第1章 离心式通风机

1、第一章 离心式通风机通风机是一种驱动空气或其他气体流动的机械。一般用做输送气体或使气体流动更新环境空气，用于通风换气、降温、降尘，是工业部门的重要设备。目前国内的通风机，基本上都有系列产品供使用部门选用。例如，锅炉用通风机是锅炉机组配套辅机，它对锅炉机组的安全经济运行有着极为重要的作用；在船上往往用作货舱、机炉舱内通风之用；在空调装置中，离心式通风机是一种重要的设备，它把大量的空气流经蒸发器后变成冷风经管路送至各有关空间。一般对它的要求是机组本身的噪声要小，所以在建筑物中通风设备往往装在一个单独的小空间内，使它的噪声不致外传。另外它的排出口端与管路联接时，其间装一帆布接头或石棉做的接头（防火）

2、，其目的是使风机部分噪声与管路隔断，否则噪声会由管路传到各有关空间。1.1 离心式通风机的分类及主要零件1.1.1 离心式通风机的分类 按离心式风机所产生压力不同可以分为：1) 通风机：压力在15000Pa（=1500公斤米（毫米水柱）以下；由于风压较低，一般认为气体通过它时输送的是不可压缩的流体，即气体的密度视为常数。2) 鼓风机：压力在15000Pa至0.3MPa之间，因压力变化较大，所以要考虑气体的压缩性。但温度变化不大，故一般不装冷却设备。3) 压缩机：压力在0.3MPa以上。因压力变化大、温升也高，故需考虑气体的压缩性，又要装冷却设备。 按通风机所产生的压力可分为：1) 低压通风机：

3、压力低于1000Pa，一般用于锅炉舱或其它舱室通风用；2) 中压通风机：压力在100300毫米水柱范围内，一般用于锅炉送风或引风设备；3) 高压通风机：压力在3001500毫米水柱范围内。 按通风机的装置可分为：1) 送气式：排出管路与房间相连接，通风机将新鲜空气输入房间；2) 抽气式：吸入管路与房间相连接，通风机吸入房间中的污浊空气并将其排至大气中。 1.1.2 离心式风机的主要部件1.1.2.1 叶轮型式 在离心泵中，叶轮仅做成后弯式叶片的型式。而在离心式风机中，三种叶片型式的叶轮都被采用。现简述如下： 图1-1A所示为常用离心式风机的叶片形状，图1-1B为其进出口速度三角形。 (a) 为

4、直线形径向叶片的叶轮，在叶轮进出口处其叶片的安放角均为90°，即。其结构最简单，可适用于二个方向旋转。但在进口处绝对速度与圆周速度之间的夹角不等于，故气流进入叶轮时有较大的冲击损失，使通风机的效率下降并产生较大的噪声。此种叶型适用于低压通风机。 图1-1 离心式风机的叶片形状和速度三角形 (b) 为曲线形径向叶片的叶轮，在额定工况时，。因叶片进口方向与进口相对速度一致，故进气时冲击损失可减小。此种叶型水力效率高、噪声低，通常适用于低压和中压通风机。(c) 为直线形后弯叶片的叶轮，在额定工况时，而，故与叶片进口方向相符，可以避免或减小冲击损失。由图1-1B知，该叶轮的较上述两种叶轮为小

5、，因此当转速和风压为定值时，其叶轮外径必然较大。在两长叶片之间有一短叶片，使叶轮出口附近叶片节局不大，以避免一部分涡流损失。该叶轮制造简便、价格低廉，通常由于低压风机。(d) 为曲线形后弯叶片的叶轮，在额定工况下，而。此种叶片形状与离心泵叶片相似，它适用于中压和高压通风机、鼓风机和压气机中。这种叶轮的优点是损失小、效率高，在运转时噪声亦较小，但在同样的风压下，其叶轮尺寸较前几种为大。 有些后弯叶片的叶轮，它的叶片做成机翼型，这样可以提高叶轮的强度和允许的圆周速度，而效率又比前两种后弯叶片为高，但加工较困难。在输送容易磨损叶片的气体时，不宜采用中空机翼，因为中空机翼磨漏后有一部份尘埃进入空腔而使

6、叶轮产生振动。 (e) 为曲线形前弯叶片的叶轮，在额定工况时，而较(c)、(d)两种叶轮为大，因此当转速和风压为定值时，其叶轮尺寸可减小。此种叶轮用于风量大而风压低的通风机。 (f) 为曲线形前弯多叶片叶轮，由于，故在同一风压和转速下，其叶轮直径较小。但因叶片较短，且作向前弯曲，因此欲使空气在叶轮通道内有良好的引导，必须增加其叶片数（多达80片）。又因叶片短而宽，空气离开叶轮后之速度又很大，故损失大，效率低，该叶轮一般多用于风量大而风压低的场合。 综上所述，可对各种叶片的优缺点和用途加以判别，径向叶片制造简单、造价低、效率适中。前弯叶片的外形尺寸可减小，从而造价低、占地小、重量轻，但它所产生的

