(沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司)

0 引言

吸掃型道路清掃車具有清掃效果好、速度快、二次污染小等特點(diǎn)[1]，是掃路車的主流發(fā)展方向；離心通風(fēng)機(jī)是用于輸送氣體的葉輪機(jī)械設(shè)備，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)各部門的應(yīng)用非常廣泛[2]，風(fēng)機(jī)作為掃路車關(guān)鍵部件之一，其能耗占整機(jī)作業(yè)能耗的80%左右，風(fēng)機(jī)的效率直接決定了產(chǎn)品能效水平。離心風(fēng)機(jī)蝸殼的作用是收集從風(fēng)機(jī)葉輪流出的高速氣流并將此高速氣流引導(dǎo)至排風(fēng)口，作為離心風(fēng)機(jī)不可缺少的基本元件，蝸殼通常又是效率最低的一個(gè)元件[3]，相關(guān)研究表明蝸殼結(jié)構(gòu)對(duì)風(fēng)機(jī)性能有較大影響，同時(shí)風(fēng)機(jī)蝸殼的合理設(shè)計(jì)對(duì)風(fēng)機(jī)噪聲控制至關(guān)重要。

掃地車用風(fēng)機(jī)為了達(dá)到所需要的吸力和吹力，一般葉輪轉(zhuǎn)速都非常高，產(chǎn)生的噪聲也比較大，有的還很劇烈，嚴(yán)重影響生產(chǎn)環(huán)境和生活。蝸殼離心風(fēng)機(jī)降噪的常規(guī)方法有增加蝸舌間隙[4]、增加蝸舌曲率半徑、在蝸舌處加裝共振器等。采用這些方法能取得良好的降噪效果，但也容易伴隨產(chǎn)生風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能有所下降的問(wèn)題，因此尋求既能降低風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲同時(shí)又能保持甚至提高原有氣動(dòng)性能的改進(jìn)方法，成為風(fēng)機(jī)降噪研究追求的目標(biāo)之一。本課題著重對(duì)掃地車用高壓升離心風(fēng)機(jī)的蝸殼進(jìn)行氣動(dòng)分析研究，對(duì)影響蝸殼性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)(蝸殼蝸舌半徑、蝸殼寬度)進(jìn)行了性能對(duì)比分析及流場(chǎng)分析，及進(jìn)一步的非定常數(shù)值模擬和噪聲分析，以期獲得兼顧性能和滿足噪聲要求的較優(yōu)性能蝸殼。NUMECA(流場(chǎng)數(shù)值模擬軟件)與噪聲聲學(xué)分析軟件的有機(jī)結(jié)合使用縮短了研究周期，降低了試驗(yàn)費(fèi)用的同時(shí)，得到的結(jié)果可以成為研究人員進(jìn)行風(fēng)機(jī)性能預(yù)測(cè)的一個(gè)重要參考依據(jù)。

1 氣動(dòng)方案設(shè)計(jì)及優(yōu)化

1.1 原模型級(jí)氣動(dòng)性能研究

1.1.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

車載離心風(fēng)機(jī)通流部分主要是由進(jìn)氣室、離心葉輪和蝸殼組成（如果主軸穿過(guò)進(jìn)氣室，還包括軸段）。根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)確定模型級(jí)尺寸，其中離心葉輪和蝸殼在現(xiàn)有模型級(jí)的基礎(chǔ)上進(jìn)行相似?；蟮玫椒桨改Ｐ图?jí)（原模型級(jí)）如下圖1所示。根據(jù)圖紙，建立風(fēng)機(jī)的三維模型（圖2），并對(duì)其進(jìn)行數(shù)值計(jì)算及分析其內(nèi)部流動(dòng)情況。

圖1原模型級(jí)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖（D2=800mm）Fig.1 The schematic of the prototype structure

圖2 葉輪葉片和蝸殼幾何模型Fig.2 Geometry model of the impeller and volute

本文研究的原模型級(jí)計(jì)算域?yàn)槿~輪和蝸殼全通道通流部分，分別使用NUMECA和CFX兩種軟件進(jìn)行數(shù)值模擬。兩個(gè)計(jì)算軟件使用同一套網(wǎng)格（圖3），蝸殼網(wǎng)格為六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)1 300萬(wàn)，滿足網(wǎng)格無(wú)關(guān)性要求。NUMECA湍流模型分別選用兩方程SST模型和SA模型。葉輪直徑為800mm，葉輪轉(zhuǎn)速為3 000rpm，葉片數(shù)為16。需要指出的是，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，計(jì)算中沒有考慮葉輪和導(dǎo)流環(huán)之間的間隙，也即忽略了葉輪進(jìn)出口處的氣體泄漏。

