２０１０年第３８卷第５期 流体机械 文章编号：１００５—０３２９（２０１０）０５—０００１—０４ 前向离心风机采用串列叶片叶轮降噪的试验研究 师铜墙，袁民建。顾媛媛，祁大同 （西安交通大学，陕西西安７１００４９） 摘要：针对Ｔ９—１９Ｎｏ．４Ａ前向离心风机，使用等距串列叶片叶轮和不等距串列叶片叶轮取代原叶轮进行降噪试验研 究，并对使用不同叶轮时风机的气动性能和噪声特性进行了比较分析。试验结果表明：使用等距串列叶片叶轮能够使风 机在保持气动性能基本不变的条件下，在风机高效点附近的工况范围内降低前向离心风机的气动噪声，而使用不等距串 列叶片叶轮则使风机气动性能和噪声特性均变差，主要原因之一是由于叶轮叶片沿圆周不均匀分布导致叶轮流场沿周 向分布不均匀。建议在进一步的改进研究中仍可考虑使用等距串列叶片叶轮而暂不考虑使用不等距串列叶片叶轮。 关键词：前向离心风机；降噪；串列叶片叶轮；气动性能 中图分类号：ＴＨ４３ 文献标识码： Ａ ｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００５—０３２９．２０１０．０５．００１ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｓｔｕｄｙ ｏｆ Ｎｏｉｓｅ Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｆｏｒ ａ Ｃｅｎｔｒｉｆｕｇａｌ Ｆａｎ ｗｉｔｈ Ｔａｎｄｅｍ Ｆｏｒｗａｒｄ－ｃｕｒｖｅｄ Ｂｌａｄｅｓ ＳＨＩ Ｔｏｎｇ—ｑｉａｎｇ，ＹＵＡＮ Ｍｉｎ－ｊｉａｎ，ＧＵ Ｙｕａｎ—ｙｕａｎ，ＱＩ Ｄａ—ｔｏｎｇ （Ｘｉ’ａｎ Ｊｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｘｉ’ａｎ ７ １００４９，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ： Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｎｏｉｓｅ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｕｓｉｎｇ ｔａｎｄｅｍ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ｔｏ ａ ｆｏｒｗａｒｄ—ｃｕｒｖｅｄ—ｂｌａｄｅ ｃｅｎ— ｔｒｉｆｕｇａｌ ｆａｎ．Ａｅｒｏｄｙｎａｍｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｔｈｅ ｆａｎ ｗｉｔｈ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｉｍｐｅｌｌｅｒ，ｉ．ｅ．ｔｈｅ ｏｒｉｇｉｎａｌ ｉｍｐｅｌｌｅｒ，ｔｈｅ ｔａｎｄｅｍ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ａｎｄ ｔｈｅ ｔａｎｄｅｍ ｎｏｎ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ，ａｒｅ ｃｏｍｐａｒｅｄ．Ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｔａｎｄｅｍ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｃａｎ ｒｅｄｕｃｅ ｆａｎ ｎｏｉｓｅ ｗｈｉｌｅ ｋｅｅｐｉｎｇ ｔｈｅ ｆａｎ ａｅｒｏｄｙｎａｍｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｔ ｔｈｅ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｒａｎｇｅ ａｒｏｕｎｄ ｔｈｅ ｈｉｇｈｅｓｔ ｅｆｉｆｃｉｅｎｃｙ ｐｏｉｎｔ．