李鑫鑫，高貴軍，寇子明，吳 娟，楊冰冰

(1.太原理工大學(xué) 機械與運載工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.礦山流體控制國家地方聯(lián)合工程實驗室，山西 太原 030024；3.山西省礦山流體控制工程技術(shù)研究中心，山西 太原 030024)

引言

與單級軸流風(fēng)機相比，對旋軸流風(fēng)機的第一、二級葉輪旋轉(zhuǎn)方向相反可互為導(dǎo)葉，因而具有風(fēng)壓大、噪聲低等特點，是煤礦工作面通風(fēng)系統(tǒng)的核心設(shè)備[1]。風(fēng)機在設(shè)計時，為避免兩級葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時與風(fēng)筒發(fā)生碰撞，在葉頂與風(fēng)筒間會留有一定的間隙。但是，間隙內(nèi)會產(chǎn)生泄漏流和泄漏渦，進而產(chǎn)生渦流噪聲，過大的噪聲既影響井下工作人員的身心健康，又會對風(fēng)機結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性產(chǎn)生不利影響，導(dǎo)致風(fēng)機使用壽命縮短。

趙會晶等[2]利用實驗測試了間隙對離心壓氣機壓力、效率和泄漏流等參數(shù)的影響。孟慶鶴等[3]利用風(fēng)洞實驗對不同工況下葉頂非均勻間隙的渦輪性能和流場結(jié)構(gòu)進行了分析。唐俊[4]對軸流風(fēng)機進行了定常和非定常模擬，探究不同葉頂結(jié)構(gòu)的降噪效果。以上研究表明，葉頂間隙對風(fēng)機性能有較大影響，但是現(xiàn)階段，關(guān)于葉頂間隙對礦用對旋式軸流風(fēng)機氣動噪聲的影響方面的研究較少。

1 數(shù)值模擬

1.1 數(shù)學(xué)模型

對旋軸流風(fēng)機在運行過程中應(yīng)遵循湍流輸運方程[5]，本研究利用Fluent軟件對4種間隙的風(fēng)機模型進行數(shù)值模擬，整個模擬過程分為定常模擬、非定常模擬和噪聲模擬三部分。其中非定常模擬采用LES湍流模型，它的亞格子模型采用Smagorinsky-Lilly。其方程[6]為：

(1)

式中，τij——亞格子應(yīng)力

δij——克羅內(nèi)克算子

τkk——亞網(wǎng)格尺度各向同性的一部分

μt——亞格子尺度的湍流黏度

1.2 網(wǎng)格劃分

風(fēng)機兩級葉輪的葉片安裝角分別為46°和30°，葉輪直徑均為800 mm，葉片數(shù)量分別為14片和10片。為探究改變?nèi)~頂間隙的大小對風(fēng)機氣動噪聲的影響，在SolidWorks中按照風(fēng)機實際參數(shù)分別建立了葉頂間隙為2，3，4，5 mm的風(fēng)機三維流場模型。

PCCPL管道陰極保護準則：陰極保護電位（管/地界面極化電位），應(yīng)負于-850 mV或更負 （相對應(yīng)飽和硫酸銅參比電極，簡稱CSE）。管道極化電位差≥100 mV。最低負電位≥-1 200 V。保護電流密度i=0.15 mA/m2。鋅合金陽極使用壽命30年。

分別將4種間隙的風(fēng)機三維流場模型導(dǎo)入ICEM CFD軟件進行網(wǎng)格劃分，為保證精度對兩級葉輪葉頂部分進行局部加密，采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格分別對風(fēng)筒和葉輪進行劃分，最后將兩部分進行融合形成完整的網(wǎng)格模型，4種間隙的風(fēng)機分別劃分了3.12×106，3.13×106，3.15×106，3.19×106個網(wǎng)格。圖1分別為2 mm葉頂間隙的風(fēng)機實物圖及全流場網(wǎng)格模型。

圖1 風(fēng)機實物圖及全流場網(wǎng)格模型

1.3 數(shù)值計算

利用Fluent軟件對劃分好的網(wǎng)格模型進行模擬，首先是定常模擬，選用RNGk-ε湍流模型，邊界條件選擇速度入口和自由出口，選用效率最高時的工況進行研究，故入口速度設(shè)置為15 m/s。坐標系采用MRF多重旋轉(zhuǎn)坐標，第一、二級葉輪轉(zhuǎn)速分別設(shè)置為±2900 r/min。求解方法使用SIMPLE算法，選擇標準壓力、二階迎風(fēng)進行求解[7]。完成定常計算后，將其結(jié)果作為非定常模擬的初始場，采用滑移網(wǎng)格模型進行非定常計算，湍流模型選用大渦模擬，邊界條件設(shè)置與定常計算相同[8]。最后，將其結(jié)果作為噪聲預(yù)估的初始場，選用噪聲比擬模型FW-H進行風(fēng)機氣動噪聲的數(shù)值模擬。