圖3 全通道葉輪及蝸殼網(wǎng)格示意圖Fig.3 The complete meshes of the prototype

1.1.2 計(jì)算結(jié)果分析對(duì)比

下圖4為風(fēng)機(jī)的性能曲線，采用不同的計(jì)算軟件和計(jì)算模型對(duì)原模型級(jí)進(jìn)行了數(shù)值模擬，觀察效率和全壓特性曲線，cfx數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)值趨勢(shì)較一致，但效率值和全壓值明顯偏高；NUMECA結(jié)果顯示小流量區(qū)域偏低。使用NUMECA軟件計(jì)算時(shí)，分別采用了SST和SA計(jì)算模型，比較兩組計(jì)算模型，結(jié)果趨勢(shì)是比較一致的，SST模型的計(jì)算結(jié)果更接近實(shí)驗(yàn)值，效率特性線顯示SST模型在小流量區(qū)域會(huì)稍高于SA模型，設(shè)計(jì)流量和大流量區(qū)域，效率值相差不大，且趨勢(shì)也比較一致。

1.2 蝸殼蝸舌半徑大小對(duì)模型級(jí)性能的影響

圖4 原模型級(jí)性能曲線Fig.4 The performance curves of the prototype

蝸殼蝸舌的主要作用是為避免部分空氣在蝸殼內(nèi)部循環(huán)流動(dòng)[5]。蝸舌間隙通常很小，附近的流動(dòng)情況很復(fù)雜，氣流強(qiáng)烈沖擊蝸舌，蝸舌形狀和間隙對(duì)風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能和噪聲有很大的影響。風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)給出一般蝸舌出蝸舌半徑r的取值范圍為：r/D2=0.03～0.06[6]，本文D2為葉輪直徑為800mm，一般在設(shè)計(jì)范圍內(nèi)，不同蝸舌對(duì)風(fēng)機(jī)性能影響不是很大，但是為了得更好的氣動(dòng)性能和更低的工作噪聲，有必要在推薦范圍內(nèi)，選擇合適的蝸舌半徑。

以現(xiàn)有蝸殼蝸舌尺寸作為參考，考慮到結(jié)構(gòu)等因素在合理范圍內(nèi)改變半徑大小分別為28mm、32mm（原模型級(jí)）、36mm和42mm，如上圖5所示，對(duì)三組蝸殼分別進(jìn)行了流場(chǎng)計(jì)算，數(shù)值模擬采用相同的葉輪，相同的網(wǎng)格劃分方式和相同的網(wǎng)格數(shù)，同時(shí)保證進(jìn)出口工況一致。為了便于蝸殼六面體網(wǎng)格的劃分，本部分的計(jì)算在NUMECA軟件完成的，采用SST計(jì)算模型。

圖5 不同蝸殼蝸舌截面示意圖Fig.5 The schematic of the different volute tongues

上圖6為模型級(jí)的性能曲線，從多變效率線可以看出，改變蝸舌半徑的大小對(duì)模型級(jí)的性能有一定的影響，與原模型級(jí)蝸殼蝸舌半徑為r=32mm比較，r為36mm時(shí)模型級(jí)性能較好，尤其小流量區(qū)域；半徑r為28mm時(shí)，小流量區(qū)域與原模型級(jí)效率比較接近，大流量區(qū)域效率下降的比較明顯，半徑r增加到42mm時(shí)，與原模型級(jí)相比，整個(gè)效率特性線都有下移。改變蝸舌半徑，對(duì)壓比影響不大，觀察全壓特性線，只有蝸舌半徑r為28mm時(shí)，大流量區(qū)域壓比有一定程度的下降，其它幾組區(qū)別不大，這是因?yàn)轱L(fēng)機(jī)本身壓比不大。

圖6 蝸殼半徑大小對(duì)模型級(jí)性能影響-性能曲線Fig.6 The performance curves of the effect of volute tongue

