離心泵作透平流體誘發外場噪聲特性及貢獻分析

董　亮, 代　翠, 孔繁余, 付　磊, 夏　斌(.江蘇大學 流體機械工程技術研究中心，江蘇　鎮江　0； . 江蘇大學 能源與動力工程學院，江蘇　鎮江　0；.四川理工學院 機械工程學院，四川　自貢　64000)

?

離心泵作透平流體誘發外場噪聲特性及貢獻分析

董亮1, 代翠2, 孔繁余1, 付磊3, 夏斌1(1.江蘇大學 流體機械工程技術研究中心，江蘇鎮江212013； 2. 江蘇大學 能源與動力工程學院，江蘇鎮江212013；3.四川理工學院 機械工程學院，四川自貢6430003)

摘要：以某離心泵作透平為研究對象，對流體誘發的外場噪聲特性進行了數值計算和試驗研究。在典型流量下，采用雷諾時均方法獲取壁面偶極子聲源，并利用FEM/AML方法求解出葉輪和殼體偶極子源作用的流動噪聲，基于聲振耦合法計算出流體激勵結構振動產生的外場流激噪聲，分析不同性質噪聲源的頻譜特性，同時評估外場聲源在各個頻段下的貢獻量。借助模態試驗對透平殼體結構的模態參數進行了識別。結果表明，計算與試驗振型近似，固有頻率平均相對誤差小于4.60%。結構的影響使得外場五階葉頻處聲壓最高，二階葉頻處次之。殼體偶極子作用的流激噪聲對外場噪聲的貢獻最大，其次是殼體偶極子作用的流動噪聲，葉輪偶極子作用的流激噪聲對外場噪聲貢獻最小。研究結果為低噪聲葉輪機械設計提供了一定的參考。

關鍵詞：離心泵作透平；流體誘發噪聲；流動噪聲；流激噪聲；外場噪聲

離心泵是完全可逆式旋轉機械，其反轉作透平運行可將高壓液體富有的壓力能轉化為透平轉子的機械能，實現能源的回收利用[1-4]，廣泛應用于石油、化工以及小型水電等領域。對離心泵作透平而言，作用于葉輪和殼體壁面的壓力脈動不僅是重要的流動噪聲源，同時也誘發葉輪和殼體結構的振動噪聲，即流激噪聲[5-7]。流動和流激噪聲屬于流體誘發噪聲，涉及流體、結構和聲場非常復雜的相互作用。目前國內外對流體誘發噪聲的研究主要集中于探究內場流動噪聲產生的機理及特性上[8-13]，關于旋轉機械流激噪聲的研究較少，不同性質噪聲源的識別及其在外場噪聲中的貢獻更未涉及。但在管路、汽車、螺旋槳等結構中已有相應考慮流體載荷結構輻射噪聲的研究[14-17]，具有很大的參考價值。

流體誘發噪聲數值計算法基于波動方程，能夠準確地求解中低頻激勵作用下復雜結構的聲振特性[18]。該方法對結構一般采用有限元法進行離散，對流體介質的處理可采用有限元法(Finite Element Method，FEM)、邊界元法(Boundary Element Method，BEM)等。不同于內部聲學問題分析，外場輻射聲學計算的主要挑戰在于如何處理無界物理域，即Sommerfeld輻射條件的實現。采用邊界元法處理外聲場輻射問題時，需要求導奇異Green函數積分，因而生成邊界元矩陣的時間較長。相對而言，聲學有限元法是計算輻射聲學的一種有效方法[19,21]。而另一方面，離心泵作透平內外介質不一致，現有間接邊界元方法將內外設置為相同介質同時求解，從而造成計算失真。

對全部無限域流場進行離散是不現實的，通常建立一個包圍振動結構的凸狀流體域來進行截斷。這就存在一個問題，較小的流體截斷規模可以提高計算的效率，但會在截斷模型的邊界上反射較多聲波；而太大的流體截斷規模勢必大大增加流體單元的數目，降低數值計算預測的效率，甚至導致計算無法完成[22]。自動匹配層(Automatically Matched Layer)技術可以將無界區域轉變為規模很小的有界區域，很好地解決了計算機運算能力有限及計算效率的問題。不僅如此，AML技術無需建立匹配層區域網格單元，LMS Virtual.Lab軟件會根據結構有限元區域自動產生匹配層單元域，并且單元域會根據分析頻率的變化而變化，滿足了分析頻率的上下限要求。因而大大減小了工作人員的工作量，求解效率也有所提高。

