Исследования акустических характеристик элементов в системах вентиляции, использующих диаметральные вентиляторы тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.23.03, кандидат технических наук Голубев, Алексей Юрьевич

• Голубев, Алексей Юрьевич
• кандидат технических наук
• 1998

Оглавление диссертации кандидат технических наук Голубев, Алексей Юрьевич

Содержание

введение

Глава 1. Постановка вопроса и задачи исследования

1.1. Постановка вопроса

1.2. Обзор литературы по мдмообразованию воздуходувных ма-аин ( вентиляторов,)

1.3. Цели и задачи работы

Глава 2. Методика проведения экспериментальных исследований

2.1. Методика определения аэродинамических характеристик

2.2. Методика акустических исследований

Глава 3. Описание модели вентилятора

Глава 4. Исследования способов снижения вумаг ^вентилятора

4.1. Результаты параметрических исследований

4.2. Йэроакустические характеристики различных форм языка

4.3. Исследования по влиянию конструкции рабочего колеса на излучаемый шум

4.3.1. Влияние неравномерности шага лопаток рабочего колеса

4.3.2. Влияние "сдвига" лопаток по ширине рабочего колеса

4.3.3. Влияние числа лопаток рабочего колеса

Глава 5. Оценка эффективности глушителей шума СКВ с новыми

звукопоглощающими материалами

5.1. Особенности новых материалов

5Г.2. Методика экспериментального определения волновых параметров

5.2.1. Стандартная методика измерений

5.2.2. Теоретичекие предпосылки определения характеристик звукопоглощения двухмикрофонным методом

5.2.3. Описание экспериментальной установки

5.2.4. Определение волновых параметров

5.2.5. Волновые параметры полужестких материалов и особенности их определения

5.3. Расчетная оценка эффективности глушителей вума с новыми материалами

Выводы

Список литературы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Исследования акустических характеристик элементов в системах вентиляции, использующих диаметральные вентиляторы»

-4-Введение

В настоящее время "шумовое загрязнение" является одной из главных экологических проблем. Человек, как на производстве, так и в быту, постоянно испытывает воздействие пума, достигающего в ряде случаев достаточно высокого уровня. Это приводит не только к снижении производительности труда, но в ряде случаев к непоправимому ущербу для здоровья - функциональным расстройствам нервной системы, поражении органов слуха, нарушениям деятельности сердечно-сосудистой системы.

Вполне естественно, что борьба с иумом, имеющая целью улуч-вение условий труда и отдыха, приобрела за последние годы первостепенное значение.

Действующие в настоящее время нормативные документы С СНиП 11-12-77 ) накладывают жесткие ограничения на допустимые уровни вума как в помещениях, так и на территориях,непосредственно прилегающих к жилым и общественным зданиям. Так.например. в палатах больниц и санаториев уровни звука не должны превышать 25 дВД, а на территориях, непосредственно прилегающих к жилым районам - 35 дБА. Для того чтойы удовлетворить требования норм, необходимо осуществлять как подавление шума от источников, находящихся внутри помещений, так и принимать меры по борьбе с шумом, поступающим извне.

8ум, излучаемый при работе систем вентиляции и кондиционирования воздуха (СКВ), достигает достаточно высокого уровня, а в ряде случаев вклад этого источника в общую шумовую обстановку является решающим. При этом проблема создания допустимых условий в помещениях сводится к проблеме снижения шума, создаваемого СКВ. Нспешная борьба с шумом СКВ позволит не только улучшить условия

труда и отдыха находящихся в помещении людей, но и существенно изменить общую экологическую ситуацию за счет снижения "шумового загрязнения".

Решение этой задачи может осуществляться только комплексным путем, т.е. созданием малошумной нагнетательной установки и снижением шума, распространяющегося по системе воздуховодов. Яри этом за главное, как более экономичное, следует принять первое направление - разработка малошумной конструкции нагнетателя.

Исследования, результаты которых поиводятся в настоящей рабо те. проводились по обоим направлениям, причем в качестве нагнетателя был выбран наименее изученный с точки зрения шумообразова-ния диаметральный вентилятор.

Глйвв. 1- Постановка вопроса и задачи исследования 1.1. Постановка вопроса

Основным элементом систем вентиляции и кондиционирования воздуха ( СКВ ) является нагнетатель - агрегат, предназначенный для перемещения воздуха. 8 качестве нагнетателя используются вентиляторы различных типов и конструкций. Наибольшее распространение в системах вентиляции и кондиционирования воздуха получили осевые и радиальные вентиляторы (рис.1.1). Область их применения широка и многообразна. Вентиляторы таких типов применяются в различных элементах шахтной вентиляционной сети, в приточно-вытяжных установках зданий различного назначения , в системе пневмотранспорта и в других областях.

Тем не менее столь обширная сфера применения не является доказательством того, что применение осевых и радиальных вентиляторов в качестве нагнетателей СКВ всегда удобно и целесообразно. Так. например, компоновка радиальных вентиляторов приводит к повороту набегающего потока на 90е. В случае, если необходим другой угол поворота потока, приходится использовать дополнительные колена воздуховодов и переходники, что может приводить к значительному увеличению объема, занимаемого вентиляционной установкой. Есть и другой существенный недостаток осевых и радиальных вентиляторов. который состоит в следующем. При необходимости обеспечения высоких подач даже пои относительно небольшом давлении (например для неавтономных кондиционеров) габариты нагнетателя становятся слишком большими. Это часто приходит в противоречие с общей компоновкой помещения.

Другим типом нагнетателя, которому не присущи указанные выше

ОСЕВЫ£

РАА1ШЬНЫ£

АМДМЕТРАЛЬНЫЕ

Рис.1.1. Основные типы вентиляторов.

недостатки, является диаметральный вентилятор (рис.1 Л). Схема его работы принципиально отличается от схемы работы радиального вентилятора. 9 диаметральных вентиляторов поток воздуха дважды проходит через реветку лопаток рабочего колеса в поперечном направлении, сначала на части окружности колеса по направлении снаружи колеса внутрь в центростремительном направлении , а затем на другой части окружности колеса наружу, как в радиальном вентиляторе.

Принципиальные схемы наиболее простых диаметральных вентиляторов приведены на рис.1.2. Так,поперечное течение потока через колесо возникает в том случае, если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело А (рис.1.2,а), расположенное несимметрично относительно оси колеса, или направляющий аппарат, состоящий из одного или нескольких тел или лопаток (рис.1.2,б). Такого же рода течение возникает при установке колеса в несимметричный коленообразный корпус или кожух (рис.1.2,в и рис.1.2,г).

Изобретателем диаметрального вентилятора является француз Пауль йортье. который получил патент на такой вентилятор в 1892 году. Вентиляторы Мортье некоторое время использовались в качестве вахтных вентиляторов [25], однако в дальнейшем они были заменены радиальными вентиляторами, имеющими более высокий коэффициент полезного действия (КПД). После этого в течение долгого времени работ по диаметральным вентиляторам не проводилось и они были почти забыты.

С середины нашего столетия интерес к диаметральным вентиляторам вновь оживает. Так профессором Б. Экком (ФРГ) был предложен ряд конструкций диаметральных вентиляторов с направляющим аппаратом внутри колеса [68,691. Большая экспериментальная работа была проведена Костером Г63 3, который испытал несколько диамет-

Рис Л.2. Схемы простейяих диаметральных течений.

