趙云龍，車馳東

（上海交通大學(xué) 船舶海洋與建筑工程學(xué)院，海洋工程國家重點實驗室，上海 200240）

采用流場分析對離心風(fēng)機的噪聲控制

趙云龍，車馳東

（上海交通大學(xué) 船舶海洋與建筑工程學(xué)院，海洋工程國家重點實驗室，上海 200240）

為了降低離心風(fēng)機的噪聲，以某徑向葉片離心風(fēng)機為對象，利用Fluent軟件對其內(nèi)部流場與壓力場進行了建模與計算，通過對計算結(jié)果的頻域分析，確定了蝸舌為主要噪聲源。對蝸舌結(jié)構(gòu)進行了改進并重新計算。對比前后的計算結(jié)果，顯示了改進后的風(fēng)機在蝸舌及出口處的A計權(quán)聲壓級比原型機分別降低了6.1 dB和1.9 dB。由此證實，通過改變蝸舌間隙和傾角參數(shù)能有效降低離心風(fēng)機的噪聲源強度。

聲學(xué)；離心風(fēng)機；蝸舌；流場

近年來，隨著船員與乘客對船上工作及生活環(huán)境要求的不斷提高，IMO也開始逐步提高對艙室空氣噪聲的標(biāo)準(zhǔn)。2012年11月，IMO批準(zhǔn)了《船上噪聲等級規(guī)則》修訂草案，船上各艙室的噪聲級標(biāo)準(zhǔn)在原有A 468(XII)的基礎(chǔ)上降低了5 dB～10 dB。離心風(fēng)機是船上廣泛應(yīng)用的設(shè)備，也是通風(fēng)系統(tǒng)的主要噪聲源。根據(jù)船舶艙室噪聲控制的一般準(zhǔn)則，從源頭開始控制噪聲是最有效的方法。因此，降低設(shè)備的源強度成為技術(shù)人員的首要任務(wù)。

離心風(fēng)機的氣動噪聲主要分為離散噪聲和渦流噪聲，離散噪聲是由于離心風(fēng)機蝸殼內(nèi)的空氣隨葉輪轉(zhuǎn)動時，形成周期性的沖擊力，作用在機殼上而產(chǎn)生的。渦流噪聲是由于葉輪高速旋轉(zhuǎn)時，氣流流經(jīng)葉片發(fā)生邊界層分離，形成一系列的渦并脫離而產(chǎn)生的[1]。

目前，在離心風(fēng)機噪聲源的控制上較為有效的方法主要有：傾斜蝸舌，改變?nèi)~輪形式，優(yōu)化葉片參數(shù)，改變蝸殼尺寸等。Sandra[2]、張勝利[3]等采用實測分析的方法，研究了蝸舌形狀、蝸殼尺寸對離心風(fēng)機噪聲的影響。Tengen等[4]對離心風(fēng)機的葉片形狀進行了優(yōu)化設(shè)計，降低了離心風(fēng)機的噪聲。付雙成[5]等對蝸舌間隙和蝸舌曲率進行了優(yōu)化，初步運用了傾斜蝸舌。師銅墻等[6]采用數(shù)值模擬與實測分析結(jié)合的方法，研究了串列葉片對離心風(fēng)機噪聲的影響。張力等[7]采用數(shù)值模擬的方法，研究了葉片數(shù)量和安裝角對風(fēng)機流場的影響。馬健峰等[8-9]研究了不等距布置葉片對離心風(fēng)機噪聲的影響?？傮w來說，目前我國對于離心風(fēng)機降噪的研究主要還是基于實測分析，而且在研究過程中往往沒有確定風(fēng)機的主要噪聲源，使得離心風(fēng)機的改進缺乏針對性，降噪效果不是很理想。

本文借鑒國內(nèi)外相關(guān)研究成果，采用Fluent軟件模擬離心風(fēng)機內(nèi)部非定常流場，然后采用流場分析和頻域分析[10]相結(jié)合的方法，確定了風(fēng)機的主要噪聲源，并對其進行改進，最終達到降噪的目的。

