董亮，潘琦，劉厚林，代翠，徐建紅，徐海良

(1.江蘇大學流體機械工程技術研究中心，江蘇鎮(zhèn)江，212013；2.江蘇大學能源與動力工程學院，江蘇鎮(zhèn)江，212013；3.君禾泵業(yè)股份有限公司，浙江寧波，315171)

由于自吸泵具有實現(xiàn)自吸、便于遠程集中控制、實行自動化操作等優(yōu)點，近幾年來在農(nóng)業(yè)、消防、市政、電力、礦山、化工等領域得到了普遍的使用，尤其適用于流動排灌、移動工作、啟動頻繁和灌液困難等場合。振動噪聲和多工況高效平穩(wěn)運行是制約射流自吸泵產(chǎn)業(yè)化的關鍵技術問題，所以，迫切需要創(chuàng)新家用水泵的相關技術，開發(fā)出高性能、低噪聲和高可靠性的新一代家用水泵產(chǎn)品，以提高我國家用水泵的整體設計和生產(chǎn)水平[1-3]。ROSSI 等[3-4]對射流自吸泵的應用及內(nèi)部全流場進行研究。王常斌等[5]對射流泵湍流場進行數(shù)值模擬與試驗，發(fā)現(xiàn)湍流主要出現(xiàn)在喉管入口處，但并未找到解決射流泵的能量損失的方法。劉建瑞等[6-7]通過數(shù)值計算，探討了射流自吸泵自吸過程中泵體內(nèi)氣液兩相流流動規(guī)律，并通過模擬試驗相結合方式探索了射流噴嘴幾何參數(shù)對噴灌泵自吸性能的影響。EAMES[8]以射流泵的能量交換原理為理論基礎，提出高性能射流泵的優(yōu)化設計方法。趙雪岑等[9]以面積比、喉管長頸與吼嘴距為參數(shù)對射流泵水力特優(yōu)化，使得模型泵效率提高6%。王洋等[10-12]研究基于大渦模擬的射流泵內(nèi)部非定常流動規(guī)律，通過數(shù)據(jù)擬合得到正交試驗最優(yōu)參數(shù)組合，優(yōu)化模型在額定流量點效率提高約5%。由于喉管、吼嘴等部件是靜止部件，本身處于不做功的狀態(tài)，通過改變其結構而獲得較大的優(yōu)化比較困難，所以，要獲得較為明顯的優(yōu)化，應著重研究葉輪做功部件。盡管許多學者對射流自吸泵進行水力優(yōu)化來提高其性能，但大部分優(yōu)化都只是針對射流部件，而由于定子部件不做功，很難在射流泵優(yōu)化上尤其是水力性能的優(yōu)化上取得重大突破。為此，本文以1臺模型泵作為實驗對象，通過優(yōu)化葉輪后，對模型泵優(yōu)化前后的外特性進行模擬與比較。目前采用大渦模擬湍流模型結合Lighthill聲類比理論研究水泵流體動力噪聲已經(jīng)成為一種普遍方法[13]。DONG等[14]著眼于葉輪尺寸對離心泵噪聲所產(chǎn)生的影響，并通過葉片之間設置短葉片以降低噪聲。耿少娟等[15]通過數(shù)值方法研究無短葉片、有長短葉片和短短葉片3種葉輪的離心泵非定常流情況下的全三維流場，以研究離心泵噪聲。袁壽其等[16]測試了葉輪參數(shù)及流量下的水動力噪聲。劉厚林等[17-19]也利用此種方法研究了葉輪參數(shù)對離心泵流體噪聲的影響。龍新平等[20]通過對喉管低壓區(qū)進行補氣來降低射流泵產(chǎn)生汽蝕時的振動與噪聲。目前關于射流泵產(chǎn)生噪聲的主要部件與產(chǎn)生噪聲的原因仍然存在較大的爭議，如何降低射流泵噪聲依舊是急需解決的問題。為此，本文利用上述方法就額定工況下對不同葉片形式的射流自吸泵可能誘導噪聲的部件分別進行內(nèi)外場噪聲計算與試驗驗證，從而得到模型泵貢獻噪聲最主要的部件與降低射流自吸泵噪聲的方法。

