蝸舌型式對離心通風機氣動激勵的影響分析

丁可金，羅玉娟，高延軍

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

離心通風機作為國民經濟領域和國防軍事領域中廣泛使用的機械設備，其應用范圍覆蓋了動力、電力、化工、冶金及機械等多個工程領域。隨著世界經濟的持續增長、科技的發展，離心通風機的保有量逐年增加。越來越高的轉速要求，以及愈加復雜的使用環境，使得離心通風機的運轉噪聲成為重要的噪聲污染源。

圖1 離心通風機蝸舌示意圖

離心通風機蝸殼出口附近帶有舌狀結構部件，稱為蝸舌，它的作用是防止部分氣體在蝸殼內循環流動。圖1為通風機蝸舌示意圖，圖中標出了蝸舌位置，其中H為蝸舌與葉輪間隙，R為蝸舌半徑。在實際設計中，蝸舌是離心通風機內部一個比較敏感的部位，相當復雜的流動狀況，導致該部位成為離心通風機的主要噪聲源之一[1-2]。從內部流動看，蝸舌的存在及其對流體的擾動作用使靠近蝸舌附近的流場中產生漩渦，并且使得蝸舌間隙的有效流動通道進一步減小。間隙流動的惡化和漩渦的產生，是離心通風機振動噪聲產生的原因之一。因此，為了改善離心通風機的振動噪聲水平，需要減少漩渦的產生或者降低漩渦的尺度。目前針對該方面的研究主要集中在兩個方向：一是新材料的應用。部分學者研究了應用多孔材料制作蝸舌對控制氣動噪聲的影響[3-5]。結果表明利用多孔材料的滲流作用，能影響風機內部流場，通過減弱流動與結構的干涉而改變貫流風機的聲源流場，改善其噪聲性能，從而達到控制氣動噪聲的目的。二是蝸舌結構的優化。研究表明，蝸舌的傾角對空氣噪聲水平也有較大的影響[6-8]。李棟等[9]采用了階梯蝸舌結構，發現該措施對于降低振動噪聲水平也有一定的幫助。

本文將通過不同蝸舌結構離心通風機內部流場的仿真計算，從定常和非定常角度分析蝸舌變化對離心通風機氣動激勵的影響，并進一步預測對離心通風機振動噪聲的改善作用，在此基礎上，通過試驗結果分析，驗證計算結果，為離心通風機的低噪聲設計提供借鑒。

1 離心通風機結構參數

本文研究的離心通風機主要由進口集流器、蝸殼以及葉輪等部分組成，其中葉輪采用后彎型式，葉片數12片；通風機設計流量10 000 m3/h，全壓3 200 Pa。本文研究了3種蝸舌型式：常規蝸舌、大間隙蝸舌和矩形蝸舌（圖2）。

圖2 不同類型蝸舌

常規蝸舌遵循傳統的經驗公式設計原則，蝸舌半徑取25 mm，葉輪間隙為35 mm；大間隙蝸舌則在常規蝸舌的基礎上，考慮了間隙對流動的影響，增大了蝸舌與葉輪的間隙（取40 mm）和蝸舌半徑（取38 mm）；矩形蝸舌則是進一步考慮了蝸舌本身結構對流動的影響，在增大間隙的同時，改變了蝸舌形狀（由半圓形改為矩形）。通風機結構組成見表1。

2 數值計算設置

2.1 流場計算方法

本文計算通過有限體積差分格式結合湍流模型，對相對坐標系下的三維雷諾時均Navier-Stokes方程進行求解，采用顯式4階Runge-Kutta法時間推進以獲得定常解。由于本文研究的離心通風機葉輪外徑處馬赫數為0.2（小于0.3），可以認為是不可壓流體；同時，由于流動被認為是絕熱的且不需要考慮進出口溫差，所以計算中未加入能量方程。

2.2 網格生成

整機計算采用分塊網格對計算域進行網格劃分：將整機網格分塊，單獨生成網格后組裝起來。所有網格正交角大于26°，長寬比小于2 200，膨脹比小于3.1，符合計算的質量要求。

