鋒速達通風降溫系統
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車間負壓風機_風機技術礦用通風機噪聲研究控制
1 引言
離心式引風機是我公司電解生產過程中用來給輸送氧化鋁的風動溜槽供應高壓風的主要設備。全公司3個電解廠共36臺功率為37kW的離心式引風機，都是長時間滿負荷運行，要消耗巨大的電能。本文簡要地從無功就地補償原理出發，分析了離心式引風機節能效果及為公司節能創匯帶來的效益。
2 離心式引風機的工作原理
離心式引風機的驅動電動機型號：Y160L-237kW，電壓：380V ，風機所產生的高壓風通過管道進入風動溜槽風室。它為鋁電解生產過程中輸送氧化鋁的風動溜槽提供高壓風，保證電解槽生產過程中氧化鋁的供應，風動溜槽分為走料室和風室，中間通過帆布作為隔層，只要風室內通有高壓風，氧化鋁就會被高壓風吹起沸騰，并順著風向向前沸騰流動，就可完成氧化鋁輸送任務。
3 無功就地補償器的特點
無功就地補償器系采用日本指月株式會社和ABB電氣公司制造的自愈式金屬化并聯電容器組裝而成，每個電容器都有獨特的保險裝置。具有如下特點：
�。�1）體積小、質量輕、容量大，適合各種場合的0.4kV、3kV、6kV、10kV各種高低壓電動機安裝，起到終端補償的最佳效果；
�。�2）質量可靠，各種性能指標均符合GB3483-89電氣標準；
�。�3）安全措施齊全，內裝放電電阻和獨特的保險裝置，并具有自愈功能；
�。�4）整機可按需要的容量組合，以達到最佳的補償狀態；
（5）無投切裝置和運轉器件，安裝簡便易行,廠房通風，不影響生產。
4 電動機無功就地補償原理
4.1 基本原理
無功功率是感性電氣設備運行中，與電源間往返交換以建立交變磁場，保證電能轉換為其它形式的能或傳遞的不直接做功的電能。按功率三角形S2＝P2+Q2，式中S為視在功率；P為有功功率；Q為無功功率。P/Q＝cosφ，cosφ為功率因數。
電動機功率因數高低是影響其電流大小及電源索取電能多少的決定因素。而無功功率的多少又直接決定功率因數的高低。在電源變壓器的高壓或低壓側安裝集中補償器，主要是解決電網的無功，提高電網的功率因數，用電單位內部的電動機和輸電線路的無功并沒有從集中補償得到有效的解決。因此，給電動機加裝無功就地補償器很有必要，如圖1所示。該無功就地補償器是由并聯電容器組成，它與電動機繞組并聯同時投切，以改善電動機和用電線路、設備的功率因數，降低線路電流，減少無功消耗，提高電源變壓器負載率
4.2 選型
根據補償后的要求，將功率因數提高的百分數折算成降低無功功率的百分數，就可以確定補償器的容量值，根據我公司的要求選定補償器的容量是16kvar。
4.3 功率因數與線損的關系
流經供電線路的電流I包括有功分量（IP）和無功電流分量（IQ），I2＝IP2+ IQ2
線路功率損耗：△P＝3 I2R＝3（IP2+ IQ2）R＝3 IP2R+ 3IQ2R，當降低功率因數時，無功電流IQ增加，線路損耗也隨之增加。功率因數升高時,車間通風，無功電流IQ減少，線路損耗也隨之減少。所以，提高用電的功率因數對節電有重要的意義。功率因數升高或降低與功率損耗的增減關系如表1和表2所示。
基于上述分析，決定首先對風機側做平衡。平衡后各軸承的振動都明顯改善（見表3）。
5 節能分析
根據電力部門出版的相關資料介紹，無功經濟當量是每kvar時節電0.08～0.16kW/h，取最低值0.08kW/h，以單臺全年300天計算：三班制：7200h×0.08×16kvar＝9216kW·h。電價按0.4元/ kW·h計算，可節約：9216×0.4＝3686.4元，36臺每年可節約：36×3686.4＝132710元。這只是帶來的直觀效益，它對電氣方面的益處也是非�？捎^的。
6 效果分析
（1）改善設備的功率因數，使之提高到92％～97％，降低無功損耗50％～80％，平均節電10％～15％。
（2）提高變壓器負載率，經過補償可以使變壓器增容20％～30％。
�。�3）減小用電單位內部線損，改善電壓質量。
�。�4）可減少輸電導線截面積，平均減小線徑40％。
（5）延長相關電氣的使用壽命，降低維修費用。
