多翼離心風機氣動噪聲計算與降噪設計研究

黃進安，向 陽，姜超君

(1.武漢理工大學 高性能艦船技術教育部重點實驗室，武漢430063 2.武漢理工大學 能源與動力工程學院，武漢430063)

為確保良好的空氣循環，需要始終確保空調系統風機有效工作。持續不斷的噪聲會使人感到沮喪且無法集中注意力，在嚴重的情況下，可能會損害人們的聽力、視力、神經系統等。研究風機噪聲的產生原因及其防治方法對改善工作環境質量具有重要意義。

由于風機流場動力學的復雜性以及實驗費用和條件的限制，采用基于CFD理論的風機流場模擬和噪聲計算，逐漸成為解決流場優化問題的重要手段。Arroyo[1]解釋了風機噪聲產生的過程以及詳細的氣動聲學機理。文獻[2-4]從結構的角度準確地預測了不均勻葉片風機的噪聲，并對預測方法的準確性進行了驗證。曹廷云等[5]對風機噪聲進行了精確計算，并在重新優化設計后將其與實驗結果對比，驗證了計算的準確性。

從結構設計與優化的角度開展風機降噪工作可以從源頭解決噪聲問題，同時降低噪聲治理措施的成本，成為了風機降噪的研究熱點。余銳生等[6]重新設計風輪及蝸殼后對風機盤管機組空氣側進行流態與噪聲分析，發現新設計的離心風機在相同風量下的噪聲值比原始風機下降4.7 dB(A)。熊仲營等[7]針對吸油煙機用多翼離心風機蝸舌進行了改型設計,獲得了一種新型的圓弧蝸舌結構，通過實驗測量圓弧蝸舌發現，改進設計使得在風量提高0.53 m3/min、總壓增加15 Pa的情況下風機噪聲下降了0.7 dB。金聽祥等[8]設計了一種具有鋸齒形前緣的空調器用離心風機葉片，對不同鋸齒結構進行數值模擬，結果表明在保持風量不變的情況下，新型結構的風機噪聲值降低0.9 dB(A)至1.2 dB(A)。田晨曄等[9]設計了一種頂端開槽的多翼離心風機葉片，采用數值計算方法研究了葉片進氣端開槽對空調多翼離心風機氣動性能和噪聲的影響，通過實驗驗證了進氣端開槽葉片的降噪效果。

上述風機降噪方案均是從重新設計的角度通過改變風機原有結構達到降噪目的。對于已投入生產的風機產品，很難對蝸殼、蝸舌等外部結構進行重大改動。且離心風機大多葉片窄小，不易進行結構復雜加工。本文以某大學實驗室船用空調通風系統中多翼離心風機為對象，探討從葉片穿孔設計的角度，通過設置合理的穿孔參數以減少葉片周圍的渦流脫落，從而減少葉片表面的壓力脈動，達到降低風機氣動噪聲的目的，為風機的降噪設計提供參考。

1 風機模型及網格劃分

1.1 建模過程

文中多翼離心風機型號為KTD-2.5L，具體參數如表1所示。

表1 風機主要參數

風機在結構上主要由葉輪、葉片、蝸殼、集風器等部件組成。計算風機氣動噪聲首先要了解其內部流體運動狀態，故根據風機實際結構在Solidworks中建立其三維物理模型與內部流體模型如圖1所示。

圖1 風機模型

1.2 網格劃分

為方便后續計算，將流體分成4個部分進行網格劃分。一般來說增加網格數量會一定程度上提高計算精度，但同時會大大增加計算資源與計算時間。

本文借助于ICEM軟件采用自動體網格對風機內部流體進行網格劃分，并在葉輪、葉片及其交界面進行網格加密以滿足湍流模型的要求，最終劃分的流體網格如圖2所示。網格總數為8 801 375。

2 靜態流場模擬與結果分析

2.1 靜態計算設置

采用多參考系模型（MRF）對多翼風機內部流道進行三維模擬，同時求解動區和靜區流場，兩個子區的流場信息通過共享的交界面傳遞并且相互影響。定義葉輪區域以及中心區域為旋轉區域，采用旋轉坐標系，給定流體相應的旋轉速度，其余區域為靜止區域，采用靜止坐標系。定義葉輪所有葉片表面、中盤外表面以及內表面為旋轉壁面，給定相應旋轉速度。蝸殼內表面和進氣口回轉表面為靜止壁面，旋轉壁面和靜止壁面均滿足無滑移條件。

