0　 引言

煤矿安全形势严峻，瓦斯爆炸事故时有发生。我国煤炭消耗占世界的35% ，中国煤炭百万吨死亡率是美国的100倍；全国煤矿特重大事故中有 90% 是瓦斯爆炸事故。我国矿用风机面对安全节能降耗和减排噪声压力，为抑制“两高一资” ( 高污染、高能耗、资源型 ) 。研究和控制及评价考核矿用风机的噪声，是关系我国煤矿安全节能降耗，减排噪声污染和环保的大事。

1 　矿用风机噪声的危害

风机是一种通用机械，产量大、用途广、噪声高。目前已成为污染城市、矿山及煤矿的主要噪声源。它不但严重污染环境、影响生产安全和工作效率，还损害健康并造成工伤事故。

2 　矿用风机噪声标准

工矿企业噪声标准又称听力保护标准，对听力保护有决定影响的物理参量是：噪声级、频率和工作时间。试验表明：噪声级在85dB(A)以下，对85%的人的听觉及人体没有影响。高频噪声 ( 尤其风机高频的离散声 ) 比低中频噪声对人体的危害更大，这是因为人耳对1000～6000Hz的噪声反应最敏感，通常讲：最“刺耳”。

噪声的作用时间，是指操作工人在噪声环境下工作的时间，对听觉和人体的影响关系极大。允许的噪声是指在工人耳朵位置的稳态A声级或间断噪声级的等效连续A声级。在允许的噪声级中[若以85dB(A)] 每提高3dB，工作时间减半。也就是说，允许的噪声为85dB(A)时，每日接触噪声时间为 8h，而88dB(A)则为4h，依此类推。《煤矿安全规程》规定：作业场所的噪声，不应超过85dB(A)。

3 　矿用风机噪声和性能的关系

由相似理论可知，通风机流量、压力、所需功率具有如下关系：

流量 ∝ D 3n ，即流量与直径的立方、转速的一次幂成正比；

压力 ∝ D 2n 2ρ ，即压力与直径的平方、转速的平方和密度的一次幂成正比；

功率 ∝ D 5n 3ρ ，即所需功率与直径的5次方、转速的立方、密度的一次幂成正比。

也就是说，直径不同、转速相同的两台相似通风机，其流量与直径的立方、压力与直径的平方、所需功率与直径的5次方成正比；反之，如果直径相同转速不同，流量、压力、所需功率则分别与转速的1次方、2次方、3次方成正比。通风机的性能与直径、转速的这种相互关系，也就是通常所说的通风机的比例法则。

通风机的噪声与性能的关系，可按Madison 和Graham提出的噪声法则：

LA2 = LA1 +70lg（D2/D1）+50lg（n2/n1）进行计算；

全国集中测试本体 ( 级 ) 对旋 YBDF500-2局扇， Q1=4.21m3/s ， p1=2195.89Pa ， P1=9.5kW ，n1=2900r/min，LA1=117.5dB(A) 。则FD №8/2×55的 LA2 =117.5+70 lg(0.8/0.498)+50 lg(2970/2900)=117.5+14.41+0.5=132.41dB（A）

通过计算得知：FD № 8/2×55的本体 ( 级 ) 噪声为132.41dB（A），经消声器消声后FD

№8/2×55的装置噪声LSA小于16dB( 公开值 ) 。根椐其风量：660～950m3/min ，风压7100～ 1500Pa ，按 LSA = LA － 10lg( Qp2 )+19.8 公式计算结果： FD №8/2×55其本体 ( 级 ) 比 A声级在46.99 ～ 58.91dB 之间。