1 研究對象

1.1 實驗裝置

試驗在君禾泵業(yè)有限公司的試驗臺開展。圖1所示為試驗臺現(xiàn)場示意圖，試驗裝置包括水池、進出口水路管、射流自吸泵、電動機、電磁流量計、壓力表、電動調(diào)節(jié)閥、水聽器、泵產(chǎn)品參數(shù)測量儀及高性能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等。

圖1 試驗臺現(xiàn)場裝置示意圖Fig.1 Schematic diagram of device on site of test bench

采用INV3020C型高性能24位數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集內(nèi)聲場噪聲信號，然后對數(shù)據(jù)進行處理分析。對內(nèi)聲場噪聲信號的測量選用RHSA-10 型水聽器，其頻率線性工作范圍為20～100 kHz，靈敏度為188 dB。水聽器的安裝方式一般分為3種類型：內(nèi)置式安裝、平齊式安裝和管道-容腔式結構。每種安裝方式各有利弊，平齊式安裝能夠可靠地測量水管中脈動聲場，同時對管中流場影響最小，不足之處是測量會受到管壁邊界層噪聲影響。馮濤等[21]認為邊界層噪聲相比脈動噪聲量級很小，可認為水聽器監(jiān)測值即為泵內(nèi)部流動噪聲。且由于水聽器靈敏度較高，容易受泵出口壓力脈動影響，因此，需布置在遠場端，一般位于距離泵出口法蘭6～8倍管徑處。故聲場測點位置位于距離泵出口法蘭8倍管徑處，采用與管道平齊式安裝法。

1.2 模型泵參數(shù)

原葉片與長短葉片的主要結構參數(shù)如表1所示。所用射流泵結構參數(shù)如下：葉片數(shù)Z為6片，葉輪進口直徑D1為28.5 mm，葉輪出口直徑D2為121 mm。其額定工況主要參數(shù)如下：額定流量Qd為2.4 m3/h，揚程Hd為14.5 m，額定轉速n為2 750 r/min，額定功率P為800 W，比轉速ns為34。

表1 射流自吸泵主要結構參數(shù)Table1 Main geometry parameters of the jet self-priming pump

由于需要在不改變現(xiàn)有設備條件的情況即功率與流量不變的情況下提高模型泵揚程，故選擇對葉輪進行優(yōu)化設計。本文葉輪葉片采用添加分流葉片形式，即所謂的長短葉片交叉布置，而添加分流葉片雖然提高了揚程，但功率也會隨之增加，所以，必須在葉片參數(shù)上進行細化設計，采用4個長葉片4個短葉片交叉布置。而短葉片的相關尺寸參數(shù)是設計的著重點，由文獻[1]可知，短葉片主要設計參數(shù)為短葉片進口直徑Dsi、周向偏置度θ以及偏轉角α。理論上，短葉片長度越長，揚程就會越高，而短葉片過長則會堵塞流道，揚程反而降低。通過多次的設計對比后，選擇短葉片圓弧長度s1為38.5 mm，選擇短葉片進口直徑Dsi約為84.2 mm。本文采用短葉片向長葉片背面偏置的手段，這樣有利于改善葉輪出口的流動情況。通過多次對比設計本文采用短葉片向長葉片背面的偏置角度θ為30°，短葉片偏轉角度α為5。優(yōu)化前后葉輪出口寬度不變都為4 mm，而外徑由原來的121 mm減小到117 mm。圖2所示為長短葉片設計二維結構圖。

圖2 長短葉片二維結構圖Fig.2 Two-dimensional structure diagram of long and short blade

2 數(shù)值計算

2.1 建模以及網(wǎng)格劃分

圖3所示為射流式自吸泵的2 種不同葉片形式葉輪的三維水體剖面圖。

圖3 射流自吸泵三維水體剖面圖Fig.3 3D flow profile of jet self-priming centrifugal pump

將計算域導入CFD ICEM 進行網(wǎng)格劃分，由于結構較復雜，采用適應度較強的非結構四面體網(wǎng)格，經(jīng)過網(wǎng)格無關性檢查最終確定網(wǎng)格數(shù)約為350 萬個，可以保證數(shù)值計算準確性。

