多翼离心风机气动噪声计算与降噪设计研究

黄进安，向 阳，姜超君

(1.武汉理工大学 高性能舰船技术教育部重点实验室，武汉430063 2.武汉理工大学 能源与动力工程学院，武汉430063)

为确保良好的空气循环，需要始终确保空调系统风机有效工作。持续不断的噪声会使人感到沮丧且无法集中注意力，在严重的情况下，可能会损害人们的听力、视力、神经系统等。研究风机噪声的产生原因及其防治方法对改善工作环境质量具有重要意义。

由于风机流场动力学的复杂性以及实验费用和条件的限制，采用基于CFD理论的风机流场模拟和噪声计算，逐渐成为解决流场优化问题的重要手段。Arroyo[1]解释了风机噪声产生的过程以及详细的气动声学机理。文献[2-4]从结构的角度准确地预测了不均匀叶片风机的噪声，并对预测方法的准确性进行了验证。曹廷云等[5]对风机噪声进行了精确计算，并在重新优化设计后将其与实验结果对比，验证了计算的准确性。

从结构设计与优化的角度开展风机降噪工作可以从源头解决噪声问题，同时降低噪声治理措施的成本，成为了风机降噪的研究热点。余锐生等[6]重新设计风轮及蜗壳后对风机盘管机组空气侧进行流态与噪声分析，发现新设计的离心风机在相同风量下的噪声值比原始风机下降4.7 dB(A)。熊仲营等[7]针对吸油烟机用多翼离心风机蜗舌进行了改型设计,获得了一种新型的圆弧蜗舌结构，通过实验测量圆弧蜗舌发现，改进设计使得在风量提高0.53 m3/min、总压增加15 Pa的情况下风机噪声下降了0.7 dB。金听祥等[8]设计了一种具有锯齿形前缘的空调器用离心风机叶片，对不同锯齿结构进行数值模拟，结果表明在保持风量不变的情况下，新型结构的风机噪声值降低0.9 dB(A)至1.2 dB(A)。田晨晔等[9]设计了一种顶端开槽的多翼离心风机叶片，采用数值计算方法研究了叶片进气端开槽对空调多翼离心风机气动性能和噪声的影响，通过实验验证了进气端开槽叶片的降噪效果。

上述风机降噪方案均是从重新设计的角度通过改变风机原有结构达到降噪目的。对于已投入生产的风机产品，很难对蜗壳、蜗舌等外部结构进行重大改动。且离心风机大多叶片窄小，不易进行结构复杂加工。本文以某大学实验室船用空调通风系统中多翼离心风机为对象，探讨从叶片穿孔设计的角度，通过设置合理的穿孔参数以减少叶片周围的涡流脱落，从而减少叶片表面的压力脉动，达到降低风机气动噪声的目的，为风机的降噪设计提供参考。

1 风机模型及网格划分

1.1 建模过程

文中多翼离心风机型号为KTD-2.5L，具体参数如表1所示。

表1 风机主要参数

风机在结构上主要由叶轮、叶片、蜗壳、集风器等部件组成。计算风机气动噪声首先要了解其内部流体运动状态，故根据风机实际结构在Solidworks中建立其三维物理模型与内部流体模型如图1所示。

图1 风机模型

1.2 网格划分

为方便后续计算，将流体分成4个部分进行网格划分。一般来说增加网格数量会一定程度上提高计算精度，但同时会大大增加计算资源与计算时间。

本文借助于ICEM软件采用自动体网格对风机内部流体进行网格划分，并在叶轮、叶片及其交界面进行网格加密以满足湍流模型的要求，最终划分的流体网格如图2所示。网格总数为8 801 375。

2 静态流场模拟与结果分析

2.1 静态计算设置

采用多参考系模型（MRF）对多翼风机内部流道进行三维模拟，同时求解动区和静区流场，两个子区的流场信息通过共享的交界面传递并且相互影响。定义叶轮区域以及中心区域为旋转区域，采用旋转坐标系，给定流体相应的旋转速度，其余区域为静止区域，采用静止坐标系。定义叶轮所有叶片表面、中盘外表面以及内表面为旋转壁面，给定相应旋转速度。蜗壳内表面和进气口回转表面为静止壁面，旋转壁面和静止壁面均满足无滑移条件。

