книги из ГПНТБ / Хорошев Г.А. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха

F2— полная аэродинамическая сила, действующая на обте­ каемое тело, когда оно находится в центре аэродинами­ ческого следа.

Для прямоугольной формы входной кромки (рис. 38, а)

Рис. 38. Форма входной кромки обтекаемого тела: а — прямо­ угольная; б —часть дуги окружности; в — часть дуги пара­ болы.

где Арст-пгЬ — пульсационная сила, обусловленная изменением статического давления по шагу лопаток;

71

Аналогично определив F \ и подставив ее в формулу (77), по­ лучим

По аналогии с предыдущим случаем для формы входной кром­ ки в виде дуги параболы найдем, что на единичный элемент дуги параболы dS действует сила (рис. 38, в)

ловленной изменением динамического давления в следе, с учетом (83) и (84) получаем для тела длиной b

72

Приняв а = 74^, что соответствует точке М с координатами

*о=6рь г/о = Рі]/Л12, получим

,й

Тогда полная сила, действующая на входную кромку тела, бу­ дет равна

Таким образом, если известны геометрические характеристики тела, обтекаемого неоднородным потоком (его форма и размеры), и параметры эпюры скорости на выходе из решетки лопатки, то звуковое давление на частоте fz можно подсчитать по формуле (75) с учетом зависимости (70) и формы обтекаемого тела.

§ 19. Оценка уровней шума судовых вентиляторов

Правильная оценка уровней шума вентиляторов — основных источников шума систем — позволяет выбрать наиболее оптималь­ ные средства снижения шума систем.

При оценке уровней шума судовых вентиляторов необходимо:

—рассчитать уровни воздушного шума на всасывании или нагнетании вентилятора;

—рассчитать уровни воздушного шума вокруг электровенти­ лятора.

Зная шум всасывания, можно определить уровень шума в вен­ тилируемых и кондиционируемых помещениях, а также в помеще­

знать характер возмущающих сил, их спектральный состав, кор­ реляцию и др. В настоящее время найти такие характеристики ана­

к каждому вентилятору отдельно. Таким образом, расчет уровня шума вентилятора по указанным зависимостям представляет собой весьма сложную задачу. В связи с этим оценку уровней шума вен­ тиляторов целесообразно производить по некоторым обобщенным параметрам, которые могут быть получены из его аэродинами­ ческого расчета.

Для расчета уровня воздушного шума на всасывании вентиля­ тора наиболе известна формула, предложенная Е. Я. Юдиным:

73

Входящий в формулу (88) критерий шумности L является функцией только шумовой и безразмерной аэродинамической ха­ рактеристик вентилятора; он не зависит от размера вентилятора, размерной характеристики сети, плотности воздуха и акустиче­ ских условий. Величина критерия шумности, полученная Е. Я- Юдиным на основании исследования большого числа различ­

рий шумности судовых вентиляторов изменяется в пределах 22— 28 дБ, в связи с чем расчетные значения уровней шума не имеют большого разброса.

Для судовых вентиляторов, по мнению М. В. Аптекаря, более

Точность расчета при этом составляет ±4 дБ. В формулу (89) отличие от (88) входит и к. п. д. вентилятора. Тем самым пред­ полагается, что чем меньше к. п. д., тем больше потери в вентиля­ торе и, следовательно, больше уровень шума, генерируемого венти­ лятором. Однако это условие не всегда правомерно. В некоторых случаях оказывается, что уровень шума вентилятора с большим к. п. д. больше уровня шума вентилятора с меньшим к. п. д. при одинаковых давлении и производительности вентилятора [94]. Сле­ довательно, нельзя в общем случае говорить о жесткой зависимо­ сти шума вентилятора от его к. п. д. Как показала Т. Р. Таракановская, уровень шума вентилятора определяется не полной энергией, затрачиваемой на вихреобразование, а энергией отдельных наибо­ лее крупных вихрей. Этот вывод подтверждается и зависимостью (41), полученной авторами, в которую размер вихрей, сходящих

сзадней кромки лопатки, входит в 4-й степени.

Вработе [98] дана другая зависимость для удельного уровня Руд, дБ, звуковой мощности:

Величина удельного уровня звуковой мощности зависит от бы­ строходности вентилятора ns. С физической точки зрения эта связь вполне логична, так как форма рабочего колеса, тип и экономич­ ность вентилятора зависят от его быстроходности. Таким образом, па определяет как геометрию проточной части, так и характер те­ чения в вентиляторе. Следовательно, быстроходность вентилятора должна определять и уровень шума вентилятора. А. Н. Майбо­

74

рода получил зависимость для расчета удельного уровня акусти­ ческой мощности вентилятора, аналогичную (90). Представив, что Руд есть некоторая функция безразмерных производительности и давления вентилятора, т. е.