1 基本理論

對于離心風(fēng)機內(nèi)部三維非定常流動，采用FW-H方程作為噪聲計算的聲學(xué)基本控制方程。假設(shè)f（x，t）=0為控制體表面函數(shù)，其中x為非擾動介質(zhì)的空間坐標(biāo)，t為時間。假設(shè)f＞0為在控制面外部，f＜0為在控制面內(nèi)部，則得到可滲透控制面的FW-H方程[11]。

式中Q為單極子源項，F(xiàn)i為偶極子源項，Tij為四極子源項，其表達式分別為：

ρ和ui分別為流體的密度和速度；vi為控制面的速度；Pij為應(yīng)力張量；f為控制面函數(shù)；c0為聲速；δij為Kronecker符號；上標(biāo)“’”表示擾動量；下標(biāo)“0”表示未擾動量；下標(biāo)“n”表示在控制面外法向方向上的投影；δ(f)表示Dirac函數(shù)；H（f）表示Heaviside函數(shù)。

本文中離心風(fēng)機內(nèi)部流動屬于低亞音速不可壓縮流動，當(dāng)聲源區(qū)包含在聲源面內(nèi)時，單極子和四極子聲源對聲場的貢獻可以忽略[9,12].根據(jù)Farasset 1A公式，可以推導(dǎo)出忽略單極子源項和四極子源項的FW-H方程時域的解：

其中xi為觀察點坐標(biāo)，yi為聲源坐標(biāo)，R為聲源到觀察點的距離，t為接收時間，MR為聲源在聲傳播方向上的運動馬赫數(shù)，方括號表示積分時方括號內(nèi)的量是相應(yīng)延遲時間τ時的值，τ=t-R/c0。

2 基于Fluent的數(shù)值計算

2.1 計算模型及參數(shù)測定

計算模型采用4 ZTL-1800聯(lián)收機風(fēng)機，風(fēng)機參數(shù)如表1所示，設(shè)計轉(zhuǎn)速n=2 000 r/min，風(fēng)機的幾何結(jié)構(gòu)如圖1所示。

表1 風(fēng)機參數(shù)

圖1 風(fēng)機結(jié)構(gòu)及觀察點布置

采用Fluent軟件計算風(fēng)機內(nèi)部的非定常流動來獲取流場信息，采用有限體積法對計算區(qū)域進行離散。由于風(fēng)機葉輪和蝸殼的間隙不大，可將模型進行簡化，將葉輪和蝸殼視為軸向等長。計算區(qū)域采用貼體網(wǎng)格，由于風(fēng)機內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故采用多塊網(wǎng)格生成方法生成高質(zhì)量的網(wǎng)格，并在蝸舌附近以及葉輪內(nèi)部進行網(wǎng)格加密，如圖2所示。

為驗證網(wǎng)格無關(guān)性，建立整體模型進行粗略計算，觀測點布置如圖1所示，觀測點A2、B2、C2、D2處的風(fēng)壓波動幅值與網(wǎng)格數(shù)量的關(guān)系如表2所示。由表2可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從30萬增加至90萬時，隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，觀測點的風(fēng)壓波動幅值變化很小，因此可認為30萬的網(wǎng)格已達到網(wǎng)格無關(guān)。本文中模型總的網(wǎng)格數(shù)量為312 225個，其中進氣部分56 500個，葉輪部分112 800個，蝸殼部分142 925個。網(wǎng)格最大邊長為s=6.83 mm，小于聲波波長最小值的四分之一（計算頻率最大為3 000 Hz），故認為網(wǎng)格尺度以足夠精確。

表2 不同網(wǎng)格數(shù)觀測點風(fēng)壓脈動幅值計算結(jié)果

非定常計算的控制方程采用三維雷諾守恒型N-S方程；湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型[13-15]；近壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，機殼表面42.4＜y＜254。由于風(fēng)機內(nèi)部流動馬赫數(shù)很低，認為氣體不可壓縮且粘性系數(shù)為常數(shù)。采用SIMPLE算法求解速度和壓力的耦合。

