燃氣熱水器噪聲特性及降噪研究

譚洵，徐德明，李啟良，王毅剛

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燃氣熱水器噪聲特性及降噪研究

譚洵1，徐德明1，李啟良2，王毅剛2

(1. 寧波方太廚具有限公司浙江省健康智慧廚房系統(tǒng)集成重點實驗室，浙江寧波315336；2. 同濟大學上海地面交通工具風洞中心，上海201804)

燃氣熱水器噪聲嚴重影響居民舒適性。為了了解熱水器噪聲特性，找到熱水器噪聲問題并提出針對性降噪方案，本文在半消聲室對某型號熱水器進行噪聲測試，得到原型機的噪聲特性，提出頂部進風和增加消聲導流罩的降噪方案。通過測試發(fā)現(xiàn)：原型機在最大負荷和正常負荷的半球面平均聲功率為61.5 dB(A)和58.3 dB(A)，且電磁噪聲、風機噪聲、燃燒系統(tǒng)噪聲和空腔共振噪聲在熱水器腔體相互作用，形成多個峰值頻率。進風方式由背面進風改為頂部進風降噪效果明顯，其平均半球面聲功率在最大負荷和正常負荷降幅分別為5.6 dB(A)和4.7 dB(A)。同時在中低頻段聲壓級降幅明顯，高頻也有一定降低。增加消聲導流罩雖然能降低高頻噪聲，但是流通面積小，阻力大，使總體降噪效果不明顯。

燃氣熱水器；噪聲；進風方式；消聲導流罩

0 引言

我國燃氣熱水器自上世紀90年代中期，采用了可將廢氣通過煙道排放到室外的結(jié)構，安全性得到提高和完善。由于燃氣熱水器使用排風機和強化燃燒技術，因而在使用時不可避免地會發(fā)出噪聲。按照GB6932-2006的要求，整機噪聲在65 dB以下(含65 dB)為合格產(chǎn)品，在滿足其他指標的情況下，噪聲越低的產(chǎn)品，越具有市場竟爭力。

燃氣熱水器的噪聲主要來源于燃燒噪聲、風機噪聲、氣流噪聲和水流噪聲等，相應的控制措施不少。例如，在噴嘴前面加裝一片降噪聲網(wǎng)、在煙道內(nèi)壁貼裝吸音材料、在熱交換器內(nèi)加穩(wěn)流片、增加穩(wěn)焰網(wǎng)等[1-3]。史密斯[4]提出一款有別于傳統(tǒng)強排式燃氣熱水器的低噪聲強排式燃氣熱水器。通過采用改進的煙氣流道結(jié)構，創(chuàng)新的風機設計方案，精確的燃氣與燃燒配風量的控制，使得其噪聲比市場上主流的強排式燃氣熱水器低4~10 dB。合肥工業(yè)大學喬晉紅等[5]利用試驗方法采集某型空氣能熱水器噪聲數(shù)據(jù)，分析其異常噪聲頻率分布，識別出主要的噪聲頻率。在此基礎上，通過有限元方法計算其模態(tài)頻率，確定空氣能熱水器低頻噪聲產(chǎn)生的主要原因。根據(jù)分析結(jié)果提出結(jié)構優(yōu)化和改進。整改機型的試驗結(jié)果表明，低頻噪聲得到很好控制。

應該指出的是，各企業(yè)生產(chǎn)的相同容量燃氣熱水器噪聲水平相差較大。國內(nèi)外在此積累的噪聲控制手段不多，針對性較差。為了有效降低燃氣熱水器噪聲，仍有必要對燃氣熱水器進行有針對性的噪聲研究。為此，本文采用半球面測量方法測試某燃氣熱水器在最大負荷和正常負荷的噪聲，找出其噪聲問題，提出改進方案并重新進行結(jié)構設計、試制和測試等手段實現(xiàn)低噪音的結(jié)構或裝置，使降噪量超過3 dB(A)。

1 測試方法

為了使熱水器能夠正常工作，需要布置進水、進氣和排煙管道。管道以及燃燒室的布置決定了熱水器采用立式的固定方式。為了模擬熱水器安裝在墻壁的進風環(huán)境，距離熱水器背板約20 mm處安裝塑料擋板。本次試驗主要關注熱水器正常負荷和最大負荷的噪聲性能，并在此基礎上尋找降噪方法從而達到一定的降噪效果。受測試環(huán)境限制，加工了半徑為1 m的半球骨架，并布置了10個測點，如圖1和表1所示。由于半球測量面是非剛性反射面，因而測量結(jié)果偏低。

