流体机械

参数	数值
叶轮进口直径D₁/mm	150
叶轮出口直径D₂/mm	125
叶轮叶片数Z	6
叶轮出口宽度b₂/mm	33
蜗壳基圆直径D₃/mm	262

参数	数值
叶轮进口直径D₁/mm	150
叶轮出口直径D₂/mm	125
叶轮叶片数Z	6
叶轮出口宽度b₂/mm	33
蜗壳基圆直径D₃/mm	262

项目	L₁管道段	非L₁管道段	气蚀罐	稳压罐
内径/mm	125	150	800	500
外径/mm	165	190	840	540
材料	304不锈钢	304不锈钢	Q345	Q345

项目	L₁管道段	非L₁管道段	气蚀罐	稳压罐
内径/mm	125	150	800	500
外径/mm	165	190	840	540
材料	304不锈钢	304不锈钢	Q345	Q345

项目	泵体与叶轮	管道
材料	PMMA	304不锈钢
密度/(kg·m^-3)	1.19	7 930
弹性模量/GPa	3.16	194
泊松比	0.32	0.30

项目	泵体与叶轮	管道
材料	PMMA	304不锈钢
密度/(kg·m^-3)	1.19	7 930
弹性模量/GPa	3.16	194
泊松比	0.32	0.30

项目	量程	精度/灵敏度
压力传感器	0~0.8 MPa	±0.5%F·S
转速转矩传感器	0~±200 N·m	0.2（精度）
电磁流量计	0~1 000 m³/h	0.5（精度）
水听器	20~63 kHz	-207 dB

项目	量程	精度/灵敏度
压力传感器	0~0.8 MPa	±0.5%F·S
转速转矩传感器	0~±200 N·m	0.2（精度）
电磁流量计	0~1 000 m³/h	0.5（精度）
水听器	20~63 kHz	-207 dB

闭式系统中离心泵流动噪声全流域数值模拟及试验研究

郭荣 ¹^,²^,³ , 王雪晗 ¹ , 姜鹏飞 ¹ , 李仁年 ¹^,²^,³

流体机械 | 试验研究 2025,53(8): 10-19

收起

流体机械 |试验研究 2025 , 53 (8) : 10 -19

闭式系统中离心泵流动噪声全流域数值模拟及试验研究

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郭荣¹^,²^,³, 王雪晗¹, 姜鹏飞¹, 李仁年¹^,²^,³

作者信息

¹兰州理工大学能源与动力工程学院，兰州 730050

²甘肃省流体机械及系统重点实验室，兰州 730050

³特种泵阀及流控系统教育部重点实验室，兰州 730050

作者简介:

郭荣（1987），男，博士，副教授，主要从事水力机械内部复杂流动及其诱导噪声方面的研究工作，通信地址：730050甘肃省兰州市七里河区兰工坪路287号兰州理工大学能源与动力工程学院，E-mail：guorong@lut.edu.cn。

Full‑domain numerical simulation and experimental study on flow noise of centrifugal pumps in closed‑loop systems

Rong GUO¹^,²^,³, Xuehan WANG¹, Pengfei JIANG¹, Rennian LI¹^,²^,³

Affiliations

¹College of Energy and Power Engineering，Lanzhou University of Technology，Lanzhou 730050，China

²Gansu Provincial Key Laboratory of Fluid Machinery and Systems，Lanzhou 730050，China

³Special Pump Valve and Flow Control System Key Laboratory of Ministry of Education，Lanzhou 730050，China

出版时间: 2025-08-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.002

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摘要

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为探究闭式循环系统中单级单吸离心泵的流动噪声特性，基于非定常流动计算，采用声学有限元与结构-声学耦合方法分别模拟系统内、外场噪声，并在半消声室闭式循环管道系统实验台进行试验。结果表明，动静干涉是压力脉动频谱特征变化的主因，叶轮与蜗壳交界面（尤其是隔舌区域）压力脉动强度表现显著，设计工况下扬程与效率数值模拟误差分别为3.07%与2.79%，验证了模型的准确性；在闭式管道系统中，声波反射与叠加导致总声压级随流量呈先减后增趋势，设计工况下总声压级最低（152.4 dB），偏离设计工况时升至155.4 dB（0.65Q_d）和159.0 dB（1.175Q_d）；内场噪声频谱以叶频（145.02 Hz）及其倍频为主，声压级幅值随频率升高递减；外场噪声低频段（<1 000 Hz）由叶轮与蜗壳主导，高频段（>1 000 Hz）管道噪声占比显著增加。研究结果可为闭式系统中管道系统优化设计及离心泵减振降噪提供参考。