2.2 流場計算

利用流體計算軟件CFX 對射流式自吸泵計算定常和非定常數(shù)值[24]，計算域包括6個部分：進口延長段、射流器水體、葉輪水體、導葉水體、腔體及出口延長段。其中，葉輪流場采用旋轉坐標系，其余流場都設置為靜止坐標系，邊界條件分別設為進口為1.0132 5 kPa，出口為質量流量，壁面條件采用無滑移不考慮粗糙度壁面條件，湍流模型選取SST(shear stress transport)模型。在動靜部件間使用交界面進行數(shù)據(jù)交換，其中對于定常計算，使用凍結轉子交界面(frozen rotor interface)，而對非定常計算，采用瞬態(tài)動靜交界面(transient rotor/stator interface)，網(wǎng)格關聯(lián)采用GGI 方式；本文共選取計算0.2Qd，0.4Qd，0.6Qd，0.8Qd，1.0Qd及1.2Qd共6 個 工 況 流 場 信 息。計算收斂條件的收斂標準為殘差小于10-4。

采用物理時間步進行定常計算，時間步長為3.636 4 ms，非定常數(shù)值計算中，時間步長設置ΔT為60.61 ms，即葉輪旋轉1°所需時間。當流場呈現(xiàn)出明顯周期性且達到穩(wěn)定之后，提取8個旋轉周期數(shù)據(jù)以作為噪聲計算的激勵源。

2.3 聲場計算

整個計算過程均在LMS Virtual.Lab 平臺實現(xiàn)，采用DBEM(direct boundary element method)求解聲場[25]。在噪聲計算過程中，利用快速傅里葉變換將時域脈動轉換為頻域脈動，并映射至聲學網(wǎng)格。以加速度作為邊界條件，進出口定義為全吸聲屬性，其余表面假設為全反射壁面，特性聲阻抗Z=1.5×106kg/(m2?s)，聲速為1 500 m/s[26]。場點設置在距離泵出口法蘭8倍管徑處(與試驗測點相同)，并進行聲壓級換算。本文通過對射流泵可能誘發(fā)噪聲的部件分別計算，從而可以得出每個部件對模型泵所做的噪聲比例[27-28]。通過模擬算出不同頻率下定子部件與轉子部件的聲壓后，最后通過總聲壓級Lp計算公式計算出各部件的總聲壓級以及泵體的總聲壓級。其中總聲壓級Lp計算公式為：

式中：Δfi為計算時最小分辨率；f0和fmax分別為計算頻率的上限和下限；pi為有效聲壓，Pa；p0為參考聲壓，水中通常取1×10-6Pa。

由于射流泵結構的特殊性，本文在建立聲學計算模型時，射流器部分需要單獨建立模型，其他定子部件與葉輪所提供的噪聲則利用相同模型來計算。本文聲學面網(wǎng)格如圖4所示。

為了獲得離心式射流自吸泵外聲場聲壓級在不同方向的分布情況，射流泵外部以泵體為中心設置直徑1 m的標準圓場點并以泵出口中心線和軸心線交點為中心，分別在xy,yz和zx面建立1 m×1 m的聲學監(jiān)測面，在每個監(jiān)測面上距中心1 m 處設置36 個間隔為10°的監(jiān)測點。文獻[22]表明由葉輪扇聲源所產(chǎn)生的外場輻射噪聲極小，可以忽略，因此，本文主要研究射流泵各定子部件額定工況下所產(chǎn)生的外場輻射噪聲。圖5所示為射流泵外場面場點及圓場點。

圖4 聲學面網(wǎng)格及測點Fig.4 Acoustic surface grids and measuring points

圖5 模型泵外場面場點及圓場點Fig.5 Surface and circular field points of model pump

3 結果與討論

3.1 外特性結果

圖6所示為模型泵優(yōu)化前后外特性曲線。由圖6可見：模擬結果與實驗結果都表明優(yōu)化模型對比原模型在各個工況點的揚程都有明顯提高。模擬結果與試驗結果在小流量與大流量的工況下擬合效果比較差，這是射流泵結構的復雜性和極限工況的不穩(wěn)定性所致。而在額定工況下(Qd=2.4 m3/h)，模擬結果與試驗結果擬合較接近。在額定工況下試驗數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高12.6%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高11.63%；在0.8Qd下，試驗數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高14.28%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高13.0%；在1.2Qd下，試驗數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高20.5%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚程較原模型揚程提高19.6%。由上述結論可得額定流量點附近模擬結果與數(shù)值結果揚程變化相對誤差皆小于2%，而大流量工況下相對誤差小于5%。因此，預測結果與試驗結果在揚程上升的比例方面基本一致，而模擬與試驗的結果也表明優(yōu)化模型較原模型提高了揚程。

