掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流特性與壓力脈動分析

李 亮，張 斌，付 玲，肖慶麟，滕新科，張 勁（.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南長沙4003；2.建設(shè)機(jī)械關(guān)鍵技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南長沙4003）

掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流特性與壓力脈動分析

李 亮1，2，張 斌1，2，付 玲1，2，肖慶麟1，滕新科1，2，張 勁1，2
（1.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南長沙410013；2.建設(shè)機(jī)械關(guān)鍵技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南長沙410013）

以某型號掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流和壓力脈動特性為研究對象，建立適宜于掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部湍流流動的C F D數(shù)值模擬方法，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的對比驗(yàn)證了所提方法的合理性和可靠性.分析表明：掃路車用風(fēng)機(jī)靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該流動特征是風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源；蝸舌靠近出口始終存在一個低速、渦量值較小的漩渦區(qū)，蝸舌結(jié)構(gòu)形式及葉片與蝸舌間距是影響風(fēng)機(jī)氣動噪聲特性的關(guān)鍵參數(shù)；葉片壓力面比吸力面上的脈動周期性特征更強(qiáng)烈，正對葉輪流道的蝸舌表面壓力脈動最強(qiáng).

聲學(xué)；掃路車風(fēng)機(jī)；渦流；蝸舌；數(shù)值模擬

隨著國家環(huán)境戰(zhàn)略的強(qiáng)勢推進(jìn)，作為城鎮(zhèn)環(huán)衛(wèi)作業(yè)主力軍的掃路車的高噪高能耗特性與日益提高的低噪節(jié)能環(huán)保要求之間的矛盾日益突出.掃路車用風(fēng)機(jī)是掃路車氣力系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件、動力源和主要噪聲源［1］，其降噪需求也日益迫切.

目前，針對掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的發(fā)聲機(jī)理、聲源特點(diǎn)以及聲傳播特性等研究仍顯不足.因此，開展掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲分析是掃路車技術(shù)領(lǐng)域中亟待探索的關(guān)鍵研究方向.

本文以某型號掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流和壓力脈動特性為研究對象，對掃路車用風(fēng)機(jī)在額定工況下的內(nèi)部流動進(jìn)行三維數(shù)值仿真.首先對風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流特性進(jìn)行分析，然后結(jié)合時域分析方法對流場內(nèi)部壓力脈動進(jìn)行分析，以揭示掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲產(chǎn)生的機(jī)理、氣動噪聲源的位置及噪聲類型，為掃路車用風(fēng)機(jī)氣動降噪提供有益的信息.

1　幾何模型及觀察點(diǎn)選取

本文數(shù)值模擬的掃路車用風(fēng)機(jī)主要由進(jìn)口段、出口段、葉輪以及蝸殼構(gòu)成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要參數(shù)詳見表1.

圖1　風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagramofcentrifugal fan

表1　風(fēng)機(jī)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structure parameters of centrifugal fan

在蝸殼圓周上每隔30°取一個觀察點(diǎn)Pi，總共選取11個觀察點(diǎn)；在蝸舌上選取3個測試點(diǎn)A （P1）、B（P2）、C（P3）；在靠近蝸舌附近的3個葉片尾端上取6個觀察點(diǎn)，壓力面上的點(diǎn)為Di，吸力面上的點(diǎn)為di.所有點(diǎn)均處在離心風(fēng)機(jī)葉輪中截面上，部分觀察點(diǎn)具體位置如圖2所示.

圖2　部分測試點(diǎn)位置示意圖Fig.2 Location drawing of some viewpoints

2　數(shù)值計(jì)算方法

2.1控制方程及湍流模型

掃路車用風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流動是三維黏性不可壓縮流動，遵循物理守恒定律，控制方程包括連續(xù)性方程、動量守恒方程以及湍流輸運(yùn)方程.

連續(xù)性方程：

動量守恒方程：

上述式中：ρ為密度；p為壓強(qiáng)；ν為運(yùn)動黏度；fi為體積力；μe為湍流黏性系數(shù)；μ為分子黏性系數(shù)，μt為渦流黏性系數(shù).