Ｈｏｗｅｖｅｒ，ｔｈｅ ｔａｎｄｅｍ ｎｏｎ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｍａｋｅｓ ｂｏｔｈ ａｅｒｏｄｙｎａｍｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｔｈｅ ｆａｎ ｂｅｃｏｍｉｎｇ ｗｏｒｓｅ．Ｔｈｅ ｍａｉｎ ｒｅａｓｏｎ ｉｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｎｏｎ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｌｅａｄｓ ｔｏ ｕｎｅｖｅｎ ｆｌｏｗ ｄｉｓｔｒｉ— ｂｕｔｉｏｎ ａｌｏｎｇ ｔｈｅ ｃｉｒｃｕｍｆｅｒｅｎｔｉａｌ ｄｉｒｅｃｔｉｏｎ ａｔ ｔｈｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｏｕｔｌｅｔ．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ，ｔｈｅ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｉｓ ｐｒｅｆｅｒｒｅｄ ｔｏ ｔｈｅ ｎｏｎ ｉｓｏ—ｓｐａｃｉｎｇ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ ｉｎ ｔｈｅ ｆｕｒｔｈｅｒ ｓｔｕｄｙ ｏｆ ｆａｎ ｎｏｉｓｅ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｂｙ ｍｅａｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ｔａｎｄｅｍ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ： ｃｅｎｔｉｒｆｕｇａｌ ｆａｎ ｗｉｔｈ ｆｏｒｗａｒｄ—ｃｕｒｖｅｄ ｂｌａｄｅｓ；ｎｏｉｓｅ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ；ｔａｎｄｅｍ ｂｌａｄｅ ｉｍｐｅｌｌｅｒ；ａｅｒｏｄｙｎａｍｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ． １ 引言 采用串列叶片叶轮在理论上能够使离心风机 叶轮出口气流沿周向分布更加均匀，对降低叶轮 在通常情况下，气动噪声是离心风机的主要 出口气流与蜗壳的冲击损失和气动噪声有 噪声，主要包括基频噪声（叶片通过频率噪声）和 利 ］。为此，文献［６］针对Ｔ９—１９Ｎｏ．４Ａ前向 涡流噪声两部分。基频噪声主要是由旋转叶轮出 离心风机，尝试将ＣＦＤ数值计算与响应面优化方 口的非均匀气流与蜗壳发生强烈的非定常流一固 法相结合对前向离心风机使用串列叶片叶轮进行 干涉所形成，在很多情况下，蜗壳内表面、尤其蜗 了气动性能和噪声特性的数值优化研究。由于只 舌附近区域是离心风机气动噪声的主要噪声 是初步尝试，文献［６］的工作还应通过试验验证 源［卜 并逐步加以完善。 