ральных колес с различными корпусами, й 1960-61 гг. в немецких и английских журналах появились рекламы фирм, которые начали выпускать небольшие аппараты для подогрева воздуха и другие бытовые агрегаты с диаметральными вентиляторами Ш. В ФРГ было организовано физико-техническое бюро Яайнга, специально занимающееся разработкой диаметральных вентиляторов, насосов и различных агрегатов с ними.

В нашей стране возрождение интереса к диаметральным вентиляторам началось в начале 60-х годов и связано прежде всего с работами Коровкина Й.Г. [4,29-333. За относительно короткий срок КПД вентиляторов такого типа был повышен с 55% до ?5%, разработан ряд аэродинамических схем диаметральных вентиляторов с направляющим аппаратом и без него, обладающие не только высокими аэродинамическими качествами, но и гибкостью компоновочных решений. йм же было осуществлено внедрение диаметральных вентиляторов в различные отрасли народного хозяйства.

В настоящее время по масштабам применения диаметральные вентиляторы занимают третье место после осевых и радиальных.Область их применения в нашей стране и за рубежом очень разнообразна -от настольного вентилятора, применяемого в быту, до нагнетателя в аэродинамических трубах (рис.1.3). Зто обусловлено прежде всего несомненными преимуществами вентиляторов такого типа, к которым относятся:

- возможность создания плоского равномерного потока большой протяженности;

- удобство компоновки таких вентиляторов, позволяющей осуществлять поворот потока от 0° до 180°;

- возможность создания недосягаемых для других типов нагнетателей коэффициентов давления и подачи, что позволяет сущест-

а 1)

») е)

Рис.1.3. Области применения диаметральных вентиляторов:

а) для воздушных завес;

б) в общеобменной вентиляции;

в) в печах;

г) в аэродинамических трубах;

д) в сушильных агрегатах;

е) для установок кондиционирования.

венно уменьшить габариты нагнетателя (рис. 1.4).

В системах вентиляции и кондиционирования воздуха диаметральные вентиляторы используются в воздушных завесах ворот промышленных и общественных зданий,в автономных кондиционерах и сплит-системах, для общеобменной вентиляции общественных зданий, в калориферных установках, в неавтономных кондиционерах (при наличии значительного сопротивления сети).

8о всех вышеперечисленных случаях диаметральные вентиляторы по своим аэродинамическим качествам и удобству компоновки оказались лучше осевых и радиальных. Так, для неавтономных кондиционеров КНН-12 и КШМ8 С рис. 1.5), выпускаемых Домодедовским заводом кондиционеров, анализ,проведенный в ЦНИИпромзданий привел к следующим результатам С331. Среди семейства радиальных вентиляторов наиболее соответствует аэродинамическим требованиям ( а = 12000 м5/ч и а = 18000 м3/ч, Р = 100 кгс/ма, п = 1400 об/мин ) и в то же время является самым компактным вентилятор Ц13-50. Он занимает 35-402 объема кондиционера. В лучших зарубежных образцах радиальные вентиляторы занимают 30% объема кондиционера. Применение в неавтономных кондиционерах КНН-12 и Ш 18 диаметральных вентиляторов, выполненных по аэродинамической схеме ЦАГЙ Д17-42 позволяет снизить объем, занимаемый вентилятором, до 12-152 от объема кондиционера. Кондиционеры типа КНН-12 и КНУ-18 с диаметральным вентилятором ЦАГЙ широко используются в промышленных зданиях ( заводы КАМАЗ, ВАЗ. текстильные предприятия ) и успешно эксплуатируются в гражданских зданиях ( новое здание МХАТа и др.-).

Главным недостатком диаметральных вентиляторов, мешающим их более широкому использованию, является повышенный уровень шума, возникающий при их работе. Так, у диаметрального вентилятора ,

} ) } > и > > < ; >>>?>>)}> , у г} > г> > I

у40 60

£ 20 Диаметральные

Вентиляторы &0

0,1 I

Моэффициент подоги

Рис. 1.4. Область работы диаметральных вентиляторов.

Рис.1.5. Неавтономный кондиционео КНУ-12

вкполненного по аэродинамической схеме Д17-42 для неавтономного кондиционера КНЗ-12, уровень звуковой мощности составляет 112 дБ, в то время как для радиального вентилятора Ц13-50 с аналогичными аэродинамическими параметрами 105 дБ. Кроме того шум, создаваемый диаметральными вентиляторами (особенно высоконапорными), оказывает большое раздражающее воздействие из-за наличия в спектре шума резко выраженной дискретной составляющей, уровень которой превышает широкополосную часть спектра на 20-30 дБ. В то же время в отечественной и зарубежной литературе проблеме снижения шума диаметральных вентиляторов не уделяется должного внимания. С другой стороны методы борьбы с шумом, разработанные для осевых и радиальных вентиляторов, оказываются недостаточно эффективными в случае диаметральных вентиляторов, что связано прежде всего с принципиальными отличиями их схем работы. Для эффективной борьбы с шумом необходимо проведение дополнительных исследований физических процессов шумообразования в нагнетателях этого типа и разработка на этой основе эффективных средств снижения шума.Этой проблеме и посвящена первая половина настоящей работы.

Опыт борьбы с шумом осевых и радиальных вентиляторов показывает, что не всякое изменение конструкции, приводящее к менее шумному вентилятору, не ухудшает при этом его аэродинамических свойств. Более того большинство конструктивных усовершенствований, ведущих к снижению шума, автоматически изменяет аэродинамическую схему и приводит к ухудшению его аэродинамических качеств. По всей видимости при заданных аэродинамических параметрах - давлении и подаче, существует некоторый предел уровня шума, ниже которого уже нельзя опуститься с помощью изменения конструкции вентилятора [П. Вероятно, что для диаметральных вентиляторов ситуация имеет аналогичный характер. При этом уровень шума, распрост-

раняшщийся по системе воздуховодов, будет еще достаточно высок.

Для снижения распространяющегося шума на одном или нескольких участках вентиляционной сети осуществляется установка глушителей. По устройству и принципу работы согласно ГОСТ 12Л.029-80 глушители делятся на три основные группы (рис.1.6):

1) Пассивные глушители, принцип действия которых основан на отражении части звуковой мощности обратно к источнику. Такие глушители требушт изменения сечения каналов и поэтому редко применяются в системах вентиляции и кондиционирования воздуха.

2) Активные глушители, принцип действия которых основан на затухании звуковой энергии как в пространстве, ограниченном слоями звукопоглощающего материала (ЗПМ), так и в толще ЗПМ.

3) Комбинированные.

Наибольшее распространение в СКВ получили активные глушители. При этом снижение шума осуществляется, как выбором конструкции

глушителя, так и надлежащим выбором ЗПМ. В глушителях СКВ при-

<

меняются, в основном, мягкие рыхловолокнистые материалы на основе супертонкого стекловолокна и минерального волокна.