由于掃路車用風(fēng)機(jī)葉輪高速旋轉(zhuǎn)和強(qiáng)曲率效應(yīng)的影響，其內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)極其復(fù)雜，包含有葉片尾緣的分離尾跡流動、漩渦脫落以及泄漏流動等復(fù)雜流動現(xiàn)象，因此本文采用工程上應(yīng)用廣泛的R NGk-ε湍流模型.該模型通過對湍流黏性進(jìn)行修正，考慮了旋轉(zhuǎn)和曲率效應(yīng)對流動的影響，與標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型相比可以較好地處理高應(yīng)變率及流線彎曲程度較大的流動［2］.在R NGk-ε模型中，k方程和ε方程分別為：

2.2網(wǎng)格生成

采用三維建模軟件進(jìn)行實(shí)體建模，運(yùn)用專業(yè)網(wǎng)格劃分軟件生成網(wǎng)格.為了使掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部流動充分發(fā)展，在風(fēng)機(jī)進(jìn)、出風(fēng)口處各添加了一段延長管道.在劃分網(wǎng)格時，考慮到掃路車用風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性以及網(wǎng)格的生成質(zhì)量，采用分塊劃分網(wǎng)格，各個區(qū)域單獨(dú)生成合適的網(wǎng)格，相鄰的區(qū)域共用一個面.劃分網(wǎng)格時首先進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性計(jì)算，確保網(wǎng)格數(shù)量對計(jì)算精度不造成影響，確立了網(wǎng)格數(shù)約為1.14×106，2.4×106，6.33×106的3種網(wǎng)格.采用不同網(wǎng)格數(shù)進(jìn)行計(jì)算所對應(yīng)的性能曲線與試驗(yàn)性能曲線對比如圖3所示，考慮到數(shù)值預(yù)估的精度，本文選取網(wǎng)格數(shù)量約為6.33×106.蝸殼和葉輪采用適應(yīng)性較強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格，并對曲率變化較大的面進(jìn)行了網(wǎng)格加密［3］（如圖4所示）.模型各部分的網(wǎng)格數(shù)量分別為：進(jìn)口段814339，葉輪區(qū)域2717480，蝸殼區(qū)域2067721，出口段729813，風(fēng)機(jī)網(wǎng)格總數(shù)為6329353.圖4葉片和蝸舌表面網(wǎng)格

圖3　全壓與流量關(guān)系曲線Fig.3 Relation of total pressure and flow

圖4　葉片和蝸舌表面網(wǎng)格Fig.4 Grid distribution of blade and scroll

2.3近壁面處理方法

近壁面區(qū)域的流動由于其自身復(fù)雜特性及重要作用，一直是湍流模擬的熱點(diǎn)和難點(diǎn)，近壁面的處理對于湍流計(jì)算的精度也具有重要影響［4］.目前，應(yīng)用較廣的湍流數(shù)值計(jì)算方法是R AN S方法，它需要引入湍流模型才能使雷諾方程封閉可解.常用的R NGk-ε湍流模型是高雷諾數(shù)湍流模型，這些模型均是對于充分發(fā)展的湍流才有效.而近壁面附近區(qū)域的流動雷諾數(shù)較低，湍流的脈動影響不如分子黏性影響大，湍流發(fā)展并不充分，故高雷諾數(shù)湍流模型不能直接適用于近壁面附近區(qū)域的流場計(jì)算.為了使這些高雷諾數(shù)模型計(jì)算能夠延伸到壁面，可使用兩種方法為近壁區(qū)建模：標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法和增強(qiáng)壁面處理法.

采用不同的壁面處理，對網(wǎng)格有不同的劃分要求.考慮到掃路車用風(fēng)機(jī)強(qiáng)旋轉(zhuǎn)和強(qiáng)曲率效應(yīng)，結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法要求，本文y+的范圍確定為11. 25≤y+≤300［5］.

