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0 引言 离心通风机是生产企业常用的辅助设备，主要用于通风与除尘装置中，确保生产环境洁净，保护生产者身心健康[1]。噪声污染是风机运行中存在的致命弱点。它是由多种不同频率声音的无规律的杂乱组合而成，风机的噪声不仅妨碍生产中人们的通讯、语言等交流而影响生产的组织与管理，而且还严重损害人们的身心健康而降低工作效率等。因此，研究和探讨生产离心通风机噪声的产生原因、危险性及其控制途径，对保护操作工人的身体健康及提高企业的经济效益等具有深远而重要的意义[1]。 1 风机噪声分类及噪声机理 风机噪声就其主要声源产生机理而言，可分为旋转噪声和涡流噪声；就其频谱特性而言，可分为宽频噪声与离散噪声。 1.1 离散噪声(旋转噪声) 离散噪声是由于叶片周围不对称结构与叶片旋转所形成的周向不均流场相互作用而产生的噪声。它与叶轮的转速有关，特别在高速、低负荷情况下，这种噪声尤为突出。主要体现以下几方面：(1)来流引起的进气干扰的噪声。由于进风口前装有前导叶或金属网罩而产生的进气干涉噪声，在这种情况下，当工作轮旋转时，动叶周期性地承受前面静叶排出不均匀气流，导致气流作用在动叶上的力周期性脉动而产生噪声；(2)叶片在不光滑或不对称机壳中产生的旋转频率噪声。由于机壳内壁形成所必需的条件是旋转对称，否则气流流动状态将不再与轴线完全对称，也就是说周向的圆周速度不再是常数，所以气流便会产生旋流动；(3)出口蜗舌的存在而产生的出口干涉噪声。在叶片出口处沿着工作轮圆周，由于存在尾迹，气流的速度和压力都不均匀，这种不均匀的气流作用在蜗壳上，形成了压力随时间的脉动。反过来它又影响叶轮中气流的流动，于是叶片上的气流也就具有随时间变化的脉动性质。 这种噪声具有确定的频率，因为每当叶片通过风舌一次，在风舌上就有一个脉冲，反过来给叶片也是一个脉冲。这种叶片通过的频率f1称为基频，即：                    f1= nz/60 式中f1为基频，hz；n为转速，/min；z为叶片数。 同时，由于这种脉动波形不会是单纯的正弦曲线，所以根据级数展开，它还有其它的高次谐音fi，表达式为fi=nzi/60(i =1，2，3，…)所以旋转噪声具有离散频谱特性，其基频为叶片通过频率，还有它的高次谐音。显然，从旋转噪声的强度看，基频最强，其次是二次谐波、三次谐波，总的趋势是逐渐减弱的。 1.2 宽频噪声(涡流噪声) 涡流噪声主要是由于气流流经叶片时产生紊流附面层及漩涡与漩涡分裂脱体，而引起叶片上压力脉动所造成的涡流噪声。产生的原因主要体现在以下几方面：(1)气流流经叶片、前盘、后盘的内外表面，流经蜗壳内表面及局部表面，气流紊乱引起的压力脉动产生噪声；(2)气流流经叶片前后盘的内外表面及蜗壳表面时，由于附面层发展到一定程度会产生涡流脱离，脱离涡流将造成较大的脉动。在低雷诺数下，周期性涡流的脱离将导致相应环量的改变，也使物体上的气流作用力产生变化；(3)当具有一定紊流度的气流流向叶片时，叶片前缘各点冲角大小将取决于气流平均速度和瞬时扰动速度，在紊流晴况下扰动速度是无规律地变化的，因而也使冲角发生无规律的变化，导致升力的无规律脉动而产生噪声。 这种旋流具有很宽的频率范围，通常称为宽频噪声，同时它主要是由于漩涡剥落引起的，所以物体绕流漩涡剥落具有确定频率。即                            f=sv/d 式中 f为漩涡剥落频率，hz；s为斯哈托数，s=0.2；v为特征速度，m/s；d为特征直径或长度，m。 所以，这种宽频噪声又表现出只具有峰值。即 　　　　　　                　f=0.2v1/d1 式中 v1为风速，m/s；d1为导线直径，m。 