手持式吹吸機降噪方法及試驗研究＊

康與云， 唐敦兵

（1.臨沂大學機械工程學院 臨沂，276005） （2.南京航空航天大學機電學院 南京，210016）

引 言

手持式吹吸兩用風機的使用范圍廣泛，適用于家庭清掃、公路養護施工、草坪及園林清理等［1-3］。目前，國內常用的吹吸機噪聲過大，噪聲A聲級普遍在103～105dB。噪聲對人體的危害很大，90dB為可容許的噪聲A聲級上限絕對最高值［4-6］。長期暴露在90dB以上的噪聲環境中，可致永久性的聽力損失。出于對使用者及周邊人群健康的考慮，同時為增強產品的市場競爭力，降低吹吸機工作噪聲是必要的。

某公司生產的手持式吹吸兩用風機，額定功率為1.2kW，葉輪轉速為13.5kr／m。此吹吸機1m距離處噪聲達到了108dB，而國外同功率吹吸機的噪聲只有85dB左右［7］。筆者用廠家提供的樣機為試驗對象，測定噪聲并分析噪聲來源，針對不同噪聲源采取了不同的降噪方法，使改進后的樣機噪聲達到了要求。

1 噪聲測定試驗及噪聲源分析

1.1 吹吸機工況

試驗用吹吸機由電機、葉輪、外殼、氣流流道、電機倉、葉輪倉、集塵袋等幾部分組成，如圖1所示。吹吸機的基本參數如下：串激電機為220V／50Hz，實際功率為1.2kW，轉速為13.5kr／m，功率因數為0.95，風量為13m3／min，風速為270km／h。

圖1 手持式吹吸兩用風機Fig.1 3Dmodel of the hand－held blower－vacuum

1.2 噪聲測定試驗

在確定噪聲源和檢測降噪效果過程中，筆者根據不同需求設計了3種試驗：a.為測定工作環境下的噪聲，在背景噪聲為49.1dB的室外，用國營紅聲器材廠生產的1531CFND型聲級計分別對不同的部件組合進行噪聲測試；b.在背景噪聲為45.2dB的室內，用1531CFND型聲級計分別對不同的部件組合進行噪聲測試；c.為精確獲取每一處結構更改后的降噪效果，在半消音室內分別對不同的部件組合進行噪聲測試，并做頻譜分析試驗。以上3種試驗的測試位置如圖2所示。

圖2 噪聲測試位置Fig.2 Noise test locations

拆解吹吸機，在室內、室外兩種環境下分別測試，獲得A聲級噪聲值如表1所示。

表1 吹吸機部件噪聲測試值Tab.1 Noise test results of the hand－held blower－vacuum parts

頻譜分析試驗在半消聲室內進行，噪聲測量使用LMS公司的聲學測量及分析系統，該系統包括硬件和軟件兩部分。硬件部分包括LMS SCADAS III Front－End（DIFA 數 據 采 集 前 端）、PCB 公 司377A02型聲壓傳感器和426D01型聲壓傳感器前置放大器、CAL200聲傳感器校準器，傳感器通過10m電纜線與DIFA數據采集前端相連，微型計算機為1臺聯想啟天M6900。軟件使用的是LMS Data Acquisition ＆ Analysis software中的LMS Test.lab Spectral Acquisition噪聲分析模塊。在半消音室內距離1m處，測得電機空轉和電機帶動葉輪轉動時的頻譜圖如圖3所示。

1.3 噪聲源分析

圖3 空轉時噪聲頻譜圖Fig.3 Noise spectrum of the idling

由表1可知，電機空轉產生噪聲，室外1m距離處約為84.4dB，比環境噪聲提高約40dB。增加葉輪后，噪聲升高15～23dB；增加頭外殼后，噪聲升高2～5dB；增加流道后，噪聲降低1～7dB。通過分析可知，吹吸機噪聲主要來源為電機和葉輪，氣流在電機倉和葉輪倉內的風阻也產生較小的噪聲。增加流道后，噪聲反而降低，可見流道有一定的降噪作用。因此，判定噪聲有3種來源：電機產生的噪聲；葉片高速轉動產生的振動及高速氣流嘯音；氣體流動產生的風噪。其中，電機噪聲和葉輪轉動時產生的噪聲是噪聲的主要來源。針對3種噪聲源分別采取措施進行降噪處理。

