叶片出口边侧斜对船用离心泵振动和水动力噪声的影响

黄浩钦，刘厚林，王 勇，蒋玲林，邵 昌

（江苏大学流体机械工程技术研究中心，江苏镇江 212013）

叶片出口边侧斜对船用离心泵振动和水动力噪声的影响

黄浩钦，刘厚林，王 勇，蒋玲林，邵 昌

（江苏大学流体机械工程技术研究中心，江苏镇江 212013）

以125clla－13型船用离心泵为研究对象，研究叶片出口边侧斜对船用离心泵振动和水动力噪声的影响。首先对出口边非侧斜和侧斜两种叶轮模型泵进行全流场非定常数值计算，提取蜗壳及泄漏流道壁面脉动激励作为载荷，对两种模型泵进行基于模态响应的振动计算和基于边界元法的水动力噪声计算，并对非侧斜出口模型泵进行振动测试，经试验验证，模型泵振动噪声数值预测具有一定可行性。进一步对比两种出口方式模型泵计算结果，分析表明：叶片非侧斜出口模型泵振动加速度计算结果整体高于叶片侧斜出口；两种出口方式模型泵声功率随工况变化趋势一致，设计工况声功率最小，大流量工况声功率最大，叶片侧斜出口模型泵声功率和声压级都明显低于非侧斜出口，且声压级降幅从APF到4BPF大致呈上升趋势。从减振降噪角度考虑，叶片侧斜出口方式优于非侧斜出口方式。该研究可为船用离心泵减振降噪设计提供参考。

船用离心泵；出口边侧斜；振动噪声；数值模拟；偶极子源

船用离心泵是舰船系统的重要组成部分，由于舰船运行环境的独特性，使得其对船用泵等辅助机械的振动及可靠性方面有着很高要求［1］，为此，对船用离心泵进行振动噪声研究显得尤为重要。

作为旋转机械的一种，离心泵运行产生的噪声主要来至两方面，即机械结构振动辐射噪声和流体诱导噪声［2－3］。机械结构方面噪声主要是由于制造工艺及安装运行等因素引起的，而流体诱导噪声由于流体运动的不确定性，其产生机理也更为复杂，且不同因素引起的噪声频率范围不同。

目前，国内外对水轮机、风机等旋转机械振动噪声问题已做了广泛研究［4－6］，而伴随着高速泵的发展，近年来泵的振动噪声问题也越来越多地被人们所关注，特别是流体诱导振动噪声，已成为目前振动噪声研究的热点。试验是研究泵内部流体诱导振动噪声最有效的方法之一，为研究空化与噪声的关系，Chini等［7］对离心泵进行了噪声测量，研究结果表明，噪声监测可以作为离心泵空化发生的主要判断依据；Choi等［8］通过在叶片上布置热线探测器和压力传感器试验研究了泵叶轮中流场不稳定性以及由这种不稳定性导致的噪声产生过程；袁寿其等［9－10］通过实验研究了流体诱导噪声与离心泵工况变化及内部压力脉动的关系；王勇等［11－13］基于实验测试分别研究了叶片数、叶轮出口宽度及叶片包角对离心泵流体诱导振动噪声的影响。自从Howe［14－16］提出可忽略声场对流场的影响以及旋转机械主要声源为表面偶极子源之后，数值计算越来越多地被应用到旋转机械振动噪声领域［17－19］。Jorge等［20－23］利用CFD及振动噪声仿真技术对离心泵流体诱导振动噪声进行了相关研究，结果表明叶轮非稳定出流与隔舌间的动静耦合作用对流体诱导振动噪声影响很大。上述文献针对旋转机械流体诱导振动噪声理论及离心泵振动噪声影响因素做了很多研究，但离心泵叶片出口边侧斜对振动噪声影响的定量分析研究却少见报道。

为了分析叶片出口边侧斜对船用离心泵振动噪声的影响，本文对原型泵及叶片出口边侧斜模型泵进行了内部流场数值计算，提取蜗壳及泄漏流道壁面脉动激励，以此作为载荷，对模型泵结构体进行了基于模态响应的振动数值计算，并进行试验验证。以提取的脉动激励作为偶极子声源边界条件，对离心泵封闭内腔进行了基于边界元法的声场求解，并对两种模型泵声学计算结果进行了对比分析。

1 船用离心泵结构参数

以125clla－13型船用离心泵作为研究对象，设计参数为：流量Qopt＝200 m3／h，扬程H＝50 m，转速n＝2 900 r／min，比转速ns＝132．7。主要结构参数见表1，叶轮为闭式，选用非侧斜和侧斜出口边两种叶轮来研究叶片不同出口方式对船用离心泵噪声影响，两种出口方式叶轮及全流场水体见图1。