Мягкие рыхловолокнистые материалы обладают высокой звукопоглощающей способностью, но им присущи и определенные недостатки. Главным из них является возможность выдувания материала потоком воздуха. Для предотвращения этого используется защитное покрытие ЗПМ, чаще всего с помощью стеклоткани. Такое покрытие приводит к ухудшению звукопоглощающих свойств облицовки канала и снижению эффективности глушителя. Другим недостатком является то, что мягкий ЗПМ не держит форму и, при различных механических воздействиях, например вибрации стенок воздуховодов, происходит неравномерное смещение слоя ЗПМ, в результате чего образуются участки неравной плотности, что также приводит к снижению эффективности

о) По ссиЛные

Иамерные

Резонансные

6) Онти&ные

,_1ХХХХХХХХХУХ1

1ХХХХХХХ>^Г

ХХХУХ1

Пластинчатые

В) Ном 6и ниро банные

Т*. ' .я

Рис Л.б. Основные схемы глушителей.

глушителя.

Материалами, лишенными этих недостатков, и в то же время обладающих достаточно высокой звукопоглощающей способностью являются материалы типа войлока из органических волокон, например ЙТЙ-15, ТЗ 17 Пит. СР 14-17-86-89, разработанные Всесоюзным институтом авиационных материалов (ВЙАМ) для целей теплоизоляции Фюзеляжей самолетов. По своим физико-механическим свойствам эти материалы могут быть отнесены к классу полужестких. Основой для расчета глушителей, составленных из таких материалов,являются экспериментально определяемые характеристики звукопоглощения ( волновые параметры ¥ и ^ ). Существующая в настоящее время стандартная методика измерений не позволяет определять волновые параметры полужестких материалов с достаточной для расчета глушителя степенью точности. В связи с этим возникает необходимость разработки новой, более точной методики экспериментального определения волновых параметров материалов такого типа. Разработке такой методики и оценке эффективности глушителей, составленных из материалов типа войлока из органических волокон посвящена вторая половина настоящей работы.

1.2. Обзор литературы по шумообразованию воздуходувных машин (вентиляторов).

Первые работы по шуму, создаваемому вращающимися колесами вентиляторов, были опубликованы еще в начале века [64,851. более планомерные исследования проблемы шума вентиляторов начались в конце 30-х годов. Из них в первую очередь следует отметить работы С67,793, в которых на основе общих физических соображений было высказано предположение о зависимости мощности излучения аэродинамических шумов от 5-й степени скорости и ?-й степени диаметра рабочего колеса. Более поздние экспериментальные исследования подтвердили справедливость этой гипотезы.

безусловно важными для понимания физической картины яумообра-зования (в особенности для осевых вентиляторов) были исследования по расчету шума воздушных винтов, опубликованные в середине 30-х годов. Наибольший интерес в этом отношении представляют работы Д.Я.Гутина [14,15] . Распределение момента сопротивления вдоль лопасти при вращении винта в однородном поле было сведено автором к сосредоточенному моменту и таким образом задача свелась к расчету шумоизлучения от вращающейся силы . При этом наблюдатель, находящийся в фиксированной системе координат, будет воспринимать периодические пульсации давления на частоте следования лопаток и ее гармониках. Последующие экспериментальные исследования шума воздушного винта полностью подтвердили правильность физических предпосылок, на которых строился расчет Л.Я.Гу-тина. Л.Я.Гутин явился основоположником расчета шума воздушных винтов и, по существу, все дальнейшие более полные расчеты акустического поля винта явились развитием этих представлений [361. На основе теории, предложенной Я.Я.Гутиным, строится и современ-

ный расчет шума, создаваемый при работе осевого вентилятора.

Следующим аагом в развитии представлений о природе аэродинамических шумов, в частности шума вентилятора, явилась теория, предложенная М.Йаитхиллом Г77,783. В его работах содержится первое наиболее обстоятельное и глубокое рассмотрение механизма образования аэродинамического шума. На основании точных уравнений неразрывности и количества движения М.Яайтхиллом было получено уравнение, связывающее пульсации плотности среды, которые определяют излучаемый шум, и поле скоростей набегающего турбулентного потока:

—- Ос Р О = ■

ъ ±2 У ^у,^ (1.4)

где:

(1.2)

7у =$><, У/ * £-р*) - а о §'] - е у'

турбулентный тензор деформаций Лаитхилла;

тензор касательных напряжении для Ньютоновой жидкости;

- кинематическая вязкость;

- объемная вязкость; О о - скорость звука в однородной среде; У} - вектор скорости жидкости.

Если среда, окружающая зону потока с твердыми движущимися поверхностями. находится в состоянии покоя, решение неоднородного волнового уравнения (1.1) для случая свободного поля имеет следующий вид:

1

-212

? ^/та* ЪоаЪа^ //¿Т^

Рс( /о)

■¿я Щ/Ш^Т)*

(.1.4)

* ¿а* 9%осу

Это заражение, полученное последователями М.Яайтхилла [65,711, называется формулой Фокс Вильямса - Хоукингса. В выражении (1.4)^/7 обозначает ¿-компонент силы на единицу площади. действующий на границу жидкости:

С 1.5)

^¿^ ~ вектор единичнои нормали к поверхности жидкости; с=1~тг ~ коэффициент Дяпплера:

С СА О V

- вектор между источником у и наблюдателем: ос {¿с

-/г/

= ~зс - 7*

J (1.6)

у — координаты источника в системе координат, движущейся с поверхностью (рис.1.7);

У] ~ скорость и ускорение твердой поверхности £ (То) с

внутренним объемом \)е ( /о).

Все члены формулы (1.4) определяются в движущейся системе координат в запаздывающий момент времениТе , момент возникновения звука, который связан с моментом наблюдения следующим соотношением:

Зз

пег)

5л

Рис Л.?. Выбор системы координат.

(1.7)

Если в точке наблюдения среда локально изотропна, пульсации плотности и давления связаны соотношением:

/ 2 / р - а о $

г (1.8)

Формула (1.4) позволяет провести качественный анализ источников шума вентилятора. Наиболее подробная классификация механизмов мумообразования дана в работе В.Нейсе [871 (рис.1.8). Так первый член формулы (1.4) эквивалентен звуку, создаваемому точечным движущимся источником квадрупольного типа с моментом и описывает шум. создаваемый турбулентными касательными напряжениями. Как показано К.Морфи Г85] и М.Голдштейном [73] подобный механизм шумообразования становится важным при числе Маха на конце лопаток более 0,8, поэтому для большинства практических случаев вкладом этого источника в общий уровень шума, создаваемого вентилятором, можно пренебречь.

Второй член решения П.4) эквивалентен движущемуся дипольному источнику звука с моментом /¿с^ и описывает шум. возникающий при нестационарных аэродинамических воздействиях на твердые поверхности, находящиеся в потоке. В подавляющем большинстве практических случаев для вентиляторов этот источник шума имеет определяющий характер.

Последние два члена формулы (1.4) эквивалентны звуку, создаваемому монопольным источником и описывает шум, возникающий при вытеснении жидкости движущимися твердыми поверхностями. Для вентиляторов, имеющих небольшие окружные скорости и относительно тонкие лопатки такой механизм шумообразования не вносит значи-

Рис, 1,8, Клэерификацияящмм^'в^нтмляторш.

тельного вклада в общий уровень шума.

Использование в расчетных работах соотношений, основанных на теории Лайтхилла, как следует из вышесказанного, является достаточно затруднительной задачей, поэтому параллельно с развитием Фундаментальной теории аэродинамических шумов производился поиск более упрощенных и более прикладных методов расчета шума, создаваемого вентилятором. Здесь можно выделить два основных направления:

- расчет шумовых характеристик осуществлялся с помощью обоб-

щенных критериев акустического подоЬия с учетом эмпирических связей между геометрическими, аэродинамическими и акустическими параметрами вентиляторов:

- оценка шума осуществлялась по аналитическим зависимостям, полученным при рассмотрении некоторых упрощенных моделей с учетом допущений, налагаемых на сложный процесс шумообразования в вентиляторе.

