温升。依据式（ 1） 代入下列数值： n = 1500r / min，
D
1
= 0． 6m，
b = 0． 1885m，
v = π × D
1
× n /60 = 47． 1m / s，
N = 12
得 L
w
= 99． 5dB，
折算到声压级为 82． 8dB。
考虑到冷却器内有吸音装置及在密封的条件
下降 15 ～ 20dB，电机噪声应至少在 62． 8 ～ 67． 8dB，
取平均值 65． 3dB。
空气动力噪声与电磁噪声叠加的声压级噪声
为： 10lg（ 10
65． 3 /10
+ 10
79． 1 /10
） = 79． 3dB
与试验值 79． 4dB，很接近。这样的误差同样
也有待与我们的试验积累。
4
空气动力噪声的抑制
通过以上分析，降低空气动力噪声主要措施
如下
4． 1
合理设计风量
风量越大，噪声也就越大。对散热良好或温
升不高的电机尽量取消风扇，减少噪声源。
4． 2
风扇的设计选型
外风扇，在设计时尽量不留通风裕量，优先采
用轴流式风扇。
4． 3
风扇的合理造型与设计
外风扇应厚薄均匀、无扭曲变形、间距均匀，
且应校动平衡。
4． 4
合理设计风路系统
风道中尽量减少障碍物，有专用风道的宜采
用流线形风道，风道的截面变化不要突然。
4． 5
加强电机的密封性能
噪声降低的程度与密封罩或闭路通风系统电
机的机身外罩壁厚度有关。现分两方面进行分
析。一方面罩壁对噪声有反射作用，使罩壁内的
声压级高于在同一点而无罩时的数值。声压级的
这种增长可近似计算为
△L
BU
= 10 × lg（
1
α
）
式中，α—罩壁内表对特定频率的噪声吸收系数。
另一方面，对于 100Hz 至 3 000Hz 频率范围，
罩壁的传播损失可作如下估算
△L
TL
= 14 × （ 1 + lgM）
式中，M—每单位面积罩壁之质量。
则由罩壁造成的全部噪声降低为
△L = △L
TL
－ △L
BU
当罩壁厚为 10mm 时，对 1 000Hz 频率噪声
的降 低 值。钢 板 的 吸 收 系 数 在 1 000Hz 时 为
0． 03，
钢板的密度为 78． 6kg / m
2
。
对 10mm 厚度钢板罩壁在 1 000Hz 频率产生
的噪声的声压级为
△L
BU
= 10 × lg（
1
0． 03
） = 15． 2dB
传播损失为
△L
TL
= 14（ 1 + lgM） = 14（ 1 + lg78． 6） = 40． 5dB
1 000Hz
时总噪声降低为
△L = △L
TL
－ △L
BU
= 25． 3dB
通过计算可知： 采用密封罩或闭路通风系统
的电机，其噪声可降低 25． 3dB，但实际上也只降
低 10dB 多。这是因为机座与冷却器密封、机座与
接线盒密封、机座本身的排水孔以及机座焊接密
封性能不好等因素有关。因此加强电机的密封性
能也是降低噪声的主要因素之一。
5
结语
通过这两台电机噪声试验测量值与理论计算
值的对比分析，验证了离心、轴流风扇噪声的计算
方法是可行的，为设计低噪声电机，特别是空气动
力噪声提供了理论依据，并给出抑制空气动力噪
声的有效措施。
参考文献
［1］ 陈世坤． 电机设计． 北京： 机械工业出版社，2000．
［2］ 商景泰． 通风机手册． 北京： 机械工业出版社，1994．
［3］ 陈永校． 电机噪音的分析和控制． 杭州： 浙江大学出
版社，
1987．
作者简介： 赵文辉 男 1969 年生； 毕业于湘谭机电专
科学院电机专业，现从事高压电机设计工作．
收稿日期： 2011-09-09
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