶与静叶的间距为0.51倍弦长， 这样对降低干涉噪声有利。 5风机的设计与计算5.1叶轮的设计 基本设计参数：流量 200m/min（3.3 m/s）风压大于 15mm风机设计压力 390pa（H=390kg/）设计温度 300输送的实验气体：氢、烃混合气转速 960r/min流量调节方式：变速流量调节范围：30%-100%5.1.1比转速的计算6 由=110.7100 （5.1）故选用轴流式风机。轴流式风机有主轴、叶轮、集流器、导叶、机壳、动叶调节装置、进气箱和扩压器等主要部件。轴流风机结构型式见图5.1所示。 图5.1 轴流式（通）风机结构示意图（两级叶轮）1 进气箱 2 叶轮 3 主轴承 4动叶调节装置 5 扩压器 6 轴 7 电动机5.1.2确定轮毂比和外径7根据图5.2，轮毂比比转数的关系图5.2轮毂比与比转速的关系取轮毂比=0.7。根据图5.3，图5.3比转速与系数的关系系数Ku=1.63。代入公式： =0.82m （5.3）根据公式：=0.57m （5.4）5.1.3计算轴向速度由公式：=Q/F=12.1 （5.5）5.1.4确定叶片各截面气流全压分布，计算各截面的对于轮毂比=0.7的叶轮，可以采用等环流，也可采用变环流设计方法。将叶片沿叶片高方向取五个等截面，所以各截面直径=0.57m，0.64 m,0.71 m,0.78 m，0.85m。=0.71m （5.6）各截面相应的圆周速度由公式 =得 （5.7）=28.7,32.2,35.7,39.2，42.8。35.2。各截面相应的由公式 =得 （5.8）=6.9。=（得 （5.9）=7.7,7.3,6.9,6.6,6.3,由公式=得 （5.10）=35.4,37.6,39.4,41.4,43.1。轴向速度由公式 =得 （5.11）=12.1。风机各截面的的进口角由公式=得 （5.12）=22.9，20.6，18.7，17.2，15.9。风机各截面的的进口角由公式=得 （5.13）=30.0，26.0，22.8，20.4，18.3。由公式=得 （5.14）=27.6,31.0,34.3,37.9,41.5。由公式=得 （5.15）=26.0，23.0，20.6，18.6，17.0。升力系数根据图5.4 RAF-6E翼型空气动力性能得=0.80，0.75，0.70，0.65，0.60冲角=4.0，3.5，2.9，2.5，2.0由公式 =+得 （5.16）=30.0，26.5，23.5，22.1，19.0。图5.4RAF-6E叶型特性数据根据国内的设计经验和试验结果，对于用孤立翼型法设计的轴流风机，最佳叶片数大致如下：表5.1轮毂比与叶片数的关系8轮毂比0.30.40.50.60.7叶片数Z2-44-86-128-1210-20选定叶片数：12由叶片弦长公式b=得 （5.17）b=0.123，0.124，0.125，0.129，0.133。修正后的弦长值b=0.123,0.125,0.128,0.130,0.133。表5.2叶片各截面的计算数据截面1截面2截面3截面4截面5（m） 0.570.640.710.780.85（m）0.710.710.710.710.71（）28.732.235.739.242.8（）35.235.235.235.235.2（）7.77.36.96.66.3（）6.96.96.96.96.9（）35.437.639.441.443.1（）12.112.112.112.112.1（度）22.920.618.717.215.9（度）30.026.022.820.418.3（）27.631.034.337.941.5（度）26.023.020.618.617.00.850.750.700.650.60（度）4.03.52.92.52.0（度）30.026.523.522.119.0Z1212121212b（m）0.1230.1240.1250.1290.133从上述计算结果可以看出叶片弦长随着叶片各截面直径的增大而增大，是叶尖宽，叶根窄的机翼型叶片。因此 ，将该风机叶片设计成整体式固定叶角型，呈外宽内窄前掠状，并且是不等距排列，及栅距，叶片各截面的重心联线与径向直线间的夹角30。前掠角=20-40，在此取=30，前倾角=15-30，在此取=209 。如图示 图5.5风机叶片平面示意图这样能够减少了气流的分离和二次损失，大幅度的降低了风机的噪声，提高了风机的效率，有效的改善了环保条件。