关键词

闭式循环系统 / 压力脉动 / 内场噪声 / 外场噪声 / 声振耦合

Abstract

收起

To investigate flow noise characteristics of single‑stage single‑suction centrifugal pumps in closed‑loop systems，internal and external noise fields were simulated using acoustic finite element method and structural‑acoustic coupling based on unsteady flow calculations.Experiments were conducted on a closed‑loop pipeline system in a semi‑anechoic chamber.Results show that rotor‑stator interaction dominates pressure pulsation spectrum variations，with significant pulsation intensity at the impeller‑volute interface （especially the tongue region）.At design conditions，head and efficiency simulation errors are 3.07% and 2.79%，verifying model accuracy.In closed pipelines，sound wave reflection and superposition cause overall sound pressure level to first decrease then increase with flow rate：minimum 152.4 dB at design point，rising to 155.4 dB （0.65Q_d） and 159.0 dB （1.175Q_d） off‑design.Internal noise spectra are dominated by blade‑passing frequency （145.02 Hz） and harmonics，decreasing with higher frequencies.External low‑frequency noise（<1 000 Hz） is governed by impeller‑volute interactions，while high‑frequency noise （>1 000 Hz） is dominated by pipeline sources.This study provides references for pipeline optimization and vibration/noise reduction in closed systems.

Key words

closed‑loop system / pressure pulsation / internal noise field / external noise field / vibroacoustic coupling

引用本文

郭荣, 王雪晗, 姜鹏飞, 李仁年. 闭式系统中离心泵流动噪声全流域数值模拟及试验研究. 流体机械, 2025 , 53 (8) : 10 -19 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.002

Rong GUO, Xuehan WANG, Pengfei JIANG, Rennian LI. Full‑domain numerical simulation and experimental study on flow noise of centrifugal pumps in closed‑loop systems[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (8) : 10 -19 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.002

正文

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0　引言

收起

离心泵作为一种通用机械设备，被广泛应用于电力、石油、化工和航空航天等领域^［1-4］。随着社会发展，噪声污染问题日益受到关注，其对工作人员的身心健康造成严重影响。在闭式循环系统中，离心泵产生的噪声既与泵自身结构密切相关，也受管道系统布局的显著影响。因此，深入研究离心泵在闭式循环系统中的噪声特性，对优化管道系统设计及减振降噪具有重要意义^［5-7］。

在数值研究方面，郎涛等^［8］采用混合数值模拟方法，分析了不同流量工况下单叶片离心泵的内场噪声特性，揭示了流量变化与内部噪声能量的关系。司乔瑞等^［9］基于Lighthill声类比理论对离心泵流动诱导噪声进行数值研究，结果表明，叶轮与隔舌间的动静干涉作用是其主要成因。LI等^［10］通过数值模拟，系统研究了不同位置及工况下，流动诱导噪声的变化趋势与内在机理，发现叶轮内总声源强度与总声压级在叶轮进口至出口区间，以及蜗壳周向区域，均显著高于泵进出口位置。郭荣等^［11］系统研究了叶片出口梯形切割对离心泵蜗壳流动诱导噪声的影响，结果表明，合理的梯形切割方案能在保持离心泵水力性能基本稳定的同时，有效削弱动静干涉强度，并降低蜗壳噪声水平。WANG等^［12］基于计算流体力学与计算声学相结合的数值方法，探究了叶片数量对离心泵流动诱导噪声的影响，研究表明，随着叶片数量的增加，模型泵的声压级呈现先降低、后升高的变化趋势。丁剑等^［13］运用声振耦合计算方法，分析了叶片出口角对水动力激励下离心泵泵壳振动辐射噪声的影响，研究表明，叶片通过频率（blade passing frequency，BPF）处的辐射声功率随叶片出口角的增大而增大。