75

тилятора и, в частности, диаметр входного воздухопровода. Как и в предыдущем случае, Руд связывается с удельной быстроход­ ностью вентилятора (рис. 39). Интересен факт крайне небольшого отличия в величине Руд для вентиляторов самых разнообразных типов. Наряду с центробежными вентиляторами с различными ти­ пами рабочих колес на рис. 39 показаны значения удельного уров­ ня шума одноступенчатых осевых вентиляторов со спрямляющим аппаратом и без него, многоступенчатых осевых вентиляторов и осевых вентиляторов со встречным вращением колес. В целом по данным рис. 39 можно считать, что удельный уровень звуковой мощности современных судовых центробежных вентиляторов со­ ставляет РУд= 56±3 дБ, а осевых Руд= 58± 2 дБ .

При расчете уровня воздушного шума вокруг электровентиля­ тора необходимо в первую очередь знать, чем определяется уро­ вень шума: шумом электродвигателя или аэродинамическим шу­ мом, проникающим через корпус вентилятора. Если шум опреде­ ляется последней причиной, то рассчитать уровень шума вокруг вентилятора, не зная величины звукоизоляции корпуса, невоз­ можно. Если шум вокруг вентилятора определяется шумом элек­ тродвигателя, то уровни звукового давления L, дБ, на расстоянии 0,5 м составляют:

— в случае применения электродвигателя защищенного испол­

где W — мощность электродвигателя, кВт;

п— частота вращения, об/мин.

—при использовании электродвигателя с замкнутой самовен­ тиляцией с воздухоохладителем

Приведенные выше зависимости позволяют рассчитывать толь­ ко общий уровень воздушного шума вентилятора. Оценка уровня шума судовых вентиляторов по частотам, необходимая для аку­ стического расчета систем кондиционирования и вентиляции воз­ духа на судне, будет дана в гл. V.

ГЛАВА IV

МЕТОДЫ СНИЖЕНИЯ ШУМА ВЕНТИЛЯТОРОВ

В ИСТОЧНИКЕ ЕГО ЗАРОЖДЕНИЯ

§20. Выбор оптимальных конструктивных параметров проточной части вентиляторов

Одним из методов снижения аэродинамического шума венти­ ляторов является выбор оптимальных с точки зрения акустики па­ раметров их проточной части при заданных давлении и произво­

76

дительности: геометрического угла входа потока в решетку лопа­ ток, кривизны профиля, густоты решетки, угла атаки и толщины профиля.

Оптимальные параметры проточной части вентиляторов наибо­ лее удобно определять на эквивалентных плоских решетках про­ филей с помощью специальных аэроакустических установок, опи­ санных в гл. И.

Поскольку изменение любого из перечисленных параметров приводит к изменению не только акустических, но и аэродинамиче­ ских характеристик решеток профилей, то сравнение акустических

Рис: 40. Влияние геометрического угла входа на акустические ха­ рактеристики плоских решеток профилей: а — ЦЗ-8-1,0; б — Ц7-8-1,0;

а_ щ 1 -8-1,0;

-----г = з ° ; -------- і = о°: ---------г = —5°.

характеристик различных решеток профилей необходимо прово­ дить при некоторых постоянных эквивалентных давлении и про­ изводительности решеток.

Влияние геометрического угла входа потока в решетку. На рис. 40 представлены акустические характеристики плоских реше­ ток профилей в зависимости от геометрического угла входа. По оси ординат отложена разность между общим уровнем воздушного шума (звукового давления) при некотором значении угла ßi и уровнем воздушного шума в случае ßi = 30° при постоянном давле­ нии решеток. Как видно из рисунка, минимальный уровень воз­ душного шума плоских решеток профилей наблюдается при угле входа ßi = 30° на всех углах атаки.

Увеличение уровня воздушного шума при ßi<30° объясняется тем, что с уменьшением угла входа резко увеличивается местная диффузорность межлопаточного канала за его минимальным се­ чением. Это сказывается на акустических характеристиках реше­ ток профилей. Во-первых, вследствие увеличения диффузорности возрастают потери, т. е. возрастает вихреобразование и, следова­

77

тельно, воздушный шум. Во-вторых, при уменьшении геометриче­ ского угла входа уменьшается угол поворота потока в решетке, что приводит к некоторому уменьшению коэффициента подъем­ ной силы профиля в решетке Су. Для сохранения постоянного давления необходимо увеличивать скорость натекания потока на

Рис. 41. Влияние кривизны профиля на акустические характеристики плоских решеток профилей.

— • — < = 6°; — Д — »' = 0°; - О — »' = 3°; — х — « = — 5°

решетку, что в свою очередь также приводит к увеличению уровня воздушного шума. При уменьшении угла входа с уменьшением угла поворота потока увеличивается угол отставания потока, т. е. увеличивается разность между углом выхода профиля и углом выхода потока. Значение угла отставания ßi—ßlu достигает

13— 15°.