2 降噪方法

2.1 電機機械噪聲的降噪

樣機所使用的電機工作電壓為220V，轉速為13.5kr／min，功率為1.2kW，在家用電機領域屬于高轉速、大功率電機。電機的噪聲可以分為3大類：電磁噪聲、機械性噪聲和空氣動力性噪聲［5，8］。筆者主要分析高速情況下軸承、電刷、結構共振引起的機械性噪聲。機械噪聲是任何運動都無法避免的噪聲，電機的機械噪聲一般會隨著轉速和負載電流的增大而增大。

2.1.1 軸承噪聲

軸承部件是電機中整體剛度最小的部件，在承受外部載荷的情況下更容易產生變形，制造中或者運轉后產生的結構缺陷也是高速運轉時振動噪聲的主要來源［9］。同時，軸承與其配合結構的配合公差也是重要的噪聲影響因素，過緊和過松都可能導致高噪聲。針對樣機電機高轉速、外部載荷變化等情況，將普通軸承更換為精密軸承，其尺寸偏差、旋轉精度、表面質量等均比普通軸承更佳。更換軸承后在半消音室內測得噪聲降低了2.3dB，如圖4所示。

圖4 電機改進前后噪聲對比圖Fig.4 Noise contrast of the improved motor

2.1.2 電刷噪聲

換向器和滑環的表面粗糙度及形位公差不良、電刷伸出過長、電刷與刷擺配合不好、彈簧壓力過大、過小或電刷擺剛度不足等因素都可能影響電刷裝置的振動與噪聲。針對樣機電機彈簧壓力大、轉子與電刷摩擦噪聲較高的問題，調整電刷壓力調節系統，適當減小彈簧壓力，并將電刷做浸油處理，減少摩擦，降低了電機機械噪聲。改進電刷系統后在半消音室內測得電機空轉噪聲降到74dB。

2.1.3 結構共振噪聲

電機內的電磁力振動源，通過轉子、定子分別傳到電機的各個部分，容易引起結構共振而增加噪聲［8，10］。激發結構共振噪聲有兩種途徑：a.定轉子之間的電磁力作用于定子、轉子、軸承、外殼構成的彈簧阻尼系統，激發結構振動而產生噪聲；b.轉子的動不平衡力作用于轉子、軸承、外殼構成的彈簧阻尼系統，激發外殼振動產生噪聲。

以上兩種途徑的共振頻率與激振力頻率耦合，都會引起系統的強烈振動，輻射出較大噪聲。第1種途徑的振動源是電機內的電磁力，引發電機振動，與電機的支撐裝置剛度關系不大；第2種途徑的振動源是轉子的動不平衡力，是電機的外部力，與電機支座關系很大。因此，改善電機的安裝方式或者提高轉子的動平衡性可以改善由動不平衡力引起的噪聲。筆者采用加厚電機支撐板，在電機外殼與支撐板接觸位置增加柔性減振結構等方式，降低噪聲。電機支撐板的厚度從2mm增加到4mm，并在電機外殼與機殼接觸位置增加減振墊，減小結構共振噪聲。

2.2 葉輪噪聲的降噪

2.2.1 葉輪的動平衡改進

工程中的各種回轉體，由于材質不均勻或毛坯缺陷、加工及裝配中產生的誤差，甚至設計時就具有非對稱的幾何形狀等因素，使得回轉體在旋轉時，其上每個微小質點產生的離心慣性力不能相互抵消，離心慣性力通過軸承作用到機械及其基礎上，引起振動，產生噪聲［11］。為此，對回轉體進行平衡試驗，使因此產生的機械振動幅度降在允許的范圍內。