2 风机噪声级换算 若要对离心通风机的运行噪声进行有效控制，首先就必须了解其噪声特性及其噪声级换算的一些基本方法。为了能够客观公正地衡量一台离心通风机的噪声性能，根据jb/t8690-1998《工业通风机  噪声限值》规定各类通风机噪声在最佳工况点的比a声级lsa的计算公式为：                                        lsa=la－0lg(q&middo;p2)＋19.8 式中 lsa为通风机的比a声级，db；la为对应于通风机工况点的a声级，db；q为通风机测试工况点流量，m3/min；p为通风机测试工况点全压，pa。 通过上式所计算得到的lsa实际上就是通风机产生单位流量、单位全压时的噪声计算相对值。这样，就等于有了比较各种类型通风机噪声的衡量基准。实践证明：同系列的离心通风机的lsa曲线基本相同。如与风机的性能、效率(&ea;)曲线对应绘制成图，就会发现lsa曲线与&ea;曲线很像解析几何中的双曲线，见图1。由图1可见，风机&ea;最大处，lsa最小。且随着风机流量的增大或减小，&ea;曲线向左右回落；而lsa曲线则朝相反方向上翘。这又形象地说明，当风机内部流动情况最佳时，才可能获得最大的效率和最低的噪声。另外，在选择、设计离心通风机噪声控制方案时，必须预测该机在实际运行时产生噪声级的大小。而在实践中，获取该资料的途径无非只有两条：（1）查找有关资料；（2）向供货商索取。但有时得到的是该机的一条比a声级lsa曲线，而不是直接的具体噪声级。这时就需要利用上式进行换算，例如某厂在工艺设计时决定选用9-18№6.3a离心通风机，其运行工况性能：q= 80.33m3/min，p=8818pa，对应工况点比a声级lsa=18.8db，计算a声级[2]。 la=lsa  10lg(q&middo;p 2) －19.8=18.8 10lg(80.33&imes;88182) －19.8=97db 可见，风机噪声明显高于企业允许限值(≤85db)，故需对其进行有效控制。 3 风机噪声控制方法 3.1 合理选型 3.1.1 在选用风机之前，首先应确保工艺设计的准确性。要使设计工况点的风量、全压基本上与风网实际运行时的风量、全压相接近。如果设计时余量过大，在实际运行时就要关小风机蝶阀。这样做有3个缺点：（1）导致风网阻力增加，造成全压与动力浪费；（2）因阻力增加而浪费掉的&dela;p相应产生的噪声&dela;la则不会消失，仍要产生出来；（3）关小风机蝶阀后，造成风机进气(或出气)状况恶化，将增大涡流噪声[3]。 3.1.2 工艺设计完成后，在风量和全压方面能满足生产需求的运行方案有很多，可供选择。这时，应选用在该工况点具有最高效率和最低噪声的风机，以确保运行噪声最低。 3.2 优化结构 3.2.1 增强叶栅的气动力载荷，降低圆周速度。对于风机采用强前向叶片，且多叶片叶轮有利于增大叶栅的气动力载荷，在得到同样风量风压情况下，叶轮叶片外圆上圆周速度u小可使风机噪声明显降低。 3.2.2 确定合理的蜗舌间隙和蜗舌半径。增加风舌与叶轮之间的间隙&dela;可降低基频和谐波。气流与叶片作相对运动时，叶片后缘的气流尾迹中，速度及压力均小于主流区，使叶栅后的气流速度与压力分布皆不均匀。这种不均匀的流谱在旋转，如果在动叶之后有静叶或风舌，则这种非稳定流动与静叶或风舌相互作用将产生噪声。距离愈近，噪声愈大。但根据有关资料介绍进行试验，当&dela;大到一定程度后，噪声不再降低，却使风机气动性能变坏，如风量、风压都有所下降。试验表明：在风舌间隙&dela;/r=0.25和风舌半径/r=0.2时，具有最大风机效率和最小噪声(r为叶轮半径)。 