（6）一般每kvar補償器一年可以節電300～500 kW·h ，僅以節電的電費計算，半年至一年即可收回投資。
煤礦安全形勢嚴峻，瓦斯爆炸事故時有發生。我國煤炭消耗占世界的35% ，中國煤炭百萬噸死亡率是美國的100倍；全國煤礦特重大事故中有 90% 是瓦斯爆炸事故。我國礦用風機面對安全節能降耗和減排噪聲壓力，為抑制“兩高一資” ( 高污染、高能耗、資源型 ) 。研究和控制及評價考核礦用風機的噪聲，是關系我國煤礦安全節能降耗，減排噪聲污染和環保的大事。
1 礦用風機噪聲的危害
風機是一種通用機械，產量大、用途廣、噪聲高。目前已成為污染城市、礦山及煤礦的主要噪聲源。它不但嚴重污染環境、影響生產安全和工作效率，還損害健康并造成工傷事故。
2 礦用風機噪聲標準
工礦企業噪聲標準又稱聽力保護標準，對聽力保護有決定影響的物理參量是：噪聲級、頻率和工作時間。試驗表明：噪聲級在85dB(A)以下，對85%的人的聽覺及人體沒有影響。高頻噪聲 ( 尤其風機高頻的離散聲 ) 比低中頻噪聲對人體的危害更大，這是因為人耳對1000～6000Hz的噪聲反應最敏感，通常講：最“刺耳”。
噪聲的作用時間，是指操作工人在噪聲環境下工作的時間，對聽覺和人體的影響關系極大。允許的噪聲是指在工人耳朵位置的穩態A聲級或間斷噪聲級的等效連續A聲級。在允許的噪聲級中[若以85dB(A)] 每提高3dB，工作時間減半。也就是說，允許的噪聲為85dB(A)時，每日接觸噪聲時間為 8h，而88dB(A)則為4h，依此類推�！睹旱V安全規程》規定：作業場所的噪聲，不應超過85dB(A)。
3 礦用風機噪聲和性能的關系
由相似理論可知，通風機流量、壓力、所需功率具有如下關系：
流量 ∝ D 3n ，即流量與直徑的立方、轉速的一次冪成正比；
壓力 ∝ D 2n 2ρ ，即壓力與直徑的平方、轉速的平方和密度的一次冪成正比；
功率 ∝ D 5n 3ρ ，即所需功率與直徑的5次方、轉速的立方、密度的一次冪成正比。
也就是說，直徑不同、轉速相同的兩臺相似通風機，其流量與直徑的立方、壓力與直徑的平方、所需功率與直徑的5次方成正比；反之，如果直徑相同轉速不同，流量、壓力、所需功率則分別與轉速的1次方、2次方、3次方成正比。通風機的性能與直徑、轉速的這種相互關系，也就是通常所說的通風機的比例法則。
通風機的噪聲與性能的關系，可按Madison 和Graham提出的噪聲法則：LA2 = LA1 +70lg（D2/D1）+50lg（n2/n1）進行計算；
全國集中測試本體 ( 級 ) 對旋 YBDF500-2局扇， Q1=4.21m3/s ， p1=2195.89Pa ， P1=9.5kW ，n1=2900r/min，LA1=117.5dB(A) 。則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）
通過計算得知：FD № 8/2×55的本體 ( 級 ) 噪聲為132.41dB（A），經消聲器消聲后FD
№8/2×55的裝置噪聲LSA小于16dB( 公開值 ) 。根椐其風量：660～950m3/min ，風壓7100～ 1500Pa ，按 LSA = LA － 10lg( Qp2 )+19.8 公式計算結果： FD №8/2×55其本體 ( 級 ) 比 A聲級在46.99 ～ 58.91dB 之間。
4 礦用風機噪聲評價
聲壓級相同而頻率不同的聲音作用于人耳，人們感覺的聲音大小是不相同的。也就是說，聲音的大小 ( 響度 ) 是由人們的聽感決定的。即響度是人們對聲音強弱的主觀度量。
聲級計所測得的噪聲級稱為總噪聲級�？傇肼暭� LA 的大小反映了人耳對噪聲響度級的感覺，所以一般用來作為評價噪聲的允許標準。