本文基于偶極子聲源、聲學有限元與結構有限元理論，在對殼體結構自由模態驗證的基礎上，提取葉輪和殼體壁面的偶極子源，結合FEM/AML技術獲取不同聲源作用下的外場流動與流激噪聲，研究不同性質噪聲源的頻譜特性及其輻射聲場的空間分布情況，以期揭示外場不同性質噪聲在各個頻段下的貢獻量。

1離心泵作透平流體誘發噪聲計算

1.1幾何模型

以一臺單級離心泵反轉作透平為研究對象，透平設計參數為：流量90 m3/h，水頭35 m，轉速1 500 r/min，比轉速60。透平的流體計算域與殼體結構如圖1所示。殼體結構包括泵體、端蓋、懸架及支腳，由于該結構是為振動模態和噪聲分析做準備，不需要了解局部特性與應力情況，故建模時僅保留了具有較大法向輻射面積的結構特征，舍去了凸臺、過渡圓角等細小結構，填充了結構表面的“孔洞”，如注水孔，排水孔、端蓋面等。模型透平的葉輪及蝸殼主要結構參數(按泵工況命名)，如表1所示。

圖1　離心泵作透平流體計算域及殼體結構示意圖Fig.1 Sketch offluid computational domain and casing strucutre in centrifugal pump as turbine

參數數值葉輪進口直徑D1/mm102葉輪出口直徑D2/mm255葉輪出口寬度b2/mm14進口安放角β1/(°)19.5出口安放角β2/(°)20葉片數z6葉片包角φ/(°)130蝸殼基圓直徑D3/mm266蝸殼出口寬度b3/mm26蝸殼出口直徑D4/mm65

1.2流場計算

全流場計算域除進出水管外，還包括蝸殼、葉輪、泄露流道三部分，如圖1(a)所示。

圖2　全流場計算域及網格Fig.2 Computational domain and mesh in whole flow field

采用Gambit生成3套非結構化網格，通過網格無關性檢驗后選擇，當網格總數2 600 000左右時，所求得的水頭波動小于0.5%，最終網格如圖2所示。應用CFX軟件計算泵作透平內三維不穩定流動。采用多重坐標系，葉輪流場在旋轉坐標系中計算，其余流道在靜止坐標系中。在動靜部件間使用交界面進行數據交換，對于穩態計算，使用凍結轉子交界面(Fronzen rotor interface)；對瞬態計算，采用瞬態動靜交界面(Transient Rotor/stator interface)。進口設置為靜壓進口，出口設置為質量出口[23]。計算域中所有表面都采用無滑移壁面條件，粗糙度按實際加工精度設置為50 μm。湍流模型采用標準k-ε模型，計算精度為10-5。為足夠分辨內部流場的非定常信息，時間步長設置為1.1111×10-4s，即每個時間步長內葉輪轉過約1°[24]。

1.3外場計算方法

根據流體誘導噪聲的方式，離心泵作透平外場噪聲主要有：① 內部流體偶極子源產生的流動噪聲通過殼體向外部的傳播，可稱為外場流動噪聲；② 偶極子聲源輻射聲到結構上，引起結構振動進而向外部流場空間輻射噪聲，即外場流激噪聲。葉輪旋轉偶極子產生的流激噪聲極小，忽略不計。

離心泵作透平內部介質為水，外部介質為空氣，而邊界元方法內外聲場只能定義一種介質，故本文采用聲學有限元方法求解；考慮到結構的振動響應，基于FEM/AML的聲振耦合方法，求解外場流動噪聲及流激噪聲特性。采用LMS Virtual.Lab 12求解殼體偶極子作用的外場流激噪聲，計算流程為：① 采用雷諾時均方法求解內部非定常流動，將殼體壁面壓力脈動數據轉移到殼體結構內壁面網格上；② 求解結構的固有模態，基于模態求解結構在壓力脈動激勵下的振動位移響應；③ 將結構外表面上的振動位移作為邊界條件，采用FEM/AML方法求解外場流激振動聲。

