離心風機振動噪聲及壓力脈動實驗研究

蔡建程 鄂世舉 蔣永華 焦衛東 王冬云

浙江師范大學工學院，金華，321004

0 引言

管道流動廣泛存在于能源動力、機械工程、石油化工、暖通空調、航空航天、船舶海洋、農業工程等眾多領域。管道流動經常由泵、風機及壓縮機等流體機械驅動。流體機械出口的非定常流動(如往復式流體機械周期性排氣、葉輪式流體機械葉輪出口的射流——尾跡)將在下游管道中產生壓力波動，進而造成管路系統的振動與噪聲[1-2]。

流體機械出口非定常流場一方面在管道內向下游流動，所到之處產生流體動力性壓力脈動即偽聲(pseudo sound)[3]；另一方面非定常流動的速度、壓力脈動分別是氣動或水動噪聲的四極子源和偶極子源，它們產生聲波，聲波在管內向上游及下游傳播[4]。通常,偽聲強度比聲波強度大幾個數量級(管內發生聲共鳴情況除外)，且能對結構注入大量激勵能量，產生結構振動并對環境輻射噪聲。按這一思路，JIANG等[5]對離心泵在內部非定常流場激勵下的泵殼受迫振動進行了數值研究。

單獨流體機械內部流場、壓力脈動及相關流動噪聲預測的研究相當多，包括計算流體動力學(computational fluid dynamics,CFD)仿真和實驗研究。JAFARZADEH等[6]用標準k?-ε?、RNG?k?-ε?和RSM湍流模型計算了離心泵的內部流動，發現RNG?k?-ε?模型的計算結果與實驗最為接近。張兄文等[7]用標準k?-ε?兩方程模型對離心泵葉輪內變流量流動特性進行了數值模擬。蔡建程等[8]曾對某離心泵在變轉速工況下隔舌處壓力脈動進行了實驗研究。周佩劍等[9]對旋轉失速條件下離心泵葉輪壓力脈動特性進行了研究。KHALIFA等[10]實驗研究了不同流量下泵內部壓力脈動與泵體振動的聯系。袁壽其等[11]和劉厚林等[12]則用CFD結合Lighthill聲類比理論數值預測了泵內偶極子水動噪聲。

人們對流體機械相連的管內壓力脈動進行了研究。BODEN等[13]將管道系統中的流體機械建模成1端、2端等效聲源，對管道中的壓力脈動進行了理論研究。徐斌等[14]通過理論及實驗分析了往復式壓縮機出口管路內的壓力脈動，表明一維平面波動方程可以比較準確地計算出氣柱固有頻率及壓力脈動。周紅等[15]分析了管道內流的連續方程及運動方程，推導了管道內壓力脈動的一維聲波方程，并用駐波法進行了求解。CHEONG等[16]用一維聲學理論研究了泵引起的管道內壓力脈動。上述研究使用一維聲學理論研究管內壓力脈動，沒有關注流體機械出口管道內的流體動力性壓力脈動(即偽聲)。

由上述文獻可知，單獨離心式流體機械的內部流動、流體機械管道系統一維聲學壓力模型的研究都已相當廣泛，而離心式流體機械非定常流動引起的管道內流體動力性壓力脈動研究較少。由文獻[2]可知，單獨流體機械的內部流動CFD仿真較成熟，但通過整體計算流體機械及管道系統內部非定常流動求得壓力脈動還比較困難，計算規模龐大。本文針對某一離心風機下游管道的振動噪聲及內部壓力脈動進行了實驗研究。

1 實驗臺介紹

實驗風機為多翼離心式風機，葉片數Z?=36，葉輪轉速n?=2 600 r/min，風量Q?=5.5 m3/min。旋轉頻率(RF)為n?/60=43.3 Hz，葉片通過頻率(BPF)為Zn?/60=1 560 Hz。風機出口經法蘭連接到邊長為100 mm的方形橫截面有機玻璃管道內，管壁厚度為3 mm。按水力直徑的定義4A?/P?(A?為橫截面積、P?為潤濕周長)，該方管的水力直徑D?=94 mm。法蘭長度為0.5D?，風機下游所接總管長為20.5D?。風機及管道的主要尺寸見圖 1。根據流量Q?及方管截面積得到管內體積速度為v?b=Q?/A?=10.4 m/s。

圖 2為實驗臺照片，其中振動加速度計使用4394壓電式傳感器，傳聲器為MPA201。振動和聲學傳感器連接到OR36 24位多通道數據記錄儀中。兩個振動傳感器分別安裝在管道上離風機出口6.5D?及14.5D?的位置。兩個傳聲器安裝在距離風機進口及管道出口50 cm、偏離軸線45°處。按風機噪聲測量國家標準，傳聲器應放置離進出口1 m的位置，考慮到噪聲測量未能在消聲室中進行，本實驗將傳聲器放在離進出口較近的位置，以減小外界對風機噪聲測量的影響。