表1 离心泵主要结构参数Tab.1 Main geometry parameters

图1 两种叶轮及计算流体域Fig．1 Two styles of impeller and CFD model

2 内部流场数值计算

全流场计算域包括五部分：进口弯管、叶轮水体、泄漏流道、蜗壳水体及出口直管段，其中叶轮流场采用旋转坐标系，其余流场都设置为静止坐标系，泄漏流道内表面即前后盖板外表面，其设置为旋转壁面，旋转速度及方向均与叶轮相同。利用gridpro5．1网格划分软件对水体进行高质量结构网格划分，网格见图2。

网格无关性检查如表2所示，对比三套不同密度网格扬程预测值，其中疏网格扬程预测值与密网格相差5．1%，而中密网格与密网格扬程偏差仅有0．57%，综合考虑，最终选择第二套中密型网格，其网格单元总数为2 093 542。

图2 流体计算域网格Fig．2 Grid of fluid

表2 网格无关性检查Tab.2 Inspection of grid independence

利用流体计算软件CFX对船用离心泵内部流场进行定常和非定常数值计算，计算域进口设置总压1atm，出口设置为质量流量边界，本文共选取计算了0．8Qopt、Qopt及1．3Qopt三个出口流量；所有壁面均采用无滑移壁面条件，粗糙度为50μm；在动静部件间使用交界面进行数据交换，其中对于定常计算，使用冻结转子交界面（Fronzen rotor interface），而对非定常计算，采用瞬态动静交界面（Transient rotor／stator interface），网格关联采用GGI方式；定常和非定常计算湍流模型均采用RNG k－ε湍流模型，与标准k－ε湍流模型相比，RNG k－ε湍流模型考虑了湍流漩涡，也提供了低雷诺数流动粘性的解析公式，具有更高可信度和精度。

定常计算采用物理时间步，时间步长为0．003 292 86 s，非定常数值计算中，时间步长设置为ΔT＝0．000 057 4 s，即叶轮旋转1°所需时间，当流场呈现出明显周期性且这种周期性变化达到稳定之后，提取六个旋转周期数据以作为振动噪声计算的激励源。

3 离心泵振动及内场噪声计算

3.1 振动计算

建立了模型泵结构体，并参考文献［24］对结构模型地面及管口法兰进行相关约束，结构约束及监测点见图3，其中进出口法兰延管轴方向速度约束为0，地面约束为全约束，三个方向速度均为0。利用流体计算提取的脉动激励对模型泵结构体进行了基于模态响应的振动数值计算，振动计算的结构动力学分析方程为：

［M］｛x″｝+［C］｛x′｝+［K］｛x｝＝｛F｝ （1）式中：［M］为质量矩阵；［C］为阻尼矩阵，表示振动能量耗散机制；［K］为刚度矩阵，表示动载荷作用下抵抗变形的能力；｛x｝为位移矢量；｛x′｝为速度矢量；｛x″｝为加速度矢量；｛F｝为力源矢量，本文以流体计算得到的蜗壳及泄漏流道壁面脉动激励作为振动力源。

图3 振动计算结构体Fig．3 The structure for vibration simulation

3.2 内场噪声计算

Lighthill声类比理论是目前研究叶轮机械产生噪声的基础，声类比方程可由流体质量守恒及动量守恒推导得来，其中质量守恒方程为

式中：ρ为流体密度，v为流体速度，其均为空间和时间坐标（x，t）的函数。

能量守恒方程为

式中：P为应力张量，f为作用在流体域上的力的强度。

对质量守恒方程（2）进行时间求导，并减去动量守恒方程的散度，即可得到：

式中：p′＝p－p0为压力波动，p为流体压力，p0为静止流体参考压力；ρ′＝ρ－ρ0为密度波动，ρ和ρ0分别为流体密度和静止流体参考密度；i，j为任意指数，i＝j时，δij＝1，i≠j时，δij＝0；σij为黏性应力，c0为声速。流体动力学噪声源主要包括四极子源、偶极子源和单极子源，其中四极子源存着于漩涡中，偶极子声源由表面脉动激励引起，单极子源是由流体介质体积变化所引起的，而离心泵内场噪声源主要为偶极子声源。

离心泵内场噪声计算偶极子声源信息直接在非定常流体计算结果中提取，提取的声源均为发散连续性声源，为保证离心泵内场噪声计算的准确性，本文提取的偶极子声源除了常考虑的蜗壳偶极子，还包括了泄漏流道外壁面偶极子声源，整个计算过程在SYSNOISE平台上实现，采用DBEM（直接边界元法）对离心泵封闭内腔声场求解。