收稿日期：２００９—０８—２４修稿日期：２０１０—０４一Ｏ２ ２ ＦＬＵＩＤ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ Ｖｏ１．３９，Ｎｏ．５，２０１０ 以１９．１９Ｎｏ．４Ａ前向离心风机为研究对象， 根据文献［６］的优化结果，等距串列叶片叶轮的 前排叶片与后排叶片之问圆周方向的夹角 分别使用文献［６］优化设计的等距串列叶片叶轮 和参考文献［７］的方法自行设计的不等距串列叶 片叶轮取代研究对象的原风机叶轮，对使用不同 叶轮时风机的气动性能和噪声特性进行了试验测 ０＝６．９３。，后排叶片弦长ａ＝２６．１４ｍｍ，前排叶片 与后排叶片之间叶片重叠长度为Ｌｓ＝６．６３５ｍｍ。 量，并对试验结果进行了初步的讨论和分析。 ２试验装置 试验在西安交通大学流体机械国家专业试验 室的消声室内进行，试验方法和装置符合中华人 民共和国国家标准《ＧＢ／Ｔ１２３６—８５通风机空气 动力性能试验方法》和《ＧＢ／Ｔ２８８８—９１风机和罗 茨鼓风机噪声测量方法》 Ｊ。试验装置使用同 一个蜗壳、进风口、进气管道、电机、底座支架和同 一套测量系统，试验时的区别只在于更换不同的 叶轮。试验过程中对每一种试验数据进行反复测 量，并相互比较，努力使最终选用的试验数据重复 性好，准确性高。 试验使用的 一１９Ｎｏ．４Ａ前向离心风机的 叶轮进口直径Ｄ。＝１５６ｍｍ，叶片出口直径Ｄ：＝ ４００ｍｍ，无叶旋转扩压器出口直径Ｄ ＝４６０ｍｍ， 叶片数Ｚ＝１２，叶片进口安装角 ＝３８。，出口安 装角 ： ＝１２６。，叶轮进口宽度ｂ。＝７０ｍｍ，叶轮出 口宽度ｂ ＝３６ｒａｍ，蜗壳宽度Ｂ＝６４ｍｍ，设计转速 ｎ＝２９００ｒ／ｍｉｎ。风机叶轮与蜗壳结构尺寸如图１ 所示。 『）＾＝： ６ ｌ ｌ ｌｆ ｒ—］ ＿ ）＝ Ｏ 星 ｆ节 Ｉｎ ： 一 ＿』 １ ｝ ８８ 图１原风机叶轮与蜗壳 对于串列叶片叶轮而言，一个前排叶片和一 个后排叶片构成一组串列叶片。对于本次试验， 原风机叶轮有ｌ２个叶片，则等距和不等距串列叶 片叶轮各有ｌ２组串列叶片，如图２、３所示。等距 串列叶片叶轮和不等距串列叶片叶轮与原风机叶 轮有相同的结构参数，即：相同的Ｄ 、Ｄ 、 、ｚ、 ｌ 、 、ｂ 、ｂ：、Ｂ及相同设计转速ｎ＝２９００ｒ／ｍｉｎ。 图２等距串列叶片叶轮 图３不等距串列叶片叶轮 不等距串列叶片叶轮的前后排叶片形线与等 距串列叶片叶轮完全一样，二者唯一的区别在于： 等距串列叶片叶轮的ｌ２组串列叶片沿圆周均匀 分布，每两组叶片之间的周向距离相等，周向夹角 均为３０。；而不等距串列叶片叶轮的ｌ２个前排叶 片沿圆周均匀分布，１２个后排叶片沿圆周则不均 匀分布，每两个后排叶片之问的周向距离不完全 相等，周向夹角的分布规律参考文献［７］中提供 的叶片分组自平衡分配方案Ⅱ，叶片之间的周向 夹角分布如图３所示。 ３ 使用不同叶轮时风机气动性能试验结果 图４为ｑ９—１９Ｎｏ．４Ａ前向离心风机分别使 ２０１０年第３８卷第５期 流体机械 ３ 用原叶轮、等距串列叶片叶轮和不等距串列叶片 叶轮时在相同转速ｎ＝２９００ｒ／ｍｉｎ下的实测气动 性能曲线。 ４使用不同叶轮时风机Ａ声级试验结果 图５为分别使用原叶轮、等距串列叶片叶轮和 不等距串列叶片叶轮时风机的Ａ声级一流量曲线。 Ｏ．６０ 一 Ｆ ０．４Ｏ ０．２０ ２０ Ｑ（ｍ’／ｍｉｎ） （ａ）效率比较 ２５００ ２Ｏ ３５ Ｑ（ｍ ／ｍｉｎ） 全压比较 图４使用不同叶轮时风机的气动性能比较 从图中可以看出，使用等距串列叶片叶轮时 风机的效率在大部分流量区域内比使用原叶轮稍 有下降，在高效点约下降１．４％，而当流量在 １９．２５～２２．