选用默认的基于压力求解器（pressure-based），虽然对象流体是空气，但由于在此环境中可忽略其密度的变化，可视其为不可压缩气体，而此求解器正是针对不可压流动。在湍流模型的选择方面，由于管口处的当量直径为0.188 m，雷诺数为431 891，远远大于4 000的完全湍流雷诺数，故选用standardk-ε标准湍流模型，该模型只对完全是湍流的高雷诺数流场模型有效。定义蜗壳的出口截面为整个计算域中流体的出口，并对出口作适当延长，设置压力出口、速度入口边界条件，选取入口进行标准初始化，进行1 500次迭代运算直至收敛为止。

图2 流体网格

2.2 流场结果分析

（1）速度场结果

截取风机轴向速度流线图如图3所示，在靠近风机后盘区域的叶轮出口拐角处，由于流道面积的突然扩大，出现了两个旋转方向相反的涡流区。由于离心力的影响，在靠近蜗壳内部的区域形成了二次流。在靠近蜗壳出口这一侧，在进气口后面的前盘区域也存在涡流区域。

图3 轴向速度流线图

图4 径向速度云图

对图4中风机径向速度云图进行分析可知，在靠近风机叶轮表面处和叶轮与蜗壳底部附近位置流速增强，并且从整体上看速度分布并无对称性，这种流动的非对称性可能是由蜗壳结构的非对称性引起的。

（2）压力场结果

图5为风机径向面压力云图，叶轮内表面靠近轴部出现小的压力上升，蜗壳内表面附近压力高于蜗壳内部，出口管道压力沿出口方向逐渐上升。

图5 风机径向压力云图

叶轮旋转对流入的气体做功，从叶轮进口到出口总压不断增加。从图6叶片表面压力分布与图7叶轮内外表面压力监测图可见，叶轮与叶片按顺时针方向旋转，外表面压力略大于内表面压力，并且其相对位置离蜗壳越近压力越大。

3 气动噪声计算与降噪设计

3.1 气动噪声计算

在流场稳态结果基础上采用大涡模拟LES计算流场瞬态结果，再将瞬态流场结果以CGNS 文件形式导入LMS Virtua.Lab 声学软件中计算风机声场。采用噪声比拟模型FW-H模拟噪声[10]，依照Lighthill方程的推导过程，可推导出FW-H方程：式中：c0为远场声速；p′为观测点处时刻声压；xi、xj为控制面2个坐标分量；ρ0为密度；ηj为控制面上单位外法向矢量；vj为控制面运动速度；δ(f)为Dirac函数；pij为应力张量；Tij为Lighthill张量。

图6 叶片表面压力分布

图7 叶轮内外表面压力监测

将叶轮机械气动噪声源进行归类和总结，其主要分为单极子噪声源、偶极子噪声源和四极子噪声源[11]。单极子噪声源类似于脉动球源，并不是叶轮机械的主要噪声源，其噪声辐射量级不大，一般可以不予考虑。另外，由气动噪声基本理论可知，偶极子的脉动力辐射噪声的声强度与流体速度的6次方成正比，而四极子的脉动应力辐射噪声的声强度与流体速度的8次方成正比，通过实验测量进一步表明,叶轮机随机噪声与流动速度6次方成正比。因此，与偶极子的脉动压力产生的声辐射相比,可以忽略四极子脉动应力产生的随机声辐射。

将选中的叶片模型导入到Virtual.Lab中，并定义扇声源，由于叶片长度为254 mm，将叶片等效为旋转的偶极子时需满足其尺寸小于声波波长，故如图8所示将每个叶片分成15 段，每一段16.9 mm 等效一个源。

在距离风机中心1 米处设置球面场点（监测点1）监测风机噪声，同时在距风机轴向中心0.45 米处设置另一监测点（监测点2）计算风机辐射噪声。

图8 叶片施加旋转偶极子

3.2 噪声结果分析

根据叶片通过频率BPF=N·r/60 计算得叶片基频为752 Hz。图9与图10为叶片通过频率及其各阶谐波频率下的场点和蜗壳表面声压云图，场点正上方是风机出口方向，在752 Hz时声压沿出口管道迅速衰减，无法有效沿出口管道方向传播，随着频率增大，声压逐渐向外传播。