為降低葉輪產生的噪聲，對葉輪用YFW－1000A型平衡機進行動平衡試驗并修正，使其最小剩余不平衡量達到0.19g，機械振動幅度相應減小。在半消音室內，測試距離1m處，測得樣機吸氣噪音由動平衡前的102.4dB降低到92dB，吹氣噪音由100.1dB降低到88dB。因此，僅對葉片進行動平衡就使整機噪聲值下降了10～12dB。

2.2.2 葉輪幾何形狀的改進

樣機使用的是5葉片、邊緣棱角的葉輪。5葉片葉輪為非對稱結構，不容易產生共振，但葉片數過少，氣流不平衡性高，可產生氣流噪聲。相對于5葉片的葉輪，7片葉輪更不容易產生共振，氣流不平衡性要低，產生的氣流噪聲要小。經試驗，相同轉速下，7葉葉輪的吹吸機進風量可以達到同類型5葉葉輪吹吸機的1.3～1.5倍。因此，在相同進風量的情況下，7葉葉輪所需要的電機轉速更小，可有效降低噪聲。采用7葉的葉輪在工作穩定性和性能上比5片葉片的葉輪更優，故將5葉葉輪改為7葉葉輪。

分析圖3，電機帶葉輪空轉相比電機空轉時在高頻段噪聲明顯增大，這部分噪聲主要來源于葉片高速轉動時邊緣切割氣流的尖端效應而產生的嘯音，因此，在葉片邊沿處倒30°圓角能有效削弱這一效應，減小噪聲［3］。對5葉葉輪和7葉葉輪分別做動平衡試驗并進行修改，使其最小剩余不平衡量達到0.19g。在半消音室內測量葉片改進前后的空轉噪聲，5葉輪為97.5dB，7葉輪為94.6dB，可見7葉輪有效降低了噪聲。

2.3 氣體流動噪聲的降噪

2.3.1 流道口的結構優化

為降低吹吸機工作時氣體流動產生的風噪，需改進流道的結構。分析表1數據可知，氣流在流道內流動時產生的噪聲所占比例不高，所以流道形狀對噪聲影響不大，但在葉輪倉外殼和流道結合處及流道進、出氣口存在氣流渦旋，會產生噪聲。

1）更改流道口結構。樣機吸氣口與吹氣口在同一平面，在吹、吸氣口交界處有較大的相對風速逆差，風噪大且容易形成渦流［12］。為避免相對風速差較大，將吹氣口縮短20cm，使得出入風口不在同一面上，如圖5所示。在出入風量相同的情況下，開口處的橫截面積在一定程度上影響風速。吹氣口縮短的同時增大了出風口的橫截面積，降低了風速，影響了出風量。因此，在流道底部增加副流道，以抵消增大出風口橫截面積帶來的影響。副流道還具有空氣放大的特性，可以實現大于進氣量的出氣量，用高速氣流引流達到更高速的氣流。

圖5 流道口的結構變更Fig.5 Structure changes of the flow crossing

2）增加阻音錐。由表1數據可知，增加流道后整機的噪聲有所降低，可見流道具有防止噪聲外泄的作用。流道吸氣口具有通過植物垃圾的功能，也是重要的噪聲外泄口。在不影響進料的情況下，盡可能減少噪聲外泄，采用了阻音錐結構，如圖6所示。

圖6 阻音錐及其安裝位置Fig.6 Tapered structure to obstruct sound and its location

在進氣口增加內嵌式的阻音錐，并在阻音錐外側貼附吸音棉，以此吸收流道內氣體流動產生的風噪。當噪聲從流道外泄時，部分進入阻音錐和流道壁形成的內錐面，內錐面貼附有吸音棉，噪聲被吸收。該阻音錐是向內的，與進料方向相反，不會造成進物料的聚集。阻音錐采用尼龍材料，質量約為84g，采用螺釘與流道連接，結構簡單有效。

2.3.2 電機倉與葉輪倉的結構優化

1）電機倉結構優化。樣機的電機倉兩側為鰓型孔結構，鰓型孔直接將電機噪聲和氣流噪聲導出，是重要的噪聲外泄口。為降低噪聲，需移除鰓型孔，更改結構設計。在電機倉內重新設計氣流流道，在不影響出氣的前提下增加了曲折阻音板，在曲折阻音板和流道壁上貼附吸音棉，吸收外泄噪聲，并將電機支撐板加厚至4mm，減少電機帶來的振動。改進后的電機倉結構如圖7所示。