而對于葉輪和殼體偶極子透過殼體的外場流動噪聲，首先需要通過計算內場噪聲，求解出內場場點的聲壓，再通過FEM/AML外場計算將場點聲壓脈動數據轉移到殼體結構內壁面上。對于葉輪旋轉偶極子作用的外場流動噪聲，應用扇聲源寬頻計算，提取流體計算中葉輪壁面上的時域脈動激勵，無需進行Fourier變換；并將葉輪分為10段，以使每段尺度相比聲波波長緊致。對于殼體偶極子外場噪聲，殼體壁面的非定常壓力脈動激勵經過快速Fourier變換之后作為聲學邊界條件。

采用聲振耦合方法求解時，兩相介質通過耦合界面相互作用，耦合問題用耦合方程定義，強耦合方法中兩個場及其耦合作用都置于同一控制方程中，在同一時間步內求解所有變量，能夠得到準確的各場待求變量。弱耦合方法則依次求解單個場的控制方程，通過中間程序交換兩個介質域的計算結果數據，從而實現耦合求解，在單個方程中并未考慮耦合作用。耦合面為結構網格與聲網格的接觸面，兩個場在此進行數據傳遞。耦合面節點的加速度、速度或位移滿足一定的力平衡與變形協調關系。原理上是結構與聲場在邊界上對應質點間滿足位移協調關系ds=da和作用力平衡fs=fa。在耦合面上，由于結構網格與聲學網格的幾何形狀和密度往往不相同，需要進行網格映射，使得兩個模型的網格能夠通過臨近節點互相耦合。

離心泵作透平聲學有限元及場點網格如圖3所示。AML技術要求網格輪廓必須為凸形，以充分考慮振動物體兩個不同區域之間聲波的相互作用，而凹形網格則會吸收聲波。AML技術只需將聲學有限元包絡網格外側指定AML屬性，PML層網格會在求解器內部自動生成，在計算時還可以根據計算頻率自動調整生成符合計算條件的PML層，因而可以在提高計算精度的同時降低工作量。殼體結構有限元分析模型與內場類似，只不過封閉了進出口。聲學有限元網格內部邊界與殼體形狀貼合，外輪廓凸形，在此輪廓外側指定AML屬性，用于測量外場聲功率的場點網格采用ISO標準建立。

圖3　聲學有限元及場點網格Fig.3 Acoustic finite element and field point mesh

聲音的傳播具有明顯的方向性，不同空間點相對聲源的位置、方向不同，所測得的噪聲聲壓級也不同。為了獲得離心泵作透平聲壓級分布情況，以葉輪回轉中心(0，0，0)為中心分別平行于x，y，z軸建立1 m×1 m的聲學監測面，定義為橫向，垂向和軸向，在每個監測面上距葉輪中心1 m處設置36個監測點，每個監測點之間的夾角為10°，如圖4所示，并設立4個監測點以觀察外場輻射聲壓頻響曲線。

圖4　監測面及監測點Fig.4 Monitoring planes and points

2驗證試驗

試驗模態是基于系統激振力和響應的動態測試，能夠對結構進行可測可控的動力學激勵，通過激振力和響應的信號求得系統的頻響函數矩陣，進而在頻域或轉到時域采用多種識別方法求出模態參數[25]。本文采用自由懸掛式支撐方式(使用柔軟的彈性繩將試件懸吊起來)；采用逐點激勵、單點響應激出各點的響應信號，開展了殼體結構的振動模態實驗。試驗裝置如圖5所示，采用的儀器如表2所示。

圖5　試驗裝置示意圖Fig.5 Sketch of test rig

設備名稱型號用途力錘及力傳感器B&K8848(鋼頭)產生激勵信號加速度傳感器PCB353B拾取響應信號ICP放大器PCB480B21放大信號動態信號分析儀SD380處理傳遞函數結構分析軟件STAR5.0模態分析

測點應合理分布以便每階模態振型都能唯一地區分開來，進而正確反映試件模態振型。測點位置的選擇主要考慮：① 要能反映透平結構輪廓，對于規則的部分盡量采取對稱布置；② 透平承載處及試驗中主要關注的部位，測點應布置密一些；③ 加速度傳感器放置應避開各階振型的節點，否則會丟失模態；④ 對于模態可能較多的局部區域可增加測點。最終在殼體關鍵位置布置了306個測點，如圖6所示。