圖6 模型泵外特性曲線Fig.6 The pump characteristic curve

從圖6可見：優(yōu)化后模型在各個工況點的效率較原模型都提高，在額定工況下，原模型試驗效率為16.4%，優(yōu)化模型試驗效率為17.2%，泵效率提高了0.8%；對比模擬結果與試驗結果，額定流量點附近效率變化誤差小于3%，大流量工況下誤差小于5%。圖6中試驗的泵效率是低于數(shù)值計算的泵效率，這是由于數(shù)值計算未考慮容積損失與機械摩擦損失。由此驗證了本文采用的網(wǎng)格及模型能夠較準確地預測該泵揚程的變化與效率的變化，為數(shù)值計算的準確性提供保證。

3.2 內(nèi)流計算

圖7所示是設計工況下模型泵優(yōu)化前后射流器以及葉輪內(nèi)流湍動能云圖。由射流器內(nèi)部湍動能可知，高湍動能區(qū)域往往出現(xiàn)在喉管進口與喉管出口處，而原模型喉管內(nèi)部湍動能分布規(guī)律與優(yōu)化模型是一致的，原模型內(nèi)部湍動能稍大，由此說明原模型在喉管處能量耗散相對較大。而由圖7中葉輪處湍動能分布可得，湍動能峰值出現(xiàn)在葉輪進口處，葉輪進口是能量耗散較大的區(qū)域，對比2個葉輪內(nèi)湍動能分布，原模型整個葉輪流道湍動能分布不均勻，其與優(yōu)化模型相比也存在較大的湍動能損失，從而使射流泵的效率受到影響。優(yōu)化模型由于能量損失小，因此，射流泵的效率得到提高。

圖7 模型泵射流器葉輪內(nèi)流湍動能云圖Fig.7 Turbulent kinetic energy cloud diagram of jet and impeller

由圖7可見：優(yōu)化前后射流器部分流體流態(tài)相似，且出現(xiàn)的渦流都在同一區(qū)域，渦流最大區(qū)域出現(xiàn)在射流器下游靠近出口處。產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因是流體經(jīng)過喉管時，因喉管內(nèi)部與外部存在壓差從而產(chǎn)生射流，射流的作用將流體高速推射出喉管，由于結構與流體的碰撞進而在出口處形成高速回流。而對于優(yōu)化前后葉輪處流體流線，原模型出現(xiàn)渦流區(qū)域在長葉片的工作面進口稍后區(qū)域，而優(yōu)化模型出現(xiàn)渦流的區(qū)域在短葉片背面進口靠后區(qū)域。

圖8所示為模型泵優(yōu)化前后導葉內(nèi)部流體的壓力云圖。由圖8可知：模型泵優(yōu)化前后導葉處的流態(tài)相似，無明顯變化，且無明顯的漩渦區(qū)域；導葉處壓力較大的區(qū)域往往是在A區(qū)與導葉葉片出口處。對比可得，優(yōu)化后A區(qū)處壓力較原模型更加均勻。但在導葉出口發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后模型的壓力明顯大于原模型的壓力，這說明經(jīng)過優(yōu)化后的葉片在相同條件下較原葉片做功更大。

圖8 模型泵導葉內(nèi)流壓力云圖Fig.8 Pressure cloud diagram of guide vane of model pump

圖9 模型泵腔體內(nèi)流壓力云圖Fig.9 Pressure cloud diagram of cavity of model pump

圖9所示為模型泵優(yōu)化前后腔體內(nèi)流壓力云圖。由圖9可知：優(yōu)化后腔體內(nèi)壓力整體比原模型的大，而腔體中壓力陡變出現(xiàn)在腔體與射流器的交界處，而此處出現(xiàn)壓力陡變的原因是腔體內(nèi)壓力與射流其內(nèi)部壓力存在很大的壓差，從而使得流體由腔體進入射流器的喉管時產(chǎn)生射流作用。由圖9可以看出腔體內(nèi)產(chǎn)生渦流的區(qū)域往往出現(xiàn)在腔體的下游區(qū)域，這是因為此區(qū)域靠近射流器部件，導致流體流經(jīng)此處時流速陡然上升，從而出現(xiàn)流態(tài)紊亂。對比優(yōu)化前后模型可知腔體內(nèi)流線規(guī)律是一致的，但優(yōu)化模型在腔體下游漩渦區(qū)域較原模型更小，因此，優(yōu)化模型較原模型腔體內(nèi)流態(tài)較好。