選用默認的基于壓力求解器（pressure-based），雖然對象流體是空氣，但由于在此環境中可忽略其密度的變化，可視其為不可壓縮氣體，而此求解器正是針對不可壓流動。在湍流模型的選擇方面，由于管口處的當量直徑為0.188 m，雷諾數為431 891，遠遠大于4 000的完全湍流雷諾數，故選用standardk-ε標準湍流模型，該模型只對完全是湍流的高雷諾數流場模型有效。定義蝸殼的出口截面為整個計算域中流體的出口，并對出口作適當延長，設置壓力出口、速度入口邊界條件，選取入口進行標準初始化，進行1 500次迭代運算直至收斂為止。

圖2 流體網格

2.2 流場結果分析

（1）速度場結果

截取風機軸向速度流線圖如圖3所示，在靠近風機后盤區域的葉輪出口拐角處，由于流道面積的突然擴大，出現了兩個旋轉方向相反的渦流區。由于離心力的影響，在靠近蝸殼內部的區域形成了二次流。在靠近蝸殼出口這一側，在進氣口后面的前盤區域也存在渦流區域。

圖3 軸向速度流線圖

圖4 徑向速度云圖

對圖4中風機徑向速度云圖進行分析可知，在靠近風機葉輪表面處和葉輪與蝸殼底部附近位置流速增強，并且從整體上看速度分布并無對稱性，這種流動的非對稱性可能是由蝸殼結構的非對稱性引起的。

（2）壓力場結果

圖5為風機徑向面壓力云圖，葉輪內表面靠近軸部出現小的壓力上升，蝸殼內表面附近壓力高于蝸殼內部，出口管道壓力沿出口方向逐漸上升。

圖5 風機徑向壓力云圖

葉輪旋轉對流入的氣體做功，從葉輪進口到出口總壓不斷增加。從圖6葉片表面壓力分布與圖7葉輪內外表面壓力監測圖可見，葉輪與葉片按順時針方向旋轉，外表面壓力略大于內表面壓力，并且其相對位置離蝸殼越近壓力越大。

3 氣動噪聲計算與降噪設計

3.1 氣動噪聲計算

在流場穩態結果基礎上采用大渦模擬LES計算流場瞬態結果，再將瞬態流場結果以CGNS 文件形式導入LMS Virtua.Lab 聲學軟件中計算風機聲場。采用噪聲比擬模型FW-H模擬噪聲[10]，依照Lighthill方程的推導過程，可推導出FW-H方程：式中：c0為遠場聲速；p′為觀測點處時刻聲壓；xi、xj為控制面2個坐標分量；ρ0為密度；ηj為控制面上單位外法向矢量；vj為控制面運動速度；δ(f)為Dirac函數；pij為應力張量；Tij為Lighthill張量。

圖6 葉片表面壓力分布

圖7 葉輪內外表面壓力監測

將葉輪機械氣動噪聲源進行歸類和總結，其主要分為單極子噪聲源、偶極子噪聲源和四極子噪聲源[11]。單極子噪聲源類似于脈動球源，并不是葉輪機械的主要噪聲源，其噪聲輻射量級不大，一般可以不予考慮。另外，由氣動噪聲基本理論可知，偶極子的脈動力輻射噪聲的聲強度與流體速度的6次方成正比，而四極子的脈動應力輻射噪聲的聲強度與流體速度的8次方成正比，通過實驗測量進一步表明,葉輪機隨機噪聲與流動速度6次方成正比。因此，與偶極子的脈動壓力產生的聲輻射相比,可以忽略四極子脈動應力產生的隨機聲輻射。

將選中的葉片模型導入到Virtual.Lab中，并定義扇聲源，由于葉片長度為254 mm，將葉片等效為旋轉的偶極子時需滿足其尺寸小于聲波波長，故如圖8所示將每個葉片分成15 段，每一段16.9 mm 等效一個源。

在距離風機中心1 米處設置球面場點（監測點1）監測風機噪聲，同時在距風機軸向中心0.45 米處設置另一監測點（監測點2）計算風機輻射噪聲。

圖8 葉片施加旋轉偶極子

3.2 噪聲結果分析

根據葉片通過頻率BPF=N·r/60 計算得葉片基頻為752 Hz。圖9與圖10為葉片通過頻率及其各階諧波頻率下的場點和蝸殼表面聲壓云圖，場點正上方是風機出口方向，在752 Hz時聲壓沿出口管道迅速衰減，無法有效沿出口管道方向傳播，隨著頻率增大，聲壓逐漸向外傳播。