流体计算中提取的声源为时域脉动激励，其存在于流体模型网格中，在噪声计算过程中利用快速Fourier变换将时域脉动转换为频域脉动，并通过数据映射将其转移到声学网格上，以作为加速度边界条件，进出口边界定义板面吸声属性，其余表面均为全反射壁面，声阻抗为1．5×106kgm－2s－1，声速为1 500 m／s，水中参考声压为1× 10－6Pa，偶极子源分布及边界条件设置见图4。

图4 偶极子及声学计算边界Fig．4 Dipole source and acoustic boundary

4 离心泵振动计算结果及试验验证

为了验证流体激励振动噪声数值计算的可信度，对非侧斜出口模型泵进行振动测试，测点与振动计算监测点位置相同，测试中所用振动传感器为INV9822型IEPE加速度传感器，内置ICP前置放大器，振动数据采集采用INV3020系列高性能24位采集系统，试验采样频率为10 kHz，采样时间为30 s。

图5（a）为1Qopt工况下非侧斜出口模型泵监测点处振动预测结果与试验结果之间的对比，可以看出，数值计算与试验测试结果在轴频APF（48．33 Hz）及叶频BPF（290 Hz）处均出现了明显峰值，非侧斜出口模型泵在轴频处的计算结果与试验结果较吻合，叶频处试验值略高于计算值，非侧斜出口模型泵计算与试验测试结果整体上趋势较为一致，且都处于同一数量级，说明模型泵振动及噪声数值预测具有一定可行性。进一步分对比分析，可以发现试验频谱分布规律性相对较差，在轴频及叶频等特征频率附近出现了其他峰值，且试验结果整体高于计算结果，这可能是受电机等其他外界因素共同作用所致，在之后的研究中，为提高振动预测结果的精确度，对离心泵进行振动计算时有必要考虑多重影响因素。图5（b）为两种叶片出口方式振动计算结果对比图，由图可知，两种出口方式模型泵振动频谱趋势基本相同，且非侧斜出口模型泵振动加速度整体上高于侧斜出口模型泵，其中在APF和BPF处分别高出0．18 m／s2和0．27m／s2。

图5 振动计算及试验结果Fig．5 The results of simulation and experiment

5 离心泵内场噪声计算结果

对应流体计算，本文共选取计算了0．8Qopt、Qopt及 1．3Qopt三个工况下蜗壳及泄漏流道壁面脉动激励的内场噪声，并对两种出口方式模型泵声功率及声压级进行了对比分析，其中，计算频率范围均为0～2 000 Hz，频谱计权方式采用与人耳感觉十分接近的A计权。

表3为两种出口方式模型泵不同工况下的声功率，其频带采用1／3倍频程划分，并进行频段范围内积分处理得到了总声功率。由表3可知，两种出口方式模型泵声功率随工况变化趋势一致，设计工况下声功率均最小，1．3Qopt下声功率均最大，对同一工况两种方式声功率进行对比，发现侧斜出口方式声功率均出现了明显下降，其中1．3Qopt声功率下降幅度最大，为67%，设计工况声功率下降幅度最小，为31%。从降噪角度考虑，侧斜出口方式优于非侧斜出口方式。

表3 两种出口方式声功率Tab.3 The sound power of two ways of trailing edge

图6（a）～图6（c）分别为三个不同工况下两种出口方式模型泵的监测点声压级，监测点设置在出口直管段中的四倍蜗壳出口管径处。由图6可知，三个工况下，两种出口方式模型泵监测点声压级频谱图变化趋势基本一致，在轴频、叶频及其谐频处均出现了一定峰值，中频段声压级与中高频段声压级相比，波动幅度更大。不同工况下两种出口方式声压级均在叶频处最大，说明叶轮叶片与蜗壳隔舌之间的动静干涉作用是影响模型泵内场噪声的主要因素。且对比同一工况下两种出口方式模型泵声压级，可以发现侧斜出口模型泵声压级明显低于非侧斜出口模型泵声压级，这是因为我们可以将叶片出口边看作是由无数点组成，非侧斜出口边转过隔舌时所有点同时与隔舌发生动静干涉，而侧斜出口边转过隔舌时所有点是逐渐与隔舌发生动静干涉，从而减小了干涉引起的压力脉动，也间接地减小了脉动激励的噪声级，具体示意图如图7所示，非侧斜出口边上的A、B两点处于同一轴面上，当出口边转过隔舌时，两点与隔舌干涉作用引起的压力脉动波形在时间上完全同步，峰值叠加从而产生更大脉动；侧斜出口边上的A1和B1两点不在同一轴面上，当叶片扫过隔舌时，两点与隔舌的干涉作用引起的压力脉动波形具有一定相位差，从而避免了峰值叠加效应，也减小了脉动激励的噪声值。