3.2.3 倾斜蜗舌。风机叶轮叶栅气流的周期性脉动速度所产生的周期性脉动气动力也使蜗舌相互作用产生旋转噪声，此噪声大小与脉动气动力的剧烈程度及蜗舌的迎风面积有关，把蜗舌做成倾斜式，则同相位的脉动气动力的作用面积小了，辐射的噪声也就减小了，蜗舌的倾斜角α可按anα=(-2)/b计算，其中，为蜗舌半径，为叶轮出口栅距，b为叶片宽度。 3.2.4 在叶轮进(出)口处加紊流化装置。在风机叶轮叶片的进口或出口处加紊流化装置(金属网)可以使叶片背面的层流附面层立即转换成紊流附面层，推迟叶片背面附面层的分离，甚至不分离，叶片后缘装上网，网后的气流速度与压力梯度能迅速变均匀，若网在涡区中则可将涡区大大缩小，这对减噪是有利的。 3.2.5 在叶轮上增设分流叶片(短叶片)。在风机中，对无分流叶片的叶轮，当叶片较少时，在叶片通道后半段易产生负速度区，容易导致气流分离，当叶片较多时又容易产生进口阻塞和气流分离。 3.2.6 在动叶进出气边上设锯齿形结构。该结构可使叶片上气流层流附面层较早地转化为紊流，从而避免层流附面层中的不稳定波导致涡流分离，使噪声降低。 3.2.7在蜗舌处设置声学共振器。当声波传到共振器时，小孔孔径和空腔中的气体在声波作用下来回运动，这运动的气体具有一定的质量，它抗拒由于声波作用而引起的运动，同时声波进入小孔孔径时，由于颈壁的摩擦和阻尼，使相当一部分声能因热耗而损失掉。另外，充满气体的空腔具有阻碍来自小孔的压力变化的特性，由于这些因素的共同作用，当气体通过共振器时，噪声得到降低。 3.2.8 在蜗壳内设置挡流圈。中低压离心通风机的蜗壳宽度与叶轮出口宽度一般较大，气流自叶轮进入蜗壳的扩压变大，在叶轮前盘外侧与蜗壳间产生大尺度漩涡，使涡流噪声增大，效率降低，而蜗壳宽度又不宜过小，否则将增大蜗壳的张开度，使蜗壳出口端面长宽比过大，给后面的管路连接带来困难，同时也使摩擦损失增加。为了减小涡流区，增强风机进口集流器与叶轮进口边间的密封效果，可在蜗壳中加各种形式的挡流圈。 3.3 消声 风机在高速旋转产生强烈的空气动力性噪声，为阻止声音外传播又允许气流通过，在风机气流通道上装上消声装置，使风机本身发生的噪声和管道中的空气动力噪声降低，定型常用的消声装置有： (1)阻性消声器常用片式消声器、蜂窝式消声器、管式消声器及迷宫式消声器等； (2)抗性消声器常用共振式消声器、扩张式消声器、混合式消声器及障板式消声器等； (3)阻抗复合消声器常用扩张室—阻抗复合式消声器、共振腔—阻性复合式消声器及阻—抗—共复合式消声器。 3.4 隔声 隔声是噪声控制工程中常用的技术措施，利用墙体各种板材及构件作为屏蔽物或利用维护结构，把噪声控制在一定范围之内，使噪声在空气中的传播受阻而不能顺利通过，从而达到降低噪声的目的。常用的方法有： (1)单层密实均匀构件隔声，此类构件的隔声材料要求密实而厚重，如砖墙、钢筋混凝土、钢板、木板等，隔声性能与材料的刚性、阻尼面密度有关； (2)双层结构隔声，在两个单层结构中间夹有一定厚度的空气，或多孔材料的复合结构，一般可比同样质量的单层结构隔声量高5~10db； (3)隔声罩和隔声间，对于体积小的噪声源，直接用隔声结构罩起，可以获得显著的降噪效果，这就是隔声罩，有很多分散的噪声源时可考虑建立一个小空间，使之与噪声源隔离开来，这就是隔声间； (4)隔声屏是放在噪声源和受声点之间的用隔声结构所制成的一种隔声装置。 3.5 吸声 在墙面或顶棚上饰以吸声材料、吸声结构或在空间悬挂吸声板，吸声体混合声就会被吸收掉，这种控制噪声的方法称做吸声降噪。 (1)吸声材料在吸声降噪方法中吸声材料很重要，常用的有：①纤维材料，包括有机纤维、无机纤维和纤维制品；②颗粒材料，包括砌块和板材；③泡沫材料，包括泡沫塑料、其他等三大类二十几种。 (2)共振吸声结构是利用共振原理做成的各种吸声结构，用于对低频声波的吸收，最常用结构分单个共振式(包括薄膜、薄板结构)和穿孔板吸声结构。 (3)微穿孔板吸声结构由板厚和孔径均在1mm以下、穿孔率为1%~3%的金属微穿孔板和空腔组成的复合结构。 4 结束语 离心通风机噪声的控制是生产企业面临的一个重要课题。它应从风机的设计和制造入手，需要优化和完善风机结构，采用先进的制造工艺与方法提高制作质量和精度，尽量减少空气动力噪声的产生。同时，安装和检验也是一个不可忽视的环节，必须对叶轮、风机轴、皮带轮及联轴器等旋转零部件进行严格的静平衡和动平衡校正，以减少因风机振动而产生的机械噪声。由于离心通风机的叶轮叶片极易产生磨损而形成噪声，所以，应通过对风机的噪声进行检测、分析和研究等工作后，确定其噪声的主要来源及其传播途径，并采取有效的噪声治理措施，达到减弱或切断噪声的传播途径或消除噪声源的目的，确保最大限度地减轻离心通风机对周围环境的噪声污染，以提高企业的生产环境及促进企业的和谐和可持续发展。  

1.1通风机管网阻力计算不准确的影响 实际通风除尘管道压力损失,由于某些原因都会与计算结果有所不同,这是不可避免的,因而设计规范中的计算最大允许误差为10%~15%。任何忽视这种必要的程序计算,都将对通风机运行效能的发挥产生重大影响,必须给予高度重视。 (1)通风机管网阻力计算额定值不准确的原因:管网阻力计算的粗疏和采用阻力系数不够准确;不合理的配置系統有效半径;确定风机进气条件不真实;选型随意缺乏应有的准则;施工监理忽视施工过程中现场设计变更的影响等。都会使计算结果与实际损耗误差超过30%甚至更多,导致选型的额定性能与实际运行性能不匹配,结果实际运行性能发生改变。如果计算阻力比实际需要过大时,离心通风机运行引起流量增大,就会使实耗功率显著增加,其结果是全压内效率降低,还使电机额定功率易超载,存在烧电机的危险,但对笔直倾斜的全压曲线流量变化影响较小;反之必然引起运行流量减少,实耗功率随之降低,风机内效率下降。与此同时,由于流量减少,引起除尘系统风管内流速降低,促使粉尘沉降。这两种情况都会造成风机长期处于轻载低效不节能运行状态。 (2)通风机选型全压额定值不准确的后果:处理高温炉密所排出的度气,如选型引风机的负压过大时,会破坏炉内正常热平衡,由于加大了引风量,使炉内温度下降而影响燃烧或加热,导致热源损失的能量增加;当引风机排送含尘废气,污染源处保持足够密闭形成的负压状态,能够有效地防止有害污染物扩散。如风机的负压过大时,不仅使各点污染源处吸走过多的物料引起增加耗损,还增加除尘管道磨损和增大处理量,使负压除尘器的枓斗内棚料,引起卸料困难。为此在运行中被迫停机间断定时排料;此外,除尘器灰斗下部法兰盘处若吸入雨水和湿气还会使灰斗料板结,造成排料堵塞。 1.2负荷波动的风机型式选择 由于生产过程中工况能源和原料消耗的周期性变化,使炉内温度波动较大。因此引起出炉产生的烟气量变化达士20%~30%,引风机之所以不宜选用前向风机,是因为前向风机的功率曲线陡峭。当管网压力损失波动增大时,运行中的电机易超载,有被烧毁的危险,故应选用后向风机。 1.3装机电容量的配备 风机选择配用电机功率裕量不宜过大或过小,过大会造成电机经常处于轻載运行,使电机的功率因数降低,从而浪费电耗;反之会使电机经常处于超载运行,导致电机升温过高绝缘易老化,使用寿命缩短,与此同时还可能造成难以启动。 1.4风机连接管不规范的后果 在诸多导致降低风机效率的原因中,风机进出口连接管不规范,经常被视为不重要却危害极大的因素。往往由于工程设计配置限制,被迫在风机进口装有直角弯管、单叶插板或蝶阀调节以及出口处装有逆向气流弯管,结果都会造成风机内效率显著降低。 (1)文献1指出:“用bm75/1200型单吸离心通风机进口直接装90°弯管时,与通常该型风机产品出厂试验值相比,前者全压内效率降低12%&dquo;。其原因是急变流场使进气不均匀产生涡流,改变了出厂试验空气动力特性的缘故。如果不可避免时,正确连接法应在远离进 口处安装带导流片的90°弯管之后,再将风机进气管加长3~6倍直径的平直长度。加长平直管后比仅装转向导流片还能多节电18% (2)双吸入离心通风机进口如只装弯管不装转向导流片时,则会引起两侧进风量相差18%,造成对轴承的轴向推力过大,叶轮磨损不均,导致额定风量下降20%,使全压效率下降,浪费了电能。 (3)离心通风机出口管的安装设计,只要注意做到按叶轮离心旋转方向,用顺向气流弯管取代逆向气流弯管。 (4)轴流通风机的进、出口连接管和扩散器的效率,安装设计不规范都会使内效率降低。 1.5不同型式通风机的合理启动 离心通风机要求系统全关闭空载启动;轴流通风机要求系统全开启有载启动;高温风机在常温条件下启动时,由于空气受热体积膨胀,密度变小,风机产生压力低,所需功率比常温风机小很多,因此常温条件下启动应将系统全关闭空载启动。 1.6正确对待通风机的联合工作 通风机并联与串联工作时,由于风机性能要有所降低,运行工况复杂,因此一般尽量不采用。并联优先使用双吸入风机,因两台并联系統的压损过大时,起不到增加流量的作用。并联多台风机公用一台大型组合袋滤室时,对应袋滤室也应封闭,分隔成并联系統进行过滤，只有系統风量小,而压力高时,串联风机才是合理的。常见串联两台相同型号离心通风机的除尘器系統,一台载尘的风机进口管网负压输送,经除尘器净化后再串联另一台不载尘的风机进口管网负压输送排至大气。这两台串联风机的实际效率和实耗功率均不相等,不如采用两台不载尘的风机串联工作性能好。在以往许多工程中均有采用并联或串联风机的应用。 实例,但并没有现场实测去验证实际效率如何,值得引起重视和纠正。 1.7风机进气温度确定虚高导致性能降低 高温炉窑废气处理的除尘风机选型时,因选型确定进口气温不确切,而采用睡时最高气温或大量漏风,引起急剧温降或言目提高气温,造成实际运行中气温低于选型气温较多,结果造成运行风机内效率降低和功率增大,导致设计额定流量减少。例如某电解铝厂选用y4-73型引风机,=200c,n=83%,实际运行=100-150时,估计全压内效率只有30%~40%;又如当高温输气管道采用砖砌,砼等材料的气密性较差,造成滲进冷风量达30%~50%,从而使管内气温下降过快,使风机运行的全压降低,流量和电耗增大,继而导致污染处设计抽风量减少30%。 1.8滤袋单室过滤风量的划分不宜过大 除尘系統的多室组合结构的袋滤室(又称袋房),常用逐室中断滤尘操作进行清灰作业,一般单室过滤风量(也是辅机清灰风机的风量)不宜超过每台主风机风量的20%,这样就不会导致运行中主风机内效率下降。由于过滤的过程中始终有一个单室滤袋组轮流在停风(停止过滤)进行清灰。因此停风单室的多余风量引起其它室增加,导致系統阻力增加,结果造成主风机风量减少,全压内效率下降。 云南水口山矿务局杜式剑的设计实践1988年经验总结提出:“单室收尘过滤面积以不超过500m2为佳;第三铅冶炼厂新袋反吹清灰面积占总过滤面积的49%,使有效过滤总面积提高到95%以上。但是单室过面积过小,会使清灰机构复杂化,或过分延长清灰周期达不到清灰效果&dquo;。大型多室袋滤房,设多台清灰风机既可使主风机和清灰风机均达到节能,又能提高有效过滤总面积,同时也有利于自动控制。 国外一些风机公司在供货的同时,要求用户提供例如风机进、出口连接管的合理配件订货图,无疑这是一种能有助于通风机高效率运行的有效方法。