2 模型驗證

為保證仿真結(jié)果的正確性，本研究搭建了間隙為2 mm時的風(fēng)機試驗平臺，如圖2所示。采集了風(fēng)機在各流量工況下的靜壓效率，并將實驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果進行對比，驗證模型及仿真的正確性。

圖2 風(fēng)機試驗平臺

風(fēng)機試驗平臺通過大氣壓力變送器、溫濕度變送器、流量壓力變送器和噪聲測量儀等設(shè)備將采集的信號傳遞到控制臺的計算機上，經(jīng)過測試軟件處理后，自動生成相應(yīng)的數(shù)據(jù)及曲線。試驗裝置所用儀器的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 試驗裝置所用儀器相關(guān)參數(shù)

圖3中，靜壓效率隨流量的增大先升高后下降，在流量為701 m3/min時，試驗和仿真的靜壓效率均達到最高。在該點之后，效率的下降幅度逐漸增大，這是由于隨流量的增大，風(fēng)筒產(chǎn)生的阻力也越大，風(fēng)機效率下降的越快。對比仿真與試驗結(jié)果，兩者在數(shù)值與變化趨勢上基本一致，且效率達到最高點時對應(yīng)的流量值也相同，靜壓效率的平均相對誤差為3.14%，可保證模型及數(shù)值模擬的可靠性。

圖3 靜壓效率隨流量變化曲線

3 不同葉頂間隙時風(fēng)機氣動噪聲分析

3.1 聲功率級分析

不同間隙的風(fēng)機在第二級葉輪出口截面的聲功率級分布云圖如圖4所示，從圖中可以看出葉輪出口截面的聲功率級基本成中心對稱分布，葉根與輪轂交界區(qū)域的聲功率級較高，輪轂中心處聲功率級最低，且由葉根與輪轂交界區(qū)域向中心區(qū)域依次遞減。這是由于輪轂中心區(qū)域的氣流基本不受葉片擾動的影響，此處的湍流動能較小，氣流穩(wěn)定性較高，故聲功率級較低。而流經(jīng)第二級葉輪的高速氣流在葉根處與輪轂發(fā)生相互作用，對氣流產(chǎn)生很大的擾動，使葉根與輪轂交界區(qū)域的湍流動能升高，進而導(dǎo)致此區(qū)域的聲功率級變大[9]。

圖4 第二級葉輪出口截面聲功率級分布云圖

另外，相鄰兩葉片中間區(qū)域的聲功率級也較高，這是由于葉輪的存在阻礙了氣體的流動，使葉片中間區(qū)域氣流的湍流動能增加，進而使這些部位的聲功率級升高。

將4種間隙下第二級葉輪出口截面的聲功率級分布云圖對比，葉根與輪轂交界處、葉頂間隙處和相鄰兩葉片中間部位的聲功率級隨間隙的增大而升高。這是由于間隙變大后，增加了葉頂間隙處泄漏流和泄漏渦的強度，對流經(jīng)這三個區(qū)域氣流的擾動能力增強，加劇了氣流的不穩(wěn)定性，湍流動能和渦流強度增大，進而使這些區(qū)域的聲功率級上升。

圖5為不同間隙的風(fēng)機在葉頂處的聲功率級分布云圖，圖中葉頂吸力面一側(cè)的聲功率級要高于壓力面一側(cè)，且由吸力面向壓力面一側(cè)延伸。這是由于壓力面的靜壓值高于吸力面，使壓力面的氣流從葉頂間隙處回流到吸力面，形成葉頂泄漏流，與風(fēng)機主流的方向相反，兩股氣流在吸力面處產(chǎn)生沖擊，形成邊界層和分離渦，使吸力面的渦流噪聲增大。將不同間隙下風(fēng)機葉頂處的聲功率級進行對比，隨間隙的增大，葉頂?shù)穆暪β始壷饾u增大，這與圖5中葉頂間隙處聲功率級的變化趨勢相一致。