由于風(fēng)機內(nèi)空氣隨葉輪做周期性運動，所以時間步長確定為：

式中n為葉輪轉(zhuǎn)速，n=2 000 r/min；Z為葉片數(shù)，Z=6；K為一個非定常計算周期的時間步數(shù)，K=30。計算得到時間步長為Δt=1.67×10-4s

圖2 風(fēng)機計算網(wǎng)格模型

計算過程中采用滑移網(wǎng)格流場整體求解技術(shù)；給定進口速度邊界條件，且假定進口速度均勻分布；給定蝸殼出口壓力邊界為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓；壁面采用無滑移條件[9,10]；計算工況下進口體積流量約為Q=20 m3/min。

2.2 計算結(jié)果及分析

2.2.1 流場分析

圖3和圖4分別給出了風(fēng)機內(nèi)部z=76 mm截面的流場情況和壓場情況。

圖3 速度矢量圖

由圖3可以看出，葉片處的氣流速度和速度梯度明顯大于其他區(qū)域，使得氣流對葉片產(chǎn)生較強的沖擊力。蝸舌處氣體流速相對于葉片較小，但速度梯度與葉片處相差不大，速度的急劇變化導(dǎo)致蝸舌受到強烈的沖擊力，容易產(chǎn)生噪聲。圖3還可以看出，蝸舌附近的葉片氣流比較紊亂，出現(xiàn)了漩渦，這些漩渦會引起噪聲。

圖4 壓力分布云圖

由圖4可見，風(fēng)機內(nèi)部風(fēng)壓沿徑向增大，蝸舌與葉片附近壓力分布很不均勻，且風(fēng)壓梯度較大，導(dǎo)致作用在蝸舌與葉片上的沖擊力遠大于其他區(qū)域，易產(chǎn)生噪聲。

2.2.2 頻域分析

為了進一步確定風(fēng)機的主要噪聲源，在風(fēng)機蝸舌和葉片處布置觀測點如圖1所示。圖5給出了各個觀察點的風(fēng)壓波動隨時間的變化情況。對風(fēng)壓做FFT，由于可聽聲范圍為20 Hz～20 kHz，所以只考慮20 Hz以上部分，得到部分觀測點脈動量的頻譜曲線如圖6所示。觀察點B1、B2的風(fēng)壓脈動在頻譜上表現(xiàn)出了明顯的離散頻譜特征，且峰值在基頻200 Hz處，所以葉片處產(chǎn)生的噪聲主要是離散噪聲。觀察點A1、A2的風(fēng)壓脈動在f=72.6 Hz處達到峰值，改變風(fēng)機轉(zhuǎn)速時，該峰值對應(yīng)的頻率會隨轉(zhuǎn)速的改變而改變，如表3所示，表明此處的峰值主要是由于渦脫引起的。對不同點的峰值進行比較，發(fā)現(xiàn)蝸舌頂點A2處的峰值最大，其兩側(cè)的觀察點的峰值也大于葉片處觀察點的峰值，但是葉片與蝸舌處觀察點的峰值最大僅差35.6%。綜上述，蝸舌是該風(fēng)機的主要噪聲源，葉片也是該風(fēng)機不可忽視的噪聲源。

圖5 各觀察點的風(fēng)壓波動隨時間變化

表3 觀察點A1、A2風(fēng)壓脈動達到峰值的頻率

圖6 各觀察點的風(fēng)壓頻譜

3 離心風(fēng)機的改進與數(shù)值驗證

3.1 風(fēng)機改進方案

由于蝸舌是風(fēng)機的主要噪聲源，且蝸舌的改動成本較低，對離心風(fēng)機其他性能的影響較小，所以本文通過改變蝸舌間隙和蝸舌傾角的方法對離心風(fēng)機的蝸舌進行改進。經(jīng)多次試驗后，得到最理想的改進結(jié)果如圖7所示。改進型風(fēng)機蝸舌圓弧半徑R2=25 mm，蝸舌傾角θ2=18°，蝸舌間隙t2=33 mm.