在试验研究方面，张浩等^［14］测量了离心泵原型叶轮及4种改型叶轮在不同转速下的流动噪声，发现水泵下游的流动噪声声压级显著高于上游。WANG等^［15］研究了多流量工况下，离心泵空化发展不同阶段的进、出口噪声特性，证实其主要由离散噪声和宽频噪声组成。霍幼文等^［16］对小流量工况及设计流量工况下的多级离心泵进行了试验研究，结果表明，噪声辐射的主要方向为泵的出口。王晶等^［17］基于传递矩阵法（四端网络法）对离心泵流动噪声与其水力学参数的关系进行试验研究，发现离心泵出口压力对其流动噪声具有影响，且在最优工况处声压级最低。郭荣等^［18-19］对射流式离心泵内场和外场流体动力噪声进行了试验研究，结果表明，叶轮旋转偶极子声源在内场噪声中起主导作用，外场噪声则主要由泵体结构固有频率与泵内流体压力脉动相互作用产生。李华等^［20］对不同工况下泵的性能、压力脉动和流动噪声进行了测量分析，结果表明，内场噪声在整个频带内呈现宽频特征，且声压级随频率升高而递减。

由上述分析可知，国内外学者对离心泵流体动力噪声的研究，主要集中在孤立泵的研究方面，对于闭式循环系统中离心泵的管道系统耦合流动机理及声辐射特性的研究尚不充分。文中基于专用闭式循环系统试验台，以IS150-125-250型离心泵为研究对象，综合运用数值模拟与试验方法，深入研究其流场特性与噪声特性，为管道系统中离心泵的减振降噪提供理论依据和技术支撑。

1　数值模拟计算方法

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1.1　研究对象

建立比转速为132的单级单吸离心泵及其配套的闭式循环管道系统。该离心泵的主要设计参数：流量Q_d=200 m³/h，扬程H_d=20 m，转速n=1 450 r/min，轴频f_a=24.17 Hz，叶频f_b=145.02 Hz。其主要结构参数如表1所示。

基于Creo 8.0软件，对闭式循环系统全过流部件（包括进/出口管路、气蚀罐及稳压罐等）进行了三维建模，如图1所示。受泵体结构影响，系统中L₁和非L₁管道段的直径存在显著差异。各过流部件的详细尺寸参数如表2所示。

1.2　流场计算方法

采用四面体非结构网格对计算域进行离散化处理，其优异的几何适应性可有效捕捉复杂流道特征。为评估网格密度对计算结果的影响，正式计算前进行了网格无关性验证，结果如图2所示。可以看出，当网格总数超过1 690万时，扬程的波动范围小于1%。综合考虑计算精度与效率，最终确定总网格数量为1 690万。

采用ANSYS CFX 19.0软件进行数值模拟^［21］。计算域设置如下：叶轮区域定义为旋转域，其余过流区域定义为静止域。所有过流部件的壁面均施加无滑移边界条件，并根据实际表面状况设定壁面粗糙度为0.002 m。旋转域与静止域之间的交界面采用通用网格接口（general grid interface，GGI）方法进行连接。流体介质为25 ℃清水，重力加速度设定为-9.81 m/s²。选取分离涡（detached‑eddy simulation，DES）湍流模型，残差收敛精度为1×10^-5，非定常计算的时间步长设为0.000 23 s，即每个时间步长内叶轮转动约2°。将定常计算的结果作为非定常计算的初始条件，待流场呈现出稳定的周期变化后，开始输出叶轮、蜗壳和管道表面的压力脉动数据，保存5个周期的cgns格式数据文件用于声学仿真计算，对应的采样时间为0.207 s。

1.3　模态计算方法

模态表征结构系统的固有动力学特性，对其进行模态分析可提取系统的固有频率与模态振型等关键参数，为后续声振耦合仿真提供输入参数。泵体、叶轮及管道的材料性能如表3所示。

根据实际情况对泵体和循环管道施加固定约束，采用有限元分析进行模态响应计算。计算时忽略螺纹孔、小孔等微小尺寸结构特征对系统的影响。在正式计算前进行网格划分并通过无关性验证，最终确定系统结构网格的划分尺寸为20 mm，在该尺寸下各阶固有频率的相对误差不超过1%。