4 　矿用风机噪声评价

声压级相同而频率不同的声音作用于人耳，人们感觉的声音大小是不相同的。也就是说，声音的大小 ( 响度 ) 是由人们的听感决定的。即响度是人们对声音强弱的主观度量。

声级计所测得的噪声级称为总噪声级。总噪声级 LA 的大小反映了人耳对噪声响度级的感觉，所以一般用来作为评价噪声的允许标准。

《煤矿安全规程》规定：作业场所的噪声，不应超过 85dB(A) 。 MT222 、 MT755 和 JB/T9100－1999 及 MT754 小型煤矿地面用抽出式轴流通风机技术条件、标准均规定，风机噪声以比A声级评价考核，其表达式为 LSA= LA－10lg（Qp2）+19.8 。 A声级噪声LA是应用声级计按规定测量位置直接测量的值，而比A声级 LSA 是取决于风量和压力大小的计算值。目前，在国内外常用A声级评价工矿噪声，然而因对旋风机级噪声太高，开发者采用比A声级LSA考核评价噪声大小，这显然是错误的。因为， JB/T8690-1998 《工业通风机 噪声限值》标准的适用范围只是一般型式的离心和轴流通风机；而该标准不适用于“特殊高压等型式 ( 一般只适用于≤ 1000Pa) 和对噪声有特殊要求的通风机” [ 对旋局扇压力 11500Pa ，主扇 5951Pa 算高压。煤矿作业场所的噪声，不应超过 85dB(A) 的特殊要求 ] 。 然而MT222 、MT755 和 JB/T9100-1999 及MT754标准均采用了比A声级噪声的限值评价考核风机噪声，显然是错误的。结果导致： (1) 对旋高噪声反而变成低噪声，出现对旋噪声 (LSA) 小到－0.92dB 和 8dB ； (2) 国内外曾大量使用的节能低噪省材的所有单级局扇，因LSA不达标而在我国全部被淘汰，如 JBT51-2(5.5kW) ， A声级比JBT52-2(11kW)还小 5dB(A) ，而比A声级LSA却反高出 10.8dB 。造成我国局扇全部取消单级，均采用多级高压系列局扇 (对旋和 YBT 系列) 及对旋主扇，威胁煤矿安全节能降耗减排噪声污染和环保约束的实现，浪费了大量能源资源还造成环境噪声的污染。

5 　矿用轴流通风机噪声的测定

根据 GB/T2888-1991 《风机和罗茨鼓风噪声测量方法》，对矿用风机进口或出口噪声，需要测量A声级和主要测点的63 、125 、250 、500 、1k 、2k 、4k 、8kHz8个倍频带声压级。并规定了风机进口和出口测点位置，测量风机由进气口辐射的噪声，是在进气口中心轴线上，距离进气口中心为标准长度的位置上，即出气试验时。对于抽出式风机的排气放空，都需要在出口进行噪声测量。测点选在与出气口轴线45°方向，距离出气口中心为标准长度的位置上，即进气试验时。然而对旋开发者，为达到人为地改变局扇总长度达到提高效率和降低噪声目的，把压入式局扇按标准规定应做出气试验，而改为进气试验。又因在0≤l/d ≤1范围内，l/d 越大时， p2就越小，压力偏高值△ p = pa－p2 就越大。因此对旋就成为所谓的“高效率、高风压和低噪声”的风机。A声级 LA未按 GB2888 标准规定的测点位置测量，而相反在非工作状态位置测量，导致测量值和实际噪声相差很大，加上消声器玻璃棉粉尘附着失效，噪声值大大超过规定值 85dB(A) 。

6 　矿用风机噪声产生的原因及控制

矿用风机有主扇、辅扇和局扇。轴流通风机的圆周速度为离心式圆周速度的2倍。但效率较高，选用矿用风机主要原则是安全可靠、噪声低、效率高和成本低以及体积小、质量轻。对于高效率和低噪声的关系，目前存在一些模糊概念。因为一般说来，采用较小轮毂比的轴流式风机，容易得到高效率和低噪声，但其压力系数较低。因此，要达到同样压力，就要提高工作轮圆周速度。矿用风机噪声以气动噪声为主，气动噪声又分旋转噪声和涡流噪声，前者与工作轮圆周速度的10次方成比例；后者是6次方成正比。因此，风机周速越高，其噪声也就越大。由此看来，似乎风机高效率与低噪声互相矛盾。但实际情况并非完全如此 ，风机的噪声不但取决于叶轮圆周速度，即叶轮直径，而且还受其他气动及结构参数，如叶片安装角、叶间气流速度、叶片气动负荷等因素的影响，最显著的是，当叶片安装角增大至一定值后，噪声将急剧增大。以我国矿用对旋 FBD № 6.0/2×15低噪声对旋式局部通风机为例，为提高风机压力和结构上需要，选择了较大的轮毂比 390/600=0.65 ，但其出口毂比高达 0.65 ，使风机有效全压效率大大下降，而噪声级高达120dB(A) 。比老局扇 JBT(28kW) 级噪声还高。 较小的工作轮直径、叶型安装角、毂比和叶片数，对轴流风机来讲，可以期望获得比较良好的声学特性，但也许由于对旋风机的两级叶轮靠得很近，而且又相对高速 (2950r/min)反方向旋转，相对线速度很大，大大恶化了风机的噪声特性，噪声很高。因此对旋风机的噪声特性及其控制很值得研究。当叶片安装角大于普通双级通风机时，压力曲线很陡，且噪声更高。因此，对旋风机是效率最低、噪声最高的通风设备。