７３ ｍ ／ｍｉｎ区域内时，使用等距串列 叶片叶轮的风机效率比使用原叶轮稍高，最高时 可达１．８％。使用等距串列叶片叶轮时风机的全 压一流量曲线与使用原叶轮时基本吻合，在流量 为１９．１９ ｍ ／ｍｉｎ的工况区域附近比使用原叶轮 降低约７７Ｐａ，在最大流量工况下比使用原叶轮降 低约１１０Ｐａ。可以认为，使用等距串列叶片叶轮 取代原叶轮之后，风机气动性能变化不大。相比 之下，使用不等距串列叶片叶轮时风机的效率和 全压在全部流量区域内比原叶轮都有较明显的下 降，在高效点效率下降约３．４％，在大流量工况全 压下降约２９２Ｐａ。 ９８ ５ ２０ ３５ Ｑ（ｍ ／ａｒｉｎ） 图５ Ａ声级一流量曲线比较 从图中可以看出，使用等距串列叶片叶轮时， 在１２．５～２５ ｍ ／ｍｉｎ的中小流量范围内噪声比原 风机降低，但降低幅度不超过２ｄＢ（Ａ），在其他流 量范围则噪声有所增加，增加幅度也不超过２ｄＢ （Ａ）。使用不等距串列叶片叶轮时，在７．３２～ １９．３ ｍ ／ｍｉｎ的流量范围内噪声比原风机降低， 在最小流量７．３２ｍ ／ｍｉｎ处噪声降低约２．７ｄＢ （Ａ），在其他流量范围则噪声有所增加，在流量 ２５ ｍ ／ｍｉｎ处噪声增加约３ｄＢ（Ａ）。另外，在ｌ３～ ３３ ｍ ／ｍｉｎ的流量范围内（约占整个流量范围的 ７８％），使用等距串列叶片叶轮时风机的噪声都 比使用不等距串列叶片叶轮时低，仅在７．３２一ｌ３ ｍ ／ｍｉｎ的小流量范围内情况才相反，这表明与使 用不等距串列叶片叶轮相比，使用等距串列叶片 叶轮可使风机具有相对好一些的噪声特性。 图６表示风机在大流量工况（３２．８ｍ ／ｍｉｎ） 运行时的噪声频谱曲线。 从图６中可以发现，使用等距串列叶片叶轮 时，风机噪声仍是以基频噪声为主，在基频 ５７８．２７Ｈｚ、二次谐波１１４９．８８ Ｈｚ处，其Ａ声级大 于原叶轮风机，分别高出约１．５５ｄＢ（Ａ）和１ｄＢ （Ａ），而其他频率处则差别不大，导致使用等距串 列叶片叶轮时风机噪声高于原叶轮风机。从图中 还可看出，使用不等距串列叶片叶轮时，风机在基 频处的噪声值比原叶轮风机降低约２．５９ ｄＢ（Ａ）， 在二次谐波和三次谐波处的声压值也不明显，但 在基频与二次谐波、三次谐波附近则出现了 ４８３．４、５３０．８３以及９８０．８１、１２３７．３５和１５４１．６５、 ４ ＦＬＵＩＤ ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ Ｖｏ１．３９，Ｎｏ．５，２０１０ １９３３．５９ Ｈｚ等几处明显的新的噪声峰值，表明采 用不等距串列叶片叶轮可以降低离心风机基频噪 声的峰值，但也同时产生了若干新的较高的相邻 频带噪声，这种状况没有降低风机的总声能，仅仅 使原来的基频声能分散到更宽的频带范围内，最 终导致了更高的风机总噪声级。 声级明显低于原叶轮风机和使用等距串列叶片叶 轮的风机。 ８０ 一 ∞ ９０ ６５ ６５ ４０ Ｊ０００ ／ｉＨｚ） 图８不同叶轮风机在小流量工况下 （７．３２ ｍ ／ｍｉｎ）的噪声频谱曲线 ｌ０００ Ｊ００００ Ｆ（Ｈｚ） 图６不同叶轮风机在大流量工况下 ５讨论 （３２．８ｍ ／ｍｉｎ）的噪声频谱曲线 图７表示风机在高效点（１５．６７ ＩＴＩ ／ｍｉｎ）运行 时的噪声频谱，使用等距串列叶片叶轮和不等距 串列叶片叶轮时风机的基频噪声峰值都明显低于 原叶轮风机，虽然在某些其他频率处也有噪声级 高于原风机的情况，但风机的总噪声级则低于原 叶轮风机。 本次使用串列叶片叶轮取代原风机叶轮降低 Ｔ９—１９Ｎｏ．４Ａ前向离心风机噪声的试验并未取 得理想的降噪效果，但从试验过程和结果中有如 下体会及分析。 （１）使用等距串列叶片叶轮取代原风机叶轮 时风机气动性能变化较小，噪声在ｌ２．５～２５ ｍ ／ ａｉｒｎ的流量范围内（约占整个流量范围的４８．７％） 比原风机降低，但不超过２ｄＢ（Ａ），在其他流量范 围内风机噪声则增高，但也不超过２ｄＢ（Ａ）。而 使用不等距串列叶片叶轮时风机的气动性能和噪 声均明显变差。因此，建议在进一步研究中暂不 考虑使用不等距串列叶片叶轮而只考虑采用等距 串列叶片叶轮； （２）虽然本次降噪试验的效果不够理想，但 ２０ ＪＵ００ Ｊ００００ 试验结果仍显示出采用串列叶片叶轮降低前向离 心风机的气动噪声是有可能的。这样分析主要基 ｆ／Ｈｚ） 图７不同叶轮风机在高效点工况下 （１５．６７ ｍ ／ｍｉｎ）的噪声频谱曲线 于两个理由：第一个理由是使用等距串列叶片叶 轮取代原风机叶轮基本上可以保持风机气动性能 变化不大，即便是针对目前风机全压和效率略微 图８为小流量工况（７．３２ ｍ ／ｍｉｎ）下使用不 同叶轮时风机的噪声频谱曲线。从图中可以看 下降的情况，也还可以通过采取某些措施进一步 加以改善。第二个理由是使用等距串列叶片叶轮 取代原风机叶轮虽然只在整个流量范围的４８．７％ 范围内取得了降噪效果，但是该流量范围恰恰是 风机最高效率点及其附近区域，这比在其他区域 取得降噪效果更有意义。 出，使用等距串列叶片叶轮时风机在基频和二次 谐波处的声压值小于原叶轮风机，但在６８５．２８Ｈｚ 和１４９３．３９Ｈｚ等几个频率处存在较大的噪声峰 值，导致风机总声压级与原叶轮风机基本相当。 而使用不等距串列叶片叶轮时，风机在基频及其 谐波附近区域噪声均比原风机低，导致风机总噪 （下转第１７页） ２０１０年第３８卷第５期 流体机械 １７ 在图９中可以看到扩散管尾段速度矢量分布相对 能，实际出流方式的选择要综合考虑泵性能，结构 于方案１更为均匀。 强度和生产条件。 压水室的舌部也是一个流动较为复杂的区 域，应该给予高度重视。在图６中可以看到压水 参考文献 室舌部有明显的静压集中，这是舌部冲击现象导 致的。在速度分布矢量图８中，可以清楚的看到 白小榜，沙毅，李金磊，混流泵速度系数法水力设计 这一现象，同时发现舌部还伴随着回流现象发生。 探讨［Ｊ］．水泵技术，２００８，（５）：１１—１５． 方案２的压水室舌部流动状态要明显优于方案 吴治将，赵万勇，混流泵内流场的数值模拟［Ｊ］．流 １，在图９中，看不到回流现象，速度矢量分布合 体机械，２００５，３３（１０）：１５—１９． 理，虽然图７显示了舌部有一定的静压集中，但相 张鹏，结构参数对混流式循环水泵性能影响的数值 对于方案１，这种现象并不明显。 模拟［Ｊ］．节能，２００６，（５）：２５—２７． 综合分析，核主泵压水室扩散管在一侧时核 袁春元．混流泵叶轮流场计算号 能试验［Ｊ］．农业 主泵可以获得更好的性能。由于核主泵的压水室 机械学报，２００８，３９（３）：５２—５５． Ｔ．Ｌ．Ｓｃｈｕｌｚ．Ｗｅｓｔｉｎｇｈｏｕｓｅ ＡＰ１０００ ａｄｖａｎｃｅｄ ｐａｓｓｉｖｅ （导叶和泵壳）首先要考虑的是耐压和运行安全， ｒ ｒＬ ｒＬ ｒＬ其次才是泵效率。同时还要考虑到泵壳的锻造性 ｐｌａ ｎｔ［Ｊ］．ＮｕｃｌｒＩｅａｒ Ｅｎｇｉｎｅｅｒ ｉｎｇ ａｎｄ ＤｅｓｒＬ ｉｇｎ，（２３６） １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ ８ ９ １ １Ｉ １Ｊ］Ｊ］Ｊ２００６：１５４７—１５５７． １Ｉ ） 能。因此实际应用中方案１的泵壳更为常见，如 Ｒｅｇｉｓ Ａ．