一种离心式低噪声列车主发电机冷却风机的制作方法

本发明涉及一种离心式低噪声列车主发电机冷却风机。

背景技术：

列车主发电机冷却风机由于大部分时间应用于高速行驶状态的环境中，工作环境相对于普通的风机振动更剧烈，所以降噪的方法相对于普通风机应该有所不同，而且在保证降噪的同时也要保证不影响风机正常工作效率，结构的稳定性要好。

CN201010239338.4公开的一种风机降噪装置，包括机壳、出风口，出风口设置在机壳上，靠近出风口的机壳上设置降噪管，所述降噪管的两端与机壳连接，降噪管的长度与机壳宽度相同。该发明的机壳内设置叶轮，降噪管的中心距离机壳纵向中心线的宽度为出风口长边的0.1到0.5倍，降噪管的中心距离机壳横向中心线的高度为叶轮直径的0.5到0.6倍。避免在出风口处形成死角或回流，达到噪音小的目的。但降噪管的设置会影响出风量，不仅会对风机的效率产生影响，而且运用在高速行驶的列车上不能明显的达到降噪的目的。

CN201310002227.5公开的一种低噪声离心式通风机机壳的构成：从风机机壳内层到外层由碳素结构钢内层、内层吸声抹面料、多孔泡沫金属板、外层吸声抹面料以及碳素结构钢外层依次复合构成；其多孔泡沫金属板具有吸收或抵消部分声波的作用，吸声抹面料具有隔声功能。但纤维材料、泡沫材料以及颗粒状等多孔性材料及制品的吸声特性是低频的吸声系数很低，中高频的吸声系数很高。所以不能很好的对低频噪声进行降噪。

技术实现要素：

本发明要解决的技术问题是：基于上述问题，本发明提供一种离心式低噪声列车主发电机冷却风机。

本发明解决其技术问题所采用的一个技术方案是：一种离心式低噪声列车主发电机冷却风机，包括蜗壳、进风口组成、叶轮组成，蜗壳包括前侧板、后侧板、蜗板、出风口法兰，进风口组成包括进风口、挡板、挡圈、进风口连接板，叶轮组成包括前盘、后盘、轮毂、叶片。

前侧板、后侧板和蜗板均为蜂窝夹心吸声板，蜂窝夹心吸声板包括蜂窝状筒体的芯层、分别连接于芯层内外侧的内侧板和外侧板，芯层外侧设有连接内侧板和外侧板的支撑连接板，芯层的上下开口分别与内侧板、外侧板连接，内侧板上开设有连通筒体的小孔。每个六边形筒体与对应的内壁孔构成一个亥姆霍兹共振器吸声结构，当入射声波的频率等于吸声结构的固有频率是，就会发生共振，由于摩擦损耗的声能和振速的平方成正比即W＝Ru²(W为声能，R为声阻，u为六边形筒体中空气振速)，对一定声阻来说，振速越大，消耗的声能也就越大。该吸声板具有较宽的吸声频带和较好的中高频率吸声性能，当风机转速在3000r/min时激励频率为500Hz，二次谐波为1000Hz，所以这两个频区是降噪的重点，而在1000Hz时峰值较高，A计权系数较大故1000Hz尤为重要，而在高速行驶的列车上频率要比普通风机的频率要大得多，所以降噪区域要在800-3000Hz之间，在500Hz、1000Hz和2000Hz处的最高吸声系数分别达到0.9、1.5和1.2。所以很适合应用在高速行驶的列车上的环境中进行降噪。

进风口组成和叶轮组成为铝网板，铝网板包括薄膜层、连接于薄膜层两侧的内铝网层和外铝网层，薄膜层、内铝网层和外铝网层之间滚压成整体结构，内铝网层和外铝网层上均匀开设有矩形孔。不同的零件使用不同厚度的铝网板可以在较宽的频率范围内均有较好的吸声性能，在250～4000Hz内都具有较好的的吸声效果，在250Hz、1000Hz、2000Hz和3000Hz处的最高吸声系数分别达到0.6、1.3、1.1和0.8。解决了当前风机降噪中在低频中降噪效果不佳的缺陷。

