周向后弯叶片对轴流泵噪声辐射特性的影响

2013-12-05王天萧

噪声与振动控制 2013年1期

刘鑫，刘宇，石勇，王天萧

（海军驻葫芦岛四三一厂代表室，葫芦岛 125004）

轴流泵是一类广泛应用于工业与日常生活中的通用机械。它复杂的结构、不同类型和形状的进出口管道使其在运行过程中常伴有较大的噪声，极大地影响着人们的工作和生活，引起世界各国的普遍关注。因此，关于轴流泵噪声辐射特性的研究工作具有非常重要的现实意义。

轴流泵运行过程中的噪声源主要包括流动噪声、机械噪声和电磁噪声等，正常运行时流动噪声起主要作用。目前的研究工作已经表明，水泵内的流动噪声源根据频谱特性可分为两类：离散噪声和宽频噪声，均与水泵内非定常流动引起的激励直接相关。因此，抑制水泵流动噪声的最理想方法是通过叶轮叶片的设计控制流动结构，从而降低水泵内的压力脉动。

弯掠叶片的设计思想最早来源于人们在航空领域中对机翼的研究，NASA Lewis研究中心、Von Karman研究中心等研究机构对此进行了大量研究工作[1，2]，证实了弯掠叶片在提高气动效率、扩大稳定工作范围以及降低气动噪声等方面具有显著的效果。目前，叶片弯掠技术已逐渐应用于工业叶轮机械领域。钟芳源和蔡娜等[3，4]研究了叶片弯掠技术对低压轴流通风机和低压轴流风扇气动噪声性能的影响，发现叶片适当的弯掠不仅可以扩大稳定工作范围，还可以起到较好的降噪效果。此外，Carolus和Beiler[5]通过实验研究也获得了叶片适当的弯掠可以降噪的结论。

本文采用混合模拟方法研究不同周向弯角叶片对轴流泵的水力性能和噪声辐射特性的影响，声场计算中考虑结构振动与声振耦合的作用，获得了弯角对水泵水动力性能和声场辐射特性的影响，计算结果可以为低噪声水泵设计提供一定的理论参考。

1 流场数值模拟

本文首先通过求解N―S方程获得轴流泵内三维粘性流动的数值解，然后以叶片表面的声压脉动为声源，泵壳体结构模态为条件，利用边界元方法进行声振耦合计算，得到轴流泵非定常水动力激励引起的噪声和结构振动。可见，轴流泵流场模拟以及声振耦合计算是本文数值方法的两个重要环节。

1.1 计算模型

本文以小型轴流水泵为模型，其主要参数是：转速n=1 000 r/min，功率为15 kw，叶轮直径D=350 mm，轮毂直径Dhub=179 mm，叶片数z=4，后导叶数7个，设计流量Qs=1 030 m3/h，忽略叶顶间隙。为了减小均匀进、出口边界条件对内部流场的影响，进出口各延长一段距离，如图1所示。

图1 计算模型Fig.1 Computational model

图2 周向弯叶片示意图Fig.2 Sketch of circumferential bowed blade

重心积迭线是叶型沿径向成型时叶型重心的连线，本文研究的轴流泵原型叶片的重心积迭线是一过轴心的直线，如图2所示。通过改变叶片重心积迭线的周向弯角δ即可获得弯叶片，根据相关文献，定义积迭线沿叶片旋转方向弯曲为前弯，反之为后弯。本文首先取0度、3度和6度后弯角形成不同的轴流泵叶片，并通过三维造型得到新叶轮模型；然后通过数值方法获得不同轴流泵的性能与流动噪声，研究叶片后弯角对水泵性能和噪声辐射特性的影响。

1.2 边界条件和计算网格

计算中进口边界给定轴流泵质量流量，出口边界条件为给定静压，其它边界为无滑移固体壁面边界。网格质量是流场数值模拟的关键。为了生成高质量的网格，采用分区网格技术，每个区域均采用六面体网格进行剖分，整个计算域网格单元大约为220万。