圖7顯示改變蝸舌半徑大小對(duì)蝸殼內(nèi)的流動(dòng)有比較大的影響，改變了蝸殼蝸舌半徑大小的同時(shí)也改變了蝸殼蝸舌與葉輪之間的間隙大小，觀察下面四組模型級(jí)設(shè)計(jì)工況下相對(duì)馬赫數(shù)分布圖，半徑r為32mm和36mm時(shí)，蝸殼旋轉(zhuǎn)區(qū)域的流動(dòng)是比較順暢的，蝸舌區(qū)域沒有明顯的低速區(qū)，出風(fēng)筒部分有小范圍的低速區(qū)，綜合性能曲線可以看出蝸殼流動(dòng)損失比較小，流通效率較高。半徑r為28mm時(shí)，氣流向葉輪旋轉(zhuǎn)方向外偏移，直接流向出口，容易惡化蝸舌區(qū)域流動(dòng)，圖中顯示蝸舌區(qū)域存在明顯的低速區(qū)，同時(shí)出風(fēng)筒A區(qū)域存在明顯的較大范圍的低速區(qū)，有回流產(chǎn)生，蝸殼內(nèi)的損失較大。半徑r為42mm時(shí)，出風(fēng)筒部分流動(dòng)較順暢，與其它幾組比較，低速區(qū)面積較小，出風(fēng)筒損失較小，但是此時(shí)蝸舌間隙較大，氣流向旋轉(zhuǎn)方向內(nèi)偏移，部分氣流重新流入蝸殼旋轉(zhuǎn)區(qū)域，造成靠近蝸舌區(qū)域（圖中B）相對(duì)速度較大，整個(gè)蝸殼進(jìn)口速度較大，則蝸殼內(nèi)的損失較大，與其它幾組比較整個(gè)模型級(jí)的效率較低。所以蝸舌半徑較小或者較大對(duì)蝸殼性能有一定的影響，設(shè)計(jì)時(shí)需綜合考慮來(lái)確定，本課題研究的模型級(jí)r為36mm時(shí)，蝸殼性能較好。

圖7 葉輪中間截面模型級(jí)相對(duì)馬赫數(shù)示意圖Fig.7 Relative mach number vectors of the flow in the middle cross-section in the volute

1.3 蝸殼寬度對(duì)模型級(jí)性能的影響

離心通風(fēng)機(jī)蝸殼寬度B比其葉輪寬度b2大得多，則氣流流出葉輪后的流道突然擴(kuò)張，流速驟然變化，對(duì)風(fēng)機(jī)的性能產(chǎn)生一定影響，所以蝸殼寬度B的選取十分重要，一般經(jīng)驗(yàn)公式有：B=（1.3-2.2）b1[6]，其中b1為葉輪葉片進(jìn)口寬度，本文研究的原模型級(jí)葉輪進(jìn)口寬度b1為138mm，B為188.96mm，B0=1.37×b1。

圖8 蝸殼寬度-風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.8 The schematic of the volute width structure

下圖8為風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖，本課題通過(guò)兩組方案來(lái)改變蝸殼寬度對(duì)蝸殼性能的影響，方案二為只移動(dòng)后側(cè)蓋板的位置△B2（30mm）來(lái)增加蝸殼寬度得到B1=1.58×b1。方案三在方案二的基礎(chǔ)上同時(shí)移動(dòng)前后側(cè)蓋板的位置△B1(20mm)和△B2(30mm)來(lái)增加蝸殼寬度得到B2=1.73×b1。