圖6　模態試驗殼體測點Fig.6 Measuring points of casing in modal test

3外聲場結果分析

3.1模態試驗結果與數值結果對比

采用有限元方法分析殼體模態響應。殼體采用solid187實體單元，殼體模型共含1 914 480個單元，379 537個節點。殼體材料為灰鑄鐵HT200，密度ρ=7 200 kg/m3，彈性模量E=148 GPa，泊松比μ=0.3。

殼體結構試驗與計算的模態對比結果見表3，相應的模態振型對比結果如圖7所示。可以看出，與試驗結果相比，殼體結構模態頻率的計算誤差絕對值均控制在8%以內，平均誤差為4.60%；其中第三階模態誤差最小，誤差為1.31%，第六階模態誤差最大，誤差為7.57%。可以認為試驗與計算的頻率分布一致性較好，試驗與計算模態具有相同的振型。表明建立的有限元模型可以很好地反映出實際結構的動態特性。殼體組件的第一階模態呈懸架繞z軸擺動的振型特征，第二階模態以懸架繞y軸扭動為主；第三、四階模態出口法蘭在xy平面內左右擺動，進口法蘭在斜上方45°與斜下方45°方向上擺動，兩模態相位差90°；第五、六階模態振動分別呈右支腳與左支腳繞y軸擺動(從泵工況進口方向看)。

在實際工作中離心泵作透平通過螺栓固定在基礎上，進、出口接固定的管道，因此殼體模態分析的邊界條件設為：與地基相接觸的底面施加x，y和z六個方向的約束，進口限制上下位移，出口限制軸向位移。計算獲得前8階模態的固有頻率，如表4所示。

表3　殼體模態結果

表4　殼體約束模態固有頻率

圖7　殼體模態振型圖Fig.7 Vibration mode of casing

3.2外場不同性質噪聲特性分析

圖8給出了最優工況下葉輪、殼體偶極子作用的外場噪聲在四個監測點的頻譜特性曲線。可以看出，四個監測點的聲壓級水平基本相當。五階葉頻處的聲壓級最高，二階葉頻處也較高，主要是由于這些頻率接近殼體的第三階固有頻率和第一階固有頻率，使得殼體結構與流體相互之間很可能發生小幅共振；另一方面說明了，外場輻射噪聲由內部流體壓力脈動和結構共同決定。

圖8　最優工況下外場監測點頻譜特性Fig.8 Spectrum characteristics of exterior noise at monitoring points under optimum condition

比較五階葉頻處三種聲源外場噪聲可知，葉輪旋轉偶極子作用的流動噪聲聲壓輻值約為41 dB，殼體偶極子作用的流動噪聲聲壓輻值約為52 dB，殼體流激噪聲輻射的聲壓值約為57 dB，在其它離散頻率及寬頻下流激噪聲的聲壓級最高。葉頻處，殼體流激噪聲、殼體偶極子作用的流動噪聲以及葉輪偶極子作用的流動噪聲的聲壓級分別為：30 dB、29 dB和27 dB。為此，重點分析五階葉頻處聲壓的空間輻射情況。

圖9給出了五階葉頻處葉輪、殼體偶極子作用的外場噪聲在橫向、垂向和軸向的指向性分布。其中，徑向坐標單位為dB，周向坐標為角度。

由圖9(a)和(c)看出，五階葉頻處三種噪聲源在橫向與軸向的空間指向性相似，呈現出旁瓣現象；在橫向上，大流量工況(Q=110 m3/h)殼體作用的流激噪聲的指向性受流量影響較復雜，與其它聲源的指向性有所區別；而軸向上，小流量工況(Q=80 m3/h)殼體作用的流激噪聲的指向性與其它聲源也有所區別。由圖9(b)看出，三種噪聲源垂向分布在各方向趨勢相同，極值位置一致；隨流量增加，葉輪偶極子作用的流動噪聲聲壓值逐漸增加；而殼體偶極子作用的流動與流激噪聲在最優工況下(Q=90 m3/h)聲壓值最小，大流量工況下聲壓值最大。