圖9 場點聲壓云圖

當管道截面較大或聲音頻率較高時，聲音傳播路徑將發生改變，不完全沿著管道軸向進行傳播。在各個頻率下，葉輪與蝸殼距離較近的部位聲壓值普遍較其他位置高，這與穩態流場分布在葉輪與蝸殼交匯處渦流較多且壓力較大有密切關系。無論是場點聲壓還是蝸殼表面聲壓，聲壓最大值均出現在葉片3次諧波處。

表2給出了風機監測點2 在不同流量工況下的1/3倍頻程噪聲計算值與風機廠商（英德利公司）實測聲壓值，可以看出模擬數據與實測值誤差均在2 dB，說明本文噪聲計算方法具有較高的準確性。

圖10 蝸殼表面聲壓云圖

表2 噪聲對比

3.3 葉片穿孔降噪設計

結合風機內部流場信息與噪聲分析可得，風機氣動噪聲大小與葉片表面壓力及流體運動狀態密切相關。為降低風機氣動噪聲，采用對葉片穿孔的方法，使得部分氣流可從工作面直接流向非工作面，進而減少和抑制渦流的產生。葉片穿孔的優勢在于不用增加降噪成本且不受實際工作空間的限制，僅從風機內部設計入手便可提升周圍工作環境。

圖11 葉片穿孔模型

如圖11所示，風機葉片寬度為20 mm，較大的孔徑會導致工作壓力急劇下降無法滿足正常需求，最終在葉片軸線上打上15個直徑為3 mm均勻分布的小孔。如此設計是為了降低結構不對稱性對噪聲的影響，同時在盡可能不影響風機氣動性能情況下達到降低噪聲目的。采取小孔徑設計也可保證葉片不至于出現強度不足的問題。

重復上述方法與過程計算穿孔后風機流場與噪聲。圖12為穿孔前后風機渦流強度流線圖，通過比較發現風機穿孔后排氣流道內的渦流強度比穿孔前明顯降低。穿孔前截面的渦流強度分布在21.3～53.2的范圍內，而穿孔后截面的渦流強度大部分小于21.3。可見對風機葉片的穿孔降低了氣流渦流強度。

圖12 葉片穿孔前后渦流強度

圖13是穿孔前后監測點聲壓級譜的比較。穿孔前后監測點的聲壓頻譜變化趨勢基本相同，穿孔后風機的噪聲明顯降低。

圖13 葉片穿孔前后噪聲對比

葉片穿孔后，A聲級可以降低3 dB～5 dB，風機的整體噪聲可以降低到60 dB以下。盡管在2 500 Hz 和3 150 Hz處有所增加，但聲壓級在2 500 Hz 至3 150 Hz的范圍內較低，這對風機的總聲級影響較小。高頻帶中噪聲增加的原因是，當使用穿孔葉片后，工作表面氣流流過小孔時，會產生氣流再生噪聲。合理優化射孔參數可以有效抑制氣流再生噪聲。

同時，比較了穿孔前后風機的性能變化。從圖14所示穿孔前后風機的流-靜壓力曲線可以看出，兩個模型的靜壓隨著流域整體流量的增加而減小。穿孔后，部分氣體不通過轉子進行工作，導致靜壓升幅小于原型風機，但是在設計工作點Q=2 101 m3/h，兩個風機模型之間的壓差基本上相同。

圖15顯示了穿孔前后風機的流量效率曲線。可以看出，兩種型號風機在工作流量范圍內趨勢相同。效率首先增加，然后隨著流速的增加而降低。穿孔后，模型的工作效率總體上略有下降，但在最佳工作點附近，兩個模型的效率值達到最大值，差異僅為0.4%。穿孔后的模型可以滿足實際工作要求。

圖14 風機流量-壓力曲線對比

圖15 風機流量-效率曲線對比

4 結語

根據數值計算結果，分析了風機的流場規律，總結了風機空氣動力噪聲的產生原因。通過與噪聲測量值進行比較，驗證了計算方法的準確性。比較葉片穿孔前后風機監測點的聲壓級以及性能變化，得出以下結論：

（1）風機噪聲與流場中渦流的強度和數量密切相關。流體從葉片的工作表面流向非工作表面。由于存在速度差，在葉片的邊緣會產生大量的渦流，從而導致風機噪聲增加。

（2）在葉片上穿孔之后，一部分氣流直接從工作表面流向非工作表面，從而改善了非工作表面的邊界速度分布，并且抑制了渦流脫離的發生。風機穿孔后流道中的湍流強度顯著低于穿孔之前，證明了葉片穿孔可有效降低風機氣動噪聲。

（3）雖然葉片穿孔后的靜壓和效率比原型風機要小，但在設計工作點附近，兩種風機的壓力和效率差很小。因此，合理的穿孔設計可以在不降低風機性能的情況下，有效降低風機噪聲。