《煤礦安全規程》規定：作業場所的噪聲，不應超過 85dB(A) 。 MT222 、 MT755 和 JB/T9100－1999 及 MT754 小型煤礦地面用抽出式軸流通風機技術條件、標準均規定，風機噪聲以比A聲級評價考核，其表達式為 LSA= LA－10lg（Qp2）+19.8 。 A聲級噪聲LA是應用聲級計按規定測量位置直接測量的值，而比A聲級 LSA 是取決于風量和壓力大小的計算值。目前，在國內外常用A聲級評價工礦噪聲，然而因對旋風機級噪聲太高，開發者采用比A聲級LSA考核評價噪聲大小，這顯然是錯誤的。因為， JB/T8690-1998 《工業通風機 噪聲限值》標準的適用范圍只是一般型式的離心和軸流通風機；而該標準不適用于“特殊高壓等型式 ( 一般只適用于≤ 1000Pa) 和對噪聲有特殊要求的通風機” [ 對旋局扇壓力 11500Pa ，主扇 5951Pa 算高壓。煤礦作業場所的噪聲，不應超過 85dB(A) 的特殊要求 ] 。 然而MT222 、MT755 和 JB/T9100-1999 及MT754標準均采用了比A聲級噪聲的限值評價考核風機噪聲，顯然是錯誤的。結果導致： (1) 對旋高噪聲反而變成低噪聲，出現對旋噪聲 (LSA) 小到－0.92dB 和 8dB ； (2) 國內外曾大量使用的節能低噪省材的所有單級局扇，因LSA不達標而在我國全部被淘汰，如 JBT51-2(5.5kW) ， A聲級比JBT52-2(11kW)還小 5dB(A) ，而比A聲級LSA卻反高出 10.8dB 。造成我國局扇全部取消單級，均采用多級高壓系列局扇 (對旋和 YBT 系列) 及對旋主扇，威脅煤礦安全節能降耗減排噪聲污染和環保約束的實現，浪費了大量能源資源還造成環境噪聲的污染。
5 礦用軸流通風機噪聲的測定
根據 GB/T2888-1991 《風機和羅茨鼓風噪聲測量方法》，對礦用風機進口或出口噪聲，需要測量A聲級和主要測點的63 、125 、250 、500 、1k 、2k 、4k 、8kHz8個倍頻帶聲壓級。并規定了風機進口和出口測點位置，測量風機由進氣口輻射的噪聲，是在進氣口中心軸線上，距離進氣口中心為標準長度的位置上，即出氣試驗時。對于抽出式風機的排氣放空，都需要在出口進行噪聲測量。測點選在與出氣口軸線45°方向，距離出氣口中心為標準長度的位置上，即進氣試驗時。然而對旋開發者，為達到人為地改變局扇總長度達到提高效率和降低噪聲目的，把壓入式局扇按標準規定應做出氣試驗，而改為進氣試驗。又因在0≤l/d ≤1范圍內，l/d 越大時， p2就越小，壓力偏高值△ p = pa－p2 就越大。因此對旋就成為所謂的“高效率、高風壓和低噪聲”的風機。A聲級 LA未按 GB2888 標準規定的測點位置測量，而相反在非工作狀態位置測量，導致測量值和實際噪聲相差很大，加上消聲器玻璃棉粉塵附著失效，噪聲值大大超過規定值 85dB(A) 。
6 礦用風機噪聲產生的原因及控制
礦用風機有主扇、輔扇和局扇。軸流通風機的圓周速度為離心式圓周速度的2倍。但效率較高，選用礦用風機主要原則是安全可靠、噪聲低、效率高和成本低以及體積小、質量輕。對于高效率和低噪聲的關系，目前存在一些模糊概念。因為一般說來，采用較小輪轂比的軸流式風機，容易得到高效率和低噪聲，但其壓力系數較低。因此，要達到同樣壓力，就要提高工作輪圓周速度。礦用風機噪聲以氣動噪聲為主，氣動噪聲又分旋轉噪聲和渦流噪聲，前者與工作輪圓周速度的10次方成比例；后者是6次方成正比。因此，風機周速越高，其噪聲也就越大。由此看來，似乎風機高效率與低噪聲互相矛盾。但實際情況并非完全如此 ，風機的噪聲不但取決于葉輪圓周速度，即葉輪直徑，而且還受其他氣動及結構參數，如葉片安裝角、葉間氣流速度、葉片氣動負荷等因素的影響，最顯著的是，當葉片安裝角增大至一定值后，噪聲將急劇增大。以我國礦用對旋 FBD № 6.0/2×15低噪聲對旋式局部通風機為例，為提高風機壓力和結構上需要，選擇了較大的輪轂比 390/600=0.65 ，但其出口轂比高達 0.65 ，使風機有效全壓效率大大下降，而噪聲級高達120dB(A) 。比老局扇 JBT(28kW) 級噪聲還高。 較小的工作輪直徑、葉型安裝角、轂比和葉片數，對軸流風機來講，可以期望獲得比較良好的聲學特性，但也許由于對旋風機的兩級葉輪靠得很近，而且又相對高速 (2950r/min)反方向旋轉，相對線速度很大，大大惡化了風機的噪聲特性，噪聲很高。因此對旋風機的噪聲特性及其控制很值得研究。當葉片安裝角大于普通雙級通風機時，壓力曲線很陡，且噪聲更高。因此，對旋風機是效率最低、噪聲最高的豬舍通風設備。