由于湍流脉动、叶片旋转以及动静干涉引起的压强脉动是轴流泵的主要流动声源。因此，流场数值模拟精度决定了水泵声场计算的可靠性。为了有效捕捉叶片表面压力脉动特性，本文采用大涡模拟技术进行轴流泵非定常流场计算，时间步长取0.166 7 ms，根据转速可计算出旋转一个周期所需的时间步数为360步，即每一个物理时间步内泵叶轮旋转1度。

1.3 流场计算结果

图3表示叶片周向后弯角分别为0度、3度和6度时水泵的效率和扬程随流量的分布曲线。其中负号表示后弯，Qs表示水泵的设计流量。从图中可以看出，在小流量条件下，叶片后弯将引起水泵扬程和效率降低，但影响较弱，随流量的增大，降低的程度越发明显。由此可以看出，仅改变叶片的弯角可能无法提高水泵的效率和扬程。

2 声场数值模拟

2.1 理论基础

在忽略流体介质粘性对声能的耗散作用，且符合小扰动假设条件下，声波传播满足Helmholtz方程

其中p为声学区域Ω内任一点的声压，k=ω/c为波数，ω是角速度，c是声速。利用Green公式，区域Ω内及边界面S上任意点的声压可以写成统一的积分表达式

式中ρ为未受扰动流体介质的密度，n表示曲面S上的单位外法向矢量，α是由边界点切面所围成的立体角，G为方程（1）的基本解，对于三维问题有

图3 轴流泵扬程和效率曲线Fig.3 Distribution of axial pump head and efficiency

图4 在2阶谐频下泵壳表面的振速云图分布Fig.4 Distribution of vibration velocity at second harmonic frequency on the pump shell

r表示场点P和声源点M之间的距离。p和vn分别表示微元面dS上的声压和法向速度，且满足a1p+a2vn=a3，其中a1、a2、a3为根据实际边界条件确定的常数。

2.2 计算结果

声学分析是应用LMS Virtual lab软件完成的。首先将CFD数值模拟得到的叶片表面偶极子声源与结构动力学软件模拟得到水泵的结构模态导入LMS Virtual lab进行声振耦合分析，获得水泵壳体表面的振动速度分布。

计算结果表明,在基频(轴流泵叶片通过频率，缩写为BPF，其值等于nz/60)及其高阶谐频下,轴流泵蜗壳壁面的振动速度分布规律基本相似，不过以2阶谐频处的振动速度值最大。图4为叶片周向后弯0度、3度和6度时泵壳表面的振动速度在2阶谐频下的云图分布。由图中可以看出，振速较大的区域集中在管道的出口处，且在叶片后弯3度时（图4b），泵壳表面振速较小，而当叶片后弯0度时（图4a），泵壳表面的振速较大。由2阶谐频下的振速分布可预测，叶片的后弯可能降低水泵向外辐射的噪声。

以壳体壁面的振动速度为源即可计算出壳体振动向泵内和泵外辐射的噪声。为了定量分析水泵进出口表面声压级的大小，计算时在水泵进出口表面设置了8个监测点，如图5所示。图6表示叶片后弯0度时，水泵进出口表面8个监测点位置在各阶谐频下的声压级分布。从图中可以看出，进口面8个监测点声压级在各阶谐频下的振幅基本相等，说明各监测点振速在进口面周向分布是均匀的，这可能是由于进口截面的流速是均匀分布造成的。此外，从图中还可看出，2阶谐频上的声压级起主要作用。

图5水泵进出口表面上监测点分布Fig.5 Monitor points on inlet and outlet of the pump

图7 为进、出口表面各监测点总声压级在不同叶片弯角时的分布曲线。该图表明，进出口面各监测点在叶片后弯3度时的声压级较小，降噪效果较好。当叶片后弯角增大到6度时，进口面（全部监测点）和出口面（部分监测点）的声压级会增大。

图8为轴流泵噪声监测点布置，四个点分布在一个正方形面的四个顶点位置，边长为2.1 m，叶轮泵处于其中间位置。图9为四个不同监测点的总声压级分布。可见，叶片后弯可以降低四个不同位置处的总声压级，且后弯3度的降噪效果要优于后弯6度的情况。与叶片周向后弯0度相比，降噪的最大效果约6 dB。这与图4中不同后弯角的振速大小分布相对应。