然而，为了满足对局扇运行性能的要求，必须选择合理的风机型式及结构参数，但无论选择何种型式风机，当压力要求较高时，都存在相当严重的噪声问题。因此，国外局扇厂家大多配套生产消声器，但由于对旋风机本体 ( 级 ) 噪声很高，致使需要结构非常庞大的消声器 ( 扩散塔 ) 才能获得要求的消声量。如我国生产的机号为№46/2×1500的 FBCDZ 地面用防爆抽出式对旋轴流通风机 ( 带扩散筒、消声器和扩散塔 ) ，长达53.38m ，其工作轮圆周速度118m／s( 达上限 ) 。在使用时，由于超细玻璃棉粉尘附着，吸声材料在一年，甚至几个月内便会失效。因此，对矿用风机本身噪声的控制已成为矿用风机设计的基本要求。

在噪声防护方面，德国 KKK 公司做了试验研究，研究结果表明：降低噪声的最有效途径就是降低周速，并提出低噪声风机的设计方案，采用强烈扭曲的宽叶片 ( 增加弦长 ) ，增加叶片数 (4 ～ 8 片叶片 ) 。这种风机在不降低气动效率的前提下，将周速限定在35～55m/s ，比老式风机噪声降低2倍。其声功率级为

Lw ≤ 80+10lgPe [dB(A)]

式中 Pe 为通风机功率， kW 。

国外降低声源的降噪经验值得借鉴。

风机噪声以气动噪声为主，它又分涡流噪声和旋转噪声，风机的气动噪声就是这两种噪声相互混杂的结果。一般说来，涡流噪声主要是由于附面层产生旋涡脱离使绕叶栅环量发生改变而使升力变化造成的，而旋转噪声则主要是由于多级叶栅排的相互扰动所致。

关于叶栅排相互扰动产生的离散声特性及其控制。矿用风机由于要求压力较高，流量较大，因而不可避免地产生很高的噪声，其中又以高频的离散声影响最为显著。因此，局扇噪声的控制应重点放在减小令人讨厌的离散声上。

多年来，对轴流式透平机械内噪声源性质的深入研究，使离散声产生的机理得到充分的认识。研究表明：离散声主要是由于上流叶栅形成的尾迹对下流叶栅 ( 静叶和动叶 ) 的撞击而产生的脉动力，因而在下流叶栅排中的每一个叶片产生一个偶极子声源。对噪声产生机理的认识，使得能对相互扰动产生的噪声得到研究，以下一些有效的减噪方法亦得以发现。

（1）动叶及导叶叶片数的最佳选择

有人通过建立合适的声源分布的声学模型，研究指出：分布声源的辐射效率与每排叶栅的数目有关，也就是说，轴流风机和压缩机产生的离散声取决于动、静叶叶栅的相对数目。

（2）工作轮叶片的不均匀分布

工作轮叶片分布不均匀程度较小，目的在于将叶栅排的扰动错开，以将离散声扩散至较大的频率范围里去，而不是集中于某一频率上。显然这种声域扩散的方法并不能将声辐射能量减小，而是将某一频率上的声能摊开，使离散声峰值减小，这样的频谱特性是人们主观感受可以接受的。

（3）后导叶叶栅的不均匀分布

导叶的不均匀分布可以是周向的，也可以是轴向的。

① 周向不均匀分布，这种方法对于动、静叶数目很难得到合理的选择时比较有效，特别是将这种方法应用于动叶前装置有支柱的场合非常有效。但由于静叶错开角度较大，对气动性能的影响也较大，因比，这种方法受到限制。

② 轴向不均匀分布，这种轴向错开的不均匀分布也是将静叶排合成两组，两组叶列对应的叶片安装位置在轴向有所错开。研究分析表明：存在一个使离散声最小的最佳错位距离。将前述风机的后导叶在轴向彼此错开 4.2mm 时，离散声最小，减噪量达 7.5dB ，而气动性能基本与均匀分布时差不多。因此，这种方法具有较大的应用价值。

（4）采用倾斜后导叶，这种方法与上述的不均匀分布具有相似作用，但它是在叶片展向上将扰动错开的。选择合适的倾斜角度可使离散声减小，而又能具有较好的气动性能，因此，这种方法得到广泛的应用。

7 　结论

对旋式矿用风机 ( 主、局扇 ) 是低效率，高噪声，结构复杂，价高质差，耗能耗材设备。为实现“十一五”规划中十大节能工程之一：“在煤炭等行业进行电动机拖动风机、水泵系统优化改造”。要淘汰“两高一资”产品。大力发展低噪节能可“按需供风”的调角或调速斜流式、子午加速式及以单级为主双级为辅的普通轴流式和对旋，以满足短、中、长距离通风需要。