Prof. Dr.-Ing. Wolfgang Neise DLR-Institut für Antriebstechnik ...

Prof. Dr.-Ing. Wolfgang Neise 

DLR-Institut für Antriebstechnik 

Abteilung Triebwerksakustik Berlin 

Vortragsreihe Strömungsakustik 

Fachhochschule Düsseldorf, 14. Juli 2008 

Folie 1

Teil I: Aerodynamische Schallentstehungsmechanismen 

bei Turbomaschinen 

Übersicht 

1. Einleitung / aeroakustische Theorie 

2. Schaufeldickengeräusch 

3. Entstehung tonaler Geräusche durch stationäre und 

instationäre Schaufelkräfte 

4. Entstehung des Breitbandgeräusches durch 

instationäre Strömungskräfte 

5. Quadrupolgeräusch 

6. Zusammenfassung 

Institut für Antriebstechnik, Triebwerksakustik Berlin 

Folie 2

Schallentstehung in Strömungsmaschinen 

Frühe Arbeiten über Geräusch von Luftschrauben und 

Ventilatoren in der 1. Hälfte des 20. Jahrhundert 

Ernsthausen 

Entscheidende Fortschritte im Verständnis der 

Schallerzeugung durch turbulente Strömungen durch die 

Arbeiten von: 

Lighthill (1952) 

Curle (1955) 

Ffowcs Williams & Hawkings (1968/69) 

Goldstein (1974) 

Übersichtsartikel zur Aeroakustik der Turbomaschinen 

Morfey (1973) 

Cumpsty (1977) 

Neise & Michel (1994) 


Folie 3

Aeroakustische Theorie 

Schallentstehung durch turbulente Strömungen 

in Anwesenheit bewegter Wände 

(I) Turbulente Scherspannungen der Strömung 

Volumenquellen – äquivalent einer Verteilung bewegter 

akustischer Punkt-Quadrupole 

(II) Instationäre Kräfte, die von der Strömung auf die 

materiellen Begrenzungsflächen (Laufradschaufeln, 

Leitschaufeln, Gehäuse) ausgeübt werden – äquivalent 

einer Verteilung bewegter akustischer Punkt-Dipole 

(III) Volumenverdrängungseffekte durch die Bewegung der 

Begrenzungsflächen (Schaufeldickenlärm) – äquivalent 

einer Verteilung bewegter akustischer Punkt-Monopole 


Folie 4



Übersicht 










Folie 5

Monopolquellen durch Volumenverdrängung 

(Schaufeldickengeräusch) 

� Rotorblätter verdrängen Strömungsmedium und erzeugen 

periodische Druckstörungen im Nahfeld 

� Linienspektrum (Schaufelfrequenz + Harmonische) 

� Druckfeld an Rotor gebunden 

� Geringer akustischer Abstrahlgrad, wenn Ω R



Übersicht 










Folie 7

Rotor in gleichförmiger stationärer Strömung 

“Gutin – Noise“ 

Ω 

Kräfte, die die Rotorschaufeln erfahren, 

sind stationär im rotierenden System 

(“Stationäre Schaufelkräfte“) 

Beobachter im ruhenden System nimmt 

zeitliche Änderung des Drucks wahr 

Linienspektrum 

(Schaufelfrequenz + Harmonische) 

Stationäre Schaufelkräfte sind 

an den Rotor gebunden 

Geringer akustischer Abstrahlgrad, 

wenn Ω R a 0 


Folie 8

Rotor in ungleichförmiger stationärer Strömung 

Ω 

Kräfte, die die Rotorschaufeln erfahren, 

sind instationär im rotierenden System 

(“Instationäre Schaufelkräfte“) 

Beobachter im ruhenden System nimmt 

zeitliche Änderung des Drucks wahr 

Linienspektrum (Schaufelfrequenz + 

Harmonische) 

Instationäre Schaufelkräfte sind nicht 

an den Rotor gebunden! 

Die Rotationsgeschwindigkeit der Kraftfelder 

ist i.A. größer als die Rotordrehzahl 

� hoher akustischer Abstrahlgrad 


Folie 9

Rotor-Stator-Wechselwirkung (Tyler & Sofrin, 1962) 

Z = 8, V = 6 

⎥m⎥ = 2 

a Θ Interakt = 4Ω Rotor 


Folie 10


Frequenz: ω = h Z Ω 

Azimutale Modenordnung m = h Z - sV 

Azimutale Phasengeschwindigkeit 

h = 1, 2, 3,… 

s = …-1, 0, 1, 2,… 


a 

Θ 

ω ω hZΩ 

= = = 

k m hZ − sV 

Θ 

Folie 11


Z = 8, V = 9 

⎥m⎥ = 1 

a Θ Interakt = -8Ω Rotor 


Folie 12

Beispiele für räumlich ungleichförmige stationäre 

Strömungsfelder 

a) Ungleichförmige Zuströmung 

- atmosphärische Inhomogenitäten 

- Strömungshindernisse stromauf 

(z.B. Krümmer, Kanaleinbauten) 

- unsymmetrischer Strömungskanal 

- ungleichförmige Kanalgrenzschicht 

- Einlauf in der Nähe v. Wänden 

� Wirbelfaden wird angesaugt 


Folie 13

Beispiele für räumlich ungleichförmige stationäre 

Strömungsfelder 

b) Potentialfelder benachbarter Schaufelreihen 

c) Strömungsnachläufe stromauf liegender Schaufelreihen 


Folie 14

Geräuschentstehung durch gestörte Zuströmung 

(Schlinker & Brooks, 1962) 


Folie 15

Einfluss von Eintrittsleitschaufeln auf die Anströmung der 

Rotorschaufeln (Sharland, 1964) 


Folie 16

Ungleichförmige 

Anströmung eines 

Hubschrauberrotors 

im Vorwärtsflug 

(Schlinker & Brooks, 

1962) 