7、静压小，过载能力差，效率低，适用于低风压大流量通风机上。后弯式叶片能产生较高的静压，效率高，适用于高压通风机上，但外形尺寸大。 离心式通风机的风压（进口无预旋）： (1-1)从出口速度三角形，得： (1-2) (1-3)将式(1-3）代入式(1-1）中，则 (1-4)实际上有部分风压损耗在叶轮和蜗壳中，因此通风机的实际风压 (1-5)式中：介质密度； 水力效率； 压力系数。由上式可知，风压的大小与介质密度、压力系数和叶轮圆周速度平方成正比。通风机叶轮的最大允许圆周速度根据材料强度列于表11中，该表同时又列出风机叶片的进出口角。表11 叶轮圆周速度和叶片进出口安装角通 风 机 型 式圆 周 速

8、度u（米秒）进口安装角（度）出口安装角（度）低 压 通 风 机3040951051525中 压 通 风 机40501251303035高 压 通 风 机50901401454045 通风机的压力系数可取为： 前弯式叶片 ； 径向式叶片 后弯式叶片 1.1.2.2 进气箱和进气口 为了使气流均匀地进入叶轮又能减少损失，一般在通风机吸入口装有进气箱和进气口。现逐一介绍之。 1) 进气箱若吸气管在通风机进口前有弯管，则装置进气箱为宜。进气箱常用于双吸风机上，其轴承可装在吸气管外，从而大大改善了风机的检修、安装和操作，尤其对锅炉引风机来说更为有利。单吸通风机也有装进气箱的，如图1-2b所示。此时可以将

9、悬臂式风机改变成两端支承的风机，使转子运转更加稳定，以利于提高风机的转速和加大叶轮宽度等。图1-2 单吸风机装置为了减少损失提高风机的经济性，我们对进气箱和进气口的相对位置具有下列要求： (1) 进气箱的后端尽量靠近进气口，这样阻力可减至最小； (2) 进气口做成圆锥形可改善吸气条件。 进气箱尺寸的大小，可由下列比值来确定，其中为进气箱截面；为叶轮进口面积。通常，其值过大或过小都会影响风机的性能。进气箱进口截面一般呈矩形。其长、宽之比，即应控制在范围内。 另外，进气箱的方位角（图1-3）也影响风机的性能。试验证明，在一般的情况下，方位角为最好，时最差。在实际使用中，由于装置上的要求，进气箱的方

10、位角不一定都是按布置的。图1-3 进气箱的方位角 2) 进气口图1-4 进气口的型式 一般通风机不论是否有进气箱均装有进气口，进气口的型式一般有圆柱形、圆锥形、流线形、组合形和裂口形等五种（图1-4）图3-5 进气口的型式对叶轮中涡流的影响1- 当进气口为流线形时的涡流区边界；2- 当进气口为圆锥形时的涡流区边界。 进气口的好坏，主要视气流均匀地充满叶轮进口处的程度，它直接影响到通风机风压和效率。例如采用流线型进气口（图1-5），气流充满它的整个进口截面；而当采用圆锥形进气口时，叶轮进口处气流转弯情况变坏，如图1-5中虚线所示。由于涡流区增加，叶片流道截面的有效宽度减小，使叶轮进出口相对速度增

11、大，从而引起风压和效率的改变。 如图1-6所示，进风口与叶轮之间的间隙型式有径向间隙和轴向间隙两种。选得合理的径向间隙能使气体的泄漏不会破坏主流的流动状态，而轴向间隙因气体的漏泄与主流垂直而影响了主流的流动状态，所以选用径向间隙比较妥当，尤其对后弯叶轮来说更显突出。不论那一种形式的间隙，都希望越小越好。根据大量的试验指出，径向间隙与叶轮直径之比，即 ，能使风机的效率提高34%。图1-6 进风口与叶轮之间的间隙型式 1.1.2.3 蜗壳 风机蜗壳的功用和工作原理和离心泵中的一样；主要是将叶轮中流出的液体汇集起来导至泵的排出口，并使一部分动能转化为压能；蜗壳由一个截面逐渐扩大的螺旋形流道和一个扩压

12、管组成。风机的蜗壳截面除了圆形、梯形以外最常用的是矩形截面。这种蜗壳的主要特点是结构简单、加工方便，设计合理的话效率不比前几种差。图1-7所示为蜗壳外形轮廓线图。经过任意蜗壳截面的流量为 图1-7 蜗壳外形轮廓线图式中蜗壳系数，它的物理意义是单位质量的流体，对瞬时转动中心O的动量矩。 所以 (1-6）式中： B蜗壳的宽度（假定A为螺旋线开始点处的高度，通道面积FA×B）； 叶轮的外半径或蜗壳的起始圆周半径； 计算截面的圆周半径；从上式看出，每取一个角就能得到相应的值，于是就可以得到蜗壳的外形轮廓线。 直接采用上式计算蜗壳外形轮廓线，结果会使后弯式风机外形尺寸偏大，而前弯风机的外形尺寸