圖3給出了葉輪計算通道網格示意圖，圖2.2給出了整機計算的網格剖面圖。整機網格數約為240萬。

圖3 網格示意圖

2.3 計算邊界條件

在本文的計算中，輪轂、葉片表面以及蝸殼壁面均被設定為無滑移、絕熱壁面。葉輪轉速為2 920 r/min。計算假設上游均勻來流，流動方向與界面垂直，入口段選用流量進口邊界條件。出口邊界對內部流場計算影響比較大，由于無法預先獲得準確的出口邊界值，在建模時假設在出口邊界穩定出流，出口邊界條件選擇自由出流邊界條件。

3 計算分析

3.1 定常計算分析

表1 風機結構組成說明

本文首先進行定常計算分析。在此基礎上，以定常計算結果為初始場，進行通風機內部流動的非定常計算分析。

表2為不同蝸舌樣機在額定工況點的計算值和試驗值。可以看到，在相同流量下，常規蝸舌全壓和效率最高，矩形蝸舌次之，大間隙蝸舌最低。結果表明，蝸舌間隙變大，蝸舌形狀的改變，對于離心通風機氣動特性產生了一定的不利影響。

表2 不同蝸舌模型樣機額定工況結果

圖4、圖5分別為3種蝸舌在50%葉高近蝸舌處的速度矢量分布和湍動能分布。由速度矢量分布圖中可以看出，常規蝸舌在近蝸舌區域葉輪出口處存在著明顯的漩渦，局部流速變化大，流動比較紊亂。但是，由于蝸舌半徑和蝸舌間隙本身都較小，并且漩渦的產生進一步減小了間隙中的有效通道，從而使得返流回蝸殼的氣流較少，這是常規蝸舌效率最高的主要原因；同時，從3種蝸舌的湍動能分布可以看到，常規蝸舌、大間隙蝸舌、矩形蝸舌依次降低，這也與速度矢量分布相對應。湍動能的大小可以從一定程度上反映通風機內部的噪聲源情況。因此，可以推測，大間隙會對通風機氣動特性產生不利影響，但是對于降低振動噪聲則將產生一定的改善作用。從局部細節，還可以看到，由于大間隙蝸舌中存在圓形蝸舌結構，在蝸舌頂部區域仍然可以看到漩渦的存在；而在矩形蝸舌區域，由于蝸舌尖角的原因，漩渦被削弱，這也是矩形蝸舌湍動能最低的原因。

3.2 非定常計算分析

本節主要對3種蝸舌結構的離心通風機進行非定常計算，通過壓力脈動進一步分析蝸舌間隙及結構變化對氣動激勵的影響。計算中選取的壓力監測點見圖6，軸向設置兩個監測點，其中P1位于葉輪前盤和蝸殼前側板之間的中間位置，P2位于葉輪出口中間位置。

圖7為3種蝸舌的離心通風機P1、P2位置的壓力脈動時域圖。

由圖中可以看到，在正對著葉輪出口的P2監測點，大間隙蝸舌和矩形蝸舌壓力脈動幅值都明顯小于常規蝸舌；在蝸殼前側板和葉輪之間區域的P1點，3種蝸舌脈動值接近。這說明蝸舌間隙的增加對改善葉輪出口氣流激勵有較為明顯的作用。比較大間隙蝸舌和矩形蝸舌，可以看到二者壓力脈動幅值數量級相當，但具體數值上矩形蝸舌脈動值略小于大間隙蝸舌。

圖4 50%葉高近蝸舌處流場速度矢量圖

圖5 50%葉高近蝸舌處流場湍動能分布圖

圖6 近蝸舌靜壓計算監測點

圖8為設計流量下，通風機P1、P2位置壓力脈動頻域圖。由圖中可以看出，整體上，各位置低頻段壓力脈動幅值3種蝸舌基本相當；在近蝸舌區域的葉頻脈動幅值，，矩形蝸舌和大間隙蝸舌相對于常規蝸舌有明顯的降低。分析表明，蝸舌間隙的增大和結構的改進，能夠有效地改善近蝸舌區域葉輪出口氣流的沖擊，從而降低葉頻處的激勵，同時，這部分的結果也與前文定常計算分析中矩形蝸舌湍動能最低這一結論相一致。