图6 不同工况下两种出口方式声压级Fig．6 SPL of two ways of trailing edge at different conditions

图7 两种叶片出口方式脉动示意图Fig．7 The sketch of fluctuation of two ways of trailing edge

表4 特征频率处声压级Tab.4 SPL of some characteristic frequency

进一步对两种出口方式模型泵特征频率点声压级进行定性分析，表4为提取的不同工况下轴频、叶频及其谐频处声压级。分析可知，各工况下两种出口方式模型泵特征频率处声压级变化趋势一致，且同一频率下，1Qopt工况对应声压级最小，1．3Qopt工况对应声压级最大。分析侧斜出口模型泵声压级相对非侧斜出口模型泵声压级降幅可以发现，除1Qopt工况下2BPF处降幅比BPF处降幅小以外，各工况下降幅从APF到4BPF都大致呈上升趋势，且BPF处降幅1Qopt工况最小，1．3 Qopt工况最大。三个工况下4BPF处降幅都很大，最大达到了27．5 dB，而0．8Qopt和1Qopt工况下APF处声压级下降却很小，均不到2 dB，这说明在泵转速不变的情况下，改变叶片出口方式主要是影响叶频及其谐频处噪声，而对轴频噪声影响不大。

6 结 论

本文以蜗壳及泄漏流道壁面脉动作为激励，对不同叶片出口方式模型泵进行了振动数值计算，并试验验证，进一步分析了叶片出口方式对模型泵水动力噪声的影响，结果表明：

（1）叶片非侧斜出口模型泵振动加速度预测结果整体上高于侧斜出口模型泵，且与试验测试结果处于同一数量级，特征频率点均有峰值出现，趋势较为一致，模型泵振动噪声预测具有一定可行性。

（2）两种出口方式模型泵声功率随工况变化趋势一致，设计工况声功率最小，大流量工况声功率最大，叶片侧斜出口模型泵声功率明显低于非侧斜出口模型泵。

（3）不同工况下两种出口方式模型泵声压级均在叶频处最大，侧斜出口模型泵声压级比非侧斜出口模型泵声压级小，降幅从APF到4BPF大致呈上升趋势，从降噪角度考虑，叶片侧斜出口方式优于非侧斜出口方式。

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Effect of inclined trailing edge of blade on vibration and hydrodynam ic noise ofmarine centrifugal pump

HUANGHao-qin，LIU Hou-lin，WANG Yong，JIANG Ling-lin，SHAO Chang
（Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China）

In order to analyze the effect of inclined trailing edge of blade on the vibration and hydrodynamic noise ofmarine centrifugal pump，125clla-13 type marine centrifugal pump was chosen as a research object．A blade with inclined trailing edge and a blade without inclined trailing edge were used in the unsteady numerical simulation of the pump'swhole flow passage respectively．The pressure fluctuations on the walls of volute and leakage flow passage were calculated and then used as the vibration source and dipole source to calculate the vibration with the modal response method and the hydrodynamic noisewith the BEM．A vibration experiment on the pump without inclined trailing edgewas also carried outand it verifies that the simulation of NVH is of certain feasibility．The simulation resultswith respeet to the two blade styleswere analysed and show that the vibration acceleration of the bladewith inclined trailing edge is less than that of the other one on thewhole，the changing trends of the sound powers of the two blade styles alongwith the working conditions are consistent，theminimum of sound power is in the design condition，and themaximum is in the larger flow condition．Both the sound power and the sound pressure level（SPL）of the bladewith inclined trailing edge are obviously less than those of the other one，and the decreasing extentof the SPL is generally rising from APF to 4BPF．Considering the terms of vibration and noise reduction，the blade with inclined trailing edge is superior to the blade without inclined trailing edge．The research results are useful for the vibration and noise reduction design ofmarine centrifugal pumps．

marine centrifugal pump；inclined trailing edge；noise and vibration；numerical simulation；dipole source

TH311

A

10．13465／j．cnki．jvs．2015．12．033

国家自然科学基金资助项目（51309120）；江苏高校优势学科建设工程资助项目

2014－04－18 修改稿收到日期：2014－06－03

黄浩钦男，硕士生，1988年生

刘厚林 男，博士，研究员，博士生导师，1971年生

邮箱：liuhoulin＠ujs．edu．cn