图5.6风机叶片前视图图5.7该风机叶片三维立体图5.2导流部分的的计算导叶是轴流式风机的重要部件，它可调整气流通过叶轮前或叶轮后的流动5方向，使气流以最小的损失获得最大的能量；对于叶轮后的导叶，还有将旋转运动的动能转换为压能的作用。导叶设置如图5.8所示。叶轮后设置导叶称后导叶。后导叶设置在轴流风机和轴流泵中普遍采用。叶轮前设置导叶称为前导叶。目前，中、小型轴流风机常采用前导叶装置。在叶轮前后均设置导叶是以上两种型式的综合，可转动的前导叶还可进行工况调节。这种型式虽然工作效果好，但结构复杂，仅适用于轴流风机。前导叶的叶片一般作为可转动的，而后导叶的叶片通常是不动的。对功率较大的轴流通风机，在叶轮后要装设后导叶，以提高静压。前导叶一般作为调节手段，可进行风机流量的调节，由于要实现超低噪环保风机，要尽量减少不必要的装置，所以不加后导叶，由于风机流量调节范围在的30%-100%，所以可采用加设前导叶 图5.8 轴流泵与风机的基本型式（a）单个叶轮机 (b) 单个叶轮后设置导叶 (c) 单个叶轮前设置导叶(d) 单个叶轮前、后均设置导叶5.3径向间隙和轴向间隙径向间隙对轴流风机的压头和效率有较大的影响，为此，应使径向间隙尽可能的小10 。图5.9径向间隙和轴向间隙实践证明，当时，=0.01时,间隙可能已被环端面的附面层所阻塞，因而对效率影响不大。当=0.02时，人们发现效率将下降2-3%，压头将下降4-6%。设计时一般将径向间隙控制在 =0.008-0.01 （5.18）因为叶片高度=410mm，所以=(0.25-0.40)b （5.19）b弦长。 代入b=126.8mm得=（31.7-50.72）mm. 取40mm。5.4集流器、整流罩、扩散筒1、集流器集流器的作用是改善进口流场，使气流加速，在损失压力小的情况下，保证进气口速度均匀。加集流器的风机效率提高10-15%。其设计尺寸一般按公式R=0.2=0.2=164mm （5.20）图5.10 1-集流器 2-整流罩 3-整流体 4-扩散筒 图5.11 流线型整流体集流器的外径：=（）=（）=1020-1190mm （5.21）集流器的长度：=（）=（）=164-328mm （5.22）2、扩散筒扩散筒的长度一般取： =1230-1804mm （5.23）扩散筒的扩散角：tan，=8-12。取=8。5.5水冷耐高温轴承由于该风机是在高温（300）和有腐蚀性的气体（氢、烃混合气）中工作10，为了保护电机，不采用电机与风机直接联接，而采用联轴器传动，将电机置于机壳之外。风机轴承是在高温下连续运转，所以轴承的润滑和冷却就显得非常重要。在轴承上要保证轴承的可靠润滑并设置水冷却装置。下图11为高温轴流通风机冷却润滑结构图。 图5.12高温轴流通风机冷却润滑结构图12在轴承周围设置冷却水套，通冷却水以冷却降温。润滑油采用稀油循环润滑，润滑油也要进行冷却。为了保证轴承的润滑，在每个轴承的两端，设置一个骨架油封，以减少润滑油的流失。5.6轴的强度计算轴流通风机的主轴在运转过程中，同时承受弯矩和扭矩，因而在强度计算时应分别求出主轴承受的最大弯矩和扭矩，然后求出两者所引起的合成应力4。风机进风口分为单吸或双吸，其轴分为对称支承轴和悬臂支撑轴，强度计算略有不同。对于优质碳素钢（35-45和钢），轴:=(kg/) （5.24）式中 弯曲应力(kg/)，=，是最大弯曲力矩；由于扭转产生的切向力(kg/)，=，为扭矩；计算断面抗弯矩()，=； （5.25）计算断面抗扭矩()，=2= （5.26）如果是使用空心轴，则：=1-() （5.27）=1-() （5.28）上两式中 d空心轴外径（cm） 空心轴外径（cm）合成力矩 =（kgcm） （5.29）扭矩 =97400（kgcm） （5.30）式中 电动机轴功率（kw） n风机转速（转/分）。最大弯曲力矩（kgcm）应根据轴的支承情况分别计算；对于对称轴:=（kgcm） （5.31）式中 叶轮重量（kg）轴重量（kg）a、b两轴支承中心至叶轮中心距离（cm）。