3.3 內(nèi)場噪聲計算結果及試驗驗證

模型泵定子部件包括泵體、導葉以及射流器，轉子部件為葉輪。由于轉子部件和定子部件所誘發(fā)的內(nèi)場流體動力噪聲計算方法不同，故需要分別求解。圖10所示為模型泵各部件聲源頻譜分布。從圖10(a)可見：原模型泵內(nèi)導葉部件貢獻的噪聲最大，而與定子部件相比葉片處貢獻噪聲相對較小，可以忽略其對泵體整體噪聲的影響。泵體噪聲往往在葉頻(葉片通過頻率)及其倍頻處出現(xiàn)幅值，原模型定子部件與轉子部件的噪聲在2倍葉頻(550 Hz)之前相對較高，2倍葉頻后趨于平穩(wěn)，而由圖10(a)可以看出定子部件主要出現(xiàn)了5個比較明顯的峰值，而這些峰值都出現(xiàn)在葉片通過頻率處，由此可以得出葉頻是影響射流泵噪聲的主要因素。所以，降低葉頻干擾因素是降低射流泵內(nèi)場噪聲的最有效的方法。

圖10 模型泵各部件聲源頻譜分布Fig.10 Components sound spectrum distribution of model pump

由圖10(b)可見：優(yōu)化后泵內(nèi)導葉部件仍然是貢獻噪聲最大部件，而葉片依舊是貢獻噪聲最小的部件。對比圖10(a)可見：加入短葉片后明顯改善了葉頻對噪聲的影響，在整個噪聲頻帶上都比較平穩(wěn)，圖中只有1 處明顯峰值，出現(xiàn)在916 Hz 處，此時導葉處噪聲數(shù)值為114 dB，腔體處噪聲數(shù)值為111 dB，射流器處噪聲數(shù)值為107 dB。而在原模型中各個葉頻處各定子部件噪聲均值在110 dB 以上，且原模型主要噪聲集中在1倍葉頻(275 Hz)之前以及各倍葉頻處，而優(yōu)化模型主要噪聲集中在1 倍葉頻(375 Hz)之前，在整個寬頻帶上聲壓級比較平穩(wěn)，很好地降低了原模型在各個葉頻處的聲壓級。對比各個部件內(nèi)場噪聲聲源進出場點頻響曲線可以看出模型泵噪聲主要集中在導葉部分，其次是腔體，最后是射流器，為了更加清楚地了解各部件對泵體所貢獻噪聲的具體情況，需要通過公式(1)計算得出各部件所產(chǎn)生的總聲壓級。表2所示為泵體不同部件內(nèi)聲場總聲壓級對比表。

表2 泵體不同部件內(nèi)聲場總聲壓級對比Table1 Comparison of total sound pressure levels of pump internal sound field in different parts of pump body dB

由表2可知：優(yōu)化模型與原模型相比，各個部件的噪聲貢獻都降低，尤其是射流器部分降低最為明顯，總聲壓級下降8.2 dB；腔體部分聲壓級降幅較小，優(yōu)化后降低2 dB 左右；導葉部分也下降4.8 dB。而根據(jù)式(1)可以知道，泵體內(nèi)部總聲壓級降低4.8 dB左右。本文還通過試驗進行對比驗證，從而進一步說明計算結果的準確性與理論推論的正確性。本文模擬結果如下：原模型泵體內(nèi)部總聲壓級為178.82 dB，優(yōu)化模型泵體內(nèi)部總聲壓級為174 dB。試驗結果如下：原模型泵體內(nèi)部總聲壓級為186.62 dB，優(yōu)化模型泵體內(nèi)部總聲壓級為183.6 dB，可見數(shù)值計算結果與實驗結果相對誤差小于5%，文中所述數(shù)值計算方法具有較高的精度。通過上述數(shù)據(jù)可以得出聲壓模擬結果比試驗結果小，這是因為數(shù)值模擬時未考慮實際情況下的聲固耦合作用。