Ｍａｔｚｉｅ，ＡＰＩＯ００ ｗｉｌｌ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｃｈａｌｌｅｎｇｅｓ ｏｆ 美国ＡＰ１０００就采用了这种型式，因此核主泵球 ｎｅａｒ—ｔｅｒｍ ｄｅｐｌｏｙｍｅｎｔ［Ｊ］．Ｎｕｃｌｅａｒ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ａｎｄ 形压水室出流方式的选择还要结合实际生产条 Ｄｅｓｉｇｎ，（２３８）２００８：１８５６—１８６２． 件，综合考虑核主泵的性能和工艺要求。 张明乾，刘昱，李承亮．浅谈压水堆核电站ＡＰ１０００ 屏蔽式电动主泵［Ｊ］．中广核工程设计有限公司上 ５ 结语 海分公司，２００８，（４）：１ ５． 关醒凡．现代泵技术手册［Ｍ］．北京：宇航出版社，１９９５． 根据ＡＰ１０００核主泵设计参数，利用泵一维 沈阳水泵研究所，中国农业机械化科学研究院．叶 设计理论，设计了核主泵的叶轮，导叶和球形泵 片泵设计手册［Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９８３． 壳。得到了核主泵内的总压分布；静压分布；速度 王春林，彭娜，赵佰通，等．核主泵模型泵导叶进口 边相对位置对泵性能的影响［Ｊ］．排灌机械，２００８， 矢量分布和流线图。数值模拟结果清楚的反映了 ２６（５）：３８—４１． 核主泵内部流场的特点；理论上分析了核主泵球 形压水室扩散管位置对核主泵性能的影响。研究 作者简介：张栋俊（１９８４一），男，硕士研究生，通信地址 发现扩散管在一侧比在使主泵获得更好的性 １１６０２３辽宁大连市大连理工大学北山生活区Ｂ区４舍６５３。 （上接第４页） ３９（４）：６—９． ［５］王宝潼，张楚华，席光等．串列叶片式离心叶轮内 参考文献 流场的数值研究［Ｊ］．西安交通大学学报，２００７，４１ Ｌｉｕ Ｑｉｕｈｏｎｇ，Ｑｉ Ｄａｔｏｎｇ，Ｍａｏ Ｙｉｊｕｎ．Ｎｕｍｅｆｉｃ￣ｃａｌ— （１１）：１２７５—１２７８． ｃｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｃｅｎｔｒｉｆｕｇａｌ ｆａｎ ｎｏｉｓｅ［Ａ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ ｏｆ ［６］ 刘晓良，祁大同，毛义军等，串列叶片式前向离心风 ｔｈｅ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ，Ｐａｒｔ Ｃ—Ｊｏｕｒ－ 机气动与噪声特性的优化研究［Ｊ］．应用力学学报， ｎａｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｓｃｉｅｎｃｅ［Ｃ］．２００６ｔ， ２００９，２６（１）：４０—４４ ２２０（８）：１１６７—１１７８． ［７］ 马建峰．Ｔ９—１９系列小型号离心风机的降噪研究 刘秋洪．离心通风机气动噪声数值分析方法的研 ［Ｄ］．西安：西安交通大学，２００８． 究及工程应用［Ｄ］．西安：西安交通大学，２００７． ［８］ ＧＢ／Ｔ１２３６—８５通风机空气动力性能试验方法［ｓ］． 毛义军，祁大同，刘秋洪．基于非定常流场的离心 ［９］ＧＢ／Ｔ２８８８—９１风机和罗茨鼓风机噪声测量方法［Ｓ］． 风机气动噪声分析［Ｊ］．西安交通大学学报，２００５， ３９（９）：１２３—１２７． 作者简介：师铜墙（１９８０一），男，在读硕士研究生，主要从事 黄东涛，边晓东，唐旭东等．长短叶片开缝技术在 离心风机的气动噪声的研究，通讯地址：７１００４９陕西西安市西安 离心风机设计中的应用［Ｊ］．清华大学学报，１９９９， 交通大学能源与动力工程学院流体机械研究所。