Folie 17

Overall sound power level, dB re 1 pW 

130 

120 

110 

100 

90 

80 

Gesamtschallleistungspegel einer Axialmaschine 

(Sharland, 1964) 

Three rotor-stator stages plus IGV´s 

Single rotor-stator stage 

Single rotor 

70 

20 40 60 80 100 

Blade tip speed, m/s 

200 

12 12 02/ Graph1 e 


Folie 18

Schalldruckspektren einer Axialmaschine im Freifeld 


Sound pressure level, dB 

100 

90 

80 

70 

60 

50 

40 

Blade passing frequency 

3 rotor-stator stages + IGV 

1 rotor-stator stage 

Rotor alone 

1.000 10.000 

f, Hz 

Fan speed n = 10.000/min 

45° to fan axis 

3 ft from intake center 


/, Stages, 12.12.02 

Folie 19

Instationäre Kräfte auf feststehende Bauteile 

(Leitschaufeln, Gehäuse, etc.) 

Axialventilatoren mit Nachleitrad 

Nachlaufströmung des Rotors 

erzeugt instationäre Kräfte auf die 

Leitschaufeln 

� Linienspektrum 

(Schaufelfrequenz + Harmonische) 


Folie 20

Instationäre Kräfte auf feststehende Bauteile 

(Leitschaufeln, Gehäuse, etc.) 

Radialventilatoren 

Nachlaufströmung des Laufrades erzeugt Wechselkräfte bzw. -drücke 

auf dem Gehäuse, speziell der Gehäusezunge, oder auf den 

Leitschaufeln � Linienspektrum (Schaufelfrequenz + Harmonische) 


Folie 21

Impulshaltige 

Geräusche 

Spektren des 

Hubschraubergeräuschs 

(Leverton, 1989) 


Folie 22

Instationäre Schaufelkräfe durch Rotierende Ablösung 

(rotating stall) 

Rotierendes System: 

Ablösegebiet wandert dem Schaufelgitter entgegen 

Ω rot stall / Ω Rotor = 0,3 … 0,5 

Absolutsystem: Ablösegebiet wandert in Richtung des 

Schaufelgitters, aber mit geringerer Geschwindigkeit 

Ω rot stall / Ω Rotor = 0,5 … 0,7 


Folie 23

Geräuscherzeugung durch Rotierende Ablösung 

Suzuki et al (1978) 

Radialventilator 

D = 450 mm 

Z = 12 

n = 1500/min = 25/s 


Folie 24

Ungleichförmige Rotorgeometrie / Schaufelteilung 

Gleichmäßig beschaufelter Rotor 

Schalldruckpegel 

Schalldruckpegel 

BPF 

Frequenz 

Ungleichmäßig beschaufelter Rotor 

f Rotor 

BPF 

2 BPF 

Frequenz 

2 BPF 


3 BPF 

3 BPF 

Folie 25

Multiple Tone 

Noise of 

Supersonic 

Rotors 

(Buzz Saw 

Noise) 

(Goldstein, 1976) 


Folie 26

Multiple Tone Noise of Supersonic Rotors 

(Buzz Saw Noise, Smith, 1989 ) 


Folie 27



Übersicht 










Folie 28

Rotor in instationärer Strömung 

Das Linienspektrum bei zeitlich unveränderlichem Strömungsfeld wird 

zu einem kontinuierlichen Spektrum bei instationärem Strömungsfeld 

� Niederfrequente Änderungen des Strömungsfelds resultieren in 

einer Verbreiterung des Signalbandes um die Schaufelfrequenz 

� Stochastische Schwankungen des Strömungsfelds erzeugen 

breitbandige Spektralanteile (Rauschanteile) im Spektrum 

�Breitbandlärm 


Folie 29

Entstehungsmechanismen des Breitbandgeräusches 

(Chou, 1990) 


Folie 30

Entstehung des 

Breitbandlärms; 

Schallabstrahlung 

von einer Platte im 

Freistrahl 



Folie 31

Geräuschentstehung durch durch laminare Wirbelablösung 

(Longhouse, 1977) 


Folie 32

Geräuschminderung bei Axialventilatoren durch 

Störkörper auf der Schaufelsaugseite (Bridelance, 1986) 


Folie 33

Geräuschentstehung durch durch turbulente Wirbelablösung 

(Schlinker & Brooks, 1982) 


Folie 34

Strömungsablösungen 

an einem 

Tragflügelprofil 

(McCroskey, 1982) 


Folie 35

100 

90 

80 

70 

60 

50 

40 

Stalled 


Fan speed n = 10.000/min 

45° to fan axis 

3 ft from intake center 

Blade passing 

frequency 

Sound pressure level, dB Geräuschentstehung durch abgelöste Strömung 

Free flow 

10 100 1.000 

f, Hz 

10.000 


/S 

Folie 36

Geräuschentstehung durch 

abgelöste Strömung in einem Rohr 

(Stahl & Argüello, 1986) 

Schematic of concentric jet flow entering a circular pipe 

(after Stahl & Argüello, 1986) 


Folie 37

L p , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

50 




x/d =11; Ma 0 = 0.3 

Jet flow; L p tot = 114 dB 

Diffuser ε = 7°; L p tot = 128 dB 

40 

0 2000 4000 6000 

f, Hz 

8000 10000 12000 


Folie 38

L p , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

50 




x/d =11; Ma 0 = 0.3 



40 

0 2000 4000 6000 

f, Hz 

8000 10000 12000 


Folie 39

L p , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

50 




x/d =11; Ma 0 = 0.3 




40 

1 10 100 

f, Hz 

1000 10000 


Folie 40

Strömungsablösung im Diffusor 

(Fehse & Neise, 1999) 