測試采用B&K自由場傳聲器、前置放大器和HEAD公司的四通道便攜式數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，最終結(jié)果使用Artemis進行聲學指標分析。由于通道數(shù)限制，分三組完成10個測點的采集。試驗時，半消聲室內(nèi)環(huán)境溫度為25℃，相對濕度為53%，大氣壓力為101.3 kPa。試驗開始前，使用校準器對傳聲器進行校準。設定采樣率為48 kHz，采樣時間為10 s，依次測量熱水器在正常負荷和最大負荷的噪聲。

表1 測點三維坐標

2 原型機測試結(jié)果

2.1 總聲壓級與聲功率

表2給出了10個測點總聲壓級和半球面聲功率級。從表中可以看出，正常負荷下，測點總聲壓級處于48.8~51.5 dB(A)之間，最大值與最小值相差2.7 dB(A)，由此計算得到的半球面聲功率級為58.3 dB(A)。當熱水器進入最大負荷工況，測點總聲壓級處于52.0~54.3 dB(A)之間。最大值出現(xiàn)在測點10，最小值出現(xiàn)在測點4，兩者相差2.3 dB(A)。半球面聲功率級由正常負荷的58.3 dB(A)增加到61.5 dB(A)。

2.2 測點頻譜

圖2給出了測點10的聲壓級頻譜，其中黑色為最大負荷，紅色為正常負荷。從圖中可以看出，兩種負荷均表現(xiàn)出多個峰值頻率，多個峰值頻率帶寬較大，僅有個別峰值頻率呈現(xiàn)窄帶，可以斷定該峰值來自電磁噪聲。其它帶寬較大來自于風機噪聲、燃燒系統(tǒng)噪聲和空腔共振噪聲。與最大負荷相比，正常負荷表現(xiàn)出整個頻段聲壓級有不同程度降低，某些頻率也有偏移。

表2 測點總聲壓級與半球面聲功率級(dB(A))

2.2.1 風機噪聲

風機噪聲主要包括三類離散噪聲和寬頻帶噪聲。離散噪聲中最為典型的是葉片和蝸舌相互干涉噪聲，具有明顯的頻率。在最大負荷下，該頻率可通過式(1)計算得到一階基頻為4 305 Hz。

式中，為風扇葉片數(shù)，為風扇轉(zhuǎn)速(rpm)；取1,2,…。

渦脫落噪聲和渦殼共振輻射噪聲對應的頻率可分別通過式(2)和式(3)進行計算。同樣可以計算得到它們在最大負荷的頻率分別為400 Hz和850 Hz。

式中：2和3分別為渦脫落噪聲頻率和渦殼共振輻射噪聲頻率(Hz)；為葉片線速度(m/s)；為葉片彎曲直徑(m)。為聲速(m/s)；2為出風口面積(m2)，2為出風口管等效長度(m)；為風機殼內(nèi)體積(m3)。

對照圖2所示的聲壓級頻譜各峰值頻率，應能在400~4 500 Hz之間判定是風機哪類噪聲的峰值頻率。至于葉片和氣流間的相互作用產(chǎn)生的寬帶噪聲，它來源于氣流和其流通通道相互作用產(chǎn)生的不穩(wěn)定脈動，主要以中高頻為主。

2.2.2 燃燒系統(tǒng)噪聲

該噪聲包括了噴嘴區(qū)的噴流噪聲、燃燒噪聲以及燃燒室和油汽混合室內(nèi)的聲共振產(chǎn)生的噪聲。從圖2的測量結(jié)果對比分析可知，這部分的噪聲應分布在650~2 500 Hz之間，有峰值噪聲也有寬頻帶噪聲。

圖2 最大和正常負荷下測點10的聲壓級頻譜

2.2.3 空腔共振噪聲

圖3給出了試驗過程中某測點在熱水器前面板拆除和未拆除時的聲壓級頻譜。從圖3可以看出，在200~2000 Hz頻段出現(xiàn)了明顯噪聲差異，說明了熱水器外殼組成的空間是形成聲共振的根本原因。