图9 场点声压云图

当管道截面较大或声音频率较高时，声音传播路径将发生改变，不完全沿着管道轴向进行传播。在各个频率下，叶轮与蜗壳距离较近的部位声压值普遍较其他位置高，这与稳态流场分布在叶轮与蜗壳交汇处涡流较多且压力较大有密切关系。无论是场点声压还是蜗壳表面声压，声压最大值均出现在叶片3次谐波处。

表2给出了风机监测点2 在不同流量工况下的1/3倍频程噪声计算值与风机厂商（英德利公司）实测声压值，可以看出模拟数据与实测值误差均在2 dB，说明本文噪声计算方法具有较高的准确性。

图10 蜗壳表面声压云图

表2 噪声对比

3.3 叶片穿孔降噪设计

结合风机内部流场信息与噪声分析可得，风机气动噪声大小与叶片表面压力及流体运动状态密切相关。为降低风机气动噪声，采用对叶片穿孔的方法，使得部分气流可从工作面直接流向非工作面，进而减少和抑制涡流的产生。叶片穿孔的优势在于不用增加降噪成本且不受实际工作空间的限制，仅从风机内部设计入手便可提升周围工作环境。

图11 叶片穿孔模型

如图11所示，风机叶片宽度为20 mm，较大的孔径会导致工作压力急剧下降无法满足正常需求，最终在叶片轴线上打上15个直径为3 mm均匀分布的小孔。如此设计是为了降低结构不对称性对噪声的影响，同时在尽可能不影响风机气动性能情况下达到降低噪声目的。采取小孔径设计也可保证叶片不至于出现强度不足的问题。

重复上述方法与过程计算穿孔后风机流场与噪声。图12为穿孔前后风机涡流强度流线图，通过比较发现风机穿孔后排气流道内的涡流强度比穿孔前明显降低。穿孔前截面的涡流强度分布在21.3～53.2的范围内，而穿孔后截面的涡流强度大部分小于21.3。可见对风机叶片的穿孔降低了气流涡流强度。

图12 叶片穿孔前后涡流强度

图13是穿孔前后监测点声压级谱的比较。穿孔前后监测点的声压频谱变化趋势基本相同，穿孔后风机的噪声明显降低。

图13 叶片穿孔前后噪声对比

叶片穿孔后，A声级可以降低3 dB～5 dB，风机的整体噪声可以降低到60 dB以下。尽管在2 500 Hz 和3 150 Hz处有所增加，但声压级在2 500 Hz 至3 150 Hz的范围内较低，这对风机的总声级影响较小。高频带中噪声增加的原因是，当使用穿孔叶片后，工作表面气流流过小孔时，会产生气流再生噪声。合理优化射孔参数可以有效抑制气流再生噪声。

同时，比较了穿孔前后风机的性能变化。从图14所示穿孔前后风机的流-静压力曲线可以看出，两个模型的静压随着流域整体流量的增加而减小。穿孔后，部分气体不通过转子进行工作，导致静压升幅小于原型风机，但是在设计工作点Q=2 101 m3/h，两个风机模型之间的压差基本上相同。

图15显示了穿孔前后风机的流量效率曲线。可以看出，两种型号风机在工作流量范围内趋势相同。效率首先增加，然后随着流速的增加而降低。穿孔后，模型的工作效率总体上略有下降，但在最佳工作点附近，两个模型的效率值达到最大值，差异仅为0.4%。穿孔后的模型可以满足实际工作要求。

图14 风机流量-压力曲线对比

图15 风机流量-效率曲线对比

4 结语

根据数值计算结果，分析了风机的流场规律，总结了风机空气动力噪声的产生原因。通过与噪声测量值进行比较，验证了计算方法的准确性。比较叶片穿孔前后风机监测点的声压级以及性能变化，得出以下结论：

（1）风机噪声与流场中涡流的强度和数量密切相关。流体从叶片的工作表面流向非工作表面。由于存在速度差，在叶片的边缘会产生大量的涡流，从而导致风机噪声增加。

（2）在叶片上穿孔之后，一部分气流直接从工作表面流向非工作表面，从而改善了非工作表面的边界速度分布，并且抑制了涡流脱离的发生。风机穿孔后流道中的湍流强度显着低于穿孔之前，证明了叶片穿孔可有效降低风机气动噪声。

（3）虽然叶片穿孔后的静压和效率比原型风机要小，但在设计工作点附近，两种风机的压力和效率差很小。因此，合理的穿孔设计可以在不降低风机性能的情况下，有效降低风机噪声。