圖7 改進型風(fēng)機結(jié)構(gòu)圖

3.2 數(shù)值驗證

如第三節(jié)所述，采用Fluent軟件模擬改進型風(fēng)機的內(nèi)部流場。由于蝸舌是風(fēng)機內(nèi)部主要噪聲源，因此首先觀測改進后蝸舌處噪聲源強度的變化情況，兩種風(fēng)機蝸舌處噪聲頻譜如圖8所示。相對于原型風(fēng)機，改進型風(fēng)機在72.6 Hz、200 Hz和400 Hz上的峰值明顯降低，表明改進后風(fēng)機主要噪聲源蝸舌處的噪聲強度降低了。

圖8 蝸舌處噪聲頻譜計算結(jié)果

由于在該風(fēng)機中，蝸舌與葉片都是風(fēng)機內(nèi)部不可忽視的噪聲源，因此以蝸舌部位和葉片為聲源區(qū)域采用FW-H方程進行噪聲的計算分析，在出氣口中心建立觀測點，所得聲壓隨時間的變化如圖9所示。相對于原型風(fēng)機，改進型風(fēng)機的聲壓幅值降低了2.38 Pa。圖10給出了蝸舌和葉片激發(fā)的噪聲頻譜，相對于原型風(fēng)機，改進型風(fēng)機在渦脫頻率和基頻上的峰值均有所降低。

圖9 聲壓隨時間變化計算結(jié)果

圖10 觀測點噪聲頻譜計算結(jié)果

原型風(fēng)機和改進型風(fēng)機在不同部位的總A聲壓級計算結(jié)果如表4所示。風(fēng)機改進后，在主要噪聲源蝸舌處總A聲壓級降低了6.1 dB，在出口處總A聲壓級降低了1.9 dB。所以，通過改進離心風(fēng)機的蝸舌間隙和傾角可以有效的降低風(fēng)機噪聲。

表4 風(fēng)機不同部位的總A聲壓級/dB（A）

4 結(jié)語

（1）本文采用了一種較為簡潔且全面的方法來確定離心風(fēng)機的主要噪聲源，即綜合分析風(fēng)機內(nèi)部流場和壓場，在氣流速度梯度、壓力梯度較大或存在漩渦的區(qū)域建立觀測點，然后利用頻域分析進一步確定噪聲源。在此基礎(chǔ)上，有針對性的改進了離心風(fēng)機，并給出了具體的驗證方案；

（2）蝸舌是離心風(fēng)機的主要噪聲源之一，蝸舌間隙和蝸舌傾角對離心風(fēng)機的噪聲有很大的影響，通過合理的設(shè)計蝸舌間隙與傾角，可以有效的降低離心風(fēng)機的噪聲。

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Noise Control of a Centrifugal Fan Based on Fluent Simulation

ZHAO Yun-long,CHE Chi-dong
(State Key Laboratory of Ocean Engineering,School of NavalArchitecture,Ocean&Civil Engineering, Shanghai Jiaotong University,Shanghai 200240,China)

Internal flow field and pressure field of a centrifugal fan was simulated by means of Fluent software.The worm tongue was found to be the main noise source through spectral analysis.According to the numerical simulation results, the tongue structure was improved and re-simulated.The result shows that the A-weighted sound pressure levels of the noise at the worm tongue and the outlet decrease by 6.1 dB and 1.9 dB respectively after the improvement.Changing the clearance between the tongue and the blade tip and the inclination angle of the tongue can effectively reduce the noise of the centrifugal fan.

acoustics;centrifugal fan;worm tongue;flow field

TB132；O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.021

1006-1355(2015)01-0104-06

2014－06－09

趙云龍(1990－)，男，河北廊坊人，碩士生，主要研究方向為結(jié)構(gòu)振動與噪聲。E-mail:821152674@99com

車馳東，男，碩士導(dǎo)師。E-mail:chur chdoor@situ edu.cn