1.4　声场计算方法

应用LMS Virtual.Lab 12.0声学仿真软件进行声学计算。内场噪声采用声学有限元求解；外场噪声则采用结构-声学耦合方法求解，其计算域为闭式循环管道系统所在的半消声室空间。外场声辐射域边界施加自动匹配边界层（automatically matched layer，AML）边界条件。该技术通过构建自适应吸收层，将无界域声辐射问题转化为有界域问题，并依据物理模型自动优化吸收层参数，从而在保证计算精度的同时显著提升求解效率。管道壁厚设定为20 mm，其他过流部件参数如表2所示。

声学有限元网格划分时的网格单元长度L应满足下式：

L ≤ c 6 f m a x

（1）

式中，c为声音在流体介质中的传播速度，m/s；f_max为最高计算频率，Hz。

流场非定常计算的采样频率为4 348 Hz，由奈奎斯特定律可知，最高计算频率为2 174 Hz。声音在水中的传播速度为1 500 m/s，在空气中为340 m/s，故内声场有限元网格单元长度应不大于115 mm，外声场不大于26 mm。综合考虑闭式循环管道系统的结构特点并保证其计算精度，设置内声场网格单元长度为20 mm，外声场为25 mm。网格划分示意如图3所示。

对于叶轮旋转噪声，应用扇声源模型宽频计算方法，提取其壁面的时域脉动压力数据，并采用紧致声源模型进行处理以提升精度；对于蜗壳及管道噪声，则提取其壁面的时域脉动压力数据，并通过快速傅里叶变换转换至频域后作为声学激励输入。流场网格与声场网格之间的数据传递通过网格映射插值法实现，即将流场计算获得的壁面脉动压力数据映射插值至声学网格节点上。该过程确保了结构-流体-声场耦合计算模型的建立，完成了流场到声场的数据传递与物理场耦合。

试验测得的噪声为各过流部件辐射噪声的合成结果。为获得系统总噪声的理论预测值，需依据声学叠加原理，对各部件单独计算的声压级频谱进行合成。其总声压级根据下式计算：

L p = 10 l g ∑ i = 1 n 10 0.1 L p i

（2）

式中，L_p为总声压级，dB；L_pi为第i个频率成分的声压级，dB。

由于声波传播的方向性特性，空间不同位置的声压级分布存在显著差异。为获取空间声压级分布特性，以叶轮旋转中心（0，0，0）为坐标原点，分别在xy，xz，yz平面作半径为1 m的声学监测面，沿圆周方向距中心点1 m处均匀布置36个监测点，相邻监测点方位角夹角为10°。此外，在位置（1 000，0，0）处设置辅助监测点M，用于分析外场噪声辐射特性。监测点位置分布如图4所示。

2　试验装置

收起

依托半消声室内的闭式循环管道系统试验台，开展离心泵水力性能与声学特性的试验研究。该试验装置主要由闭式循环管路系统和数据采集系统构成，整体结构布局如图5所示。表4列出主要测量仪器及性能参数。

3　结果与分析

收起

3.1　水力特性

图6示出离心泵外特性曲线的数值模拟结果与试验结果对比。可以看出，数值模拟得到的效率和扬程曲线与试验得到的效率和扬程曲线变化趋势相同。整体上，数值模拟值略高于试验值，主要源于试验过程中闭式循环管道系统存在的机械损失与容积损失等因素，而数值模拟过程难以完全模拟此类实际损失。在设计工况下，扬程与效率的数值模拟值相对于试验值的相对误差分别为3.07%和2.79%，表明数值模拟结果具有较好的准确性。