圖5 不同間隙的葉頂聲功率級分布云圖

3.2 聲壓級分析

本研究在進行噪聲模擬的過程中設(shè)置4個噪聲監(jiān)測點，各監(jiān)測點的位置分別為距入口面1 m且與入口面中心點成45°夾角處、入口面中心點處、兩級葉輪中間截面中心點處和出口面中心點處[10]。

表2為四種間隙下風(fēng)機在各監(jiān)測點處的A級聲壓值，將同一監(jiān)測點處不同間隙下風(fēng)機的噪聲值進行對比，可以看出風(fēng)機在各監(jiān)測點處的噪聲值隨葉頂間隙的增加而增大，間隙為5 mm時風(fēng)機在各監(jiān)測點的噪聲比2 mm時分別增加了5.57，8.71，5.67，5.5 dB。將相同間隙下不同監(jiān)測點的噪聲值進行對比，結(jié)果表明距風(fēng)機入口面1 m處的噪聲最小，兩級葉輪中間區(qū)域的噪聲最大。這是由于風(fēng)機的兩級葉輪高速旋轉(zhuǎn)，氣流沿軸線進入此區(qū)域后，在兩級葉輪的相互作用下，出現(xiàn)較多渦流，產(chǎn)生壓力脈動，形成較大的噪聲[11]；而且兩級葉輪葉頂間隙處存在泄漏渦和泄漏流，更加劇了此處渦流噪聲的強度，兩者共同作用使兩級葉輪區(qū)域的噪聲達到最大。

表2 不同間隙下各監(jiān)測點的A級聲壓值

圖6為不同葉頂間隙的風(fēng)機在監(jiān)測點1處的聲壓級頻譜圖，旋轉(zhuǎn)噪聲表現(xiàn)為中低頻區(qū)域的離散噪聲，渦流噪聲表現(xiàn)為高頻區(qū)域的寬頻噪聲[12]。在中低頻的旋轉(zhuǎn)噪聲部分有3處明顯的峰值，與第二級葉輪通過頻率483.3 Hz、第一級葉輪通過頻率676.7 Hz，兩級葉輪通過頻率之和1160 Hz基本一致。隨葉頂間隙的增大，第二級葉輪通過頻率的峰值逐漸增大，說明間隙對此處的旋轉(zhuǎn)噪聲有很大影響。

圖7為4種間隙的風(fēng)機在監(jiān)測點1的1/3倍頻程圖，不同間隙下風(fēng)機的A級聲壓值總體上先急劇下降后上升再逐漸下降，在0～2500 Hz區(qū)間下降明顯，2500～12500 Hz區(qū)間內(nèi)逐漸上升，之后又逐漸降低，在2500 Hz處出現(xiàn)明顯的低谷，這與圖6中的變化趨勢相一致。間隙增大后，風(fēng)機整體的A級聲壓值逐漸增大，且與高頻處的噪聲相比，間隙對中低頻處的噪聲影響更加顯著。

4 結(jié)論

本研究以FBD No.8.0型對旋局部通風(fēng)機為研究對象，對相同流量下不同葉頂間隙時風(fēng)機的聲功率和聲壓級變化情況進行分析，探究改變間隙對風(fēng)機氣動噪聲的影響，得出結(jié)論如下：

(1) 相同流量下，隨間隙增大，葉根與輪轂交界處、葉頂間隙處和相鄰兩葉片中間部位的聲功率級逐漸增大，且葉頂區(qū)域吸力面聲功率級高于壓力面，并向壓力面一側(cè)逐漸延伸；

(2) 風(fēng)機在各監(jiān)測點處的噪聲值隨葉頂間隙的增加而增大，5 mm間隙時風(fēng)機在各監(jiān)測點的噪聲值比2 mm 時分別增加了5.57，8.71，5.67，5.5 dB；

圖6 不同間隙的聲壓級頻譜圖

圖7 不同間隙的1/3倍頻程圖

(3) 不同間隙下風(fēng)機的A級聲壓值總體上先急劇下降后上升再逐漸下降，在2500 Hz處出現(xiàn)明顯的低谷。風(fēng)機整體的聲壓值隨間隙的增加而增大，且與高頻處相比，間隙對中低頻處的噪聲影響更加顯著；

(4) 適當減小間隙可降低風(fēng)機噪聲，但過小的間隙又容易使葉輪與風(fēng)筒發(fā)生干涉。因此，在進行風(fēng)機設(shè)計時，應(yīng)在保證不發(fā)生干涉的條件下盡量減小葉頂間隙。