13、偏小，这样就会降低风机的经济性，为了弥补其缺，必须对式(1-6）给予修正，即 (1-7）式中：蜗壳的修正系数，其值与风机的型式有关，后弯式风机；前弯式风机。实际计算时，我们先假定的大小，求出值后再计算蜗壳的外形轮廓线。初步计算时，值也可按下表选取。表12 风机比转速与之关系前 弯 式 风 机后 弯 式 风 机比转速15202040>40比转速20305065>650700.800.800.900.901.00.700.900.901.101.101.201.2 离心式通风机的无因次特性和空气动力学略图与泵一样，若已知某一类型中的某一风机的特性，我们根据相似定律很容易获得这一类型中其

14、它各种风机的特性。但相似定律本身不能用来直接比较不同类型的机械，也不能指出那一种机械比较好，这是因为在相似定律中包含了尺寸、转速及气体重度等等这样一些有因次的影响。这里和下面所说的风机“类型”是指几何相似，但尺寸大小各不相同的机械。其次，对于风机的通用特性曲线（与泵类似）是在不同转速下的性能用一族性能曲线来描述，有没有可能用一根性能曲线而不用一族性能曲线来描述通用特性曲线呢？能不能用一根特性曲线来概括所有属于同一类型但输送不同重度气体的特性曲线呢？这些问题都可以用无因次特性曲线得到圆满的解决。1.2.1 离心式通风机的无因次特性 风机的特性参数是有因次与无因次两部分组成的。设法将有因次与无因次

15、部分区分开来，然后除去有因次的影响，即得到无因次特性的概念。无因次特性曲线的特点在于：每一种类型的风机仅有一条无因次特性曲线，此特性曲线与它们的几何尺寸、转速和所输送的气体重度等因素无关。 经过叶轮的流量 式中为叶轮的出口面积，其值 令，则 由速度三角形知，又从正弦定律得： 故 所以风机的实际流量 (1-8) 从上式可知，有因次的只是及二项，而后面诸项是无因次的。现将有因次部份和无因次部份分开，并以和表示，则式(1-8)可写成： ， (1-9）式中为流量量度指标，其值为 ， (1-10) 由上式可见，流量量度指标随叶轮外径和转速而变，在同一转速下各种风机叶轮尺寸相同时，此值为常数，并与输送气体

16、的重度无关。 为流量系数，其值为： (1-11) 由上式知，相似机械在相似工况下运转时，其流量系数为常数，即同一类型的机械流量系数都相等。在这种情况下，风机实际流量的大小仅仅决定于有因次项，而随叶轮直径和转速而定。因此，若已经知道某一类型相似机械的流量系数，就可以得到该类型机械在不同叶轮直径和不同转速下的实际流量。 风机的实际风压 ， 从出口速度三角形知： 所以 ， (1-12)式中有因次的是和二项，而后面各项都是无因次的。同样将有因次与无因次部份分开，并以和表示，则式(1-12)可写成： (1-13)式中称为压力量度指标，其值为： ， (1-14)从上式看出，压力量度指标的大小视叶轮直径、转

17、速以及输送的气体密度而定。为压力系数，它没有因次，是风机的结构及运转工况的函数，即 (1-15) 所以，两相似机械在相似工况下运转时，其压力系数是常数，即知道某一类型相似机械的压力系数，就可以求得该类型机械在不同叶轮直径，不同转速以及输送不同气体时的实际风压。 有效功率的大小决定于流量和风压之乘积，所以功率量度指标很自然地等于流量量度指标和压力量度指标的乘积，即，公斤·米秒 (1-16) 实际功率为： ，公斤米秒 (1-17)式中功率系数是无因次的，对于相似机械在相似工况下运转时，其功率系数是常数。图1-8 472特性曲线与无因次特性曲线由流量系数、压力系数和功率系数的大小，可确定风

18、机的效率系数，即 (1-18)上式指出，无因次特性和有因次特性在相互转换过程中，其效率是保持不变的。 用上述无因次值代替风机的实际流量Q、压力H和功率N绘出的特性曲线称为无因次特性曲线。对于同类型的相似机械只有一个无因次特性曲线。如已知风机的无因次特性曲线，则可以作出同类型许多风机的有因次特性曲线，尽管这些风机的尺寸不同、转速不同以及输送不同重度的气体等等。反之，若产品目录中查得了某一风机的特性曲线后，就可以把它转化为无因次特性曲线，这条无因次特性曲线就是以代替了通常载于样本中大量的有因次特性曲线。 图1-8表示472通风机的特性曲线与无因次特性曲线。由该图知无因次特性曲线与有因次特性曲线，其

19、形状相同，因为两者仅相差一个比例值。1.2.1 风机的空气动力学略图目前风机的种类甚多，用途颇广，为了简化设计便于生产，我们把某种性能良好的风机作为模型，然后根据相似关系把它按比例尺寸派生成各种不同尺寸的一个系列通风机。风机行业通常把模型风机的叶轮直径化为相对值100其它尺寸按叶轮直径算出相对值画成空气动力学略图。图1-9至图1-12为四种风机的空气动力略图和无因次曲线。例如图1-9为T472通风机，它的叶轮为后弯等厚度圆弧状叶片，叶片的安装角，Z10片，通风机的其它尺寸均可按叶轮直径换算得到。同时又可按无因次特性曲线得到风机的特性曲线。这样就可以把一台性能良好的风机推广成一个系列，使各种不同