Diffusor ε = 3° Diffusor ε = 7° 


Folie 41

L p , dB 

120 

110 

100 

90 

80 

70 

(a) 

Wanddruckschwankungen im Diffusor 


ε = 7°, θ = 0 

ε = 7°, θ = 180° 

ε = 3° 

10 100 1000 

f, Hz 


Folie 42

Entstehungsursachen 

tieffrequenter Geräusche 

bei Radialventilatoren 



Folie 43

Entstehungsursachen tieffrequenter Geräusche bei 

Radialventilatoren (Fehse & Neise, 1998) 


Folie 44

Entstehungsursachen 

tieffrequenter 

Geräusche bei 

Radialventilatoren 



Folie 45

Entstehungsursachen tieffrequenter Geräusche bei 

Radialventilatoren (Fehse & Neise, 1998) 

Impeller #1, ϕ = 0.249 

Impeller #2, ϕ = 0.223 


Folie 46

Spitzenwirbellärm 

offener Rotoren 

(Schlinker & Brooks 

1982) 


Folie 47

Spaltwirbel einer Axialmaschine 

(Vavra, 1969) 

Schaufelspitzenüberströmung, Schaufelspitzenwirbel 

�Spitzenwirbellärm (Kameier, 1994) 


Folie 48

Instationäre Schaufelkräfte durch Sekundärströmungen 

Schaufelspitzenüberströmung, Schaufelspitzenwirbel 

�Spitzenwirbellärm 


Folie 49

Prüfstand 


Folie 50

Geräuschentstehung durch Überströmen der Schaufelspitzen 

(Kameier, 1994) 


Folie 51

Geräuschentstehung durch Überströmen der Schaufelspitzen 


BPF 


Folie 52

10 lg Gs1/Gref, Lp, dB 

130 

120 

110 

100 

Rotierende Instabilität und Spitzenwirbellärm 

90 

80 

70 

60 

(Kameier, 1994, Liu u.a. 1996) 

Z=24, Φ= 0.201, n= 1400/min 

RI 

21 22232425 

-1 

50 

0 100 200 300 400 500 600 

ζ = 5,6% (s = 2,4 mm) f, Hz 

0 1 


BPF 

Gehäuse-Wanddruck 

in der Rotorebene 

Schalldruck 

im Ausblaskanal 

24 

Folie 53

Winkelgeschwindigkeit der rotierenden Instabilität 

ζ = 5.5% (2,4 mm); n = 1400/min 

1.0 

0.8 

0.6 

ΩRI 

Ω 

0.4 

0.2 

fixed frame 

rotating frame 

τ=0.0053 

0 

0.1 0.14 0.18 

Φ 

0.22 0.26 


Folie 54

Wechselwirkungen zwischen Rotoren und Statoren 

Rotor-Stator-Interaktion (Tyler & Sofrin, 1962) 

ω = hZΩ 

m = hZ − sV 

with 

with 

h 

s = 

= 1, 

2, 

3,... 

..., -1, 

0, 1, 2, ... 

Rotor-Rotor-Interaktion (Holste, 1995) 

ω = h Z Ω − h Z Ω 

1 

1 

1 

m = h Z 

1 

1 

− h 

2 

Z 

2 

2 

2 

2 

with 

. 

h , h 

= ..., 

-1, 

0, 1, 2, ... 

Rotor-Rotor-Stator-Interaktion (Enghardt u.a., 1998) 

ω = h Z Ω − h 

1 

1 

1 

m = h Z 

1 

1 

− h 

2 

Z 

2 

2 

Z 

2 

Ω 

1 

2 

− s V − s V 

1 

2 

2 

1 

2 

−... 

− s V 

n 

n 

with 

with 

h , h 

= ..., 


1 

1 

2 

s , s , ..., s 

2 

ω = BPF1−BPF2 -1, 

0, 1, 2, ... 

n 

= 

..., -1, 

0, 1, 2, ... 

Folie 55


130 

120 

110 

100 


90 

80 

70 

60 

Z=24, Φ= 0.201, n= 1400/min 

RI 

21 22232425 

-1 

50 

0 100 200 300 400 500 600 

ζ = 5,6% (s = 2,4 mm) f, Hz 

0 1 

BPF-RI 23 


BPF 



Schalldruck 


24 

Folie 56


135 

125 

115 

105 


95 

85 

75 

Z=24, Φ=0.200, n=3000/min 

RI 

19 20 

22 

21 

23 

24 

25 

26 

24 

BPF 



1 2 

0 

Schalldruck 


65 

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 

ζ = 5,6% (s = 2,4 mm) f, Hz 


Folie 57


Rotierende Instabilität und rotierende Ablösung 

130 

1 

120 

110 

100 

90 

80 

70 

2 

RS 

RI 

4 567 8 9 

Z=24, Φ=0.161, n=1400/min 



60 

Schalldruck 


50 

0 100 200 300 400 500 600 

ζ = 5,6% (s = 2,4 mm) f, Hz 


BPF 

24 

23 

BPF±RSF 25 

Folie 58

ΩRS 

Ω 

Winkelgeschwindigkeit der rotierenden Ablösung 

ζ = 5.5% (2,4 mm); n = 1400/min 

1.0 

0.8 

0.6 

0.4 

0.2 

fixed frame 

rotating frame 

τ=0.0053 

0 

0.1 0.14 0.18 

Φ 

0.22 0.26 


Folie 59

Rotierende Ablösung (Rotating Stall) 

Rotierendes System: 

Ablösegebiet wandert dem Schaufelgitter entgegen 

Absolutsystem: 

Ablösegebiet wandert in Richtung des Schaufelgitters, aber 

mit geringerer Geschwindigkeit 


Folie 60

Spektrenvergleich 

Axialventilator – 

Hochdruckkompressor 

Lp 

150 

130 

Lp 

dB 

110 

90 

70 

50 

190 

170 

dB 

150 

130 

Rot. Instab. 