然而，為了滿足對局扇運行性能的要求，必須選擇合理的風機型式及結構參數，但無論選擇何種型式風機，當壓力要求較高時，都存在相當嚴重的噪聲問題。因此，國外局扇廠家大多配套生產消聲器，但由于對旋風機本體 ( 級 ) 噪聲很高，致使需要結構非常龐大的消聲器 ( 擴散塔 ) 才能獲得要求的消聲量。如我國生產的機號為№46/2×1500的 FBCDZ 地面用防爆抽出式對旋軸流通風機 ( 帶擴散筒、消聲器和擴散塔 ) ，長達53.38m ，其工作輪圓周速度118m／s( 達上限 ) 。在使用時,車間負壓風機，由于超細玻璃棉粉塵附著，吸聲材料在一年，甚至幾個月內便會失效。因此，對礦用風機本身噪聲的控制已成為礦用風機設計的基本要求。
在噪聲防護方面，德國 KKK 公司做了試驗研究，研究結果表明：降低噪聲的最有效途徑就是降低周速，并提出低噪聲風機的設計方案，采用強烈扭曲的寬葉片 ( 增加弦長 ) ，增加葉片數 (4 ～ 8 片葉片 ) 。這種風機在不降低氣動效率的前提下，將周速限定在35～55m/s ，比老式風機噪聲降低2倍。其聲功率級為
Lw ≤ 80+10lgPe [dB(A)]
式中 Pe 為通風機功率， kW 。
國外降低聲源的降噪經驗值得借鑒。
風機噪聲以氣動噪聲為主，它又分渦流噪聲和旋轉噪聲，風機的氣動噪聲就是這兩種噪聲相互混雜的結果。一般說來，渦流噪聲主要是由于附面層產生旋渦脫離使繞葉柵環量發生改變而使升力變化造成的，而旋轉噪聲則主要是由于多級葉柵排的相互擾動所致。
關于葉柵排相互擾動產生的離散聲特性及其控制。礦用風機由于要求壓力較高，流量較大，因而不可避免地產生很高的噪聲，其中又以高頻的離散聲影響最為顯著。因此，局扇噪聲的控制應重點放在減小令人討厭的離散聲上。
多年來，對軸流式透平機械內噪聲源性質的深入研究，使離散聲產生的機理得到充分的認識。研究表明：離散聲主要是由于上流葉柵形成的尾跡對下流葉柵 ( 靜葉和動葉 ) 的撞擊而產生的脈動力，因而在下流葉柵排中的每一個葉片產生一個偶極子聲源。對噪聲產生機理的認識，使得能對相互擾動產生的噪聲得到研究，以下一些有效的減噪方法亦得以發現。
�。�1）動葉及導葉葉片數的最佳選擇
有人通過建立合適的聲源分布的聲學模型，研究指出：分布聲源的輻射效率與每排葉柵的數目有關，也就是說，軸流風機和壓縮機產生的離散聲取決于動、靜葉葉柵的相對數目。
（2）工作輪葉片的不均勻分布
工作輪葉片分布不均勻程度較小，目的在于將葉柵排的擾動錯開，以將離散聲擴散至較大的頻率范圍里去，而不是集中于某一頻率上。顯然這種聲域擴散的方法并不能將聲輻射能量減小，而是將某一頻率上的聲能攤開，使離散聲峰值減小，這樣的頻譜特性是人們主觀感受可以接受的。
（3）后導葉葉柵的不均勻分布
導葉的不均勻分布可以是周向的，也可以是軸向的。
① 周向不均勻分布，這種方法對于動、靜葉數目很難得到合理的選擇時比較有效，特別是將這種方法應用于動葉前裝置有支柱的場合非常有效。但由于靜葉錯開角度較大，對氣動性能的影響也較大，因比，這種方法受到限制。
② 軸向不均勻分布，這種軸向錯開的不均勻分布也是將靜葉排合成兩組，兩組葉列對應的葉片安裝位置在軸向有所錯開。研究分析表明：存在一個使離散聲最小的最佳錯位距離。將前述風機的后導葉在軸向彼此錯開 4.2mm 時，離散聲最小，減噪量達 7.5dB ，而氣動性能基本與均勻分布時差不多。因此，這種方法具有較大的應用價值。
（4）采用傾斜后導葉，這種方法與上述的不均勻分布具有相似作用，但它是在葉片展向上將擾動錯開的。選擇合適的傾斜角度可使離散聲減小，而又能具有較好的氣動性能，因此，這種方法得到廣泛的應用。
7 結論
對旋式礦用風機 ( 主、局扇 ) 是低效率，高噪聲，結構復雜，價高質差，耗能耗材設備。為實現“十一五”規劃中十大節能工程之一：“在煤炭等行業進行電動機拖動風機、水泵系統優化改造”。要淘汰“兩高一資”產品。大力發展低噪節能可“按需供風”的調角或調速斜流式、子午加速式及以單級為主雙級為輔的普通軸流式和對旋，以滿足短、中、長距離通風需要。
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