Наибольшее распространение получило первое направление исследований. В 1953 году Й.Беранек Г591 впервые выступил с эмпирической формулой оценки уровней звуковой мощности вентилятора и предсказания шума вентиляторной системы. Этот метод предусматривал расчет оощих уровней звуковой мощности, а также даны указания по оценке спектров шума. Было высказано предположение, что звуковая мощность большинства радиальных вентиляторов определяется по формуле:

где Н - мощность двигателя на валу в л.с.

Позднее этот критерий был уточнен членами общества Л.Беранека

Г5?1, с помощью поправки для систем с давлением выше 300 Па и

(1.9)

о

с учетом относительного уровня звуковой мощности 40 .

£.3.Юдиным [541 были введены безразмерные параметры, характеризующие акустическое качество вентиляторов различных аэродинамических схем. Он предложил характеризовать данную серию вентиляторов на режиме работы максимального КПД следующими параметрами:

- критерий жумности -отвлеченный уровень пума -

где Ьр - уровень звуковой мощности, излучаемои вентилятором,дБ; Р* - полное давление, создаваемое вентилятором,^; (I - подача воздуха (жидкости), м3/с; В - диаметр рабочего колеса, м; и - окружная скорость, м/с. В 1963 году Г.Мэлингом [ВО] была предложена безразмерная спектральная плотность:

VI

$ к, У) =

где - звуковая мощность на гц, излучаемая вентилятором, Вт;

4 / ь , <£ / В;

f - частота. Гц;

& - частота вращения рабочего колеса, рад/с; В - ширина колеса, м;

хьг

- -- _ коэффициент давления;

п)

У — -^- - коэффициент подачи.

7Г£>ъп

Границы применения этой величины для различных типов вентиляторов были четко ограничены. Впоследствии теория была развита П.Конецким [751 в 1990 году на радиальные вентиляторы, не являющиеся геометрически подобными. Звуковая мощность определялась как функция от диаметра и ширины рабочего колеса неподобных вентиляторов и были получены безразмерные отношения. В.Депрус 1661 ввел эффект масштаба для радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми назад.

Р.Мэдисоном Г791 была предложена следующая формула определения особенного уровня звуковой мощности:

h fç() - -XL

(1.13)

За рубежом этот критерии наиболее часто используется для определения акустического качества вентиляторов.

Важное значение имели исследования по влиянию корпуса и подсоединенных воздуховодов на уровень шума, создаваемый радиальным вентилятором.

В 1974 году в работах Ш.Мореланда С831 и К.Йелле [931 было показано, что корпус вентилятора играет большую роль в механизме шумообразования. В спектре шума вентилятора наблюдаются характерные широкополосные максимумы, связанные с акустическими резонан-сами объема воздуха внутри корпуса. Была предложена акустическая модель вентилятора в виде резонатора Гельмгольца, в котором объемом является корпус, а горлом входной и выходной патрубки. При этом может быть рассчитана как первая резонансная частота, так и добротность такого резонатора. Резонансы более высокого поряд-

ка не могут быть рассчитаны, но для низшеи частоты совпадение с экспериментом оказалось достаточно удовлетворительным.

В 1984 году А.Болтон ГбП опубликовал результаты исследований по влиянию на уровень вума подсоединенных воздуховодов. Так, им было показано, что подсоединение к нагнетательному патрубку дополнительной акустической нагрузки в виде участка воздуховода приводит к существенной модификации спектра вума. Также он обнаружил большое влияние на общий уровень вума турбулентности входящего в вентилятор воздуха, приводящей к мощным пульсациям давления на лопатках рабочего колеса и сильному вумоизлучению.

Снижению шума осевых и радиальных вентиляторов посвящено боль-вое количество работ как в навей стране, так и за рубежом, выдан ряд патентов на различные маловумные конструкции вентиляторов [26,45,51,42 и др.]. Перечень наиболее распространенных средств снижения вума осевых и радиальных вентиляторов приведен в работах В.Нейсе Г86,881. Условно можно выделить два основных напыления:

- уменьвение дискретной составляющей шума ( так называемого вума от неоднородности потока ) осуществляется за счет уменьшения амплитуды силовых воздействий, оказываемых потоком на неподвижные элементы корпуса и направляющего аппарата, а также за счет интерференционного гашения излучаемого шума. Конструктивно в первом случае уменьшение шума производится с помощью увеличения расстояния между колесом и неподвижными элементами корпуса, применением скошенных языков, применением рабочего колеса с неравномерным шагом лопаток и другими способами. Интерференционное гашение шума осуществляется встраиванием в язык 1/4 волнового резонатора, разделением языка по ширине на две равные части и сдвигом их на полшага друг относительно друга;

- уменьшение широкополосной составляющей шума осуществляется

за счет облицовки корпуса звукопоглощающим материалом, использованием сетчатых турбулизаторов на входных кромках лопаток и другими способами.

Все вышеперечисленные средства снижения шума касаются осевых и радиальных вентиляторов. Проблеме борьбы с шумом диаметральных вентиляторов уделялось существенно меньшее внимание. Работ в этом направлении проводилось очень мало и они носили частный характер. Было получено несколько авторских свидетельств и патентов. в частности, на снижение шума вентиляторов этого типа с помощью перфорированных и изогнутых языков [16,19,23,24], переменного угла установки лопаток рабочего колеса [341, разбиения потока внутри корпуса на несколько более мелких потоков Г2П и некоторые другие средства снижения шума. Среди немногих работ, касающихся снижения шума диаметральных вентиляторов, необходимо отметить работу Д.Йллена Г581, опубликованной в 1982 году и работу Р.Хоффа и Г.Финна, опубликованную в 1992 году Г743. В работе Д.йллена были проведены исследования по влиянию радиальных зазоров между языком и рабочим колесом и между кромкой обечайки и рабочим колесом, а также отношения диаметров рабочего колеса по внутренним и внешним кромкам лопаток на излучаемыи шум. Работа Р.Хоффа и Г.Финна по снижению шума была проведена применительно к диаметральному вентилятору, предназначенному для кондиционера. установленного внутри легкового автомобиля. Комбинацией различных средств снижения шума - закручиванием языка и его перфорированием, закручиванием рабочего колеса, закручиванием направляющей лопасти противоположно закручиванию колеса , введением пере-

г>

менного шага лопаток раоочего колеса , изменением расположения теплообменника относительно рабочего колеса и некоторыми другими способами было получено снижение шума, создаваемого вентилятором.

на 12 дБ. Тем не менее критерии шумности полученной конструкции диаметрального вентилятора оказался на 6 дБ выше, чем у соответствующего по своим аэродинамическим характеристикам радиального вентилятора.

