原除塵風機和a 型改進風機在點的噪聲頻譜圖。根據風機參數，風機旋轉噪聲基頻為760 hz，由頻譜圖可看出在500 ～ 800
hz 之間的低頻噪聲并沒有降低，而1 250－2 000 hz 之間吸聲材料的降噪效果-，噪聲下降明顯。主要原因就是選用的吸聲材料超細玻璃棉在高頻率下，吸聲系數較大，因此多孔吸聲材料其吸聲效果是高頻優于低頻的。消聲蝸殼為b 組合形式時與原風機的出口a聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點a 聲級降低約7 db( a) ，在大流量工況，a 聲級降低約5．0db( a) ，在小流量工況下，a 聲級降低約2．4 db( a) 。
在125～ 500hz 頻段之間，風機a 聲級有所增大，原因是后蓋板加上消聲材料后，葉輪軸向安裝長度加長引起低頻電機振動，噪聲增加。在中高頻段后蓋板加消聲材料的降噪效果-，這種方式對于氣動噪聲及高頻振動等起到-的吸收作用，尤其是除塵風機包括電機的高頻振動噪聲過濾程度明顯。消聲蝸殼為c 組合形式時與原風機的出口a聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點總a 聲級降低約7．2 db( a) ，在大流量工況，a 聲級降低約5．5 db( a) ，在小流量工況，a 聲級降低約3．5 db( a) 。是消聲蝸殼為d 組合形式時與原風機的出口a聲級隨流量變化的對比圖。與原風機相比，在額定工況點，a 聲級降低約5．14 db( a) ，除塵風機在大流量工況，總a 聲級降低約5．0 db( a) ，在小流量工況，a 聲級降低約2．0 db( a) 。降噪效果稍微好于a 型改進風機，但不明顯。可見前蓋板加裝消聲材料降噪效果并不好，主要原因由于進口處有集流器，導致安裝消聲材料的面積相對于后蓋板小很多，除塵風機型號，吸聲效果不明顯。
蝸殼優化對除塵風機金屬葉輪穩定運行的影響
蝸殼是離心風機金屬葉輪的重要組成部分。它可以通過導流與擴大壓力來提高離心風機的效率。蝸殼入口氣流由于受到蝸殼流動不對稱的影響，導致分布不均的現象發生。這種分布不均勻的現象會直接堵塞葉輪出口，從而使葉輪發生周期性的加速或減速，進而降低離心風機的工作效率，縮小了除塵風機工作的范圍，影響了金屬葉輪的平穩運行。因此在蝸殼的優化設計過程中必須將蝸殼寬度對流場的影響考慮在內，合理設計外殼的寬度，降低對流場的影響。從而-金屬葉輪的平穩運行。
電機優化對除塵風機金屬葉輪穩定運行的影響吸油煙機、空調系統等設備空間較小，為了節省空間，一般會使用內藏電動機設備。內藏電動機的長度、頭部傾角等在一定程度上影響著風機性能和噪音。對內藏電動機的形狀設計不當會增加金屬葉輪內部的流動損失，從而導致噪聲增大，離心風機性能降低。電動機的軸向長度和氣流的排擠率呈正相關的關系。葉輪進口處的流道變窄會使前盤處脫流區域變大，從而導致金屬葉輪內部損失增加。因此，泰安除塵風機，在設計電機形狀時，應充分考慮電機形狀對葉輪內部流動的影響，從而提高金屬葉輪的穩定性，濕式除塵風機，-離心風機的性能。
將除塵風機模型導入icem 進行網格劃分，網格劃分過程中對離心風---鍵部位要進行加密處理，如葉輪、集流器、蝸舌、進氣箱的轉角處等。對風機的進口與出口適當延長，以-計算的穩定性�？紤]到離心風機結構的復雜且不規則性，本文采用非結構四面體網格進行劃分，其中無進氣箱的離心風機網格數量約370萬，網格為0.3以上；帶進氣箱的離心風機網格數量為380萬，網格為0.3以上。
除塵風機采用標準k-?模型，壁面函數為scalable，數值計算方法為-求解格式，求解格式為一階格式。由于通風機轉速低，馬赫數小，可認為氣流為不可壓縮定常流動。進口給定流量，除塵風機廠家，出口給定靜壓，壁面條件為無滑移邊界，轉速為1 480r/min，并將流動區域分為靜止域與旋轉域，兩者通過interface連接，連接模型為普通連接，坐標變換為轉子算法，網格連接方式為ggi。本文所研究的某離心風機葉輪有均布的16 個前向的大小葉片，其內部流場較為復雜，為了揭示除塵風機內的流場特性，對風機進行全三維數值模擬。先單獨分析了進氣箱內部流場特性，然后對進氣箱與風機進行一體化分析，研究進氣箱對離心風機性能的影響。
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