20、的机号应用于各种不同的流量、压力范围内。1.2.3 利用无因次特性和空气动力学略图来设计通风机这种设计方法就是根据已给定的流量Q、压力H和假定转速就可以确定该风机的比转速，然后根据比转速选取一个与它相等或接近的空气动力学略图（通 图1-9 T472空气动力学略图与无因次特性曲线图1-10 T479空气动力学略图与无因次特性曲线图1-11 WT微型通风机空气动力学略图与特性曲线图1-12 1174型通风机空气动力学略图与无因次特性曲线风机产品和空气动力学略图型号的命名规定：第一项数字表示该风机全压系数的10倍；第二项数字表示风机在最高全压效率下的比转速）。若计算出来的比转速与空气动力学略图的比转

21、速相差较大，可以适当改变转速重新计算比转速，直到两者相等或接近为止。其次再把已有模型的空气动力性能换算到实物的性能；把模型的几何尺寸放大或缩小到实物的几何尺寸，最后再进行结构设计。 利用无因次特性和空气动力学略图来设计风机的设计步骤略述如下：1) 确定比转速或 (1-19) 式中：Q风机的流量，如流量较大，叶轮宜做成双进口，此时公式中的流量应为所需流量的12； H标准进气状态下的全压，毫米水柱； n叶轮转速，转分； 流量系数； 压力系数。2) 标准状况下气体重度和压力的换算 标准状况的气体重度 公斤 (1-20)式中：通风机的排气温度，； 通风机的排气重度，公斤。 标准状况下的风压 ，毫米水柱

22、 (1-21)式中：风机的排气压力，毫米水柱。3) 叶轮的圆周速度 比转速确定后就可以选择与该相同或相近的空气动力学略图和无因次特性曲线，并且在最高全压效率或在最高全压效率的90范围内选择相应的流量系数和全压系数。利用下式确定叶轮的圆周速度，即 ，米秒 (1-22)式中：标准状况下的空气密度，即。4) 叶轮直径 (1-23)5) 风机的流量Q、全压H、静压和动压的决定 式中：v气流速度，米秒。6) 风机所需的功率轴功率 (1-24)选用电机功率 (1-25)式中：已选定特性曲线上的功率系数； 功率储备系数，一般在1.021.2之间； 传动效率，直联驱动为0.98，皮带传动取0.92.7) 所需

23、通风机主要尺寸的决定式(1-23)求得的叶轮直径经核算，流量Q和全压H都能满足的话，我们根据所需的机号（以毫米为单位的叶轮直径除以100）乘以所选定的空气动力学略图中的有关尺寸，即得风机的实际尺寸，然后进行结构设计。1.3 通风机的噪声1.3.1 噪声的基本概念1.3.1.1 声音的产生 在人们日常生活环境中到处可以听到声音，声音的存在范围是很广泛的，如人们的讲话声、机器的运转声，还有我们人听不到的声音。我们把使人感到烦噪、讨厌、不需要的声音称之为噪声。马路上的卡车声、喇叭声以及鼓风机声等等都使人感到烦恼不安。声音是怎样产生的呢？我们用敲锤去敲鼓，就会听到鼓声，同时用手去摸鼓面，会感到鼓面在振

24、动。如果用手压着鼓面使其停止振动，鼓声就没有了。这就使我们知道声音是由于物体（固体、气体、液体）振动而产生的，振动物体就是产生声音的声源。汽笛声、海水的波浪声就是蒸汽和液体振动的结果。噪声的起源很多，根据不同声源的性质，可分为空气动力性噪声、机械性噪声和电磁性噪声三种。空气动力噪声是由于气体振动产生的。气流中产生冲击、涡流、压力（速度）突变都会引起气体扰动而产生空气动力性噪声。通风机、鼓风机、压气机、喷气飞机和汽笛等所产生的噪声均属空气动力性噪声。 机械性噪声是由于固体振动产生的。在撞击、摩擦、交变机械应力作用下，金属板、轴承、齿轮等发生振动而产生机械噪声。电磁性噪声是由于高次谐振磁场的相互作

25、用，产生周期性的力，引起电磁振动而产生的噪声。如电动机、发电机、变压器等产生的噪声。当然我们平常听到的不是单独一种噪声，而是由许多种噪声的组合。如通风机组产生的噪声，有空气动力性噪声，也有机械噪声和电磁噪声。近几年来，人们日益感到噪声是人类安静和正常生活、安全生产劳动的一个重大威胁，并且已经注意到采用各种措施来防治它。1.3.1.2 声音的传播 振动物体是产生噪声的声源，那么声源产生的声音是怎样到达人耳的呢？声音必须通过媒介物才能传到人耳。这个媒介物就叫做传声介质。气体、液体、固体都是传送声音的介质。将声源放在真空里，声音就传不出来。各种不同传声介质传声的能力也不一样。图1-13 声波的传播