圖7 電機倉結構圖Fig.7 Motor chamber structure

2）葉輪倉結構優化。在葉輪倉與吹氣口流道連接處有多余空腔存在，容易產生渦流。為此增加擋板與內嵌結構，保證其緊密連接，避免腔內渦流的產生。改進后的葉輪倉結構如圖8所示。

圖8 葉輪倉結構圖Fig.8 Impeller chamber structure

2.3.3 電機倉內貼附吸音材料

電機工作時，電機倉內高速氣流產生的風噪也是吹吸機噪聲的重要來源，在電機倉內貼附吸音棉可有效地降低這部分噪聲。試驗所用吸音棉是高密度吸音雞蛋棉，厚為3cm，能有效吸收500Hz以上頻率噪聲。樣機改進前、增加阻音錐和電機倉貼附吸音棉3種情況下在半消音室內分別做了噪聲測量，結果如圖9所示。

圖9 樣機噪聲值對比Fig.9 Noise contrast of the improved prototype machine

2.4 優化效果分析

針對3種噪聲源：電機產生的機械噪聲、葉片高速轉動產生的振動及氣流嘯音、氣體流動產生的風噪，對樣機進行了改進及優化之后，在半消音室內做了噪聲測試和頻譜分析試驗，1m處吹氣、吸氣頻譜圖如圖10所示。

對比樣機改進前后的頻譜圖可以看出，頻譜曲線有了明顯改善，曲線更為平滑，毛刺顯著減少，中、高頻頻段噪聲被有效抑制，高頻段體現的更為明顯，對應的噪聲值也有所降低。

按圖2所示，在室外1m距離處對編號1202CX109的改進樣機做了噪聲測試，結果如表2所示。新樣機噪聲降低了約20dB，優化效果明顯。

圖10 樣機1m處噪聲頻譜圖Fig.10 Noise spectrum at one meter distance from the prototype machine

表2 室外1m距離處噪聲測試結果Tab.2 Outdoor noise test results at one meter distance from the prototype machine

3 降噪結果綜合測試

機械行業標準中關于手持式電動園藝吹屑機、吸屑機及吹吸兩用機的噪聲標準規定：在距離吹吸機中心4m處的半球面上測量，1.2kW功率的吹吸機的聲功率級噪聲限值是110dB。改進后的樣機按GB／T 4583－2007的規定進行了空曠空間測試［13］。

在試驗開始之前，吹吸機按使用說明書進行了調整。測量是在一個發射面上的自由場內進行，使用半徑為4m的半球測量表面確定聲功率級。由6個傳聲器組成測量陣列，傳聲器位置如圖11所示，坐標值如表3所示。

表3 傳聲器坐標值Tab.3 Microphone coordinates m

測量時，吹吸機頭部指向x軸的正方向，操作者雙手握持，吹吸機的前手把低于半球面中心。聲功率級LWA按如下公式［14］計算

圖11 傳聲器位置示意圖Fig.11 Microphone locations

這里r為4m球面半徑，式（1）變成

其中：LpA為發射聲壓級。

編號為1202CX109的改進樣機的測試結果如表4所示。由測試結果可知，樣機4m距離噪聲值已達到國家標準。

表4 樣機綜合測試結果Tab.4 Comprehensive test results of the prototype machine

4 結束語

筆者針對手持式吹吸機的3種噪聲來源，從結構設計的角度分別進行了改進。由改進后樣機的試驗效果來看，噪聲已降低到國標要求。整機改進后，1m距離測得吹氣時A聲級噪聲下降20dB，吸氣時下降21.5dB。在4m距離測得的噪聲聲功率級吹氣時為94.75dB，吸氣時為103.42dB，遠低于國標聲功率級110dB的上限值。因考慮經濟性問題，測試樣機1202CX109電機倉和葉輪倉沒有按設計要求改進，如按設計要求改進并貼附吸音材料后，可進一步降低噪聲2～3dB。

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