圖3 某測點在面板拆除與未拆除時的聲壓級頻譜

3 降噪方案測試結(jié)果

3.1 降噪方案來源

通過分析原型機在正常負荷和最大負荷時的噪聲特性，了解到風機噪聲、燃燒系統(tǒng)噪聲和空腔共振噪聲是主要噪聲源。熱水器常用離心風機A計權聲功率級可通過式(4)計算獲得。從式(4)中可見，風機效率越低，噪聲越大。

式中：=86(后彎葉片)、94(前彎葉片)；為機械功率(kW)；為葉尖速度(m/s)；為風機效率；為風機直徑(m)；為聲速(m/s)。

在原型機中，風機進風的起始位置在熱水器背面，采用橫向開槽。一方面由于背板和擋板間距較小，另一方面由于熱水器內(nèi)部結(jié)構部件阻擋，進氣受阻嚴重，流道阻力偏大。在此情況下，若能改變進氣方式，緩解進氣受阻，必將減少風機機械功率和增加風機效率，從而降低風機噪聲。按此思路設計出頂部進風裝置(降噪方案一)。

風機噪聲和燃燒系統(tǒng)噪聲在熱水器面板內(nèi)部容易產(chǎn)生空腔共振噪聲。風機噪聲直接輻射到面板所形成的空間，并被反射放大形成混響，激發(fā)空腔共振。另外，它們可以通過進風口和殼體透射到外空間。從傳播路徑的角度考慮，若能切斷或削弱噪聲傳播路徑，也能起到降低熱水器噪聲的效果。在傳遞路徑上加裝消聲器是一種選擇，它能夠吸收風機通過進風口輻射的噪聲。但是消聲器需合理設置，不能過多增加風道阻力，否則可能為了保證燃燒系統(tǒng)所需進氣量而提高風機功率，從而增加了風機自身噪聲，使熱水器噪聲反而增大。按照切斷噪聲在傳播路徑的思路，設計消聲導流罩(降噪方案二)。

3.2 降噪方案結(jié)構

圖4為降噪方案一所示的頂部進風方案。該方案將進風和排氣結(jié)合到一起，實現(xiàn)內(nèi)圈排氣、外圈進氣。進氣面積與背板進氣面積相同。

圖5為降噪方案二所示的消聲導流罩。導流罩一端緊貼離心風機進口，另一端正對進風口。導流罩內(nèi)部貼有10 mm厚的消聲材料。

3.3 總聲壓級與半球面聲功率

表3和表4分別給出了改進方案測量得到的測點總聲壓級和半球面聲功率級。從表中可以看出，最大負荷下，將進風口從背面進風改為頂部進風，測點總聲壓級降低到46.9~49.3 dB(A)之間，平均半球面聲功率級降低到55.9 dB(A)，降幅5.6 dB(A)。

圖4 頂部進風

圖5 消聲導流罩

表3 最大負荷下，測點總聲壓級與半球面聲功率級(dB(A))

之所以有如此顯著的效果，主要原因有：(1) 進風氣流受阻擋減少，流道阻力降低，氣流順暢，降低了風機功率和增加風機效率；(2) 熱水器內(nèi)部的風機噪聲和燃燒系統(tǒng)噪聲從頂部輻射出去，且無擋板反射。

背面進風和頂部進風增加消聲導流罩后，測點在最大負荷的總聲壓級分別為52.2~55.3 dB(A)和47.0~51.1 dB(A)，平均半球面聲功率級分別降低到61.4 dB(A)和57.3 dB(A)，降幅為0.1 dB(A)和4.2 dB(A)。測點在正常負荷的平均半球面聲功率級分別降低到58.3 dB(A)和54.5 dB(A)，降幅為0.0 dB(A)和3.8 dB(A)。

此方案效果不明顯的原因主要是消聲導流罩在切斷噪聲傳播路徑的同時，卻由于流通面積過小，流速過大，增加較多阻力，加大風機噪聲。

表4 正常負荷下，測點總聲壓級與半球面聲功率級(dB(A))