26、下面我们用一个具体例子来说明声音是怎样在空气中传播的（图1-13）。我们拔动一端固定的钢皮尺，仔细分析一下，钢皮尺来回摆动对周围气体产生什么作用。当钢皮尺被放开的一瞬间，它就弹向另一边，邻近处的空气受到钢皮尺的压挤，形成一个密部I，密部I的空气又去挤压右边领近II的空气，使II处空气也趋向于密部。当钢皮尺又弹回另一边时，在近邻留下空隙，I处空气就又变得稀疏，形成了疏部。这时II处的空气已形成为密部，继续向III处挤压，III处空气趋向密部。钢皮尺又弯向另一边时，I处空气又受到挤压成为密部，而II处的空气在挤压III处空气时，自己变成了疏部， III处空气被挤压成密部。 就这样，钢皮尺来回振动，

27、空气中密部和疏部很快地由一个地方传到另一个地方。传到人耳就产生了声音。这里要指出空气中传播的只是一密一疏的波动形式，空气本身并不传走，而是在原来的地方来回振动。这和把石子投入水中而形成的水波一样。因此就把声音定义为在弹性介质（空气、液体、固体）中传播的波动形式。 在日常生活中遇到振动情况是很多的，振动有快有慢，我们把在单位时间内振动的次数称为频率，用符号f表示，单位为赫。对于人耳来讲不是所有振动都能产生声音的感觉，只有2020000赫范围的振动才产生声音的感觉。高于20000赫的声音叫超声，低于20赫的声音叫次声，超声和次声人耳都听不见。 周期性振动的两个密部或两个疏部之间的距离，称为声音的波

28、长，用符号表示，单位为米。振动的最大幅度称为振幅，用符号A表示。完成一次全振动的时间叫振动周期，用符号T表示，单位为秒。周期T和频率f之间的关系为：T1f。单位时间内声波通过传声介质传播的距离叫做声速，用符号C表示，单位为米秒。声速的大小与传声介质的性质及温度有关。在空气中的声速为： C=332+0.6t，米秒 (1-26）式中：t空气的摄氏温度。 上式适用于30以下的情况。如在常温20和标准大气压下，空气中的声速为344米秒。在水中的声速为1450米秒，在钢铁中的声速为5000米秒。 波长、频率、周期和声速之间的关系为：，米 (1-27)常温下，在空气中，当振动频率f=20赫时，米，当振动频

29、率f=20000赫时，米1.72厘米。故可知声音频率高，则波长短；频率低，则波长长。人耳可听声波的波长范围在1.72厘米到17.2米之间。声波传播时具有下列特性： 1）声波传播时可以绕过传播途中的障碍物。声波绕过障碍物的现象叫绕射（图1-14）。声波波长比障碍物的尺寸大得多时，声波容易绕射；波长比障碍物尺寸小得多时，障碍物象镜子一样，将声波反射回来，在障碍物后面形成一个声影。声波通过小孔的情况也是这样，长波容易通过，短波不易通过并在孔后形成声影。 2）声波传播时，可以互相叠加，叫做波的干涉（图1-15）。二个频率相同的声波以同样的相位到达某一点时，二波互相加强，合成振幅为二波振幅之和；反之如两

30、波相位相反，则互相减弱或抵消，合成振幅为二波振幅之差。3）声波在大气中以球面波形式传播，其强度随着距离的加大而减小，这种现象叫做声波的衰减。衰减的程度与声波的频率、空气的温度等有关，高频声波比低频声波的衰减快得多。图1-14 声波的绕射 图1-15 声波的干涉1.3.1.3 噪声的评价 平常我们听到的声音有大有小，有高有低，那么应该用什么尺度来衡量声音呢？噪声衡量除了应用有关的物理参数外，还与人的主观因素有关。下面分别进行讨论：1） 噪声的物理参数（1） 声压、声强、声功率声波是疏密波，空气为密部时其压强就增加，空气变疏时，压强就降低，大于原来的大气压强的这个起伏变化的压强，称作为声压。声压大

31、，声音就强；声压小，声音就弱，人们就用声压来衡量声音的大小。通常用符号P表示声压，其单位为牛顿，或者用微巴（1微巴0.1牛顿）。一般正常人耳刚能听到的声音的声压是牛顿，叫做听阈声压。普通谈话声压是牛顿；载重汽车、摩托车的声压为 0.21牛顿；球磨机的声压为20牛顿，能使人耳产生疼痛的感觉，称做痛阈声压。声压高达数百牛顿以上时，可以引起鼓膜损伤，耳朵出血。声波是一种波动形式，它在介质中的传播过程实质上也是能量的传播过程，因此人们除了用声压表示声音的强弱外，常常也用能量的大小表示声波辐射的强弱。这就引出了声强和声功率两个物理量。声强就是在声音传播的方向上，单位时间通过单位面积的声能量。用符号I表示

32、，单位是瓦。在自由声场（即声波无反射地自由传播的地方）中，声强和声压的关系为： ，瓦 (1-28)式中：介质密度； 声速； 传播声波介质的声阻抗率。 声功率是声源在单位时间内辐射出来的总声能量，用符号W表示，单位是瓦。在自由声场中，声波作球面辐射，声功率和声压的关系为： (1-29a)式中：声波的球面半径； 按球面的平均声压。 在半空间中，声功率和声压的关系为： (1-29b)式中：按半球面平均的声压。（2） 声压级、声强级和声功率级 从听阈到痛阈，声压的绝对值相差100万倍，声强的绝对值相差亿万倍，因此用声压的绝对值表示声音的强弱，或用声强的绝对值表示声音能量的大小都很不方便。因而采用了比值