本文近壁面流動的處理方法采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法，葉片和蝸舌表面的y+分布如圖5所示，從圖中可以看出本文數(shù)值計(jì)算的網(wǎng)格劃分能滿足上述要求.

圖5　葉片和蝸舌表面y+分布Fig.5 y+distribution of blade and scroll

2.4方程離散與求解

計(jì)算時采用“多重坐標(biāo)系”（MR F）模型耦合動靜部分區(qū)域，即葉輪區(qū)域?yàn)樾D(zhuǎn)區(qū)域，采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，給定相應(yīng)的旋轉(zhuǎn)速度；其余區(qū)域?yàn)殪o止區(qū)域，采用靜止坐標(biāo)系.離散方法采用有限體積法，壓力速度耦合關(guān)系采用S I MP L E算法；湍動能、耗散率、動量方程的離散采用二階迎風(fēng)格式，使用速度入口及壓力出口邊界條件，其中進(jìn)口速度為24.76m/s，出口壓力為1個大氣壓.

葉片在葉輪內(nèi)沿圓周均勻分布，且轉(zhuǎn)速恒定，計(jì)算時間步長為6.41×10-5s，這個時間步長的選擇與葉輪的轉(zhuǎn)速有關(guān)，即每經(jīng)過360個時間步長，葉輪旋轉(zhuǎn)1周（時間為T）.這個時間很短，能夠獲取葉輪所需要的旋轉(zhuǎn)角度，每個時間步長迭代次數(shù)為20，葉輪轉(zhuǎn)速為2600r/m i m.

對掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)流場先作定常計(jì)算，取殘差小于1×10-4時計(jì)算收斂.然后將定常計(jì)算的結(jié)果作為非定常計(jì)算的初始化數(shù)據(jù)，進(jìn)行非定常計(jì)算.

3　計(jì)算結(jié)果及其分析

3.1方法驗(yàn)證

本文對掃路車用風(fēng)機(jī)在不同工況下的流動情況進(jìn)行了預(yù)測，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比分析.按照G B/T 1236—1985《通風(fēng)機(jī)空氣動力性能試驗(yàn)方法》的要求對掃路車用風(fēng)機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)裝置如圖6所示.

圖6　試驗(yàn)裝置Fig.6 Testing device

本文采用無量綱流量系數(shù)和全壓系數(shù)對結(jié)果進(jìn)行處理［6］，各工況下效率和全壓系數(shù)的仿真與測試結(jié)果的對比如圖7，8所示.從圖中可以看出，數(shù)值模擬結(jié)果的與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致，吻合良好，并且全壓內(nèi)效率曲線和全壓系數(shù)曲線的最大誤差在4%以內(nèi)，準(zhǔn)確預(yù)測了掃路車用風(fēng)機(jī)的性能變化情況，為后續(xù)掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)流場特性和壓力脈動分析奠定了基礎(chǔ).

圖7　試驗(yàn)和模擬的效率曲線Fig.7 Efficiency curve of experiment and simulation

圖8　試驗(yàn)和模擬的全壓系數(shù)曲線Fig.8 Total pressure coefficient curve of experimentand simulation

3.2葉輪內(nèi)部渦流特征分析

由于流體的黏性作用以及旋轉(zhuǎn)部件與靜止部件的動靜干涉，掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場呈現(xiàn)出全三維、非定常的流動特征.這種流動特征引起壓力場的壓力脈動，導(dǎo)致掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的產(chǎn)生.

