前彎葉片對軸流泵噪聲輻射性能的影響

王鳳華, 楊愛玲, 戴 韌, 徐小龍, 陳康民, 楊燕麗

(上海理工大學 能源與動力工程學院,上海 200093)

軸流泵廣泛地用于化工行業(yè)給排水、水電站及市政工程等方面,其運轉產(chǎn)生的噪聲極大地影響著人們的工作和生活,也越來越引起人們的關注.軸流泵運行過程中含有各種噪聲源,其中由流體工質(zhì)壓強脈動產(chǎn)生的噪聲是主要的,其他噪聲(如機械噪聲和電磁噪聲等)在軸流泵正常運行條件下噪聲值相對較小.相關研究表明,在軸流泵中水動力噪聲源按頻譜特性可分為兩類:離散噪聲和寬頻噪聲[1].軸流泵離散噪聲源有兩個:一個是隨轉子葉片運動的壓力場引起的螺旋槳式的噪聲;另一個是干涉引起的葉片脈動力噪聲.寬頻噪聲包括流動分離噪聲、尾渦脫落噪聲和紊流噪聲等.根據(jù)軸流泵產(chǎn)生噪聲的頻譜分析,其特點為在寬頻帶上疊加離散頻率的頻帶,因而泵的噪聲有兩種產(chǎn)生機理:離散峰值的旋轉噪聲和寬頻帶的湍流噪聲.

改變?nèi)~片成型規(guī)律是控制噪聲的方法之一.彎掠葉片的設計思想最早來源于人們在航空領域中對機翼的研究.在航空發(fā)動機領域,彎掠葉片技術一直是研究的熱點,許多研究機構和制造廠家都對此進行了大量研究[2],證實了彎掠葉片在提高氣動效率、擴大穩(wěn)定工作范圍、降低氣動噪聲等方面具有顯著的效果.目前,彎掠葉片技術已逐漸應用于工業(yè)葉輪機械領域,上海交通大學渦輪機研究所在中、低壓軸流通風機上應用了周向前彎技術[3],從而使熱效率提高3%～4%,噪聲降低2～3 dB,穩(wěn)定工作范圍擴大近20%.許多學者對低壓軸流風扇的氣動噪聲進行了研究.蔡娜[4]的研究亦揭示出前彎動葉可使穩(wěn)定工作范圍擴大20%.Carolus和Beiler對一種前彎動葉GV 55K進行了試驗研究,該葉輪根部后彎-5°,葉頂處前彎55°,重心沿葉高的積迭線呈“C”型,結果表明該葉片的無因次壓力-流量曲線與徑向直葉片的曲線相近,但總噪聲級卻低得多,最大相差16 dB.

對于流動分離引起的寬頻噪聲,Lichtblau通過對某帶導葉的高壓比風機的研究揭示了前彎動葉擴大穩(wěn)定工作范圍的作用,其結果顯示,在徑向直葉片已失速的情況下,前彎葉片仍工作在穩(wěn)定區(qū)域,采用前彎葉片最多可以降低寬頻噪聲達12 dB.由于各種原因,對軸流泵周向彎曲葉片的研究目前還相對較少.

歐陽華等[5]研究了葉輪機械氣動噪聲源的產(chǎn)生機理及其發(fā)展現(xiàn)狀,同時還研究了彎、扭、掠動葉降噪技術在葉輪機械氣動噪聲領域的應用.結果表明:動葉彎掠技術可以較大幅度地提高氣動效率和降低氣動噪聲;前彎葉片角度的推薦范圍為8°～10°.另外,彎角和葉型積迭線是彎扭葉片的2個主要參數(shù).張輝等[6]通過前掠、后掠及徑向小型軸流風扇轉子流場的數(shù)值分析,研究了掠動葉對轉子氣動和聲學特性的影響及其作用機理,并給出了由轉子尾緣旋渦脫落而誘發(fā)的紊流噪聲的聲壓值分布.筆者采用與時間相關的瞬態(tài)流分析理論及大渦模擬(LES)方法,研究了軸流泵內(nèi)部的非定常流動,從而得到了泵內(nèi)水壓力脈動的結果和聲源數(shù)據(jù);以周向前彎角(0°和9°)的葉輪作為研究對象,分析了葉片前彎角對軸流泵內(nèi)流動噪聲的影響;采用邊界元方法(BEM)和結構振動耦合,求解了軸流泵外場的聲輻射分布情況.

1 流場的數(shù)值模擬

1.1 幾何模型

本文研究的是立式軸流水泵模型,其主要參數(shù)如下:轉速 n=1 000 r/min,功率 p0=15 kW,葉輪直徑D=350mm,輪轂直徑D hub=179mm,葉片數(shù)4個,后導葉數(shù)7個,工作流量Q s=1 030 m3/h等.