DLR Low-Speed Fan, n =1400/min, max. efficiency point 

RIF 

RIF 

0 200 400 600 800 1000 1200 

f, Hz 

Rot. Instab. 

BPF - RIF 

BPF - RIF 

BPF 

BPF 

BPF + RIF 

BPF + RIF 

2xBPF 

2xBPF 

Multi Stage High-Speed Compressor, n=83 %, off-design condition 

110 

0 2000 4000 6000 8000 10000 


f, Hz 

12000 14000Folie 61 16000

Laufrad und Diffusor eines Radialverdichters 

Laufrad (SRV2) 

D = 156/224 mm, Z = 13/26 

Diffusor mit profilierten Leitschaufeln 

Z D = 23 

Institut für Antriebstechnik, Triebwerksakustik Berlin

500 

450 

400 

350 

300 

250 

200 

50 dB 

150 

100 

Schalldruckspektren eines Radialverdichters 

0 10 20 30 40 50 

Frequenz [kHz] 

Umfangsgemittelte Schalldruckspektren über der Drehzahl 

SRV2; kleiner Drehkanal; unbeschaufelter Diffusor 


n red 

50.000/min 

46.000/min 

42.000/min 

40.000/min 

34.000/min 

32.000/min 

30.000/min

Schalldruckpegel [dB] 

180 

160 

140 

120 

100 

80 

Umfangsgemittelte Schalldruckspektren 

(n red = 50.000/min, kleiner Drehkanal) 

SRV2, unbeschaufelter Diffusor 

SRV2, beschaufelter Diffusor 

BPF 

2 BPF 

3 BPF 

0 10 20 30 40 50 



4 BPF 

Folie 64

Schalldruckpegel [dB] 

180 

160 

140 

120 

100 

80 

Umfangsgemittelte Schalldruckspektren 

(n red = 30.000/min, kleiner Drehkanal) 



BPF 

2 BPF 

3 BPF 4 BPF 

0 10 20 30 40 50 



Folie 65

Gesamtschalldruckpegel [dB] 

170 

160 

150 

140 

130 

Dominante Geräuschkomponenten 

im Ansaugkanal von Radialverdichtern 

0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 

abs. Umfangsmachzahl (Laufradeintritt) 

1 

2 

3 

dominiert durch 

Blattspitzenwirbellärm 




Drehklang 

30 35 40 

red. Drehzahl [1000/min] 

45 50 



Drehklang 

und 

Buzz-Saw-Noise 

Folie 66

Schallabstrahlung ins Freie und 

in angeschlossene Kanäle 

� Schallabstrahlung ins Freifeld 

– Keine Rückwirkung der Umgebung auf die Quelle 

– Kraftfelder mit subsonischer Phasengeschwindigkeit sind 

ineffektive Strahler (lokale Auslöschung im Nahfeld) 

� Schallabstrahlung in Kanäle: 

– Schallausbreitung im Kanal in Form akustischer Moden; 

– Starke Kopplung Schallanregung / Schallausbreitung 

– nicht alle von der Strömungsmaschine angeregten Moden 

können sich als Schallwelle ausbreiten 

– Einflüsse akustischer Belastung (Quellimpedanz der 

Strömungsmaschine, Lastimpedanz der angeschlossenen 

Anlage) 


Folie 67



Übersicht 










Folie 68

Quadrupolgeräusche bei Turbomaschinen 

p′ 

ρ 

ρ ′ δ 

0 

Gl.(2.16) Quellterm: qij ∝ 0uu i j (1 + ) −(1 − ) p 

2 

ij 

ρ0a0 ρ 

Breitbandgeräusch: 

� Direktes Quadrupolgeräusch vernachlässigbar klein gegenüber 

dem von den stochastischen Schaufelkräften herrührenden 

Dipolgeräusch. 

� Diese Feststellung wird von der experimentell gefundenen 

U 6 -Abhängigkeit der Freifeld-Schallleistung von der Strömungsgeschwindigkeit 

bestätigt 

Tonales Geräusch: 

� Ffowcs Williamss & Hawkings (1969): 

Wechselwirkung zwischen Einlaufstörungen u i und dem 

Potentialfeld u j der Rotorschaufeln erzeugt tonale Geräusche; 

BPF + Harmonische 

� Cumpstey (1977) schließt basierend auf Ergebnissen von 

Morfey (1971) und Goldstein, Rosenbaum und Albers (1974): 

Tonale Quadrupolgeräusche wichtig erst bei Ma tip > 0,8 


Folie 69



Übersicht 










Folie 70

Schaufeldickenlärm 

(Monopole) 

Gleichförmige 

stationäre 

Strömung 

tonal 

Geräuschentstehungsmechanismen bei 

Strömungsmaschinen 

tonal 

Stationäre Schaufelkräfte 

(Gutin-Lärm) 

tonal 

Ungleichförm. 

stationäre 

Strömung 

tonal 

Strömungsmaschinengeräusch 

Ventilatorgeräusch 

Strömungsmaschinengeräusch 

tonal + breitbandig 


Schaufelkräfte 

(Dipole) 


Ungleichförm. 

instationäre 

Strömung 

kontinuierlich 

+ 

breitbandig 

Sekundärströmungen 

tonal 

+ 

breitbandig 

Turbulente 

Scherspannungen 

(Quadrupole) 

breitbandig 

Instationäre Schaufelkräfte 


Wirbelablösungen 

schmalbandig 

+ 

breitbandig 


Turbulente 

Grenzschicht 

breitbandig 

Folie 71

Geräuschentstehungsmechanismen bei 

Strömungsmaschinen 

Laufrad allein: 

� Dickenlärm (tonal) 

� Stationäre Schaufelkräfte (tonal) 

� Turbulente Wandgrenzschicht (breitbandig) 