4 噪聲測試分析

從以上氣動特性分析可以看到，相對于采用常規蝸舌的離心通風機，采用大間隙蝸舌和矩形蝸舌后，離心通風機近蝸舌區域流體激勵得到改善，其壓力脈動均小于常規蝸舌通風機。尤其是葉頻脈動，大間隙蝸舌和矩形蝸舌通風機明顯低于常規蝸舌通風機。因此，從氣動激勵誘發噪聲的角度考慮，采用大間隙蝸舌和矩形蝸舌的通風機空氣噪聲應低于常規蝸舌通風機，并且在葉頻處會有明顯的改善。

離心通風機試驗采用標準進出氣試驗，采用3種蝸舌的通風機樣機均調至額定工況后進行空氣噪聲測試，測點1～6圍繞樣機（圖9），各點離開樣機對應實體面距離為1 m，附近1 m內無發射面。其中測點6位于通風機上方。

表3為空氣噪聲均值，圖10為3種蝸舌通風機空氣噪聲1/3倍頻圖。

可以看到，在量值上，大間隙蝸舌和矩形蝸舌通風機空氣噪聲總級均比常規蝸舌通風機低3 dB以上，其中矩形蝸舌又略低于大間隙蝸舌；從特征頻率看，葉頻占了主要地位，大間隙和矩形兩種蝸舌通風機葉頻值均比常規蝸舌通風機要低5 dB以上。上文計算分析顯示，采用大間隙蝸舌和矩形蝸舌的離心通風機壓力脈動相對于常規蝸舌有明顯下降，而在具體頻段上，則主要體現為葉頻部分的脈動值的大幅度改善。

空氣噪聲測試結果與上文通風機壓力脈動分析及空氣噪聲的預測情況相一致，進一步表明蝸舌結構型式的改進降低了離心通風機內部壓力脈動最終改善了通風機空氣噪聲這一對應關系。

圖7 不同蝸舌設計流量蝸殼壁面壓力脈動時域圖

5 結語

圖8 不同蝸舌設計流量蝸殼壁面壓力脈動頻域圖

本文針對3種蝸舌結構的離心通風機內部流動進行了仿真計算，分析蝸舌結構改變對離心通風機氣動激勵的影響，并通過定常和非定常的激勵特性對比，預估蝸舌變化對通風機噪聲的改善，獲得如下結論：

(1)氣動激勵是引起通風機噪聲的主要原因之一，葉頻激勵又是氣動激勵中的主要因素，試驗結果顯示，蝸舌結構型式的改進能夠降低通風機空氣噪聲，這一點在葉頻處體現得更為明顯，同時，也表明氣動激勵分析能夠作為低噪聲改進效果預估分析的有效判據。

圖9 離心通風機樣機空氣噪聲測點示意圖

表3 不同蝸舌樣機空氣噪聲/dB

圖10 不同蝸舌通風機空氣噪聲1/3倍頻圖

(2)分析仿真結果發現，蝸舌結構型式對通風機內部氣動激勵的主要影響機理為：大間隙蝸舌和矩形蝸舌通過增大間隙降低了葉輪出口氣流的直接沖擊，同時也改善了局部存在的漩渦，從而降低了壓力脈動，尤其是葉頻脈動，改善了近蝸舌區域的氣動激勵

(3)對比3種不同型式的蝸舌發現，改進蝸舌結構型式，增大蝸舌間隙能有效改善離心通風機內部，特別是近蝸舌區域的氣動激勵。但另一方面，由于引起了更多的氣流返回蝸殼，對離心通風機的效率會產生一定的不良影響。因此，在設計過程中因同時考慮減振降噪要求和效率，選擇合適的蝸舌間隙。