圖9為掃路車用離心葉輪1個葉片流道內(nèi)同一截面、不同時刻的瞬態(tài)流線圖.從圖中可以看出，在長葉片進(jìn)口吸力面處，由于進(jìn)口沖角過大，使得長葉片吸力面上產(chǎn)生流動分離，整個流道流動情況惡化，該過程一直延續(xù)到葉輪出口，并在葉輪流道出口靠近蝸舌附近形成一個回流區(qū)，該回流區(qū)不斷地與蝸舌表面相互作用，使得蝸舌表面的壓力產(chǎn)生脈動，形成掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的一個來源.同時，在短葉片吸力面處，流道中一直存在一個大的漩渦區(qū)，幾乎堵塞整個流道，該漩渦區(qū)域與回流區(qū)的流動相互干涉，進(jìn)行能量交換，使得漩渦在1個葉輪旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)，周期性地經(jīng)歷產(chǎn)生、發(fā)展、耗散過程，該過程加劇了掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部壓力的脈動，成為掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流噪聲的主要來源［7］.上述分析結(jié)論表明，在掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部，由于蝸殼結(jié)構(gòu)的非對稱性作用，靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該非定常流動增加了葉輪氣流作用在蝸舌表面的脈動作用力，增大了掃路車用風(fēng)機(jī)的氣動噪聲.

圖9　葉輪與蝸舌相互作用瞬態(tài)流線圖Fig.9 Transient streamlines of the impellerand volute tongue interaction

如圖10所示，在蝸舌區(qū)域，始終存在一個低速漩渦區(qū)域，該漩渦周期性地經(jīng)歷產(chǎn)生、發(fā)展、壯大、脫落過程.漩渦的產(chǎn)生過程使得蝸舌表面受到非定常脈動力的作用，從而產(chǎn)生氣動噪聲.在葉片的尾部，由于漩渦的脫落，使得該處的速度場極其復(fù)雜，流體微團(tuán)受到拉伸、擠壓和扭曲變形作用［8-9］，從而產(chǎn)生較大的渦量值.湍流渦聲理論［10］認(rèn)為，氣動噪聲與漩渦的拉壓和變形密切相關(guān)，渦量是關(guān)聯(lián)氣動噪聲源的關(guān)鍵湍流量［11］.上述分析表明在掃路車用風(fēng)機(jī)靠近出口的蝸舌區(qū)域，始終存在一個低速、渦量值較小的漩渦區(qū)，而葉片尾部較大渦量值的存在加劇了風(fēng)機(jī)氣動噪聲的產(chǎn)生.因此，蝸舌結(jié)構(gòu)是影響氣動噪聲特性的關(guān)鍵參數(shù)，在其設(shè)計(jì)中需要著重考慮才能使得其氣動噪聲性能達(dá)到最佳.

圖10　蝸舌附近速度大小隨時間變化Fig.10Changes of volocity near volutetongue with time

3.3計(jì)算結(jié)果的時域分析

由于實(shí)際采集得到的壓力信號值較大，不利于分析觀察，因此本文將采集到的360個壓力脈動信號進(jìn)行去平均處理，即用各時間點(diǎn)壓力脈動值減去采集時間內(nèi)壓力平均值［12］：

式中：pi為原始采集壓力信號每一時間點(diǎn)壓力脈動值；Pi為去平均處理后每一時間點(diǎn)壓力脈動值；Pj為原始采集壓力信號每一時間點(diǎn)壓力脈動值.

如圖11所示，在蝸殼周向表面，蝸舌附近的壓力脈動最強(qiáng)烈，且B點(diǎn)處的壓力脈動最強(qiáng)，這是由于葉輪流道流出的流體垂直沖擊到蝸舌表面，使得此處的壓力脈動最強(qiáng)，因此是氣動噪聲的主要來源.圖12中葉片與蝸舌表面噪聲源分布（脈動壓力大小分布）也說明了這點(diǎn).從圖12中可以看出，蝸舌表面和靠近蝸舌附近的葉輪流道噪聲源分布值最大，其他位置處噪聲源值要小得多.這主要是由于葉輪和蝸舌的動靜干涉，使得該流道附近存在漩渦流動，流體渦團(tuán)周期性地從葉片尾端脫落，因此導(dǎo)致此處壓力脈動增強(qiáng)，從而產(chǎn)生較大的噪聲源.上述分析說明在掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部，正是由于葉輪與蝸舌非定常作用產(chǎn)生的漩渦，導(dǎo)致該區(qū)域的噪聲源值最大，成為風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源.