� Wirbelablösungen (tonal und breitbandig) 

� Spitzenwirbellärm (schmalbandig und breitbandig) 

� Abgelöste Strömung (Rauschen) 

Wechselwirkung Laufrad / Umgebung: 

� Laufrad / Leitrad (tonal und breitbandig) 

� Einlaufströmung / Laufrad (tonal und breitbandig) 

� Laufrad / Spitzenwirbel (tonal) 

� Laufrad / Wandgrenzschicht (tonal) 


Folie 72

Teil II: Geräuschminderungsmaßnahmen bei 


1. Axialventilatoren 

2. Radialventilatoren 

3. Akustische Maßnahmen 

4. Optimaler Einbau und Betrieb 



Folie 73

Geräuschminderung bei Axialventilatoren 

(I) Reduzierung der Wechselwirkung Rotor / Stator 

(II) Minimierung von Sekundärströmungen 

(III) Verhindern von Wirbelablösegeräuschen 

(IV) Schaufelgeometrien mit geringerer Empfindlichkeit 

gegenüber gestörter Zuströmung 

(V) Wahl des Schaufelprofils 


Folie 74

Reduzierung der Wechselwirkung Rotor / Stator 

� Vermindern der Wechselkräfte 

– Abstand Rotor / Stator Benzakein 

� Erzeugen von Phasenunterschieden in den Wechselkräften 

– axial geneigte Leitschaufeln Benzakein 

– nicht-radiale Leitschaufeln Nemec 

– gestufte Leitschaufeln Schaub & Krishnappa 

– ungleiche Leitschaufelabstände Duncan u.a. 

– ungleiche Laufschaufelabstände Duncan u.a. 

� Erzeugen nicht-ausbreitungsfähiger Moden im Kanal 

– Wahl von Rotor- u. Statorschaufelzahl Tyler & Sofrin, Duncan u.a. 

– ungleiche Rotor-Schaufelteilung Duncan u.a. 


Folie 75

Geräuschminderung bei Axialmaschinen durch Vergrößern 

des Laufrad- Leitrad-Abstands (Lowson, 1968) 

Level diff. rel. to reference point, dB 

15 

10 

5 

0 

-5 

-10 

70% 

60% 

4 dB per doubling 

40% design speed 

80% 

Reference point 

2 dB per doubling 

-15 

0,1 1,0 

x/c 

10,0 


04.11.02/UNTITLED Graph1_e 

Folie 76

Geräuschminderung bei Axialmaschinen durch Vergrößern 

des Laufrad-Leitrad-Abstands (Benzakein, 1972) 


Folie 77

Geräuschminderung bei Axialmaschinen durch 

Schrägstellen des Leitrads (Benzakein, 1972) 


Folie 78


Schrägstellen der Leitschaufeln (Nemec, 1967) 


Folie 79


Z = 8, V = 6 

m = 2 

a Θ Interakt = 4Ω 

Rotor 

Z = 8, V = 9 

m = 1 

a Θ Interakt = -8Ω 

Rotor 


Folie 80


Frequenz: ω = h Z Ω 

Azimutale Modenordnung m = h Z - sV 

Azimutale Phasengeschwindigkeit 

h = 1, 2, 3,… 

s = …-1, 0, 1, 2,… 


a 

Θ 

ω ω hZΩ 

= = = 

k m hZ + kV 

Θ 

Folie 81

Geräuschminderung bei Axialventilatoren durch Wahl der 

Lauf- und Leitschaufelzahl (Duncan u.a., 1975) 

L p , dB 

L p , dB 

100 

90 

80 

70 

60 

100 

90 

80 

70 

Inlet 

Z = 8, V = 7 

Z = 10, V = 7 

Outlet 

Z = 8, V = 7 

Z = 10, V = 7 

60 

250 500 1k 2k 4k 

f, Hz 

8k 16k A 

Lin 


04.11.02/UNTITLED Graph2 

Folie 82


Axialversatz der Leitschaufeln (Duncan & Dawson, 1975) 

Schalldruckpegel, dB 

90 

80 

70 

60 

50 

90 

80 

70 

60 

50 

(a) Leitschaufeln gleichmäßig verteilt 

(b) Leitschaufeln axial versetzt 

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 20 

Frequenz, kHz 


04.11.02/UNTITLED Graph1_d 

Folie 83

Ungleichförmige Schaufelteilung bei Axialventilatoren 

ohne Nachleitrad (Mellin & Sovran, 1970) 


Folie 84

Geräuschminderung 

bei Axialventilatoren 

durch 

Wahl der Lauf- und 

Leitschaufelzahl 

und 

Schalldruckpegel, dB 

ungleichmäßige 

Anordnung der 

Laufradschaufeln 

(Duncan & Dawson, 1974) 

90 

80 

70 

60 

50 

90 

80 

70 

60 

50 

90 

80 

70 

60 

50 

Z/V = 24/22 

Laufradschaufeln gleichmäßig verteilt 

L p tot = 90 dB 

Z/V = 15/22 Laufradschaufeln gleichmäßig verteilt; L p tot = 84 dB 

Z/V = 15/22; Laufradschaufeln ungleichmäßig verteilt; L p tot = 81,5 dB 

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Folie 85 20 


Frequenz, kHz 

04.11.02/UNTITLED Graph1_d


(II) Minimierung von Sekundärströmungen 

� Verkleinern des Kopfspaltes 

(Laufrad genau zentrieren!!) 