在numeca軟件中完成相關(guān)數(shù)值模擬，下圖9為改變蝸殼寬度后的風(fēng)機(jī)模型級(jí)性能曲線，發(fā)現(xiàn)隨著蝸殼寬度的變大，風(fēng)機(jī)整機(jī)性能是下降的，尤其在小流量點(diǎn)和設(shè)計(jì)點(diǎn)效率和全壓系數(shù)下降的比較明顯，這說(shuō)明原模型級(jí)的蝸殼寬度還是比較合理的，進(jìn)一步分析蝸殼不同截面的流場(chǎng)分布，截取蝸殼不同截面（90°，180°，270°，360°）流場(chǎng)分布，氣流從葉輪出來(lái)后，在蝸殼內(nèi)的流動(dòng)情況是相似的，本文只給出了360°截面相對(duì)速度分布圖，如圖10顯示在蝸殼外側(cè)和內(nèi)側(cè)，都存在明顯的旋渦，這主要是由于葉輪兩側(cè)盤蓋板處（圖中箭頭所指處）存在脫流區(qū)，這部分流體的能量很低，當(dāng)氣流進(jìn)入蝸殼時(shí)流道面積突擴(kuò)，因此發(fā)生旋渦，旋渦的存在會(huì)影響風(fēng)機(jī)的整體效率，但這是風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特征所決定的，不能消除，只能通過(guò)更加合理的設(shè)計(jì)，使得這種影響減低到最小。結(jié)果顯示由于增加了蝸殼寬度，無(wú)論是改變盤側(cè)還是蓋側(cè)寬度來(lái)增加蝸殼寬度，導(dǎo)致葉輪兩側(cè)蓋板處脫流區(qū)會(huì)有不同程度增加，導(dǎo)致蝸殼損失加大。

圖9 改變蝸殼寬度對(duì)模型級(jí)性能影響特性曲線Fig.9 The performance curves of the effect of volute width on the model stage

圖10 蝸殼截面示意圖及360°截面相對(duì)速度分布圖Fig.10 The relative velocity distribution along the 360°cross-section

2 風(fēng)機(jī)模型的噪聲預(yù)測(cè)

風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲歸根結(jié)底來(lái)源于風(fēng)機(jī)內(nèi)部的非定常流動(dòng)，風(fēng)機(jī)葉輪和蝸殼內(nèi)的非定常流動(dòng)形成內(nèi)部壓力的不均勻脈動(dòng)[7]。通過(guò)上一部分研究得到的風(fēng)機(jī)方案，分別對(duì)原模型級(jí)-Y方案、改變蝸舌半徑（R=36mm）-R方案，改變蝸殼寬度（B=1.58×b1）-B方案進(jìn)行非定常數(shù)值模擬，得到風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)信息和壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)，并進(jìn)一步使用某噪聲軟件進(jìn)行噪聲模擬。

噪聲模擬軟件的主要流程為將CFD（CFX）得到的的非定常數(shù)值結(jié)果（速度、密度基本變量）轉(zhuǎn)化為聲源積分差值到聲學(xué)網(wǎng)格（ANSYS劃分），在軟件中完成相關(guān)參數(shù)的設(shè)定并計(jì)算聲源的傳播，得到聲場(chǎng)云圖和聲壓值。根據(jù)聲學(xué)網(wǎng)格相關(guān)計(jì)算得到聲學(xué)網(wǎng)格的最大尺寸為35mm，本文聲學(xué)網(wǎng)格最大尺寸為20mm，滿足基頻下聲場(chǎng)計(jì)算的要求。將三組模型級(jí)在ANSYS中劃分聲學(xué)網(wǎng)格和進(jìn)行相關(guān)設(shè)定，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)分別為1 026 021（原模型級(jí)），如圖12所示，1 052 179（R方案），1 261 005（B方案）。