模型泵的葉輪葉片是沿徑向線積迭而成的扭葉片.利用重心積迭線不同的彎曲位置改變周向彎角.在不改變各葉高處葉型參數(shù)及扭曲規(guī)律的前提下,按圖1所示重新設計了一種新的積迭規(guī)律.在葉根處,積迭線與徑向線相切,而在葉頂處,積迭線的頂點和葉輪圓心的連線與徑向線間的夾角為9°,即徑向線向葉輪旋轉方向偏轉了9°,積迭線中間是二次曲線過渡.按新的積迭規(guī)律獲得的新葉輪葉片見圖1.在下文中,將新葉輪與原葉輪分別稱為周向彎曲9°和 0°的葉輪 .

圖1 重心積迭線Fig.1 Stacking lines

1.2 數(shù)值模擬方法

首先對軸流泵流動區(qū)域進行網(wǎng)格劃分,為了簡化模型,忽略了葉頂間隙(δ＜＜r).考慮到軸流泵回流的影響,進出口各延長了一倍的葉輪直徑.模型如圖2所示,劃分的網(wǎng)格數(shù)量為220萬.

定常流場計算基于雷諾平均Navier-Stokes方程組和k-εRNG模型,速度與壓力耦合,采用Simp le算法對軸流泵葉輪內(nèi)流場進行數(shù)值模擬.然后,利用與時間相關的瞬態(tài)流場分析理論及大渦模擬方法研究軸流泵內(nèi)部的非定常流動,從而得到泵內(nèi)水壓力脈動的結果和聲源數(shù)據(jù).非定常流場的計算時間步長設為0.000 166 7 s,根據(jù)轉速可計算出旋轉一個周期所需的時間步數(shù)為360步,即在每一個物理時間步內(nèi)葉輪旋轉1°,當各物理量最大殘差小于10-4時,認為在各時間步內(nèi)計算收斂.同時,在非定常計算過程中,將動葉片表面的壓力脈動作為聲源并將其導出,作為下一步聲場計算的載荷激勵條件.

圖2 軸流泵幾何模型Fig.2 Axial pump geom etry

進口邊界條件給定質(zhì)量流量,出口邊界條件給定靜壓.前后延長段結構、彎管及導葉部分流體相對靜止,葉輪流道部分流體旋轉,這樣動靜結合面處生成兩個重合面,設置區(qū)域邊界時將其分別設為interface面,使得計算流場時能夠順利完成動靜交界面間的數(shù)據(jù)傳遞.采用商業(yè)軟件Fluent進行流場數(shù)值模擬.

2 聲場計算思路

利用直接邊界元法求解聲場,聲學分析是應用商業(yè)軟件LMS Virtual.lab中的聲學模塊來完成的.首先,由流場計算結果輸出聲學數(shù)據(jù),并利用軟件Nastran獲得泵的結構模態(tài);然后,將聲源數(shù)據(jù)與結構模態(tài)導入聲學計算模塊,利用直接邊界元方法與結構模態(tài)耦合來獲取泵內(nèi)的聲場和泵殼上的振動;最后,將泵殼上的振動作為邊界條件計算出外部聲場的聲壓分布.可見,本文的聲場計算實際上分為泵內(nèi)水動力噪聲和泵外空氣噪聲計算2個環(huán)節(jié),這2個環(huán)節(jié)所采用的聲學方程和解法均相同,僅是邊界條件發(fā)生了變化.以外部空氣噪聲計算為例,在外部聲學空間V中,任意一點A(x,y,z)的聲壓p(x,y,z)滿足亥姆霍茲方程:

式中:p為聲壓;k=ω/c為聲波數(shù);ω為角速度;c為聲速.

圖3為外部聲場輻射圖,其中Ωa為聲源邊界,在本文中指泵殼表面的振動.對于外部聲場問題,聲波在一個無界的空間里傳播,因此一個補充條件是必須的,即聲壓在遠場無反射且為0.

圖3 外部聲場輻射Fig.3 Acoustic radiation of outer field

3 計算結果與分析

3.1 流場結果分析

筆者對周向前彎角0°和9°的葉輪泵進行了對比.圖4給出了不同工況下定常流場計算的性能曲線.當實際流量/固定流量(Q/Q s)=1.117 3時,水力效率達到了最大值.隨著流量的增加,揚程逐漸降低.通過對比可以看出,前彎9°的葉輪葉片泵的揚程和水力效率均偏低.

圖4 性能曲線Fig.4 Performance curvesof pump

軸流泵的壓力脈動是影響穩(wěn)定性的一個重要因素.在固定流量Q=286 kg/s時,對周向前彎角0°和9°的葉輪泵進行了非定常流場的分析,得到2個泵模型的水動力壓強分布.