33、常用对数量级，来表示声音的大小，这就是声压级、声强级、声功率级，它们的单位为分贝。这正如用级来表示风的大小、地震的强弱一样。声压级、声强级和声功率级的表达形式为：声压级，分贝 (1-30)式中：测得声源的声压，牛顿； 基准（参考）声压，即1000赫时的听阈声压，P0=2×10-5牛顿。声强级，分贝 (1-31)式中：为基准声强，即1000赫时的听阈声强，瓦。声功率级，分贝 (1-32)式中：为基准声功率，瓦。 声压级、声强级、声功率级的单位为分贝，它是一个对数单位，没有量纲，它来源于电讯工种。在电讯工程中常用两个功率比值的常用对数表示放大器的增益，这样得出得单位叫做贝尔，分贝是贝尔的

34、十分之一，因此分贝就是十乘以两个功率比值的常用对数的单位。例如一个电子放大器的输入功率为，输出功率为，那末放大器的增益为，如果毫瓦，毫瓦，则放大器的功率增益为：，分贝 在电学中阻抗为常数时，功率与电压有如下的关系：式中：分别为输入和输出电压，于是 在声学中，声功率与电功率相对应，声压与电压相对应，于是可写成：，分贝，分贝 以基准声功率代替，所测声功率W代替；以基准声压代替，所测声压P代替，分别代入上二式中，就可得到式(1-32)及式(1-30)。把听阈声压、普通谈话声压、载重汽车和摩托车声压、球磨机声压等代入式(1-30)，即可求得它们的分贝数，列于表13。表13 声压与声压级0.2120几

35、百分贝060708090120140150 为了对级和分贝有更直观的认识，在表14中列出了一些常见噪声源的声功率级。表14 几种常见声源的声功率级声 源声功率级（分贝）声功率（瓦）轻声耳语30小电钟40普通对话70泵房100鼓风机（大型）1100.1气锤1201风洞1401501001000喷气式飞机16010000从上两表中可以看出，有了级的概念后，可以把声压的数百万倍的变化范围，声强和声功率的数亿万倍的变化范围，改变为0120分贝的变化范围，既方便又符合生理感觉，这种方法已为人们所公认。图1-16 分贝和的增值图分贝既然是对数单位，因此必须按照对数法则运算，即按照能量迭加规律进行。例如一台

36、机器产生的噪声为100分贝，另一台机器产生的噪声为98分贝，两台机器合起来的噪声应该是多少呢？当然绝不能是198分贝。通常是应用曲线图表来计算的（图1-16）。 计算步骤是：a） 先算出两个噪声的分贝差分贝；b） 在曲线图上找出分贝相对应的增值分贝。c） 将增值分贝，加在分贝数高的上，即得到总声压级分贝。 二个以上分贝数相加，亦是依顺序进行。例如三个分贝数相加时，先将二个分贝数按上述方法相加，得到的和再与第三个分贝数相加。分贝数的平均也不能按照自然数来平均，应按照上述分贝求和的方法，先把n个噪声的分贝数相加，再减去，即得分贝的平均值。例如求105、103、100、98四个分贝数的平均。先在曲线

37、图上查得105分贝与103分贝的和为107.1分贝；107.1分贝与100分贝的和为107.9分贝；107.9分贝与98分贝的和为108.3分贝，最后减去分贝，即108.3-6=102.3102分贝。得到平均分贝数为102分贝。 (3)噪声的频谱 平时听到的声音，有的低沉，有的尖锐，这是因为声音具有不同的频率。频率低、音调低，声音就低沉；频率高、音调高，声音就尖锐。对于人耳可闻的声音频率是从2020000赫，有1000倍的变化范围，为了便于分析和比较噪声的频率特性，把这样一个宽广的频率范围分为许多个小频段，即所谓频带或频程。在噪声测量中，最常见的是倍频程和倍频程。倍频程就是频程上下限为，而，中

38、心频率的频程。例如倍频程9045的中心频率。目前，通用的倍频程中心频率为31.5, 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000, 16000赫。这十个倍频程把可闻声音全部包括进去，大大简化了测量。实际上，在噪声控制的现场测试中，往往只用63，125，8000赫，这8个倍频程就可以了。它所包括的频段如表15所示。表15 倍频程频率范围表中心频率（赫）631252505001K2K4K8K频率范围（赫）45909018018035535571071014001400280028005600560011200 图1-17 1no18型空压机噪声频谱 倍频程，它