Влияние кривизны профиля. Из приведенных на рис. 41 экспе­ риментальных данных по исследованию влияния кривизны профиля

78

на аэродинамический шум плоских решеток профилей следует, что увеличение относительной кривизны профиля в решетке в преде­

лах значений 0 ,3 ^ f ^ 0 ,ll приводит к уменьшению уровня шума решеток. При этом оптимальная с точки зрения достижения мини­ мального уровня шума кривизна профиля в решетке зависит от гу­ стоты решетки. Так, при густоте решетки ЬД= 0,5_оптимальная

кривизна профилей составляет f = 0,07, а при b/t = 2 f= 0 ,ll. Влияние густоты решетки. Результаты исследований многих

авторов показывают, что на уровень шума, излучаемого вентиля­ тором, значительно влияет густота решетки, или, при прочих рав­ ных условиях, число лопаток рабочего колеса. В ряде случаев правильным выбором числа лопаток удается понизить уровень шума вентилятора на 5—8 дБ. Особенно сильно влияет число ло­ паток на уровень шума центробежных вентиляторов: при увели­ чении числа лопаток уровень шума вентилятора уменьшается [2]. У осевых вентиляторов увеличение числа лопаток в ряде случаев при сохранении постоянной густоты решетки, наоборот, несколько ухудшает уровень шума, главным образом за счет изменения ха­ рактера спектра [73].

Увеличение густоты решетки до определенного значения позво­ ляет повысить допустимую диффузорность межлопаточного ка­ нала. Величина bcyjt при увеличении густоты решетки также воз­ растает. Это способствует уменьшению воздушного шума решетки вследствие снижения окружной скорости рабочего колеса. Однако с увеличением густоты решетки возрастает число лопаток, т. е. увеличивается количество источников шумообразования. Следова­ тельно, совокупность этих факторов и определяет ту оптимальную густоту решетки, при которой она будет излучать шум минималь­ ного уровня.

Влияние угла атаки. При проектировании вентиляторов угол атаки обычно принимают в пределах ±5° (под углом атаки пони­ мают угол между касательной к средней линии профиля и векто­ ром скорости потока). Результаты исследования плоских решеток профилей в этих пределах изменения угла атаки показывают, что для решеток, составленных из профилей различной кривизны, це­ лесообразно применение положительных углов атаки.

Оценивая влияние угла атаки на акустические характеристики решеток профилей, необходимо иметь в виду, что применение по­ ложительных углов атаки приводит к ухудшению условий обтека­ ния профиля в решетке, связанному с возможным отрывом погра­ ничного слоя, а также к увеличению угла отставания потока на выходе из решетки. Следовательно, применение положительных углов атаки создает условия, способствующие при ѵ\ = const увели­ чению воздушного шума решетки.

79

лами атаки. При этом для малоискривленных профилей (/ = 0,03-у- -=-0,07) углы атаки можно принимать в пределах і = 3-4-5°; для

сильно искривленных профилей (/>0,07) целесообразно прини­ мать г = 0-4-3°.

Влияние относительной толщины. Относительная толщина профилей, применяемых в судовых вентиляторах, обычно лежит

в пределах =0,06-4-0,12. Это сравнительно небольшое изменение толщины практически мало сказывается на условиях обтекания профиля.

§21. Проектирование осевых вентиляторов

сиспользованием аэроакустических

характеристик плоских решеток

Использование аэроакустических характеристик плоских реше­ ток профилей позволяет проектировать оптимальные по акустиче­ ским и аэродинамическим показателям осевые вентиляторы. Такое проектирование осевых вентиляторов и компрессоров основано па использовании акустических и аэродинамических характеристик плоских решеток профилей, эквивалентных облопатыванию рабо­ чих колес и направляющих аппаратов вентиляторов и компрессо­ ров [52]. В этом случае аэроакустическое проектирование осевых вентиляторов осуществляется методом последовательных расчетов. На первом этапе выбор параметров решеток профилей, обеспечи­ вающих заданные энергетические характеристики вентиляторов, производят с учетом рекомендаций, изложенных в предыдущем параграфе. После определения параметров решеток профилей рас­ считывают уровень воздушного шума вентилятора с эквивалент­ ным облопатыванием.

Для расчета шума проектируемого вентилятора с помощью аэроакустических характеристик плоских решеток профилей необ­ ходимо иметь следующие данные: геометрические размеры рабо­ чих колес вентилятора (или компрессора), скорость на входе в ра­ бочее колесо, закономерность изменения уровня шума, излучае­ мого различными сечениями (по радиусу) облопатывания рабочего колеса, и уровень шума, излучаемого плоской решеткой, эквива­ лентной одному из сечений лопаток рабочего колеса.

Пусть = Ы — есть интенсивность шума, излучаемого

единицей площади в выходном сечении рабочего участка, где уста­ новлена плоская решетка профилей, эквивалентная периферий­ ному сечению лопаток рабочего колеса вентилятора (/, b — длина и ширина плоской решетки профилей, м; / п.с — интенсивность шума, излучаемого плоской решеткой профилей, эквивалентной периферийному сечению лопаток колеса). Расстояние до точки за­ мера равно r = 1 м.

80