對比圖9看出，相同流量下，不同性質噪聲源外場指向性在各方向基本相同，流量對于外場聲壓的指向性形狀基本無影響。而幅值，小流量工況下噪聲聲壓值受不同性質噪聲源影響較明顯，殼體偶極子產生的流動與流激噪聲相比葉輪偶極子作用的流動噪聲分別增加約46%和77%；最優工況下殼體偶極子作用的流激噪聲相比葉輪偶極子作用的流動噪聲增加達53%，而殼體偶極子作用的流動噪聲僅增加16%；大流量工況下噪聲聲壓級受不同性質噪聲源影響較小，殼體偶極子產生的流動與流激噪聲相比葉輪偶極子作用的流動噪聲分別僅增加約19%和25%。因此，三種噪聲源在遠場的分布類似，但相應流量下殼體流激噪聲的輻射聲壓值最高，殼體流動噪聲次之，葉輪偶極子流動噪聲最小。

圖9　三種噪聲源五階葉頻處外場噪聲指向性Fig.9 Exterior noise directivity of three sources at five order Blade Passing Frequency

流量/(m3·h-1)葉輪偶極子作用的流動噪聲/dBA殼體偶極子作用的流動噪聲/dBA殼體偶極子作用的流激噪聲/dBA8052.5359.7167.649051.0358.7772.4610054.4961.6670.4111054.6262.8877.18

不同工況下葉輪、殼體偶極子作用的外場噪聲聲功率級，如表5所示。其中，計算頻率范圍為12.5～2 000 Hz，間隔12.5 Hz，頻帶采用1/3倍頻程劃分，頻譜計權方式采用與人耳感覺十分接近的A計權。可以看出，對應流量下，葉輪偶極子作用的流動噪聲聲功率級最低，殼體偶極子作用的流激噪聲聲功率級最高。外場噪聲聲功率級隨流量增加先降低后增加，存在一個最小聲功率級；且流動噪聲最小聲功率級對應流量為90 m3/h，而流激噪聲最小聲功率級對應流量為100 m3/h。進一步說明外場噪聲不僅與內部流場有關，而且與結構關系密切。

4結論

針對離心泵作透平內部介質為水、外部介質為空氣的特點，結合FEM/AML技術分析了葉輪和殼體聲源作用的外場流動與流激噪聲，揭示了外場聲源在各個頻段下的貢獻。得到結論如下：

(1) 模態試驗與計算模態對比分析表明：殼體模態頻率的計算誤差絕對值平均為4.60%；試驗與計算的頻率分布一致性較好，振型近似；所建立的有限元模型能夠較好地反映實際結構的動態特性，可用于基于模態求解的振動輻射噪聲特性分析。

(2) 外場噪聲由內部流體壓力脈動和結構共同決定；殼體聲源激勵結構振動的流激噪聲聲壓最高，是外場噪聲的主要因素，殼體偶極子源作用的流動噪聲次之，葉輪旋轉偶極子源作用的流動噪聲最小。

參 考 文 獻

[ 1 ] 論立勇，謝英柏，楊先亮．基于管輸天然氣壓力能回收的液化調峰方案[J]．天然氣工業，2006，26(7)：114-116．

LUN Li-yong，XIE Ying-bai，YANG Xian-liang．LNG peak-shaving proposal based on pressure energy recovery of pipe gas[J]．Natural Gas Industry，2006，26(7)：114-116．

[ 2 ] 楊軍虎，張雪寧，王曉暉．基于離心泵的多級液力透平的性能預測與數值模擬[J]．蘭州理工大學學報，2012，38(2)：42-46．

YANG Jun-hu，ZHANG Xue-ning，WANG Xiao-hui．Performance prediction and numerical simulation of hydraulic turbine based on multi-stage centrifugal pump[J]．Journal of Lanzhou University of Technology，2012，38(2)：42-46．

[ 3 ] 王松嶺，論立勇，謝英柏，等．基于天然氣管網壓力能回收的聯合循環構思[J]．熱能動力工程，2005，20(6)：628-631．

WANG Song-ling，LUN Li-yong，XIE Ying-bai，et al．Combined cycle system concept for the recovery of pressure energy of a natural-gas pipe network[J]．Journal of Engineering for Thermal Energy and Power，2005，20(6)：628-631．