进一步地，小孔为圆孔，小孔的面积小于芯层筒体六边形面积的六分之一，内侧板的厚度为2～3mm，外侧板的厚度为3～5mm，芯层的厚度为6～40mm。

进一步地，进风口组成中薄膜层的厚度为1.5～2.5mm，矩形孔尺寸为4mm×8mm；叶轮组成中薄膜层的厚度为1.2～1.6mm，矩形孔的尺寸为5mm×10mm。

进一步地，内铝网层和外铝网层上的矩形孔重合部分面积占矩形孔面积的2/5～3/5。

进一步地，外侧板和内侧板的材质为铝，芯层和薄膜层的材质为树脂。铝板及树脂薄膜的工艺性能良好可加工成平板行，波浪形，弧形，圆筒形等多种形状，而且耐候性能及耐腐蚀性能非常好，在施工安装过程中不会像无机纤维吸声材料那样产生纤维粉尘污染环境，铝板为不燃材料，薄膜为自熄材料，防火性能好。铝板与铝板之间采用焊接进行连接，铝板与树脂薄膜之间采用高温滚压成型进行连接，连接后结构的稳定性强，不易发生开裂，断裂零件掉落等情况。

本发明的有益效果是：风机结构稳定性好，在不影响风机正常风量的情况下对各频率下的噪声都能有很好的降噪效果。

附图说明

下面结合附图对本发明进一步说明。

图1是本发明的结构示意图；

图2是蜗壳的结构示意图；

图3是进风口组成的结构示意图；

图4是叶轮组成的结构示意图；

图5是蜂窝夹心吸声板的结构示意图；

图6是铝网板的结构示意图；

其中：1.蜗壳，1-1.前侧板，1-2.蜗板，1-3.后侧板，1-4.出风口法兰，2.进风口组成，2-1.进风口，2-2.挡圈，2-3.挡板，2-4.进风口连接板，3.叶轮组成，3-1.前盘，3-2.叶片，3-3.后盘，3-4.轮毂，4-1.外侧板，4-2.芯层，4-3.内侧板，4-4.支撑连接板，5-1.内铝网层，5-2.外铝网层，5-3.薄膜层。

具体实施方式

现在结合具体实施例对本发明作进一步说明，以下实施例旨在说明本发明而不是对本发明的进一步限定。

如图1～6示的一种离心式低噪声列车主发电机冷却风机，包括蜗壳1、进风口组成2、叶轮组成3，蜗壳包括前侧板1-1、后侧板1-3、蜗板1-2、出风口法兰1-4，进风口组成2包括进风口2-1、挡板2-3、挡圈2-2、进风口连接板2-4，叶轮组成3包括前盘3-1、后盘3-3、轮毂3-4、叶片3-2，前侧板1-1、后侧板1-3和蜗板1-2均为蜂窝夹心吸声板，蜂窝夹心吸声板包括蜂窝状筒体的芯层4-2、分别连接于芯层4-2内外侧的内侧板4-3和外侧板4-1，芯层4-2外侧设有连接内侧板4-3和外侧板4-1的支撑连接板4-4，芯层4-2的上下开口分别与内侧板4-3、外侧板4-1连接，内侧板4-3上开设有连通筒体的小孔；

进风口组成2和叶轮组成3为铝网板，铝网板包括薄膜层5-3、连接于薄膜层5-3两侧的内铝网层5-1和外铝网层5-2，薄膜层5-3、内铝网层5-1和外铝网层5-2之间滚压成整体结构，内铝网层5-1和外铝网层5-2上均匀开设有矩形孔。

小孔为圆孔，小孔的面积小于芯层4-2筒体六边形面积的六分之一，内侧板4-3的厚度为2～3mm，外侧板4-1的厚度为3～5mm，芯层4-2的厚度为6～40mm。

进风口组成2中薄膜层的厚度为1.5～2.5mm，矩形孔尺寸为4mm×8mm；叶轮组成3中薄膜层的厚度为1.2～1.6mm，矩形孔的尺寸为5mm×10mm。

内铝网层5-1和外铝网层5-2上的矩形孔重合部分面积占矩形孔面积的2/5～3/5。

内侧板4-3和外侧板4-1的材质为铝，芯层4-2和薄膜层5-3的材质为树脂。

一、风机的计算及相似性换算

为保证风机在不影响正常的工作效率的情况下进行降噪，在给定具体的流量，转速，静压的条件下，进行具体的设计计算，并给出风机的相似性换算，在改变风机参数的情况下依旧可以保证该降噪措施不影响风机的正常工作效率。具体如下：

1.设计参数

流量Q：23000m³/h

静压Pst：6000Pa

介质为空气，空气密度ρ＝1.2kg/m³

风机设计转速：3125r/min

2.设计计算

2.1确定通风机类型及叶片型式：

2.1.1风机全压Ptf＝1.15*Pst＝1.15*6000＝6900(Pa)