3.4 測點頻譜

圖6給出了在最大負荷下，背面進風和頂部進風的測點10的聲壓級頻譜。從兩者頻譜對比可以清楚地看出，當進風口從背面進風改為頂部進風，幾乎所有頻率對應的聲壓級均有不同程度的降低，在中低頻降幅明顯，高頻段也有一定的降低。大部分峰值頻率均存在，但也有個別頻率對應的峰值消失。進風方式改變帶來的影響是全方位的，不僅使總聲壓級得到降低，也可以使頻譜得到改善，必將改善熱水器的聲品質(zhì)。

圖7和圖8分別給出最大負荷下，背面進風和頂部進風增加消聲導流罩，測點10的聲壓級頻譜。對于背面進風，增加消聲導流罩能小幅度降低高頻噪聲。由于風機進風環(huán)境的變化，中低頻的頻率特性發(fā)生改變，個別頻率的聲壓級有所增加，個別峰值頻率消失，但總體頻譜改善效果不明顯。

圖6 背面進風與頂部進風，測點10的聲壓級頻譜

圖7 背面進風和加消聲導流罩，測點10的聲壓級頻譜

圖8 背部進風和頂部進風加消聲導流罩，測點10的聲壓級頻譜

對于頂部進風且增加消聲導流罩，同樣可使整個頻率段的聲壓級有不同程度降低，在高頻降幅比無消聲導流罩更大。但由于消聲導流罩流通面積較小，阻力較大，反而使中低頻聲壓級有所增加，峰值更多，帶寬更窄。

4 結(jié)論

在半消聲室對某型號熱水器進行噪聲測試，得到原型機的噪聲特性，并在此基礎上分析原型機噪聲設計問題，提出頂部進風和增加消聲導流罩的降噪方案，得到結(jié)論如下：

(1) 原型機在最大負荷和正常負荷的半球面平均聲功率級分別為61.5 dB(A)和58.3 dB(A)。它具有較多峰值頻率，主要來自于風機噪聲、燃燒系統(tǒng)噪聲和空腔共振噪聲。

(2) 將進風方式由背面進風改為頂部進風，無論是最大負荷還是正常負荷，平均半球面聲功率均有大幅度降低，分別降低了5.6 dB(A)和4.7 dB(A)。測點聲壓級在所有頻段均有不同程度下降，其中中低頻降幅明顯，高頻也有一定降低。

(3) 由于消聲導流罩流通面積小，阻力大，使總體降噪效果不明顯。在背面進風且最大負荷工況下，平均半球面聲功率僅降低0.1 dB(A)。在頂部進風且最大負荷工況下，平均聲功率降低效果不如不增加消聲導流罩。

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Noise characteristic analysis and noise reduction for gas water heater

TAN Xun1, XU De-ming1, LI Qi-liang2, WANG Yi-gang2

(1. Key Laboratory of Healthy & Intelligent Kitchen System Integration, Ningbo FOTILE Kitchenware CO., LTD.,Ningbo 315336, Zhejiang, China;2. Shanghai Automotive Wind Tunnel Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Noise generated by gas water heater affects residents’ comfort seriously. In order to understand the characteristics of water heater noise and to find its problems and propose a specific noise reduction scheme, the noise of a certain type of water heater has been tested in the semi-anechoic chamber. The noise characteristics of the prototype are obtained, and a scheme for noise reduction by adopting air intake from the top and increasing silencer shroudis presented in this paper. It is found that the average sound powers of the prototype in maximum and normal loads are 61.5 dB(A) and 58.3 dB(A). In addition, electromagnetic noise, fan noise, combustion system noise and the noise generated by cavity resonance are interacted with each other in the cavity of water heater to form a series of peak frequencies. The effect of noise reduction is obvious by intake from the top instead of the back, which causes the average acoustic powers being declined by 5.6 dB(A) and 4.7 dB(A) under maximum and normal loads respectively. Meanwhile, the drop of sound pressure level in low and middle frequency bands is obvious, and a certain extent of drop of sound pressure level at high frequency can be found. Increasing silencer shroud can reduce high-frequency noise, but noise reduction effect is less obvious due to small circulation area and big resistance.

gas water heater; noise; air inlet mode; silencer shroud

TU112.3；TK417+.125

A

1000-3630(2017)-02-0165-06

10.16300/j.cnki.1000-3630.2017.02.012

2016-05-04;

2016-07-18

譚洵(1989－), 女, 廣西桂林人, 工程師, 研究方向為燃氣熱水器研究與開發(fā)。

李啟良, E-mail: qiliang@#edu.cn