3.2　流场特性

压力脉动监测点布置如图7所示，其中数值模拟监测点位置与试验监测点P₁保持一致。试验与数值模拟获得的时域压力脉动数据，均通过快速傅里叶变换转换至频域。

为便于对比分析，对脉动压力数据进行无量纲化处理，定义压力脉动系数C_p如下^［22］：

C p = P - P ¯ 0.5 ρ u 2

（3）

式中，P为某时刻瞬时压力，Pa；

P ¯

为整个周期内的平均压力，Pa；ρ为流体介质的密度，kg/m³；u为叶轮的圆周速度，m/s。

图8示出4种工况下各监测点数值模拟与对应试验点P₁的压力脉动系数频谱对比。可以看出，所有监测点处数值模拟的压力脉动特征频率均表现为叶频及其倍频，且隔舌点（P₃）的压力脉动幅值最为显著，表明动静干涉是主导压力脉动频谱特征的关键因素。

进一步观察流量变化的影响后发现，随着流量增加，特征频率处的脉动幅值呈先增大、后减小、再增大的非单调变化趋势，与试验结果基本吻合。小流量工况下，压力脉动幅值相对较低，主要归因于该工况下流体与泵结构间的相互作用减弱，内部流动趋于稳定。对比试验频谱发现，低频段存在非周期性脉动分量，这源于试验水听器安装于法兰连接与弯管之间：法兰处潜在的机械振动及弯管处易诱发的湍流脉动，共同导致水听器监测的低频噪声信号被放大。图9示出4种工况下离心泵中心截面的速度流线。较小流量工况下，泵内流场整体呈相对均匀态势，然而在叶轮入口区域观察到明显的流动分离区及旋转失速现象。随流量增大，流体质点流速相应提高，叶片尾缘附近速度梯度显著增大。偏大流量工况时，蜗壳出口区域开始出现流动分离；尤为显著的是，当流量超过设计值，蜗壳出口处形成明显的回流区。

基于非定常流场计算结果，应用统计学方法对周期性脉动压力进行分析^［23］。流场中任意网格节点处的周期性脉动压力可分解为时间平均分量

P ¯

和周期性分量

P ˜

：

P ¯ n = 1 N ∑ j = 0 N - 1 P n, t 0 + j ∆ t

（4）

P ˜ n = P n, t - P ¯ n

（5）

式中，

P ¯

（n）为压力在一个周期内的平均量，Pa；n为网格节点数；N为叶轮旋转一个周期的采样数；t₀为周期开始时刻，s。

基于非定常流场计算结果，采用统计学标准差方法计算各网格节点的压力周期性脉动分量的强度，并对其进行无量纲化处理。定义压力脉动强度系数

C p *

如下^［24］：

C p * = 1 N ∑ j = 0 N - 1 P ˜ (n, t 0 + j ∆ t) 2 / (0.5 ρ u 2)

（6）

图10示出4种工况下离心泵中间截面的压力脉动强度系数分布云图。可以看出，受动静干涉作用主导，叶轮出口与蜗壳交界面区域（特别是靠近隔舌的部位）呈现出显著增强的压力脉动强度，此效应在大流量工况下尤为明显，隔舌附近区域的压力脉动强度系数值显著高于其他区域。同时观察到，随着流量增大，泵内压力脉动强度在空间上的变化剧烈程度（即分布梯度）表现出先增大、后减小、再增大的非单调演变规律。在设计工况下，泵内部空间压力脉动强度的变化梯度相对较小，这主要归因于该工况点内部流态高度稳定，能量传递高效且流动分离得到有效抑制。

3.3　内场噪声

为分析离心泵本体自身噪声特性，对孤立离心泵（不考虑管道系统）进行研究。将内声场各过流部件辐射噪声的声压级叠加后与试验结果对比，如图11所示。可以看出，4种工况下，内场噪声总声压级频谱均呈现显著的周期性特征，声压级峰值主要出现在叶频及其倍频处；随着频率增大，各工况声压级幅值逐渐降低，此特征与压力脉动频谱（见图8）相似。对比结果可知，在低频段，试验噪声频谱与模拟结果均表现出类似周期性；随着频率升高，试验噪声逐渐呈宽频特性。两者随频率变化的趋势基本一致。然而，由于水听器监测点位于法兰和弯管之间，该位置的低频噪声受机械振动和湍流脉动影响被放大，导致轴频处声压级幅值的数值模拟值与试验值存在差异。此外，数值模拟得到的噪声整体低于试验测量值。