39、是比倍频程更详细的频谱，它把一个倍频程再分为三分。例如把中心频率为63的倍频程4590再分为三分：4556, 5671, 7190，其中心频率分别为50，63，80赫。我们以频率（频带）为横坐标，以声压级（声强级、声功率级）为纵坐标，作出噪声测量图形，通过这个图形，就可清楚地了解该噪声的成分和性质，这就叫做频谱分析。图1-17为1no18型空压机倍频程噪声频谱。2） 噪声的主观评价人耳对声音的感受不仅和声压有关，而且和频率也有关。声压级相同（分贝数相同）而频率不同的声音人耳听来很可能是不一样响的。如大型离心压缩机机体的噪声和小汽车车内的噪声，其声压级都是90分贝，由于前者是高频，后者是低频，听

40、起来前者就比后者响得多。根据人耳对声音感受的特性，仿照声压级的概念，引出了一个与频率有关的响度级，其单位为方。我们取1000赫的纯音为基准声音。若有某一个噪声听起来与该纯音一样响，则这噪声的响度级（方），就等于这个纯音的声压级（分贝）。例如某噪声起来与声压级为85分贝、频率为1000赫的基准声音一样响，则该噪声响度级就定为85方。响度级是表示声音响度的主观量，它把声压级和频率用一个单位统一起来了。利用与基准声音（1000赫的纯音）比较的方法，通过大量的试验，就可以得到整个范围的响度级，将其结果作出曲线，即为等响曲线（图1-18）。等响曲线簇中每一条曲线相当于声压级和频率不同而响度相同的声音。最

41、下面的是听阈曲线，最上面的是痛阈曲线，二者之间是正常人耳可以听到的全部声音。从等响曲线中可以看出，人耳对高频声特别是20005000赫的声音敏感,而对低频声音不敏感。以60方曲线为例，对应1000赫的声压级为60分贝，对应30004000赫的声压级为52分贝，对应100赫的声压级为67分贝，对应30赫的声压级为90分贝。由于他们的频率不一样，即使他们的声能不一样，特别低频的比高频的大得多，但从人耳的主观感觉来说，它们是一样响的。图1-18 等 响 曲 线 当声压级小和频率低时，对某一噪声来说，声压级和响度级的差别很大。例如声压级为40分贝50赫的低频声是听不见的，它的响度级不到零方。同样40分

42、贝声压级80赫的低频声的响度级为20方，600赫的中频音为42方，1000赫的高频音为40方。当声压级高于100分贝时，等响曲线逐渐拉平，这证明声音强度增大到一定程度后，人耳对频率已不敏感，不易分辨出高、低频率的声音，声音的响度只决定于声压级，而与频率几乎无关了。响度级是个相对量，有时需要把它化为自然数，即用绝对值来表示。这就引出了响度的概念，单位是宋。响度是人耳判断声音强弱的单位，声学中规定40方为1宋，响度级每增加10方，响度即增加1倍。如50方为2宋，60方为4宋。用响度表示声音的大小比较直观，可以直接求出声音增高或降低的百分数。如原有噪声响度为120宋，经消声处理后，其响度降低到60宋

43、，即噪声响度降低图1-19 声级计频率响应特性曲线 为了使噪声的量度接近于人耳的响应特性，在噪声测量仪器（如声级计）中，设置了A、B、C三种计权网络，使测量仪器根据人耳对声音频率的响应的特性进行不同程度滤波（图1-19）。它是参考等响曲线来设计的，C网络是模拟人耳对100方纯音响应，在整个可听取频率范围内，有近于平直的特点，它让所有频率的声音近乎一样程度地通过。因此平常也将C档代表总声压级。B网络是模拟人耳对70方纯音的响应，声音通过仪器时低频波有一定的衰减。A网络是模拟人耳对40方的响应，使接收的声音通过时，低频段（500赫以下）有较大的衰减。A网络使声学测量对高频敏感而对低频不敏感，这正与

44、人耳对噪声的感受一样。因此用网络测得的噪声值，较为接近人耳对声音的感觉。 设置计权网络的原意是，对低于55分贝的声音用A网络来读数，对5585分贝的声音用B网络来读数，对35分贝以上的声音用C网络来读数。近年来，在噪声测量评价中，不管是多大声级的声音，都用A网络测得的声级来代表噪声的大小，称A声级，记作分贝（A）。 1.3.2 通风机的噪声及降低噪声的措施图1-20 叶轮出口速度沿周向不均匀1.3.2.1 通风机产生噪声的原因 要想降低风机产生的噪声，首先应该了解通风机产生噪声的原因。 风机发生噪声的原因比较复杂，通常包括机械噪声和空气动力噪声。如果对整套机组来讲还有与之配套的电动机所产生的电

45、磁噪声，电机冷却风扇的鼓风噪声。我们这里主要讨论通风机的机械噪声和空气动力噪声。 通风机的机械噪声是由于转子不平衡而产生振动，轴承精密度不够，风机安装不良，机壳与接管发生共振，以及风机与原动机传动机构安装不合适等引起。虽然机械噪声通常都是低频噪声，但它作为振动的振源，还会影响到通风机的空气动力噪声。 通风机的空气动力噪声由回转噪声和旋涡噪声所组成。 回转噪声，亦称叶片噪声，它是由于叶片旋转时对空间某一质点作用有周期性的打击力，这种力的冲击而产生冲击波，引起气体压力脉动从而产生的噪声。通风机叶轮出口沿周向气流速度和压力是很不均匀的（图1-20），因为叶片压力面（工作面）压力大，速度小；而叶片吸力