Проведенный литературный анализ позволяет сделать вывод, что

вопросы излучения шума вентиляторами является относительно Малого о ^

исследованнои ооластью. а наиоольшеи степени механизмы шумооо-

разования изучены для осевых вентиляторов, что ооусловлено родственной природой аэродинамических шумов осевого вентилятора и

раоот в этой ооласти, не существует сколь-лиоо полной физической картины шумообразования. Что касается шума диаметральных вентиляторов, то в этом направлении проведено наименьшее количество исследовании. В то же время можно предположить, что механизм излучения шума диаметрального вентилятора имеет несколько отличныи от радиальных вентиляторов характер. Так, средства снижения шума радиальных вентиляторов при непосредственном их применении к диаметральным вентиляторам оказываются недостаточно эффективными. Для вентиляторов этого типа характерны осооые средства снижения шума, часто не имеющие аналогов у осевых и радиальных вентиляторов. Разработка таких средств снижения шума и оценка их эффектив-

ности для различных аэродинамических схем невозмо! ¡темати-

ческих физических исследований процессов шумоооразования диаметральных вентиляторов.

винта самолета. Для радиальных вентиляторов, несмотря на обилие

г>

1.3. Цели я задачи работы

Проведенный литературный обзор показывает, что имеется общая теория, описывающая природу аэродинамических шумов. Однако применение этой теории на практике, в частности для вентиляторов, весьма затруднительно, поскольку требует знания статистических характеристик нестационарных параметров турбулентных течении. О некоторой перспективности применения этой теории можно говорить только для осевых вентиляторов, если использовать результаты исследований, полученных для винтов самолетов и вертолетов. Здесь накоплен достаточно обширный экспериментальный материал о статистических характеристиках поля пристеночных пульсаций давления на лопастях винтов,а также глубокие и серьезные расчетные исследования по определению аэродинамических нагрузок $1 , действующих со стороны потока на лопасти рабочего колеса. Однако для радиальных и диаметральных вентиляторов такой подход невозможен , поскольку течение в них имеет другой и более сложный характер.

Б этой связи более целесообразным представляется экспериментальный путь исследования. Как показано выше, в отличие от радиальных, информация оо акустике диаметральных вентиляторов недостаточна для получения на основе теории подобия и анализа размерностей эмпирических зависимостей вида (1.9)-(1.13). Поэтому основной целью настоящей работы является проведение экспериментальных исследовании по изучению механизмов шумообразования и разработка на этой основе способов снижения шума диаметрального вентилятора.

Учитывая сложную природу механизмов шумообразования представляется целесообразным рассмотрение конкретной аэродинамическои схемы диаметрального вентилятора.

В соответствии с основной целью, в работе решались следующие задачи:

- разработка методики экспериментальных исследований;

- определение аэроакустяческих характеристик базового вентилятора;

- оценка влияния параметров аэродинамической схемы базового вентилятора на его аэроакустические характеристики, выбор оптимальных параметров;

- изучение влияния геометрии формы языка на процессы шумооб-разования, исследование влияния конструкции рабочего колеса на аэроакустические характеристики вентилятора.

Другой целью настоящей работы являлось изучение возможности применения новых звукопоглощающих материалов для глушителей шума систем вентиляции и кондиционирования воздуха. В соответствии с этой целью, в работе решались следующие задачи:

- разработка методики определения волновых параметров наиболее перспективных современных звукопоглощающих материалов;

- расчетная оценка эффективности традиционной схемы глушителя с новыми звукопоглощающими материалами.

Глава 2. Методика проведения экспериментальных исследований

В основу методики исследовании был положен принцип одновременного определения как аэродинамических, так и акустических характеристик модели диаметрального вентилятора. Зто не только существенно ускоряет проведение экспериментальных раоот, но и позволяет избежать случайных ошибок. Такие ошибки могут появиться при определении аэродинамических и акустических характеристик в разные моменты времени на различных установках в связи с возможной неточностью установки режима работы вентилятора.

Другой особенностью данной методики являлось использование имеющего небольшие размеры экспериментального оборудования, предназначенного для определения аэродинамических параметров. Звукомерное помещение, предназначенное для измерения шума, имело сравнительно неоольшои ооъем. и поэтому размещение в нем дополнительного оборудования (помимо исследуемои модели) могло приводить к значительным погрешностям при измерении акустических характеристик. В связи с этим для определения аэродинамических характеристик была использована методика, разработанная Керстеном Й.О. в соответствии с требованиями ГОСТ 10921-90, позволяющая определять параметры диаметрального вентилятора на малоразмерном аэродинамическом оборудовании. Основные положения этой методики приведены в работах Г2?,281.

2.1. Методика определения аэродинамических характеристик.

Схема аэродинамических испытаний представлена на рис. 2.1. Яри работе вентилятора воздух из помещения поступает в расходо-

мер, в качестве которого используется коллектор, выполненный в в виде сопла Вентури и имеющий диаметр (1=138 мм и коэффициент подачио( =0.98. По периметру суженной части сопла были установлены приемники давления, соединенные с жидкостным дифференциальным микроманометром. Разрежение, создаваемое в коллекторе, определяется по формуле:

Рс = I й

(2.1)

где:

- показания микроманометра в мм спиртового столба;

- синус угла наклона трубки микроманометра и его коэффициент при этом наклоне;

- плотность спирта;

/\ - поправочный коэффициент на нормальные атмосферные условия;

А _ -/¿7/, 3 Л? 73 ^ о)

Ра ■ 2 9Ъ Ра - атмосферное давление;

- температура окружающего воздуха,0С.

По перепаду давлений между коллектором и атмосферой Рс определяется подача вентилятора:

9» 1 " (2.2)

Выбор режима работы вентилятора осуществлялся с помощью дросселирующего устройства, выполненного в виде плоского шибера и расположенного между входным коллектором и камерой всасывания. Изменение режима работы вентилятора осуществлялось ступенчатым образом, величина ступени определялась необходимой точностью построения аэроакустических характеристик. Исследования проводились во

веем диапазоне изменения подачи - от полностьв закрытого (режим, соответствующий нулевой подаче) до полностьв открытого коллектора (режим, соответствующий максимальной подаче].

Для определения статического давления, создаваемого вентилятором, между расходомером и вентилятором располагалась камера всасывания, размеры которой 1435"435>'26бмм) были выбраны в соответствии с ГОСТ 10921-90 . Для выравнивания потока в камере была установлена сетка, выполненная из перфорированного металлического листа. В стенках камеры были установлены приемники в виде отверстий со штуцерами, соединенные с жидкостным дифференциальным микроманометром, по показаниям которого определялось статическое давление, создаваемое вентилятором:

(2.3)

Динамическое давление, создаваемое вентилятором, определяется расчетным путем, исходя из перепада давлений в коллекторе пересчетом на площадь выходного патрубка по формуле:

Р^ - ^ <2.«

-г" •> 2

где - площадь выходного патруока вентилятора, м .

Полное давление, создаваемое вентилятором, складывается из статического давления в камере всасывания и динамического давления в зоне нагнетательного патрубка:

г с' у (2.5)

Параметры воздуха, поступающего в вентилятор, его плотность определялись по замерам температуры термометром и атмосферного

давления барометром.

Частота вращения рабочего колеса п определялась с помощью акселерометра, установленного на станине, к которой крепится электродвигатель. Между осью двигателя и осью рабочего колеса всегда имеется некоторая разоалансированность, поэтому при работе вентилятора станина подвергается механическим колебаниям. При этом в спектре вибраций наиболее резко выделяются дискретные составляющие на частотах, соответствующих частоте вращения электродвигателя. Частота вращения двигателя определяется по Формуле:

п = во

(2.6)

где:

£с_ - частота первой гармоники виораций станины, Гц. При проведении испытаний п поддерживалось постоянным на всех режимах работы вентилятора. Технически это осуществлялось с помощью реостата, регулирующего напряжение, подаваемое на клеммы электродвигателя.