图12示出4种工况下闭式循环系统出口监测点处各过流部件数值模拟与试验噪声频谱对比。

相较于不考虑管道的孤立离心泵情况，闭式系统中叶轮与蜗壳噪声的内场辐射特性发生明显变化，总声压级幅值显著升高。同时，管道本身也成为一个重要的噪声源，其诱导噪声在特征频率（叶频及其倍频）处存在明显峰值，频谱特征与叶轮、蜗壳噪声相似。声波在管道内传播时，因反射、折射等现象，会发生叠加或抵消效应，导致特征频率下的声压级幅值增强或减弱，这充分说明闭式循环系统的管路设计与布置结构对离心泵整体声学性能具有显著影响。此外，各过流部件（叶轮、蜗壳、管道）诱导的内场噪声频谱变化趋势与试验结果一致，均随频率增大而递减。各过流部件对外场辐射噪声的贡献度从大到小依次为蜗壳、管道和叶轮。

为分析不同工况下系统的声学特性，根据公式（2），对闭式系统各过流部件在4种流量工况（0.65Q_d，0.825Q_d，Q_d，1.175Q_d）下的总声压级进行叠加计算。结果表明，对应工况下的系统总声压级分别为155.4，152.7，152.4，159.0 dB。可以看出，随着流量增加，系统总声压级呈先减小、后增大的变化趋势，在设计流量工况下达到最小值（152.4 dB），这归因于设计工况下泵效率最高、内部流动最稳定、能量损失最小，因此产生的噪声最低。相反，在小流量和大流量工况下，泵的运行偏离最佳效率点，导致流动不稳定性和能量损失增加，进而产生更高的噪声。

3.4　外场噪声

图13示出4种工况下，在监测点M处由各过流部件诱导产生的外场噪声数值模拟结果。

从图可知，受管道和蜗壳结构特性的影响，外场噪声的频谱特征相较于内场噪声已发生显著变化，且整体声压级显著降低。各部件诱导外场噪声的频谱变化规律基本一致：在低频段，叶轮和蜗壳噪声起主导作用；而在高频段，管道噪声的贡献占比显著增加。

图14示出设计工况下，在2阶叶频处各过流部件于3个正交平面（xy，xz，yz）上的声压级指向性分布。可以看出，受泵壳体和管道结构特性的影响，外场噪声的指向性分布未呈现典型的偶极子对称特征，各方向分布相对均匀。过流部件对外场辐射噪声的贡献度从大到小依次为蜗壳、管道、叶轮。

4　结论

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（1）受动静干涉作用影响，离心泵在闭式循环系统中的压力脉动特征频率为叶频（145.02 Hz）及其倍频，且压力脉动强度在叶轮-蜗壳交界面附近区域，尤其是隔舌处，显著高于其他位置。

（2）对于孤立离心泵（不考虑管道），其内场噪声总声压级频谱在4种流量工况下均呈现显著的周期性特征，且幅值随频率增大而衰减的趋势与试验噪声一致。而在闭式循环系统中，内场噪声在管道内传播时，因管道几何形状与边界条件的影响，声波会发生反射、折射及干涉效应（叠加或抵消），导致数值模拟得到的各过流部件噪声在特征频率处的声压级略高于试验值。此外，闭式系统内声场总声压级随流量增加呈先减小、后增大的趋势，在设计工况下达到最小值（152.4 dB）。这归因于设计工况下泵内部流动最为稳定、能量损失最小，因此噪声辐射最低。

（3）各过流部件诱导的外场噪声频谱特征基本一致。在低频段内，叶轮和蜗壳噪声起主导作用；而在高频段内，管道噪声的贡献占比显著增加。此外，在设计工况的2阶叶频处，各部件对外场辐射噪声的贡献度排序：蜗壳>管道>叶轮。

参考文献

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文献

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2025年第53卷第8期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.002

接收时间：2025-01-27
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-08-30

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作者

出版历史

收稿日期：2025-01-27
修回日期：2025-05-07

基金

作者信息

¹兰州理工大学能源与动力工程学院，兰州 730050

²甘肃省流体机械及系统重点实验室，兰州 730050

³特种泵阀及流控系统教育部重点实验室，兰州 730050

参考文献

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https://castjournals.cast.org.cn/joweb/ltjx/CN/10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.002

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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