圖12 聲學(xué)分析網(wǎng)格圖（Ansys）Fig.12 The mesh of acoustics

氣動(dòng)噪聲通常是離心風(fēng)機(jī)的主要噪聲，它主要包括離散噪聲和渦流噪聲兩部分[8-9]。由于旋轉(zhuǎn)葉輪出口的非均勻氣流和蝸殼之間存在強(qiáng)烈的非定常干涉，使得蝸殼表面特別是蝸舌區(qū)域成為離心風(fēng)機(jī)的主要噪聲源區(qū)，而作用在其上的非定常力是產(chǎn)生離心風(fēng)機(jī)離散噪聲的主要原因。離散噪聲既是旋轉(zhuǎn)噪聲，旋轉(zhuǎn)的葉片周期性打擊氣體引起變化所產(chǎn)生的噪聲。葉片每秒鐘打擊氣體質(zhì)點(diǎn)的次數(shù)就是旋轉(zhuǎn)噪聲的頻率[10]，因此它與葉輪的轉(zhuǎn)速和葉片數(shù)有關(guān)：f=nzi/60，(式中：n為葉輪的轉(zhuǎn)速，z為葉輪葉片數(shù)，i為諧波序號(hào)，i=1，2，3……，i=1為基頻。)本文中風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 000RPM，葉片數(shù)為16，得到基頻為800Hz。分別將三組方案模型級(jí)聲學(xué)網(wǎng)格導(dǎo)入噪聲軟件中進(jìn)行參數(shù)定義，將cfd結(jié)果導(dǎo)入其中計(jì)算，得到聲壓數(shù)據(jù)。下圖13為聲壓頻譜對(duì)比圖，Y模型級(jí)（原模型級(jí)）基頻800Hz左右和二倍頻1 600Hz左右比較明顯，噪聲聲壓級(jí)在108dB左右；改變蝸殼蝸舌半徑大小后-R方案，低頻噪聲下降，但下降的不是很明顯，基頻噪聲為106dB，這是因?yàn)楦淖兾伾喟霃酱笮『?，蝸舌間隙也有一定的增大，這樣會(huì)減小葉輪出口尾流對(duì)蝸舌撞擊的強(qiáng)度，使得噪聲有一定程度下降；改變蝸殼寬度-B方案，基頻和二倍頻峰值數(shù)值減小，基頻聲壓值為104dB，下降了約4dB，三倍和四倍頻區(qū)域的噪聲聲壓值有所增大。所以，改變蝸殼蝸舌半徑大小和改變蝸殼寬度對(duì)模型級(jí)噪聲是有一定影響的，給定合適的尺寸有利于噪聲的降低。

圖13 噪聲頻譜對(duì)比圖Fig.13 The comparison of the noise spectrum

3 總結(jié)與展望

氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生與流場(chǎng)有密切聯(lián)系，準(zhǔn)確模擬和分析風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)對(duì)于降低氣動(dòng)噪聲有很大的指導(dǎo)意義。本課題著重對(duì)掃地車用的高壓升離心風(fēng)機(jī)的蝸殼進(jìn)行氣動(dòng)研究和噪聲模擬，通過(guò)對(duì)蝸殼的結(jié)構(gòu)研究和風(fēng)機(jī)非定常數(shù)值模擬以及噪聲的綜合分析，尋求既能降低風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲同時(shí)又能保持甚至提高原有氣動(dòng)性能的改進(jìn)方法。

1）數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比分析顯示，NUMECA和CFX數(shù)值計(jì)算性能曲線基本趨勢(shì)是一致的，誤差是在可以接受的范圍內(nèi)，CFX數(shù)值模擬結(jié)果偏高，NUMECA數(shù)值結(jié)果小流量區(qū)域性能較低。

2）本文對(duì)影響蝸殼性能及噪聲的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)研究，得到了性能曲線和流場(chǎng)數(shù)據(jù)，結(jié)果顯示增大或減小蝸殼蝸舌半徑，蝸殼性能會(huì)有變化，針對(duì)本文的風(fēng)機(jī)，蝸殼蝸舌半徑為36mm時(shí)，蝸殼性能較好。對(duì)蝸殼寬度進(jìn)行了相關(guān)的研究，增加蝸殼寬度后，模型級(jí)性能有一定程度的下降。

3）非定常數(shù)值模擬和噪聲仿真結(jié)果表明改變蝸舌半徑和改變蝸殼寬度后，基頻噪聲聲壓值有一定的下降。針對(duì)本文設(shè)計(jì)的高轉(zhuǎn)速風(fēng)機(jī)，改變蝸舌半徑為36mm時(shí)，風(fēng)機(jī)性能和噪聲都有一定程度的改善，增加蝸殼寬度后，風(fēng)機(jī)性能有小范圍下降，噪聲有明顯降低，在風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)，需綜合考慮給出合適結(jié)構(gòu)參數(shù)大小。

4）本文采用的減小噪聲源的方法改善風(fēng)機(jī)內(nèi)的流動(dòng)情況來(lái)降低噪聲大小，對(duì)風(fēng)機(jī)的噪聲研究是初步的，同時(shí)也可以采用從傳播路徑上控制噪聲，如采用帶吸聲孔和吸聲材料的吸聲蝸殼、在蝸舌處加裝共振器等方法共同作用來(lái)減小風(fēng)機(jī)的噪聲。

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