На ПЭВМ типа НР-86 Хьюлетт-Паккард определялись безразмерные аэродинамические параметры.

Коэффициент подачи определялся по формуле:

где:

В - жирина рабочего колеса,м; В - диаметр рабочего колеса,м;

и - окружная скорость рабочего колеса вентилятора, м/с. Зта формула носит иной вид, чем у радиальных вентиляторов.

вместо множителя 0 оерется произведение В*0. Для диаметральных вентиторов, отличительной особенностью большинства аэродинамических схем которых ( по сравнению с радиальными ) является то, что ширина рабочего колеса В больше диаметра рабочего колеса О, такое преобразование формулы представляется целесообразным.

Коэффициент полного давления вентилятора определялся по формуле :

й А/

у =

и

* (2.8)

Коэффициент статического давления определялся по формуле:

% - -^тт (2.9)

у и М

2.2. Методика акустических исследований.

В качестве звукомерной камеры была выбрана подглуменная камера размерами 4,15*3.75*3 м ( 42 м3). Две стенки камеры были облицованы звукопоглощающими плитами типа ЙА-О, установленными на расстоянии 75 мм. Две другие стенки и потолок были облицованы звукопоглощающими клиньями высотой 500 и 800 мм соответственно. Нижняя граничная частота для такого помещения составляет 250 Гц. Выше этой частоты можно говорить о наличии в камере свободного звукового поля. Это является вполне приемлемым для исследуемой модели диаметрального вентилятора, основная звуковая мощность которого, как будет показано ниже, сосредоточена в сред-нечастотном диапазоне.

Исследуемая модель с оборудованием, предназначенным для определения аэродинамической характеристики, располагалась в центре камеры (рис.2.2) . Измерения звукового давления производились с помощью однодюимового микрофона типа 4165 фирмы "Брюль и Къер", Дания. Высота установки микрофона соответствовала верхнему срезу нагнетательного патрубка. Перемещение щтанги с микрофоном производилось с помощью поворотного стола. Измерения производились в трех точках, расположенных под углами 30*,45° и 60° к оси нагнетательного патрубка.

Сигнал с микрофона подавался на процессор быстрого преобразования Фурье (БЙФ процессор^ типа 2034 (фирма "Брюль и Къер1', Дания), работавшего в режиме узкополосного спектроанализатора в диапазоне частот 0-3200 Гц с шириной полосы анализа 4 Гц. Регистрация спектров осуществлялась на двухкоординатном самописце.

Частотный диапазон выбирался таким образом, чтобы в нем была сосредоточена основная звуковая мощность, излучаемая исследуемои

<3 РйУ

Рис2,2. Схема стенда для аэроакустических испытаний.

/

•тосоийскйй

^¡ЗИСТЙА РСТ 8 ей н*

моделью диаметрального вентилятора. 8 этом диапазоне находились как дискретная составляющая на основной лопаточной частоте, так и ее вторая гармоника. Как показал анализ, проведенный в более широкой области частот, третья гармоника лопаточной частоты практически не выделяется из широкополосной части спектра, а уровень шума, определенный в этой более широкой области практически не отличается от суммарного уровня звукового давления в полосе частот 0-3.2 кГц. Таким образом,можно быть уверенным, что в выбранном для измерений частотном диапазоне сосредоточена практически вся звуковая мощность, излучаемая исследуемой моделью.

Уровень дискретнои составляющей на частоте f¿ определялся суммированием уровней сигнала в полосе д £=20 Гц. Это было связано с тем. что. как будет показано ниже, измерение шума диаметрального вентилятора необходимо производить при постоянной частоте вращения рабочего колеса. Погрешность,возникающая при регулировании частоты вращения может привести к некоторому сдвигу дискретной составляющей по частоте. Суммирование сигнала в полосе частот а £=20 Гц позволяет избежать возможной ошибки. Кроме того учитывается тот факт, что характер пиков в измеряемых спектрах на частоте более соответствует узкополосному шуму.

Кроме того определялся уровень широкополосной составляющей шума Ь , суммарный уровень звукового давления в полосе 0-3200 Гц

, а также уровни звука 1А , позволяющие судить во-первых, о физиологическом воздействии шума, во-вторых, о распределении шума по частоте. 6 случае, если Ьд^Гг, преобладает высокочастотный шум. и, в противном случае, более резко выделяются низкочастотные составляющие шума.

Спектр шума, как радиальных, так и диаметральных вентиляторов Г301 характеризуется наличием широкополосных максимумов.

обусловленных акустическими модами объема воздуха, ограниченного корпусом вентилятора. Как величина этих максимумов, так и занимаемая ими область частот, не зависят ни от частоты вращения рабочего колеса, ни от режима работы вентилятора. Для исследуемой модели диаметрального вентилятора при различных режимах работы и при различной частоте вращения рабочего колеса производилась регистрация спектров щума. При этом полное давление, создаваемое вентилятором, изменялось в диапазоне от 408 до 119 Па, коэффициент подачи у'от 0.01 до 0.55, частота вращения рабочего колеса п от 2880 до 1695 об/мин. Можно видеть, что характер спектра широкополосной составляющей шума остается практически неизменным (рис.2.3). В то же время уровень дискретной составляющей может изменяться в значительных пределах. Так при одном и том же режиме работы вентилятора зависимость уровня дискретной составляющей (а для данной модели и суммарного уровня шума) от частоты вращения рабочего колеса имеет совершенно нерегулярный характер (рис.2.4), что противоречит известной зависимости, введенной Юдиным:

— п5'

(2.10)

Такое противоречие связано с тем, что при совпадении частоты первой лопаточной гармоники и частоты собственного резонанса объема воздуха, ограниченного корпусом вентилятора, наблюдается резкий рост уровня дискретной составляющей шума. Таким образом, для диаметральных вентиляторов зависимость (2.10) носит приближенный характер и ее непосредственное применение (без учета резонансных свойств корпуса) может привести к значительным погрешностям.

Как на величину, так и на расположение широкополосных максимумов в спектре шума значительное влияние оказывает акустическая

Рис.2Л. Влияние частоты вращения рабочего колеса на спектр ядма.

30

во

2000 2500 П, оЬ/миН

Рис.2.4. влияние частоты вращения рабочего колеса на уровень дискретной составляющей.

У - 3,1

нагрузка. связанная с вентилятором. Так, подсоединение диффузора к выходному патрубку исследуемой модели приводит к значительной модификации спектра шума Срис.2.5).

Таким образом, наличие собственных резонансов объема воздуха, ограниченного корпусом, может существенно повлиять на уровень шума, создаваемый вентилятором. Это явление может значительно осложнять обработку экспериментальных данных и приводить к затушевывании других физических закономерностей шумообразования. Для создания одинаковых условий на всех режимах работы вентилятора частота вращения рабочего колеса поддерживалась постоянной П = -- 2490 об/мин.

Расчет осредненных уровней звукового давления (например суммарного уровня звукового давления) по нескольким измерительным точкам по формуле:

3 1-1 ' 7 (2.11)

где ^ - количество измерительных точек;

^ - величины в отдельных измерительных точках.