圖11　蝸殼周向壓力脈動情況Fig.11 Pressure fluctuation of thecircumferential volute

圖12　葉片與蝸舌表面噪聲源分布Fig.12 Noise source distribution ofimpeller and volute tongue

從圖13可以看出，在1個周期內(nèi)，葉片壓力面上的脈動峰值有30個，這與葉片數(shù)量（15片長葉片+15片短葉片）對蝸舌表面的非定常作用相吻合，呈明顯的周期性.而吸力面上壓力脈動的周期性則要微弱得多，這主要是由于吸力面上容易產(chǎn)生流動分離，形成漩渦從而產(chǎn)生渦流噪聲.由于葉片與蝸舌的非定常作用存在周期性，說明可以通過增大葉片與蝸舌的間距來削弱它們之間的非定常作用，由此降低掃路車用風(fēng)機(jī)的離散噪聲.

從圖14可以看出，與葉片壓力面上的脈動值不同，蝸舌表面的壓力脈動并沒有產(chǎn)生周期性變化.蝸舌表面的3個觀察點(diǎn)中，B點(diǎn)的壓力脈動值最大，A、C兩點(diǎn)的壓力脈動相對較弱.這主要是由于B點(diǎn)正對著葉輪流道氣流的打擊作用，因此該點(diǎn)壓力脈動最強(qiáng)［13］.

圖13　葉片表面壓力脈動隨時間變化圖Fig.13 Pressure fluctuation of the blade with time

圖14　蝸舌表面壓力脈動隨時間變化圖Fig.14 Pressure fluctuation of the volute tongue with time

4　結(jié)語

（1）掃路車用風(fēng)機(jī)靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該非定常流動增加了葉輪氣流作用在蝸舌表面的非定常脈動作用力，使得該區(qū)域的噪聲源值最大，成為掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源.

（2）掃路車用風(fēng)機(jī)蝸舌結(jié)構(gòu)形式及葉片與蝸舌間距對其氣動噪聲的產(chǎn)生具有重要影響，在設(shè)計(jì)時需要著重考量才能使得風(fēng)機(jī)氣動噪聲性能達(dá)到最佳.

（3）葉片壓力面比吸力面上的脈動周期性特征更強(qiáng)烈；正對葉輪流道的蝸舌區(qū)域壓力脈動最強(qiáng).

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Analysis on internal vortex and pressure pulsationproperties of road sweeper fan

LI Liang1，2，ZHANG Bin1，2，F(xiàn)U Ling1，2，XIAO Qing-lin1，TENG Xin-ke1，ZHANG Jin1，2（1.Zoomlion Heavy Industry Science &Technology Co.，Ltd.，Changsha 410013，China；2.State Key Laboratory of Construction Machinery，Changsha 410013，China）

Pertaining to the internal vortex and pressure pulsation properties of a specific road sweeperfan，a CFD numerical simulation method is first established.Then，the rationality and reliability of theproposed method are verified in comparison with simulation and testing results.Finally，it is indicatedthat，due to the strong vortex flow even recirculation near the volute tongue region，the fluidity is themajor source of fan aerodynamic noise.Owing that a low-speed vortex zone with small vorticity valuesexists near volute tongue outlet，the structural form of volute tongue and distance between blade andvolute tongue significantly impact aerodynamic noise.In addition，the periodic property of blade pressuresurface is stronger than that of blade suction surface，whereas the pressure pulsation of volute tongueagainst impeller flow passage is strongest.

acoustics；road sweeper fan；vortex；volute tongue；numerical simulation

TH 442

A

1672-5581（2015）06-0486-07

湖南省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（13J J 3130）

李 亮（1985-），男，工程師.E-m a i l：20924010@z j u.e d u.c n

張 斌（1983-），男，高級工程師.E-m a i l：s j t u 2009@163.c Om