对于对称轴，a=b=；=两支承轴距离（cm）图5.13对称轴的弯曲力矩叶片重估算：因为铝合金密度在2.650-2.750之间，估算单个叶片面积=11123-9011-3311=932.25，叶片体积=11563.13，又因为叶片数为12，叶片总体积V=1211563.13=139837.5，所以叶片重=V=1398377.5（2.650-2.750）=370.6-384.6kg （5.32）轮毂重估算：V=6765 （5.33）所以轮毂重=67657.85=53.1kg。所以叶轮重=+=380+53.1=433.1kg。两支承间距l=197.5cm，该段轴重190.0kg （5.34）最大弯矩 =197.54433.1+197.58190.0kg=104301.5（kgcm）扭矩 =97400=97400=154.2（kgcm）合成力矩 = = =104301.6（kgcm）又因为=0.135=4287.5，所以=24.3(kg/)所以该轴满足设计要求。5.7电动机型号选择通风机在单位时间内传递给气体的能量称为风机的有效功率13 ， =3.3390=1.29（kw） （5.35）实际上，由于通风机在运转时，轴承内部有摩擦损失，以及气体在风机内流动时产生的涡流撞击和流动损失，使风机消耗在风机轴上的功率（轴功率）N要大于有效功率N=1.290.85=1.52kw（取0.85） （5.36）当选择通风机所配用电动机功率时，在轴功率基础上，还应考虑通风机机械传动的能量损失及电动机的安全系数配用电动机功率可按下式计算m （5.37）通风机机械传动效率m电动机容量安全系数表5.3通风机机械传动效率传动方式机械传动效率电动机直接传动1.0联轴器直接传动0.98减速器传动0.95皮带传动0.92表5.4电动机容量安全系数电动机功率(kw)电动机容量安全系数51.15该风机传动方式为联轴器传动=2.03kw （5.38）根据上述计算为该风机配用电动机：Y系列三相异步电动机Y132M1-6。5.8在进风口内壁出添加吸声材料当声波入射到物体表面时，部分声能要被物体吸收转化为其他形式的能量，称为吸声14。材料的吸声性能用吸收系数来表示，吸声系数越大，则表示材料的吸声性能越好。材料的吸声性能与材料的性质、结构和声波的入射角度及声波的频率有关。多孔吸声材料的吸声机理是：材料内部有无数细小的相互贯通的孔洞，当声波入射到这些材料的表面，进而入射到这些细小的孔隙内时，要引起孔隙内的空气运动，紧靠孔壁和纤维表面的空气，因摩擦和粘滞运动阻力而不易运动，使声能转化为热能而消耗掉。故性能良好的吸声材料要多孔，孔与孔之间互相贯通，并且贯通的孔洞要与外界连通，使声波能进入材料内部。如对应1000赫兹声波，10cm厚的超细玻璃棉的吸声系数是0.87，常用的吸声材料还有沥青，橡胶等。所以该风机在设计过程中，为了进一步降低噪声，首先应该在风机进风口内壁上添加吸声材料或设置消音装置，该风机在设计时选择的吸声材料为超细耐高温玻璃棉，其对用于不同频率的声波的吸声系数普遍较高，吸声效果好，并且耐腐蚀，满足了具有腐蚀性气体的耐腐蚀要求。且自身重量小，不会引起风机进风口的过大变形。6风机的安装、调试和试运转1、有安装前应仔细检查风机各部件是否齐全、完好；叶轮和风筒是否因运输而损坏变形；各零部件是否紧固；如发现问题应及时修复、调整方可使用。2、 安装风机的基础应具有足够的的强度、稳定性和耐久性。风机与基础结合面，进出风口有风管连接时应调整使之自然吻合，不得强行联接。3、风机进风口安装管道时，以加装膨胀软接头为好，且管道重量不允许加在风机各个部位上。管道与风机连接之间加装的膨胀软接头应适中，如果过长，会增大系统管网阻力，影响风机送风和排风的风量。4、风机在安装时，应保证风机的水平位置，如果风机座配有弹簧减震器，弹簧减震器在安装过程中应没有弹簧径向不垂直和倾斜的现象，应保证风机底座上的各个减震器受力均匀。5、风机的安装应按通风系统图规定的位置和尺寸进行安装，风机气流方向应与系统要求的送风或排风方向一致。6、风机安装完成后如果进风口或出风口须加装调节门或电动风扇，应注意调节门和风扇的开启位置须与风机的进气或出气方向保持一致，不要装反了。7、风机安装完成后，检查叶轮是否灵活；有无碰撞，摩擦等异常情况；风筒有无杂物，以免进入叶轮打坏叶轮；检查电动机、传动组的润滑情况。8、风机按以上步骤安装，检验完毕后进行风机试运转。风机启动应在风机全压（如果风机进口或出口装有风扇，风阀应在全开位置试机）状态下进行，并检查气流风机方向和叶轮旋转方向是否与风机铭牌上的箭头标记一致，否则须任意交换电机的两相电源线位置而重试机。