在軸流泵的7個截面(依次為:葉輪葉片進口截面、葉輪葉片壓力面、葉輪葉片吸力面、葉輪葉片出口截面、后導葉壓力面、后導葉吸力面、后導葉出口截面)上設置了14個觀測點,每個截面上的2個點都是從輪轂到輪緣設置,見圖5所示.

圖5 測量點的分布Fig.5 A rrangement of measu rement poin ts

聲傳播的實質(zhì)是傳遞壓力脈動.測試壓力脈動分布有利于分析流動聲源產(chǎn)生的位置.通過傅里葉變換將監(jiān)測點的壓力脈動由時域值轉換為頻域值,得出了0°葉輪葉片軸流泵的14個點在頻域內(nèi)的壓力脈動幅值(圖6).通過對比可看出,壓力脈動的峰值出現(xiàn)在葉輪區(qū)域,表明最強的脈動出現(xiàn)在此區(qū)域.

圖6 0°葉輪葉片軸流泵各點處的壓力脈動幅值Fig.6 Amplitude of pressu re flu ctuation(0°impeller pump)

對于前彎 0°葉輪葉片和9°葉輪葉片,選擇葉輪區(qū)域的2個有代表性的點4(葉輪葉片壓力面)和點6(葉輪葉片吸力面)進行對比,如圖7～圖10所示.由圖7～圖10可知:各點的壓力脈動值按規(guī)律進行周期性地變化.從整體來看,頻域下的壓力脈動最大幅值均出現(xiàn)在基頻位置,前彎0°與前彎 9°葉輪葉片引起的壓力脈動的變化規(guī)律基本相似.由點4和點6的壓力脈動值可以明顯看出,周向前彎9°葉輪軸流泵的脈動幅值低于周向前彎0°葉輪軸流泵的脈動幅值.

圖7 周向前彎0°葉輪葉片在點4處的壓力脈動圖Fig.7 Pressure fluctuation at point 4(0°im peller blade)

3.2 聲場結果分析

將CFD數(shù)值模擬得到的葉片表面的偶極子聲源與Nastran模擬得到的結構模態(tài)導入Virtual.lab軟件進行聲振耦合分析,獲得水泵殼體內(nèi)表面的聲壓級分布和殼體表面的振動位移與速度.

圖11給出了周向前彎0°和周向前彎9°葉片軸流泵殼體內(nèi)表面的聲壓值分布.從軸流泵內(nèi)場聲振耦合計算結果可以看出,前彎9°葉片比前彎0°葉片軸流泵的聲壓值降低了3 dB.

圖8 周向前彎9°葉輪葉片在點4處的壓力脈動圖Fig.8 Pressu re fluctuation at poin t 4(9°impeller blade)

圖9 周向前彎0°葉輪葉片在點6處的壓力脈動圖Fig.9 Pressu re fluctuation at poin t 6(0°impeller blade)

圖10 周向前彎9°葉輪葉片在點6處的壓力脈動圖Fig.10 Pressu re fluctuation at poin t 6(9°impeller blade)

為了分析軸流泵殼體振動引起的空氣噪聲分布情況,在泵周圍設置了2個方形觀察平面,一個是y=0 mm平面(邊長為2 500 mm),另一個是z=-30 mm平面(邊長為 3 000mm),如圖 12(a)和圖12(b)所示.

圖13給出了周向前彎0°和前彎9°葉片軸流泵外部聲場聲壓輻射分布.由圖13可見,由泵殼體振動引起的結構噪聲并不大.前彎0°葉輪葉片泵和前彎9°葉輪葉片泵的外部聲場輻射分布規(guī)律基本相似,偶極子源是軸流泵的主要噪聲源.通過對比y=0mm平面和z=-30 mm平面的聲壓分布可知:在相同的數(shù)值分布下,前彎9°葉輪葉片軸流泵的噪聲值低于前彎0°葉輪葉片軸流泵的噪聲值,這意味著前彎9°葉輪葉片軸流泵的噪聲輻射得到了一定改善,起到了降噪的作用.

圖11 泵殼內(nèi)場聲壓值分布Fig.11 Sound pressure level of inner field in pump casing

圖12 外場觀察平面Fig.12 Observing plane of ou ter field

圖13 泵外觀測平面上的聲壓等值分布Fig.13 Sound pressu re level of outer field on observing plane

4 結 論

(1)采用瞬態(tài)流動分析及大渦模擬方法研究了軸流泵內(nèi)的非定常流動,得到軸流泵內(nèi)不同位置處的水動力脈動情況.結果表明:最大的壓力脈動出現(xiàn)在葉輪區(qū)域.

(2)研究了周向前彎9°和前彎0°葉輪葉片對噪聲輻射的影響.結果表明:周向前彎9°葉輪葉片比周向前彎0°葉輪葉片產(chǎn)生的噪聲降低了3 dB左右,表明前彎9°葉型可以降低水動力噪聲.

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