[ 4 ] 鄭志，王樹立，王婷，等．天然氣輸配過程流體壓力能回收技術現狀與展望[J]．天然氣與石油，2009，27(1)：11-15．

ZHENG Zhi，WANG Shu-li，WANG Ting，et al．Present status and prospect of fluid pressure energy recovery in natural gas transmission and distribution [J]．Natural Gas and Oil，2009，27(1)：11-15．

[ 5 ] 蔣愛華，張志誼，章藝，等．離心泵噪聲研究的綜述和展望[J]．振動與沖擊，2011，30(2):77-84．

JIANG Ai-hua，ZHANG Zhi-yi，ZHANG Yi，et al．Review and outlook of studying on noise of centrifugal pumps[J]．Journal of Vibration and Shock，2011，30(2)：77-84．

[ 6 ] Silja C，Wulkau M．Hybrid numerical simulation of flow-induced radiation of air suction structures lined with porous material[C]//Proceedings of the 11th Pan-American Congress of Applied Mechanics，January 04-08，2009， Iguacu，Brazil．

[ 7 ] 魏應三，王永生．基于聲場精細積分算法的潛艇流激噪聲預報[J]．計算力學學報，2012，29(4)：574-581．

WEI Ying-san，WANG Yong-sheng．Flow-excited submarine structure acoustic prediction based on a refined integral algorithm[J]．Chinese Journal of Computational Mechanics，2012，29(4)：574-581．

[ 8 ] Parrondo J，Pérez J，Barrio R，et al．A simple acoustic model to characterize the internal low frequency sound field in centrifugal pumps[J]．Applied Acoustics，2011，72:59-64．

[ 9 ] Argarin J D，Hambric S．Using fluid velocity in lieu of impeller speed for dimensional analysis and a method for estimating fluid-borne noise due to flow turbulence within centrifugal pumps[C]//Proceedings of IMECE 2007，November 11-15，2007，Washington，USA．

[10] Chu S，Dong R，Katz J．Relationship between unsteady flow, pressure fluctuations, and noise in a centrifugal pump-part A:use of PDV data to compute the pressure field[J]．Journal of Fluids Engineering，1995，117(1):24-29．

[11] Dong R，Chu S，Katz J．Effect of modification to tongue and impeller geometry on unsteady flow，pressure fluctuations，and noise in a centrifugal pump[J]．Journal of Turbomachinery，1997，119(3)：506-515．

[12] 袁壽其，司喬瑞，薛菲，等．離心泵蝸殼內部流動誘導噪聲的數值計算[J]．排灌機械工程學報，2011，29(2)：93-98．

YUAN Shou-qi，SI Qiao-rui，XUE Fei，et al．Numerical calculation of internal flow-induced noise in centrifugal pump volute[J]．Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2011，29(2)：93-98．

[13] 楊愛玲，徐洋，李國平，等．葉片載荷對離心泵內流動激勵力及噪聲的影響[J]．排灌機械工程學報，2014，32(1)：23-28．

YANG Ai-ling，XU Yang，LI Guo-ping，et al．Effect of blade loading on fluid-induced exciting force and noise in centrifugal pumps[J]．Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering，2014，32(1)：23-28．

[14] Xavier D，José A，Vincent D，et al．Modal techniques for remote identification of nonlinear reactions at gap-supported tubes under turbulent excitation[C]//2009 ASME Pressure Vessels and Piping Conference，July 26-30，2009，Prague，Czech republic．

[15] Tang C，Wang Y S，Gao J H，et al．Fluid-sound coupling simulation and experimental validation for noise characteristics of a variable displacement external gear pump[J]．Noise Control Engineering Journal，2014，62(3)：123-131．

[16] Michael A，Nickolas V．Noise generated from a flexible and elastically supported structure subject to turbulent boundary layer low excitation[J]．Finite Elements in Analysis and Design，2001，37(9):687-712．

[17] Liu B L．Noise radiation of aircraft panels subjected to boundary layer pressure fluctuations[J]．Journal of Sound and Vibration，2008，314(3-5)：693-711．