2.1.2比转速计算

$n_s=5.54\frac{Q^{\frac{1}{2}}}{P^{\frac{3}{4}}}n=5.54\×\frac{{\left(\frac{23000}{3600}\right)}^{\frac{1}{2}}}{{\left(6900\right)}^{\frac{3}{4}}}\×3125=57.8$

根据经验，采用后向离心通风机，为了提高效率，叶片采用机翼形。

2.2叶片出口安装角确定：

根据设计经验，机翼形叶片出口安装角度β_2A＝45°～48°，其效率一般较高，针对本机型现取β_2A＝45°，取压力系数

2.3计算所需圆周速度u₂的大小：

$u_2=\sqrt{\frac{P}{\mathrm{\ρ}\stackrel{\‾}{P}}}=\sqrt{\frac{6900}{1.2\×0.47}}=110.6,m/s.$

2.4确定叶轮外径D₂和其圆周速度u₂的大小：

$D_2=\frac{60u_2}{\mathrm{\π}n}=\frac{60\×110.6}{\mathrm{\π}\×3125}=0.676,m/s$

选定D₂＝0.675m，计算确定u₂值：

$u_2=\frac{{\mathrm{\πD}}_{2}n}{60}=\frac{3.14\×0.675\×3125}{60}=110.39,m/s.$

2.5确定叶片进口直径D₁大小：

理论流量Q_T＝1.01Q＝23000*1.01/3600＝6.45m³/s，流量系数为：

$\stackrel{\‾}{Q}=\frac{Q_T}{\frac{\mathrm{\π}}{4}{D}_2^2{u}_2}=\frac{6.45}{\frac{3.14}{4}\×{\left(0.675\right)}^2\×110.39}=0.163,m/s$

$D_1=\frac{D_1}{D_2}{D}_2=1.292\sqrt[3]{\stackrel{\‾}{Q}}{D}_2=1.292\×\sqrt[3]{0.163}\×0.675=0.476,m$

2.6确定叶轮进口直径D₀大小：

一般选取D₀＝k1D₁，其中k1＝0.95～1.0，现取k1＝0.974，因此，D₀＝0.4635m。2.7决定叶片数z：

因此选取z＝12。

2.8确定叶片进、出口宽度b₁、b₂：

叶片采用整体铸造成型，此时，折边Δ＝0，其出口阻塞系数τ₂为：

根据β_2A选取c_2r/u₂＝0.21，b₁、b₂分别为：

$b_2=\frac{\stackrel{\‾}{Q}}{4{\mathrm{\τ}}_2\frac{c_{2r}}{u_2}}{D}_2=\frac{0.163}{4\×0.98\×0.21}\×0.675=0.132,m$