3.4 外場噪聲計算結果

在進行外聲場模擬計算前，先計算模型泵的結構模態(tài)。由于模型泵的泵體和支架、管道是連為一體的，但其材質不同，所以，在建模過程中需要分別定義材料屬性，模擬中為降低問題的復雜性，忽略小尺寸的結構。圖11所示為射流自吸泵體結構三維圖。

圖11 射流自吸泵體結構三維圖Fig.11 3-dimensional diagram of structure of jet self-priming pump body

為分析不同定子部件作用下對模型泵的外場流動噪聲的影響，選取不同定子部件下指向性場點聲壓數(shù)據(jù)進行分析。圖12所示為模型泵不同定子部件作用下的流動輻射噪聲聲壓指向性分布。

由圖12可知：原模型3個定子部件所誘發(fā)的輻射噪聲在軸頻(APF)時輻射最廣，在各個方向均起主要作用，而在優(yōu)化模型中這種現(xiàn)象有所變化。優(yōu)化模型外場流動噪聲在3倍軸頻(3APF)時平均輻射最廣，這種情況在導葉部件最為明顯。由原模型泵腔體部件的外場流動噪聲聲壓分布規(guī)律可知。前3倍軸頻聲壓分布規(guī)律相似，對比優(yōu)化模型可知優(yōu)化模型腔體也滿足這種規(guī)律，且優(yōu)化模型前3倍軸頻外場流動噪聲輻射范圍基本持平。對比原模型，優(yōu)化模型在各軸頻葉頻下噪聲輻射范圍普遍小。為了更直觀地對比模型降低的外場噪聲效果，用各部件聲壓曲線來進行對比，并通過計算得到優(yōu)化前后泵體外場總聲壓。

圖13所示為模型泵不同定子部件聲源作用下的外場輻射聲壓級頻率曲線。從圖13(a)可見：對泵整體外場噪聲影響最大的是導葉部分，其整個寬頻聲壓一直較高，并無明顯下降趨勢，且在3 倍葉頻(825 Hz)處出現(xiàn)峰值，此時聲壓為100 dB。而腔體與射流器部分聲壓隨著頻率增加有下降的趨勢，射流器部分下降更為明顯，與泵中各個定子部件相比，射流器部分對整個泵體的外場聲壓貢獻最小。從圖13(b)可見：優(yōu)化后，對泵整體外場噪聲影響最大的仍然是導葉部分，但其整體聲壓與原模型相比有了明顯降低，而射流器部分的聲壓對整個泵體的外場聲壓貢獻仍然最小。優(yōu)化模型各定子部件在900～1 000 Hz都出現(xiàn)了峰值，且出現(xiàn)峰值的頻率很接近，說明在這個頻率下泵體內(nèi)產(chǎn)生的能量還是很大。與原模型相比，優(yōu)化模型在各個定子部件在整個寬頻帶上都降低。本文通過總聲壓級的概念來論證結果的可行性，表3所示為泵體不同部件外聲場總聲壓級對比表。

圖12 模型泵流動輻射噪聲聲壓指向性分布Fig.12 Directivity distribution of acoustic pressure of flow radiation noise of model pump optimization

圖13 模型泵不同定子部件聲源作用下的輻射聲功率頻率曲線Fig.13 Radiated sound power frequency curves of different stator components of model pump optimization

由表3可知：優(yōu)化模型與原模型相比，各個部件的外聲場輻射聲壓級都降低；而與原模型整體外聲場輻射聲壓級相比，優(yōu)化模型降低了2%。

表3 泵體不同部件外聲場輻射總聲壓級對比表Table1 Comparison of total sound pressure levels of pump external sound field in different parts of pump body dB

4 結論

1)優(yōu)化葉片后泵模型與原葉片泵模型相比在各個工況下?lián)P程與效率都有了顯著提高。在額定工況下，揚程提高12.6%，效率提高0.8%。

2)泵優(yōu)化前后導葉偶極子聲源誘發(fā)的水動力噪聲對內(nèi)場噪聲貢獻最大，起主要作用。而葉片扇聲源誘導的水動力噪聲對內(nèi)場噪聲貢獻最小。

3)葉片通過頻率是影響泵噪聲的主要因素，優(yōu)化模型有效降低了葉頻處的聲壓級峰值。

4)模型泵優(yōu)化后泵體內(nèi)場噪聲降低1.6%，外場噪聲降低2%，且與原模型相比，各個部件產(chǎn)生的噪聲都有所降低。