(Longhouse, Fukano et al) 

� mitlaufende Einlaufdüse (Longhouse) 

� Turbulenzerzeuger im Kopfspalt (Kameier & Neise) 

� Absaugen der Kanalgrenzschicht (Moore) 

� Vermeiden von “rotating stall“ (Bard & Klee) 

(III) Verhindern von Wirbelablösegeräuschen 

� “leading edge serrations“ (Longhouse) 

� Stolperdraht auf Schaufelsaugseite (Bridelance) 


Folie 86

Geräuschminderung durch mitrotierende Einlaufdüse 

(Longhouse, 1978) 


Folie 87

Turbulenzerzeuger im Kopfspalt eines Axialventilators 



Folie 88

60 

50 

Lws dB(A) 

40 

30 

Turbulenzerzeuger im 

Kopfspalt eines 

Axialventilators 


ohne Turbulenzerzeuger 

s/D = 0.0053 

mit Turbulenzerzeuger 

20 

0.10 0.14 0.18 

Φ 

0.22 0.26 

Ψ 

0.5 

0.4 

0.3 

0.2 

0.9 

0.8 

0.7 

η 

0.6 

0.5 

0.4 

s/D = 0.0053 

s/D = 0.0053 






0.3 

0.10 0.14 0.18 

Φ 

0.22 0.26 

Folie 89

Turbulenzerzeuger im 

Kopfspalt eines 



ϕ = 0.200, n = 1400/min 

ψ = 0.368 empty gap 

0.419 with Velcro 

tape 

140 

120 

Lp 

dB 

100 

80 

60 

40 

140 

120 

Lp 

dB 

100 

80 

60 

Outlet duct 

Casing wall 

Empty gap 

Empty gap 

Gap with Velcro tape 

Gap with Velcro tape 

τ=0.0053 

τ=0.0053 

40 

0 200 400 600 

f, Hz 


800 1000 

Folie 90

Verhindern von Wirbelablösegeräuschen durch 

Störkörper auf der Schaufelsaugseite (Bridelance, 1986) 


Folie 91


durch 

Gestaltung des Laufrades 


Folie 92

Axialventilator mit vorwärts gesichelten Schaufeln 

(Stütz, 1991) 

ψ fa 

L wA , dB(A) 

0,4 

0,3 

0,2 

0,1 

0,0 

100 

90 

80 

70 

60 

radiale Schaufeln 

vorwärts gesichelte Schaufeln 

radiale Schaufeln 

vorwärts gesichelte Schaufeln 

0,04 0,08 0,12 0,16 0,20 

ϕ 


04.11.02/UNTITLED Graph1 

Folie 93

Axialventilator mit S- Schaufeln 

(Lohmann, 1993) 


Folie 94

Einfluss der radialen Verteilung der Schaufelbelastung 

bei einem leitradlosen Axialventilator (Carolus, 1992) 

L pA , dB(A) 

100 

90 

80 

70 

60 

50 

40 

30 

rc = const; Z = 11; Schaufelbelastung konstant über Radius 

u 

rc = / const; Z = 5; Schaufelbelastung steigt linear mit Radius 

u 

rc = const; Z = 6; Schaufelbelastung steigt linear mit Radius 

u 

63 125 250 500 1k 

f, Hz 

2k 4k 8k A 


80,6 

73,3 

72,6 

A-Pegel 

12.11.02/ Graph1_d 

Folie 95









Folie 96

Geräuschminderung bei Radialventilatoren 

(I) Vergrößern des Zungenabstandes 

(II) Phasenunterschiede im Quellgebiet 

(III) Gestaltung des Laufrades 

(IV) Radialspalt zwischen Einlaufdüse und Laufrad-Deckscheibe 

(V) Akustische Maßnahmen 


Folie 97

Vergrößern des Zungenabstands 

� Spiralgehäuse 

Embleton; Leidel; Ploner & Herz; Smith u.a.; 

Hillebrand u.a.; Gikadi 

� Kreisförmiges Gehäuse 

Krishnappa 

� Rechteckiges Gehäuse 

Hönmann 


Folie 98

Einfluss des Zungenabstands auf den Pegel der 

Schaufelfrequenz von Radialventilatoren (Neise, 1976) 

Pegeldifferenz relativ zum Referenzpunkt, dB 

10 

5 

0 

-5 

-10 

-15 

-20 

-25 

Referenzpunkt 

Leidel, D = 199mm, Z = 6 rückw., n = 3150/min, ϕ opt 

Embleton, D = 254mm, Z = 8 radial, n = 2400/min, ϕ > ϕ opt 

Smith et al, D = 464mm, Z =12 rückw., n = 1500/min, ϕ opt 

, Ploner & Herz; Laufrad mit Strebe (Trapezquerschn.) 

D = 430mm, Z = 21 radial, n = 2500/min, ϕ > ϕ opt 

0,01 0,10 

δ/R 

1,00 



Folie 99

Vergrößern des Zungenabstands (Leidel, 1969) 


Folie 100

Vergrößern des Zungenabstands (Leidel, 1969) 


Folie 101

Vergrößern des 

Zungenradius 

(Leidel, 1969) 


Folie 102

Blade passage frequency, dB 

110 

100 

90 

80 

Einfluss Abstand Laufrad / Strebe 

(Ploner & Herz, 1969) 

α = 50° 

Without strut 

70 

0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 

δ /R 


UNTITLED, Graph_e, 14.11.02 

Folie 103

Einfluss des 

Zungenabstands 

auf 

Kennlinie 

und 

Geräusch 

von Radialventilatoren 

(Hillebrand 

u.a., 1980) 