В качестве безразмерной характеристики, по которой можно судить об акустическом качестве той или иной аэродинамической схемы. использовался критерий шумности, введенный Е.З.Юдиным [54]:

2Г - @ - 25 ^ Pv

(2.12)

В настоящей работе критерии шумности определялись как по суммарному уровни звукового давления , так и по уровню дискретной составляющей на основной лопаточной частоте Ь± .

Рис.2.5. Влияние акустической нагрузки на спектр шума.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Голубев, Алексей Юрьевич, 1998 год

Список литературы

1. Аптекарь М.В., Фонберштейн И.М. Судовые вентиляторы. Л.. "Судостроение". 1971.

2. Баженов Д.8.. Баженова А. А.. Рнмский-Корсаков А.В. Влияние величины акустической нагрузки на уровень шума вентилятора и определение эквивалентных параметров центробежного вентилятора как генератора шума. Докл. 9 Всесошз. акуст. конф. Секц. Й.М.Акуст. ин-т.1977.

3. Борьба с шумом.Коллектив авторов под ред. Юдина Е.Я..-М.. Стройиздат.1964.

4. Бычков А.Г.. Коровкин А.Г. О диаметральных вентиляторах. Сб. "Промышленная аэродинамика11, вып.24. с. 110-124.

5. Голубев А.Ю., Коровкин А.Г., Кузнецов В.Б. Акустические характеристики высоконапорного диаметрального вентилятора с переменным шагом лопаток колеса. - Материалы семинара "Борьба с шумом и звуковой вибрацией".. М..МДИТП..1993, стр. 7-Ц .

6. Голубев А.Ю., Кудисова А.Я.. Кузнецов В.Б. Измерение звукопоглощения в интерферометре двухмикрофонным методом.- Материалы семинара "Борьба с шумом и звуковой вибрацией".. М.. МДНГГП., 1993, стр. 72-79.

7. Голубев А.Ю., Коровкин А.Г., Кузнецов В.Б. Азроакустические исследования модели малогабаритного диаметрального вентилятора для установок кондиционирования. - Сдано в печать Сборник

труаоь миСУ , 1993.

8. ГОСТ 10921-90. Вентиляторы радиальные и осевые. Методы аэродинамических испытаний.

9. ГОСТ 12.1.029-80 (СТ СЭВ 1928-79). Средства и методы защиты от шума. Классификация.

ÍO. ГОСТ 23499-73. Материалы и изделия строительные звукопоглощающие и звукоизоляционные. Классификация и общие технические требования.

11. ГОСТ 16297-80. Материалы звукоизоляционные и звукопоглощающие. Методы испытаний.

12. ГОСТ 28100-89 СТ СЭВ 6085-87 . Защита от яума в строительстве. Глушители шума. Методы определения акустических характеристик.

13. Григорьян Ф.Е., Перцовский Е.А. Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок. Л..1980.

14. Гутин П.Я. 0 звуковом поле вращающегося воздушного винта.-Журнал теоретической физики. 1936. 5, с. 1096-1196.

15. Гутин Л..Я. 0 звуке вращения воздушного винта. Журнал теоретической физики. 1942. т.12. вып.2/3, с.76-85.

16. Диаметральный вентилятор.Авторское свидетельство 1265399, Й.В.£втеев,А.Н.Евтеева,Н.Г.Хитрова.Н.Д.Зйкалис,А.М.Лупарев,1985.

17. Диаметральный вентилятор.Авторское свидетельство 1213251, И.8.Евтеев,Л.Й.£втеева,Н.Г.Хитрова,М.Д.Эйкалис,А.И.Йупарев,1986.

18. Диаметральный вентилятор.Авторское свидетельство 1413283, Н.П.Сычугов,A.M.Бурков,Н.В.Молобов,Ш.П.Полунин,1988.

19. Диаметральный вентилятор.Авторское свидетельство 1615443, Н.Д.Эйкалие, А.Г.Коровкин, К.В.Прохоров, А.М.Лупарев, Г.Н.Титова, 1990.

20. Диаметральный вентилятор. Заявка на полезную модель под 97112842, А.Г.Коровкин,А.В.Голубев.В.Б.Кузнецов,И.О.Керстен.З.А.

Матвеев,Н.А.Воробьев, зарегистрирована 31.07.97.

21. Диаметральный вентилятор. Патент CIA 59365,1969.

22. Диаметральный вентилятор. Патент ФРГ 2210866,1976.

23. Диаметральный вентилятор. Патент CIA 4078870,1978,

24. Диаметральный вентилятор. Патент ФРГ 2545036.1979.

25. Еланчик Г.М. Рудничные турбомашины. Горное издательство. 1933.

26. Караджи В.Г.. Северина H.H.. Соломахова Т.С.. Шдин Е.Я. Исследование шума радиальных вентиляторов и способы его снижения . Обзор. М.,1982, Энергетическое машиностроение,?.

27. Керс тен И.О. Аэродинамические испытания шахтных вентиля-ляционных установок., М., Недра.1986.

28. Керстен И.О. Измерения расходов воздуха и воды на шахтах., М.. 1993.

29. Коровкин А.Г. Характеристики диаметральных вентиляторов НАГИ с различной шириной колеса.- Сб."Промышленная аэродинамика" вып. 28, с. 214-235.

30. Коровкин А.Г. "Исследование диаметральных вентиляторов ЦАГИ с вихреобразователями.-Сб."Промышленная аэродинамика", вып. 20340 с.56-77.

31. Коровкин А.Г., Феофилактов А.Н. Особенности структуры течения в диаметральном вентиляторе без внутренннего направляющего аппарата. Материалы семинара "Повышение эффективности вентиляторных установок". М., МДНТП.1982.с.47-51.

32. Коровкин А.Г., Феофилактов А.Н. Параметрические исследования диаметральных вентиляторов с высоким КПД. - Сб."Промышленная аэродинамика", вып. 4(36).

33. Яупарев Я.И., Коровкин А.Г.. Сенатов И.Г. Диаметральный вентилятор НАГИ для неавтономных кондиционеров Ш-12 и Материалы семинара МДНТП "Вентиляторы общего назначения",М.,1978.

34. Многолопаточный вентилятор. Патент Японии 1-170800,1989.

35. Морз Ф. Колебания и звук.-Я.. Гостехтеориздат,1S49.

36. Мунин А.Г., Кузнецов В.М., Яеонтьев Е.А. Аэродинамические

источники шума М., Машиностроение, i981.

37. Мурата С.. Йкэтока X., Преимущества и недостатки диаметральных вентиляторов. Труды Осакского университета. 1966,2. с. 245-250.

38. Определение акустических параметров звукопоглощающих материалов.- Инструктивное письмо ИЙЙСФ.

39. Погодин A.C. Йумоглушащие устройства.М., Машиностроение. 1973.

40. Поляков В.В., Скворцов Я.С. Насосы и вентиляторы М.,1990.

41. Ржевкин С.Н. Курс лекций по теории звука7М.. Изд-во МГУ, 1960.

42. Римский-Корсаков A.B., Баженов Л.В.. Баженова Й.А. Физические основы образования звука в воздуходувных машинах М.. Наука, 1988.

43. Северина H.H. йумовые характеристики вентиляторов и пути их улучшения. В сб. Трудов ЦНМИПЗ, вып. 29, М.,1975.

44. Седов Я.М. Методы подобия и размерности в механике. М.-Я., "Наука",1972.