46、面（背面）压力小，速度大。这种不均匀气流离开叶轮后，冲击在涡壳上，这种不均匀气流是随时间周期性脉动的，成为一个噪声源。尤其在通风机风舌处，间隙小气流不均匀性强，由于气流脉动冲击，风舌上受到了随时间脉动力冲击，也形成为声源，而且它反过来又影响叶轮中气流的脉动。这些噪声源都是由于叶轮转动而引起的，所以称为回转噪声。回转噪声具有固定的频率，它的基频为叶片与叶轮转数的乘积：，赫 (1-33)式中：Z为叶片数； n为叶轮转速，转分。 回转噪声的谐波成分为（谐波序号）。每当叶片通过风舌一次，风舌上就受到一个冲击波。 旋涡噪声亦称紊流噪声。气流相对叶轮叶片流动时，在叶片表面形成紊流边界层，边界层脱流形成旋涡

47、，使叶片表面气流有疏密引起压力波动而产生噪声。旋转叶片后缘处分裂出的卡门旋涡（尾迹）；流道中高速气流与低速气流摩擦形成的旋涡；气流在疏道中遇到障碍物而产生的旋涡；气流突然转弯发生脱流时产生的旋涡；还有气流在流道中以及在蜗壳内扩压流动引起脱流而产生的旋涡；叶片进口处气流冲击分离产生的旋涡，都是产生噪声的声源。这些旋涡都是无规则的成长或衰减，故它们所引起的噪声具有宽广的频率带。通风机的噪声主要决定于气动力噪声，如果不设法降低气动力噪音，则要从根本上降低风机的噪声是不可能的。从上面对通风机气动力噪声的初步分析，可以这样说，通风机的气动力噪声直接与气体在风机中流动性能有关，因此不难想象风机流动性能的改

48、善可以降低风机的噪声。1.3.2.2 如何降低风机的噪声降低风机噪声应该从二方面来考虑，首先是尽量改善通风机的气动性能，提高通风机的效率，以降低风机的噪声。其次也不能轻视通风机的机械噪声，因为它作为一个振源，还会影响到风机气流的脉动，弄得不好将使通风机的噪声大幅度地增加。1） 改善风机的气动性能来降低风机的噪声 （1）通风机的进气状态对风机的噪声影响较大，如果进口气流的紊乱度很大，则进入叶轮时的紊乱度更大，在风机的进风口将产生很大的涡流噪声。因此不宜采用圆柱形或圆锥形的进气口，必须采用流线形的进气口（图1-4c），使气流能均匀的进入叶轮，可以降低通风机的涡流噪声。另外风机进气口直径，要尽量做得

49、大些，以使进口气流速度减小，从而减小冲击损失与扰动。 （2）对于短叶片多叶型叶轮的通风机，叶片数可取多些，对风机流动性能和噪声性能均有显著的改善，其理由是叶片数多后，每个叶片的载荷可以减小，叶片负荷减小，可以减少流动损失，有利于降低风机噪声。并且叶片数多，使叶轮出口气流比较均匀，可以降低风机的回转噪声，同时也能较好地发挥蜗壳的静止扩压器作用，蜗壳的流动性能得到改善。根据有关资料介绍，较佳的叶片数为7080片。叶片数过多也不好，会给加工制造带来困难，叶轮进阻塞太大，增加气流的摩擦面积等。 （3）采用机翼型叶片，可以减小气流在叶片进口处的冲击损失和叶片出口处的尾迹损失，有利降低风机的涡流噪声。机翼

50、型叶片形成的流道截面是逐渐变化的，因此气流流动性能也较好，也能降低风机的涡流噪声，但机翼型叶片加工制造复杂，这是一个很大的缺陷。 （4）通风机的风舌与叶轮之间的间隙，是影响风机回转噪声大小的一个很重要因素（图1-9）。通常用间隙与叶轮外半径之比值来表示。如果叶轮与风舌的间隙过小，由于气流对风舌的冲击引起很大的压力脉动，回转噪声的峰值将急剧增加，间隙大一些，则可以降低风机的噪声。根据有关资料介绍以不同间隙进行试验，当间隙大到一定程度后，噪声不再降低，却使风机气动性能变坏，如风量、风压都有下降。资料介绍值以1625为佳。某一试制的低噪音风机，叶轮直径为350毫米，间隙为28毫米。风舌的圆弧半径也宜取大一些为好。 风舌边缘线与风机轴线做成倾斜，倾斜度应超过二个叶片的距离，对于双进风叶轮，可将叶轮叶片的相对位置错开（图1-21），都可以使作用在风舌上的脉冲气流的相位错开，也能降低风机的回转噪声。图1-21 斜风舌及叶片相对位置错开 图1-22 旋转及固定无叶扩压器 （5）在叶轮出口处采用扩压器（图1-22）。这与气流直接进入蜗壳比较，具有二方面的优点。一是气流在扩压器中进行了能量转换降低了进入蜗壳的流速，使气流动能有效的转换成静压；二是可以在叶轮周围