$b_1\≈b_2\frac{D_2}{D_1}=0.132\×\frac{0.675}{0.476}=0.187,m$

取b₁＝0.2m。

2.9确定叶片进口安装角β_1A：

取β_1A＝22°。

2.10验算全压P：

无限多叶片理论压力P_T,∞大小：

环流系数K：

理论压力：

P_T＝P_T,∞K＝0.614×11540＝7095Pa

取流动系数η_h＝0.92，实际压力为：

P＝P_Tη_h＝0.92×7095＝6386Pa

现重新选取β_1A＝48°，叶片数仍为z＝12，重新进行压力校核计算：无限多叶片理论压力P_T,∞大小：

环流系数K：

理论压力：

P_T＝P_T,∞K＝0.626×11856＝7422Pa

流动系数η_h仍取0.92，实际压力为：

P＝P_Tη_h＝0.92×7422＝6828Pa

与设计目标值接近，合适。

2.11叶片型线绘制。

2.12确定蜗壳尺寸：

宽度B：B＝2.0b₁＝2×0.2＝0.4m，我们这里取B＝0.408m。

c_2u＝u₂-c_2rctgβ_2A＝110.39-23.18×ctg48°＝89.5m/s

c_2u′＝0.65c_2u＝0.65×89.5＝58.2m/s

蜗壳出口张开度A为：

$A=\frac{Q}{{\mathrm{Bc}}_{2u}^{\′}}=\frac{23000}{3600\×0.408\×58.2}=0.267m$

蜗壳出口张开处的风速近似等于：

$v_A=\frac{Q}{AB}=\frac{23000}{3600\×0.267\×0.408}=58.6,m/s$

蜗壳出口张开处的风速很高，为了将一部分动压转换为静压，取蜗壳出口张开度A＝0.278m。

等边基方边长a：

$a=\frac{A}{4}=\frac{0.278}{4}=0.0695,m$

计算各段圆弧半径R_i：

${R_2}^{\′}=R_2=\frac{0.675}{2}=0.3375,m$

$R_I=R_2+\frac{1}{8}A=0.338+\frac{1}{8}\×0.278=0.372,m$

$R_{II}=R_2+\frac{3}{8}A=0.338+\frac{3}{8}\×0.278=0.442,m$

$R_{III}=R_2+\frac{5}{8}A=0.338+\frac{5}{8}\×0.278=0.511,m$

$R_{IV}=R_2+\frac{7}{8}A=0.338+\frac{7}{8}\×0.278=0.581,m$

以等边基方法作图求得蜗壳内壁型线，同时取蜗壳出口长度C为：

C＝1.4A＝1.4×0.278＝0.39，m

蜗壳出口处的风速近似等于：

$v_c=\frac{Q}{CB}=\frac{23000}{3600\×0.39\×0.408}=40.15,m/s$

蜗壳出口处的风速很高，可以将一部分动压转换为静压，取蜗壳出口长度C＝0.44m。

蜗舌处圆弧半径r’及蜗舌叶轮间距t：

r′＝0.03D₂＝0.037×0.675＝0.025m

t＝0.06D₂＝0.06×0.675＝0.04，m

根据计算结果，绘制蜗壳外型图。

通风机的相似性换算

1.当风机转速改变时：

流量：全压：功率：

2.当输送介质温度改变时：

流量：Q₁＝Q₂全压：功率：

3.当环境大气压pa改变时：

Q₁＝Q₂，功率

二、蜗壳吸声板的要求及降噪效果

亥姆霍兹共振吸声板的单个共振板的固有频率或共振频率f取决于内侧板的厚度h、芯层的蜂窝结构相对应的内侧板上小孔的面积S及芯层每个蜂窝结构空腔容积，即：

(2πf/C)2＝S/(Vh)，其中C为空气中的声速。

当风机转速在3000r/min时激励频率为500Hz，二次谐波为1000Hz，所以这两个频区是降噪的重点，而在1000Hz时峰值较高，A计权系数较大故1000Hz尤为重要，而在高速行驶的列车上频率要比普通风机的频率要大得多，所以降噪区域要在800～3000Hz之间。F取1300～1800Hz，内侧板的厚度为2～3mm时，空腔的高度在5～10mm时，穿孔形状的面积应该小于与其相对应的芯层上的六边形面积的六分之一。每个蜂窝空腔的六边形边长取6～10mm，则内侧板打孔的半径应为1～2mm。

综上所述，内侧板的厚度取2～3mm，空腔高度取5～10mm，蜂窝空腔六边形边长取6～10mm，内侧板的孔的半径取1～2mm外侧板的厚度取3～5mm。

该共振吸声板在500Hz、1000Hz和2000Hz处的最高吸声系数分别达到0.9、1.5和1.2，本次固有频率或共振频率f取1300～1800Hz之间来设计亥姆霍兹共振吸声板。故而吸声系数可达到1.2～1.5之间，具有显著的吸声效果。

三、膜振动吸声材料的要求及降噪效果

膜振动吸声材料的吸声系数与树脂薄膜的厚度，铝网板的网孔大小有关，风机的叶轮组成部分主要针对高频噪声进行降噪，主要降噪频段在1000～2500Hz之间。而进风口组成主要是针对低频噪声进行降噪。主要降噪频段在250～1000Hz之间，所以叶轮组成和进风口组成所用的树脂薄膜厚度和铝网板的网孔厚度不同。

在1000～2500Hz之间树脂薄膜厚度在1.2～1.6mm之间，铝网板的开孔尺寸为5mm×10mm，吸声系数可达到1.5～1.6。

在250～1000Hz之间树脂薄膜厚度在1.5～2.5mm之间，铝网板的开孔尺寸为4mm×8mm，吸声系数可达到0.6～0.8。

综上所述，叶轮组成树脂薄膜厚度在1.2～1.6mm之间，铝网板的开孔尺寸为5mm×10mm，进风口组成树脂薄膜厚度在1.5～2.5mm之间，铝网板的开孔尺寸为4mm×8mm，为保证材料的稳定性其中铝网板的厚度都为2～4mm。上层铝网板与下层铝网板矩形孔重合的部分占矩形孔的2/5～3/5。

以上述依据本发明的理想实施例为启示，通过上述的说明内容，相关工作人员完全可以在不偏离本项发明技术思想的范围内，进行多样的变更以及修改。本项发明的技术性范围并不局限于说明书上的内容，必须要根据权利要求范围来确定其技术性范围。