(a)實驗風機

(b)管道圖1 實驗風機及管道Fig.1 Test fan and duct

圖2 振動噪聲及壓力脈動測量實驗臺Fig.2 Test rig for vibration, noise andpress fluctuation measurement

為了進行管內壓力脈動測量，在直管上表面中心線以及角邊線上，從距離風機出口1D?到20D?范圍內以水力直徑D?為間距鉆φ4 mm的孔。考慮到風機出口附近流場較紊亂，在出口附近的1.5D?及2.5D?處也設置測點。另外在風機內部布置測點，位置見圖1中風機上的測點標號，距離葉輪出口4 mm，傳感器與蝸殼內壁面平齊。

使用XTL-140M-1D超小型壓力傳感器和PXI-4220 16位數據采集卡搭建數據采集系統。壓力傳感器探頭直徑2.54 mm，側表面帶M3.5的外螺紋。傳感器帶KAA-B-1B放大器，后置4個接線頭，其中兩線頭接12V電源以獲得供電，另外兩線頭為信號輸出端分別接到PXI-4220數據采集卡對應接頭上。在LabVIEW中編寫數據采集程序，用以采集及保存傳感器的電壓輸出信號，根據KULITE公司標定的傳感器靈敏度，轉換得到壓力脈動。采樣頻率設為10.24 kHz。

2 實驗結果及分析

2.1 振動噪聲特性

管道振動的頻譜如圖3所示，可以看出振動譜中與風機旋轉相關的離散譜明顯，離風機出口較近的x?=6.5D?處振動幅度大于14.5D?處的振動幅度，因為離風機較近。x?=6.5D?處頻譜中旋轉頻率振動幅度最大。頻譜中除了旋轉頻率諧波分量外，還存在非整數倍離散分量，這可能歸因于結構固有頻率。

(a)x?=6.5D?

(b)x?=14.5D?圖3 管道振動頻譜Fig.3 Spectra of duct structural vibration

(a)風機進口側

(b)管道出口側圖4 風機進口側及管道出口側噪聲頻譜Fig.4 Spectra of noise at the fan inlet and duct outlet

2.2 壓力脈動及其與振動噪聲的相關性

2.2.1系統測量誤差

在測量管道壓力脈動前，先對系統測量誤差進行核對。在不啟動風機的情況下，進行多次數據采集，結果表明壓力傳感器的RMS值在1.75 Pa左右。下文中，風機運轉時的壓力脈動RMS值在數十Pa的量級上，除了管道末端的3個測點，壓力脈動系統整體測量誤差范圍能控制在5%以內。

2.2.2壓力脈動頻譜特性

風機內4個測點的壓力脈動功率譜密度如圖5如示，其中頻譜中旋轉頻率及其低次諧波分量突出，葉片通過頻率分量在圖中也可見但不顯著。寬頻壓力脈動強度比離散頻率小一個量級左右，且在整個頻率范圍內基本保持不變，說明風機葉輪出口附近氣流擾動較大。

管道內距風機出口x?=4D?處的壓力脈動也顯示在圖5中，以便與風機內壓力脈動進行比較。可以看出，旋轉頻率的壓力脈動分量非常明顯，與風機內部具有相同量級；旋轉頻率的諧波分量也可見。隨著頻率提高，寬頻壓力脈動衰減迅速，這與風機內的情況不同。葉片通過頻率壓力脈動也有所減小，表明風機出流的高頻壓力脈動沿下游管道有明顯減小，這歸因于氣流在管道中趨于均勻。

(a)風機內測點1

(b)風機內測點2

(c)風機內測點3

(d)風機內測點4

(e)管道測點圖5 壓力脈動功率譜密度Fig.5 Power spectrum density of pressure fluctuations

2.2.3壓力脈動與振動噪聲的相關性分析

為了分析壓力脈動與風機噪聲、管道振動的聯系，對管道測點的壓力脈動與噪聲、振動信號的相干函數進行預估，結果見圖6。可以看出，在旋轉頻率及其諧波分量、葉片通過頻率處的相干函數值基本在0.5以上，表明離散頻率下噪聲、振動與壓力脈動聯系緊密。寬頻振動噪聲與壓力脈動的相干函數值較小，表明寬頻噪聲與振動所受的影響因素較多。

(a)管道壓力脈動與風機進口噪聲

(b)管道壓力脈動與管道出口噪聲

(c)管道壓力脈動與管道振動1

(d)管道壓力脈動與管道振動2圖6 壓力脈動與噪聲、振動的相干函數Fig.6 Coherence of pressure fluctuationswith noise and vibration

