ファン騒音 - 豊橋技術科学大学

ファン騒音の性質と低減対策
0
豊橋技術科学大学
飯田 明由
ファン騒音対策
2012.1.12
1
ファン騒音
ファン騒音対策
2012.1.12
主な記号
2
静圧
p
ヘッドH =
[m]
ρg
出力P = ∆pQ [ W ]
100
90
[mmAq]
圧力p [Pa ]
100
90
HAP-4 CP-PK 103 3-3
80
80
70
70
60
60
50
50
40
40
30
30
20
20
10
10
0
騒音レベル [dB(A)]
流量Q [m 3 /min, m 3 /s]
0
0
5
P
効率η =
[ Peは入力電力]
Pe
騒音レベルL [dB]
10
15
20
25
30
3
流量 [m /min]
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ファン騒音対策
ファン周りの流れ
3
相対速度W2
回転方向
周速度U2
軸流流れ
絶対速度V2
相対速度W1
周速度U1
絶対速度V1
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速度三角形
4
子午面方向
相対速度
絶対速度
絶対流れ角α
相対流れ角β
周方向
周速度
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オイラーヘッド
5
単位時間当たりファンから流体に作用するトルク
T = ρQ(r2V2 cos α 2 − r1V1 cos α 1 )
単位時間当たりの出力
P = Tω = ρQ(r2V2 cos α 2 − r1V1 cos α1 )ω
= ρQ((r2ω )V2 cos α 2 − (r1ω )V1 cos α1 )
 V2 2 − V12 U 2 2 − U 12 W2 2 − W12 