如果风机正常运行，则逐步将风阀调整到用户的使用工况点。在调试过程中应注意运行的电机电流不能超过其额定电流量。并检查风机和管道系统联接处是否密封好、有无漏气现象；以免影响风机送风或排风的风量15。7 结 论针对毕业设计要求，采用了如下措施来实现超低噪环保风机的设计:（1）在风机的进风口设置集流器，内部设置整流罩，流线型导流体，在风机出风口处设置扩散筒，以上措施改善进口流场，使气流加速，在损失压力小的情况下，保证进气口速度均匀，使得气体流动阻力减小，稳定地减小出口流速，将一定的动压转变为静压，提高轴流风机装置的静压效率，并同时降低排气噪声，从而有效的降低了噪声。（2）在风机的进风口处的内壁上添装吸声材料-超细耐高温玻璃棉，也能够有效的降低风机噪声。（3）减小转子叶尖与机壳的径向间隙,控制在3mm内， 增加机匣与转子的同心度, 既可减小声压级又可提高风机的压力系数和扩大风机的失速余度，从而降低噪声。（4）合理的气动设计是降低风机本身噪声的最根本的方法，采用前掠前倾叶片，比非前掠、非前倾的叶片具有更低的声压级。（5）合理的选择叶栅参数，按不等距叶片设计，使叶片间夹角不相等，达到减少各个叶片所产生的噪声间的同相叠加的目的，也能够降低噪声。根据设计要求，风机的设计温度应满足最高300，轴承为油润滑，必须设置水冷套。所以要设置水冷耐高温轴承，在其内部设置水冷套，通冷却水以冷却降温。润滑油采用稀油循环润滑，润滑油也要进行冷却。为了保证轴承的润滑，在每个轴承的两端，设置一个骨架油封，以减少润滑油的流失。并且，为了不使油管和水管影响风机的运行，产生不必要的噪音，要将水管和油管放在轴承座支架内以及导流体支架以及风筒内壁内，而不能暴露在风筒管道内，因为这会增加气体的流动阻力，产生不必要的噪声。 为了实现风机输送气体的流量调节，在风机叶轮前部设置可调进口导流叶片16，以及导叶操纵机构。该操纵机构为两个平行四边形机构，可实现联动。在摇杆处设置限位块，便可对风机的流量进行30%-100%的调节。或者直接采用变频电机，通过电机的转速调节来调节流量，从而省去了可调进口导叶机构，可能也会使风机的噪声降低，但这会使风机的成本增加。从经济角度上考虑，采用前一个方案。参 考 文 献1 陈荣玲.轴流通风机实现超低噪声浅析J.风机技术.2009,6:20-212 梁锡智,吴海.轴流风机的噪声及降噪J.流体机械.1991,1:30-343liangxizhi,wuhai.Experimental Investigation of Cooling Fan for automotive Engine international Symposium on Fluid Machanery and Fluid Engineering,Sert. Fluid Machanery. 1996,5:9-124longhouse R E.Noise Mechanism separation and design Consideriation foe Low tipspeed Axial Flow fans.jour.of Sound and Vibration,1994,48(4): 274-4615胡如夫,赵伟敏.通风机噪声控制方法研究综述.风机技术,1999,6:12-166离心式与轴流式通风机编写组M.水利电力出版社,1982,2:118-1297 杨惠宗,袁仲文,陆火庆.泵与风机M.上海交通大学出版社,1992, 9:143-1448 机械工程手册编辑委员会.机械工程手册M.1982,8 (14):76-819梁锡智,王栋国,丁桂芬,孙承凯.叶片前掠前倾式低噪声轴流风机M,1999.510李庆宜,通风机M.流体机械.1978,511张世络,水冷耐高温风机J.流体机械.2003.712李荣德,张征,陈洛娴.水冷装置在脂润滑轴承寿命强化试验中的应用M,风机技术2010.113吴宗泽,罗圣国,机械设计课程设计手册M.高等教育出版社.2006.4:167-16814商景泰,通风机实用技术手册M.江苏教育出版社2005.4:312-32215南方风机,高温系列防排烟轴流通风机产品介绍和安装J.风机技术.2010.316B.埃克,通风机.机械工业出版社.1983.2:410-413袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