L p , dB 

L p , dB 

ψ, η 

130 

120 

110 

100 

90 

130 

120 

110 

100 

90 

1,2 

1,0 

0,8 

0,6 

0,4 

Ansaugkanal 

Ausblaskanal 

η 

A-bewertet 

A-bewertet 

Unbewertet 

ψ 

Unbewertet 

δ/R = 0,039 

δ/R = 0,310 

130 

120 

110 

100 

90 

130 

120 

110 

100 

Ansaugkanal 

Unbewertet 

A-bewertet 

δ/R = 0,090 

δ/R = 0,310 

0,2 

0,00 0,05 0,10 0,15 

0,2 

0,20 0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 

Institut für Antriebstechnik, ϕ 

Triebwerksakustik Berlin 

ϕ 

Folie 104 

90 

1,2 

1,0 

0,8 

0,6 

0,4 

Ausblaskanal 

η 

ψ 

Unbewertet 

A-bewertet 

, Graph2, 13.11.0102

Phasenunterschiede im Quellgebiet 

� Schräge Laufschaufelenden: Embleton 

� Schräge Gehäusezunge: Lyons & Platter; Ploner & Herz; 

Khoroshev & Petrov 

� Dreieckiger Führungsring um das Laufrad: Wille 

� V-Einschnitt in der Zunge 

� Versetzen der Schaufeln zweiflutiger Laufräder: Lyons & Platter 

� Großer Zungenradius: Leidel 


Folie 105

Schräge Laufschaufeln: Embleton 1963 


Folie 106

L p , dB 

∆p, kp/m 2 

η 

80 

70 

60 

50 

160 

140 

120 

100 

0,8 

0,7 

0,6 

300 400 500 600 

Q, m 3 /h 

80 

70 

60 

50 

40 

L p , dB 

Q = 590 m 3 /h, ∆p = 100 kp/m 2 


100 1000 

f, Hz 

10000 

Centrifugal fan 

Straight cut off 

Cut off inclined by 70° 

Schräge Gehäusezunge 

(Khoroshev & Petrov,1965) 

Folie 107 

UNTITLED, Diagramme, 14.11.02

Gestaltung des Laufrades 

� Schräge Laufschaufelenden Embleton 

� Versetzen der Schaufeln zweiflutiger Laufräder Lyons & Platter 

� Ungleichförmige Schaufelteilung Hübner, 

Krishnappa 

� Turbulenzsiebe Petrov u.a. 

� Schaufelzahl Bommes 

� Profilierte Schaufeln 

� Mitrotierender Diffusor Henke u.a. 


Folie 108

Turbulenzsiebe (Petrov u.a.,1970) 


Folie 109

L p , dB 

90 

80 

70 

60 

Turbulenzsiebe (Petrov u.a.,1970) 

60-85 

85-120 

120-170 

170-240 

240-340 

340-480 

480-680 

680-960 

f, Hz 

960-1360 

1360-1920 

1920-2720 

2720-3840 

Centrifugal fan D = 325mm, n = 2870/min, Z = 24 

3840-5440 

Mesh (mm) Q (m 3 /h) ∆p (kp/m 2 ) η 

no mesh 4100 146 0,626 

1,3x1,3x0,25 4100 138 0,545 

5,4x5,4x1,40 4100 135 0,536 


5440-7680 

7680-10880 

UNTITLED, Graph_e, 14.11.02 

Folie 110

Einfluss profilierter Schaufeln bei Radialventilatoren 

L W , dB 

100 

90 

80 

70 

60 

50 

Summenpegel Ansaug- und Ausblaskanal 

Radialventilator mit 

rückwärts gekrümmten Schaufeln 

D = 0,51m; Z = 12; n = 1600/min; 

Optimalpunkt 

Blechschaufeln 

Profilierte Schaufeln 

31,5 63 125 250 500 1k 2k 4k 8k 16k A Lin 

f, Hz 


A-Pegel 

Gesamtpegel 

, Terzspektren, 14.11.02 

Folie 111

Trommelläufer-Optimierung (Konieczny & Bolton 1990) 


Folie 112

Rotierender 

Multi-Diffusor 

am Laufradaustritt 

eines 

Radialventilator- 

Laufrades 

(Henke u.a., 1990) 


Folie 113

Einfluss des Radialspalts 

T zwischen Einlaufdüse 

und Deckscheibe auf 

Kennlinie 

und Geräusch von 

Radial-ventilatoren 

(Suzuki& Ugai, 1977) 


Folie 114









Folie 115

Akustische Maßnahmen 

� Akust. Fehlanpassung von Ventilator 

und Kanalsystem 

Wollherr 

� Ausnutzen von Frequenzbereichen niedrigen 

akustischen Abstrahlgrades 

Bommes 

� Schallabsorbierende Auskleidung des 

Gehäuses 

Bartenwerfer u.a. 

� Resonatoren in der Gehäusezunge Neise & Koopmann 

� Gegenschallquellen in der Gehäusezunge Neise & Koopmann 


Folie 116

Akustische Fehlanpassung von Ventilator und Kanalsystem 

(Wollherr, 1973) 


Folie 117

Akustische 

Fehlanpassung 

von Ventilator 

und Kanalsystem 

(Wollherr, 1973) 


Folie 118

Schallabsorbierende Auskleidung des Gehäuses 

(Bartenwerfer u.a. 1977) 


Folie 119



L p , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

50 

n = 2121/min, ϕ = 0.078 

Solid volute 

Absorbent volute 

40 

0 400 800 1200 1600 2000 

f, Hz 


, 14.11.02 

Folie 120

L p lin , dB 

130 

120 

110 

100 



90 

Centrifugal fan backward curved blades 

80 

D = 280 mm, δ /R = 0.038, ϕ = 0.078 

Solid volute 

Absorbent volute 

70 

1000 2000 3000 4000 

n, 1/min 

L pA , dB(A) 

130 

120 

110 

100 

90 

80 

70 

1000 2000 3000 4000 

n, 1/min 


Folie 121

Resonatoren in der Gehäusezunge 

(Neise & Koopmann, 1982) 


Folie 122

Resonatoren in der 

Gehäusezunge 



Folie 123

Gegenschallquellen in der Gehäusezunge 



Folie 124

Gegenschallquellen 

in der Gehäusezunge 

(Neise & Koopmann, 

1988) 