= ρQ
+
−

2
2
2


P = ρQgH thより
2
2
2
2
2
2
V − V1 U 2 − U 1 W2 − W1
H th = 2
+
−
オイラーヘッド
2g
2g
2g
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ファン特性の相似則
流量係数：φ =
Q
u2 S
圧力係数：ψ =
2P
ρu 2 2
Q1 / 2
比速度：Ns = N 3 / 4
H
6
遠心ファン：150 - 600
（高圧力・低風量）
斜流ファン：800 – 1400
（大風量・比較的高圧力）
プロペラファン：10000 - 2000
（大風量・低圧力）
比速度：ヘッド1m，流量1m3/minにおいて最大効率点となる場合の回転数（rpm)
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ファン騒音の特性
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回転音（Nz音）：狭帯域成分…..ピーク性の音，耳障り
・周波数＝羽枚数×回転周波数
・流路系の音響共鳴との連成による場合もある
・静翼と動翼の干渉
乱流音：狭帯域騒音…….個々の成分の音のレベルは小さい
・周波数：右肩下がり（渦の特性）
・壁面近傍における渦や乱れの
変化に起因
・抜本的な対策は難しい
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ファン騒音の相似則
8
圧力P ≈ D 2 N 2
流量Q ≈ D 3 N
Lexp ≈ D 7 N 5～D 8 N 6
Lcurle ≈ (DN ) D 2 ≈ D 8 N 6
6
低騒音化→回転数及び直径を小さくする
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比騒音
9
2
比騒音 : SL = L − 10 log k s Pt Q [dB]
L : 測定した騒音レベル [dB]
Pt : 全圧 [Pa]
Q : 流量 [m 3 /s]
k s : 比例係数0.625
超低騒音：15
低騒音タイプ：15－20
一般ファン：20以上
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比騒音によるファンの分類
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ターボファン，シロッコファン
比騒音：低
流量が少ないので，電子機器冷却などで使われることは少ない
軸流ファン
比騒音：大
小型で大風量が得られるので，電子機器冷却等に広く利用
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ファン騒音対策
ファン形状と騒音
小
ファン騒音対策
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騒音レベル
大
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事例紹介：プロペラファン
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回転方向
一般に先端のとがった
鎌形の翼のほうが低騒音
となる
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冷却設計における注意点
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空力騒音は流速が局所的に速い部分から発生しやすい
→ 可能な限り遅い流速で冷却する
→ 一様な流れ場
速度変動，流体力変動が音の原因となる．
→ 入り口流れの乱れに依存
→ ファンの試験装置での実験結果よりも電子機器
組み込み時には騒音が大きくなる．
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パンタグラフホーン騒音
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φ10mm
円柱
間欠孔付円柱
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間欠穴の効果
15
80
円柱
70
間欠円柱
SPL [dB(A)]
60
50
40
30
BGN
20
100
160
ファン騒音対策
250
400
630
1k
1.6k 2.5k
Frequency [Hz]
4k
6.3k
10k
O.A.
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乱流の影響
16
80
円柱
70
SPL [dB(A)]
60
間欠円柱
50
BGN
40
30
20
100
160
250
400
630
1k
1.6k 2.5k
Frequency [Hz]
4k
6.3k
10k
O.A.
ファン騒音対策
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コンピュータの低騒音冷却事例
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サイレンサによる騒音低減（事例）
ワークステーション
18
ワークステーション
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遮音（透過損失）
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透過損失Ti =
pt u t
4 Z1 Z 2
=
pi u i ( Z 1 + Z 2 ) 2
音波
入射波p1 , u1
透過波pt , ut
反射波pr , u r
インピーダンスZ1 = ρ1c1
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インピーダンスZ 2 = ρ 2 c2
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防音対策
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音響インピ
ーダンス
[N・s/m3 ]
音速
[m/s]
密度
[kg/m3]
透過損失*1 等価厚さ*2
[dB]
[mm]
弾性率
[Pa]
空気
4.08×102
341
1.2
1.4×105
------
------
水
1.50×106
1480
998
2.2×109
10
8
アルミ
1.73×107
6420
2700
7.6×1010
17
3
鉄
4.16×107
5950
7860
2.2 ×1010
26
1
ガラス
1.00×107
5000
2500
70×1010
17
3.3
木材
2.30×106
4000
500
6.0×109
4.6
16
ポリエチレン
1.75×106
2300
1100
5.8×109
11
7
質量則
*1 :厚さ1mmの部材の透過損失(周波数１ｋHz)
*2：厚さ1mmの鉄板とほぼ透過損失が等しくなる場合の板厚
TL = 20 log(mf ) − 43 [dB]
m 単位面積あたりの質量 [kg/m 2 ]
f : 周波数 [Hz]
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遮音（コインシデンス）
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材料の弾性と慣性によって定まる固有の周波数で透過
損失が低下する現象
入射波と固体上を伝わる曲げ波が共鳴することによっ
て音が透過する現象
C2
12 ρ (1 − σ 2 )
2
E
2πh sin θ
C2
≈
1.8Cw h
fc =
Cw : 材料の音速
h : 材料の板圧
E：板材のヤング率
ρ：板材の密度
σ：板材のポアソン比
θ：板に対する音波の入射角
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測定値
45
質量則
40
透過損失[dB]
C : 気体の音速
50
35
30
25
20
15
10
100
1000
10000
周波数[Hz]
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吸音材
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反射エネルギー R
吸音（熱）エネルギー A
R
I
T
透過率 τ =
I
A
吸音率 α =
I
反射率 R =
入射エネルギーI
透過エネルギー T
吸音材は多孔質材料が使われることが多い
吸音材は一般に軽いので透過損失はそれほど大きくない．
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サイレンサー（抵抗型サイレンサー）
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ダクト内を複数の流路に分割し，各流路表面に吸音材を貼り付ける
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冷却騒音の対策事例
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室内温度が高い場合
ファンを高速運転
騒音増大
顧客からのクレーム
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寄与率解析
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寄与率解析
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サイレンサー効果の簡易予測
騒音低減予測
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サイレンサ性能評価ツール
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通風抵抗予測
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http://fluid.mech.kogakuin.ac.jp/~iida/Lectures/Noise/Noise.xls
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エクセルによるパラメータ評価
28
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性能評価(最適化）
29
20
18
[dB]
14
低減効果
16
10
12
8
6
採用モデル
4
2
0
0
5
10
15
20
25
30
圧力損失 [Pa]
ファン騒音対策
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予測ツールの評価
30
70
[dB]
50
Noise Level
60
40
30
20
SR2201
With Silencer
With Silencer (Prediction)
10
Frequency
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吸音サイレンサーを用いた電子機器
ファン騒音対策
OA
[Hz]
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騒音レベル
8000
5000
3150
2000
1250
800
500
315
200
125
80
50
20
31.5
0
31
54dB→40dB
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ファン騒音のまとめ
32
ファン騒音
ファンの回転数，相対速度に注意
ファン上流の流れの影響が大きい
ファンの選定方法が重要
比騒音を調べてみる
動作点での運転となるようにする．
電子機器冷却における低騒音化
遮音，吸音の特性を知る
遮音は重さと構造，吸音は材質
通風抵抗と騒音はトレードオフ（ファンの選定）
冷却性能だけを考えると低騒音化は失敗する
低騒音化に必要な条件，冷却に必要な条件をメモしてみる
ファン騒音対策
2012.1.12