45. СНиП 2-12-77. 4.2. Нормы проектирования. Гл.12 Защита от шума. М.,1978.

46. Соломахова Т.С., Чебышева К.В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики. - М., Машиностроение, 1980.

4?. Соломахова Т.С., Третьюхина Т.А. Акустические характеристики центробежных вентиляторов ЦАГМ. Материалы семинара "Вентиляторы". МДНТП. М.,1978.

48. Справочник по технической акустике. Под ред. М.Хекла и X. А. Мюллера.. Л., Судостроение..1980.

49. Справочник проектировщика. Внутренние санитарно-техничес-

кие устройства. 4.11. Вентиляция и кондиционирование воздуха. 3-е изд.-М..1977.

50. Хорошев Г.А.. Петров Ш.И., Егоров Й.Ф. "Мум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха'.1 - Л.. Судостроение, 19?4.

51. Хорошев Г.А.. Петров D.M., Егоров Н.Ф. Борьба с шумом вен-в. М., Энергоиздат, 1981.

52. Цвиккер К.. Костен К., Звукопоглощающие материалы.- М., i 952 ♦

53. Экк Б. Проектирование и эксплуатация центробежных и осевых вентиляторов, Госгортехиздат,1959.

54. Юдин Е.Я. Исследование шума вентиляторных установок и методов борьбы с ним. М.. Оборонгиз, 1958, 227 стр. Тр. ЦАГИ. вып.. 713.

55. Юдин Е.Я., Терехин А.С., Борьба с шумом шахтных вентиляторных установок. М.. Недра, 1973.

56. ®дин Е.Я. О формулах подобия для шума вентиляторов. Тезисы докладов 3 Всесоюзной конференции по борьбе с шумом и вибрацией. Челябинск. 1980.

57. Allen., С.Н. Molse from air conditioning fans.. Noise Control., 1957.

58. Allen., 0Л.. The effect of rotor ana casing design on cross-flow fan performance., Fan Design & Application., 1982.

59. Beranek., L.L.. Reynolds., jf.L. and Hilson.. K.E.. Apparatus and procedures for predicting ventilation system noise.,

JASA., 1953.

60. Bolton A.M.. Predicting fan sound pressure levels.. Paper Mo.13. Industrial noise and vibration problems.. Conference national Engineering Laboratory.. 1976.

61. Bolton.. A.H., Margetts., E.3., The influence of impedan-

ce on fan sound power.. Paper C124/84. Conference on installation effects in ducted fan systeas (l.Mech.E.), 1984.

62. Chung 3., Biaser O.A. Transfer function aethod of aeasu ring in-duct acoustic properties. 1. Theory, ii. Experiment,3. Acoust. Soc. Aa..68,3,1980, p.907-921.

03. Coester ft.. Theoretische und experimentelle Untersuchungen an Querstroageblassen Mittelungen aus dem Institut fur Aeroüyna-aic.. Zurich.. 28,1959.

64. Cuapsty.. H.A. Review - A critical rewiew of turboaachine-ry noise. ASME-Transactions, 3. Fluids Eng. 99(1977). Series i Mo.2, p. 278-293.

65. Curie., M.. The influence of solid boundaries upon aerodynamic sound. Proc. Royal Soc. (LondonJ A23K1955), p.505-514.

66. Deeprose., H.M. and Brooks., 3.M. Effect of scale on fan noise generation.-Pt.i. Backword curved centrifugal fans. M.E.L. Report Mo. 512, 1972.

67. Deaing, A.F., Noise froa propellers with syaaetrical sections at zero blade angle. - NACA Technical Mote Ho 679,1938.

68. Eck B., Uentilatoren., Berlin.. 1953.

69. Eck 8., Das Schwingungschaufelrad ein neues Schaufelrad fur &ebiasse und Pumpen., Chemie - Ingenieure - Technik,2,i960.

70. Evald Ü.. Paviovic A.. Bollinger Noise reduction by applying aodulaiion principles. - JASA, 1971, v.49. n.i.

71. Flowcs Hilliaas., 3.E., Hawkins., D.L., Sound generated

by turbulence and surfaces in arbitrary aotion., Phil. Trans. Royal Soc. (London) A264(1969), p.321-342.

72.Be Fries l.ft.. 66 Oahre Querstromventiiator.. UBi-Berichte., Bd. 38,1959.

73. Goldstein., M., Unified approach to aerodynaaic sound ge-

neration in the presence of solid boundaries. J. Acoust. Soc. Aa. 56(1974). p. 497—509.

74. Hofe R.U.. Thien &.E.. Quiet and efficient tangential flow fan in coapact heat exchanger application..Fan Moise.,1992.

75. Ronieczny., P.. ft noise prediction scheae for saail centrifugal blowers.. M.S. Thesis Purdue University. Hest Lafayette, 1M,1990.

76. Laakso H., Querstroaventiiatoren ait Qruckkennwerten >4., "Heizung, Luftung, Maustechnik"., 12. 1959.

77. Lighthiil. M.3.. On sound generated aerodynaaicaiiy. 1. General theory. Proc. Royai Soc. A211. 1952. p. 564-58?.

78. Lighthiil M.3.. On sound generated aerodynaaicaiiy. 2. Turbulence as a source of sound, ibid. 1954. vol. 222, p. 1-32

79. Madison, R.D., Fan engineering, Buffalo Forge Coapany, 5th Edition, 1949.

80. Mailing &.C.. Diaensional analysis of blower noise., 3ASA, 1963,35,10.

81. F.P.Mechei "Theory of baffle-type Silencers". Acustica. 70,1990, p.93-111.

82. Meilin R.C.. Sovran Q. Управление тональными характерно тиками аэродинамического аума. генерируемого ротором вентилятора.-Paper flaer. Soc. Mech. Eng. NHA/FE - 2312.

83. Moreland. 3.B., Housing effects on centrifugai blower noise.. TSU.. 1974,36.12.

84. Morfey C.L., Sound transmission and generation in ducts witn Flow.. :>SU, 1971.14. p.37-55.

85. Morfey C.L. Rotating blades and aerodynaaic sound.. 3SU.. 23(1973), p. 587-61?.

86. Meise., H.. Hoise Reduction in Centrifugai blower noise..

3SU., 1976,45.3.

8?. Neise., W., Fan noise-generation aechanisas and control methods., Proceedings Inter-Noise., 1988.

88. Heise W., Koopaan fr.Ii. Reduction of centrifugal fan noise by use of resonators. - 3SU,1980,73,2.

89. Powell A. Theory of vortex sound. Acoust. Soc. Aaer.. 1964, vol. 36. Ml,p. 179-195.

90. Reinders H., Das Querstroageblasse - ein Problem der Luf-tertechnik., "Heizung, Luftung, Haustechnik",5,1956.

91. Utsuno H., TanakaT., Fujikawa T., Seybert ß.F., Transfer function aethod for measuring characteristic impedance and propagation constant of porous aaterials., "3. Acoust. Soc. Aa.-, 86,2, 1989, p. 637-643.

92. Weidemann., 3., Analysis of the relations between acoustic and aerodynaaic paraaeters for a series of dimensionally similar centrifugal fan aotors., NASA Translation TT-F-13798,1971.

93. Yeow., K.M., Acoustic aodelling of ducted centrifugal rotors., *3SU,i974.