L p , dB 

L p , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

23.9 

Anechoic inlet duct 

19.2 

Anechoic outlet duct 

18.1 

10.3 

L BPF L 2*BPF 

ANC off 103.9 dB 99.4 dB 

ANC on 86.0 dB 81.3 dB 

L BPF L 2*BPF 

ANC off 106.3 dB 89.7 dB 

ANC on 87.1 dB 79.4 dB 

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 

Institut für Antriebstechnik, Triebwerksakustik 

f, Hz 

Berlin 

Folie 125 

14.11.02/UNTITLED Graph1_d









Folie 126

Geräuschminderung durch geeignete 

Ventilatorauswahl, -einbau und -betrieb 

� Auswahl des für die Förderaufgabe am besten geeigneten 

Ventilatortyps 

� Auswahl geräuscharmer Ventilatoren 

� Betrieb im Wirkungsgrad-Bestpunkts 

� Vermeiden instabiler Kennlinienpunkte 

� Vermeiden von Einlaufstörungen 

� Optimale Anpassung von Ventilator und Anlage 

– aerodynamisch 

– akustisch (Vermeiden von Resonanzen) 

� Volumenstromregelung durch Drehzahlverstellung 


Folie 127

L p , dB 

90°-Rohrkrümmer am Eintritt eines Axialventilators 

(Schmidt, 1976) 

80 

70 

60 

63 125 250 500 1k 

f, Hz 

2k 4k 8k 


x/d = 0 

x/d = 0,16 

x/d = 0,48 

x/d = 1,1 

x/d = 1,8 

x/d = 4,0 

x/d = 8,1 

ohne Krümmer 

13.11.0102/ Terzspektren_d 

Folie 128

Diffusor am 

Eintritt eines 


(Neise u.a., 1987) 

L W , dB 

L W , dB 

110 

100 

90 

80 

70 

110 

100 

90 

80 

70 

Ansaugkanal 

Diffusor am Einlauf 

Gerades Rohr am Einlauf 

Axialventilator ohne Nachleitrad 

D = 600 mm; n = 2925/min; Q = 5,1 m 3 /s; 

Ausblaskanal 

Gerades Rohr am Einlauf 

31,5 63 125 250 500 1k 2k 4k 8k 16k ALin 

f, Hz 


Diffusor am Einlauf 

A-Pegel 

Gesamtpegel 


Folie 129

L W , dB 

Axialventilator mit und ohne Einlaufdüse 

(Hoppe & Neise, 1987) 

110 

100 

90 

80 

70 

60 

Ansaugseite 

Mit Einlaufdüse 

Axialventilator mit Nachleitrad 

D = 500 mm; n = 2970/min; Q = 3,3 m 3 /s 

Ohne Einlaufdüse 

31,5 63 125 250 500 1k 2k 4k 8k 16k A Lin 

f, Hz 


A-Pegel 

Gesamtpegel 

UNTITLED, Graph_d, 09.11.02 

Folie 130

Akustische Resonanzen bei Axialventilator (Baade, 1971) 


Folie 131

Einfluss der Volumenstromregulierung auf das Geräusch 

eines Radialventilators (Barsikow & Neise, 1978) 

∆L p lin , dB 

8 

4 

0 

-4 

-8 

-12 

Drosselklappe 

Drallregler 

Drehzahlverstellung 

-16 

0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 

Q/Q Nenn 

∆L pA , dB(A) 

8 

4 

0 

-4 

-8 

-12 

Drehzahlverstellung 


Drosselklappe 

Drallregler 

-16 

0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 

Q/Q Nenn 

13.11.0102/ Graph1 

Folie 132

BMW Akustikwindkanal München 

D 


A 

B 

C 

Folie 133

A-bew. 1/12-Octav Spektrum in der leeren Messstrecke 

Kanalgeschwindigkeit v = 150km/h; out-of-flow Mikrofonposition D 


Folie 134

Schalldruckspektrum am Gebläseaustritt 

Diffusoraustritt (Mikrofonposition C); v = 100 km/h; n =165/min,β s =26° 


Folie 135

lade 

mm 

1 

1 

3.2 

Blick auf Endfläche der Laufradschaufeln 

2 

3 

Blade tip clearance 

4 5 

Diameter of bores: #1 to #4: 17mm #5: 9mm 

2 

2.4 

3 

2.0 

4 

2.8 

5 

2.2 

6 

4.0 

7 

2.4 

2.7 

2.7 

10 

2.6 

11 

2.6 


8 

9 

12 

2.8 

13 

2.2 

14 

1.8 

Folie 136

Einfluss der Bohrungen an den Schaufelendflächen auf das 


Diffusoraustritt (Mikrofonposition C); v = 100 km/h; n = 166,5/min, β s = 26° 


Folie 137

Einfluss der Bohrungen an den Schaufelendflächen auf das 


Diffusoraustritt (Mikrofonposition C); v = 100 km/h; n = 166,5/min, β s = 26° 


Folie 138

A-bewertetes 1/12-Octav Spektrum in der Messstrecke 

v = 150 km/h; out-of-flow Mikrofon Position D 


Folie 139









Folie 140

Zusammenfassung 

� Die instationären Kräfte, die von der Strömung auf die 

materiellen Begrenzungsflächen der Strömungsmaschine 

(Laufradschaufeln, Leitschaufeln, Gehäuse) ausgeübt 

werden, sind Hauptursache des aerodynamischen 

Geräusches. 

� Lärmminderung an der Quelle ist bedeutet Vermeidung bzw. 

Abschwächung instationärer Kräfte, bzw. ihrer integralen 

Effekte, durch geeignete Konstruktion, Einbau und Betrieb. 


Folie 141

Danke 

für Ihre Aufmerksamkeit 

Folie 142

Prof. Dr.-Ing. Wolfgang Neise DLR-Institut für Antriebstechnik ...

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