[18] 唐銳．水下殼體結構低頻聲輻射預報方法與試驗測試技術研究[D]．哈爾濱：哈爾濱工程大學，2013．

[19] 謝志勇，周其斗，紀剛．雙層柱殼的流固耦合模態計算與試驗研究[J]．海軍工程大學學報，2009，21(2)：97-101．

XIE Zhi-yong，ZHOU Qi-dou，JI Gang．Computation and measurement of double shell vibration mode with fluid load[J]．Journal of Naval University of Engineering，2009，21(2)：97-101．

[20] 繆旭弘，錢德進，姚熊亮，等．基于ABAQUS聲固耦合法的水下結構聲輻射研究[J]．船舶力學，2009，13(2)：319-324．

MIAO Xu-hong，QIAN De-jin，YAO Xiong-liang，et al．Sound radiation of underwater structure based on coupled acoustic-structural analysis with ABAQUS[J]．Journal of Ship Mechanics，2009，13(2)：319-324．

[21] Engquist B，Majda A．Absorbing boundary conditions for numerical simulation of waves[J]．Proceedings of the National Academy of Sciences，1977，74(5)：1765-1766．

[22] Givoli D．High-order local non-reflecting boundary conditions：a review[J]．Wave Motion，2004，39(4)：319-326．

[23] Spence R，Amaral-Teixeira J．Investigation into pressure pulsations in a centrifugal pump using numerical methods supported by industrial tests[J]．Computers & Fluids，2008，37(6)：690-704．

[24] Dai Cui，Kong Fan-yu，Dong Liang．Pressure fluctuation and its influencing factor analysis in circulating water pump[J]．Journal of Central South University，2013，20(1)：149-155．

[25] 袁銀南，顧麗，李捷輝，等．柴油機氣缸體組件的試驗模態分析[J]．江蘇大學學報:自然科學版，2004，25(1):33-35．

YUAN Yin-nan，GU Li，LI Jie-hui，et a．Experimental modal analysis on cylinder block assembly of diesel engine[J]．Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition，2004，25(1)：33-35．

Flow-induced exterior noise characteristics of a centrifugal pump as a turbine and different noises’ contribution analysis

DONGLiang1,DAICui2,KONGFan-yu1,FULei3,XIABin1(1. Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;2. School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;3. College of Mechanical and Electrical Engineering, Sichuan University of Science & Engineering, Zigong 643000, China)

Abstract:Numerical simulation and test investigation were performed for flow-induced exterior noise characteristics of a centrifugal pump as a turbine (PAT). Under typical flow conditions, dipole sources were obtained using Reynolds-average method. The flow-borne noise and flow-induced structure noise in exterior acoustic field due to impeller and casing dipole sources were solved with FEM/AML. Furthermore, the spectral characteristics of each noise source and their contributions to exterior noise were distinguished. Meanwhile, modal parameters for casing were recognized with modal test. Results showed that the average relative error of natural frequencies between calculation results and test ones is less than 4.60% with the similar modal shapes; the sound pressure at the fifth order blade natural frequency (BNF) is the highest due to the influence of casing structure, and that at the second order BNF takes the second place; the flow-induced structure noise due to casing dipole sources makes the biggest contribution to exterior noise, the flow-borne noise due to casing dipole sources follows and the flow-borne noise due to impeller dipole sources is the least. The results provided a reference for low noise design of similar turbomachineries.

Key words:centrifugal pump as a turbine; flow-induced noise; flow-borne noise; flow-induced structure noise; exterior noise

中圖分類號:Th111

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.05.027

通信作者孔繁余 男，學士，教授，博士生導師，1956年生

收稿日期：2014-12-03修改稿收到日期：2015-03-23

基金項目：國家自然科學基金(51309119；51509111)；中國博士后科學基金資助項目(2015M581734)；江蘇高校優勢學科建設工程項目(PAPD)；江蘇大學高級人才科研啟動基金(12JDG082；15JDG052)；西華大學流體及動力機械教育部重點實驗室開放課題資助項目(SZJJ2015-017)；過程裝備與控制工程四川省高校重點實驗室開放基金資助項目(GK201403)；浙江省重大科技專項重大工業項目(2014C01004-1)

第一作者 董亮 男，博士，助理研究員，1981年生

E-mail：kongfy2918@sohu.com