2.3 風機管道內壓力脈動的特性分析

2.3.1壓力脈動整體幅度的變化特性

為研究風機下游管道內壓力脈動的分布特性，移動傳感器測得管道內不同測點的壓力脈動數據。各個測點傳感器探頭伸入深度h?分別為7.5 mm、5.0 mm、2.5 mm和0(與壁面平齊)。壓力脈動減去直流分量的RMS值再除以參考壓力p?r(p?r=63.81 Pa)得到量綱一強度，頻率除以旋轉頻率進行量綱一化。

(a)中間排

(b)角邊排圖7 風機下游管道內壓力脈動強度分布Fig.7 Strength of pressure fluctuations in downstream duct

2.3.2壓力脈動頻譜特性

為了進一步研究風機下游管道的壓力脈動特性，本文對各測量時域信號進行Fourier變換以分析其頻譜特性。圖 8、圖 9顯示了若干點處壓力脈動頻譜：距離風機出口x?=1D?(管道入口段)、距離風機出口x?=14D?(充分發展段)，以及旋轉頻率(RF)分量最大值所在位置。從圖中可以看出，管內壓力脈動頻譜特性離散頻率分量不及振動及噪聲譜中豐富，頻譜中主要以旋轉頻率及其3次、5次諧波這3個窄帶分量突出，其中旋轉頻率分量最大。與振動噪聲不同，壓力脈動的葉片通過頻率分量不明顯。

為了進一步研究旋轉頻率壓力脈動，圖 10顯示了其幅度隨距離變化情況。可以看出，旋轉頻率壓力脈動在距風機出口2D?～4D?附近達到最大，其值可達參考動壓的25%左右，超過5D?后壓力脈動呈下降趨勢，在方管出口附近x?=19D?處已降到參考動壓的3%左右。方管出口處氣流擴散到環境中，其壓力變為大氣壓，氣流脈動幅度將會明顯下降，這可從圖 10中x?=20D?(距方管出口0.5D?)處的脈動值看出。

3 結論

本文通過實驗測量了離心風機噪聲、管道振動及壓力脈動，研究了離心式流體機械管道內部壓力脈動及其引發管道振動噪聲特性，得到如下結論。

(2)風機內部壓力脈動中旋轉頻率分量及其低次諧波、葉片通過頻率分量突出。寬頻壓力脈動強度比離散頻率小1個數量級左右，且在整個頻率范圍內基本保持不變。管道壓力脈動中，旋轉頻率分量非常明顯，大小與風機內部的相當。

(a)h?=7.5 mm,x?=1D? (b)h?=0,x?=1D? (c)h?=7.5 mm,x?=3D?

(d)h?=0,x?=4D? (e)h?=7.5 mm,x?=14D? (f)h?=0,x?=14D?圖8 中間排壓力脈動頻譜特性Fig.8 Spectra of pressure fluctuations along the central line of the duct

(a)h?=7.5 mm,x?=1D? (b)h?=0,x?=1D? (c)h?=7.5 mm,x?=2.5D?

(d)h?=0,x?=2.5D? (e)h?=7.5 mm,x?=14D? (f)h?=0,x?=14D?圖9 角邊排壓力脈動頻譜特性Fig.9 Spectra of pressure fluctuations along the corner line of the duct

(a)中間排

(b)角邊排圖10 旋轉頻率分量壓力脈動的幅度分布Fig.10 Amplitudes of pressure fluctuationsat the rotational frequency

隨著頻率提高，寬頻壓力脈動衰減迅速。離散頻率處壓力脈動與風機噪聲、管道振動的相干函數值基本在0.5以上，表明在這些頻率處壓力脈動決定噪聲、振動。寬頻振動噪聲與壓力脈動的相干函數值較小，表明寬頻振動噪聲所受影響因素較多。

(3)管道內壓力脈動最強烈的地方主要集中在距離風機出口5D?(D?為管道水力直徑)的范圍內，最大脈動強度與參考動壓相當。在這一段管道，內部的壓力脈動大于管壁的壓力脈動。距離風機出口10D?以后，壓力脈動值約為參考動壓的20%左右，同一測點不同深度處的壓力脈動強度很接近，表明10D?以后管道內流場已趨于均勻。對比風機噪聲的聲壓，得知該段管道內壓力脈動幅度比聲壓幅度大2個數量級。

(4)管內壓力脈動頻譜中離散分量不及振動噪聲頻譜中的豐富，旋轉頻率分量最為突出，其3次、5次諧波明顯，葉片通過頻率分量并不顯著。旋轉頻率分量脈動在離風機出口2D?～4D?附近達到最大，其值可達參考動壓的25%左右，超過5D?后壓力脈動呈下降趨勢，在方管出口附近(19D?處)已經下降到參考動壓的3%左右。