小流量工況下旋渦自吸泵流動降噪優(yōu)化研究

王 洋 胡日新 湯海濤 汪 群 余昊謙 賈 靜

(江蘇大學流體機械工程技術研究中心， 鎮(zhèn)江 212013)

小流量工況下旋渦自吸泵流動降噪優(yōu)化研究

王 洋 胡日新 湯海濤 汪 群 余昊謙 賈 靜

(江蘇大學流體機械工程技術研究中心， 鎮(zhèn)江 212013)

為了研究旋渦自吸泵內部聲場特性，減少旋渦自吸泵在小流量工況下運行時的噪聲，采用CFD+Lighthill聲類比理論對旋渦泵內部聲場進行求解，并進行降噪優(yōu)化。首先利用CFX軟件提供的RNGk-ε模型，選取0.4Qd、0.8Qd及Qd3個流量點對旋渦泵進行非定常數(shù)值模擬，獲得不同工況下旋渦自吸泵內部壓力脈動情況。提取非定常計算所得的脈動力，導入聲學軟件ACTRAN中進行聲場計算，得到不同工況下旋渦泵出口聲壓級的大小、泵體內部的聲壓分布以及泵內部主要噪聲源分布。采用正弦調制葉片分布方式設計了調制角A為2°、4°、6°、8°的4種不同不等節(jié)距葉輪，通過對模型泵進行聲場計算，最后選取降噪效果較好的調制角A=4°的不等節(jié)距葉輪進行3D打印，并對3D打印樣品進行外特性和噪聲試驗驗證。結果表明：旋渦泵內部流動誘導噪聲與壓力脈動密切相關，主要是由葉輪與泵體的動靜干涉引起，其頻率特性與壓力脈動相似，2倍葉頻時聲壓最大。流量越小，旋渦泵出口聲壓級越大，其噪聲源主要分布在泵體流道及靠近流道出口隔舌處。調制角A=4°的不等節(jié)距葉片在小流量工況下對旋渦泵外特性性能影響不大，且能使小流量工況0.4Qd的噪聲下降2 dB，設計工況噪聲下降4 dB。

旋渦自吸泵； 壓力脈動； 流動誘導噪聲； 不等節(jié)距葉片； 數(shù)值模擬

引言

旋渦自吸泵是一種小流量、高揚程泵，運行時效率較低，噪聲比較大，具有自吸能力，廣泛應用于輸送小流量的酸、堿等腐蝕性液體，汽油、酒精等易揮發(fā)性液體以及船舶供水、鍋爐給水等方面[1]。

國內外學者對旋渦泵的研究主要關注旋渦泵各參數(shù)對旋渦泵性能的影響，通過研究改變葉片形狀、分布方式以及旋渦泵內部流道等方法來提高旋渦泵揚程和效率、降低能耗等[2-4]，對旋渦泵噪聲的研究相對較少。而隨著綠色工業(yè)的推進，旋渦泵運行時噪聲過大的問題開始逐漸制約著其市場的進一步發(fā)展，越來越引起人們重視。因此，從內流機理入手，對旋渦泵聲學特性進行預測，并配合相關的抑制和優(yōu)化手段對旋渦泵進行降噪具有實際意義[5-6]。

隨著現(xiàn)代聲學仿真技術的發(fā)展，采用數(shù)值模擬技術對泵內部流動誘導噪聲進行預測已成為降噪優(yōu)化的重要手段[7]。目前使用最為廣泛的是混合法[8]，它把聲學數(shù)值模擬分為兩步：第一步，利用CFD求解流場。將流體看成不可壓縮流體，采用Reynolds時均法，選擇合適的湍流模型對時均化的N-S方程進行封閉，求解控制方程。目前應用最廣泛的湍流模型為兩方程湍流模型[9-10]。第二步，基于CFD得到的流動信息，根據(jù)Lighthill 聲類比理論定義等價聲源，進行聲學計算[11-12]。

本文針對浙江省某企業(yè)一款旋渦自吸泵小流量工況運行時噪聲過大的問題，基于Lighthill聲類比理論采用間接混合法著重研究0.4Qd、0.8Qd和Qd3個工況下旋渦泵內流特性及聲場特性，在深入研究其內部流場和聲場基礎上，分析流場對聲場的影響，找到旋渦泵的主要噪聲源，探討旋渦泵內部流動誘導噪聲的傳播規(guī)律，在此基礎上采取一定的降噪優(yōu)化手段，并進行試驗驗證。

1 計算模型及網(wǎng)格劃分

1.1 計算模型

選取浙江省某企業(yè)的一款旋渦自吸泵為研究對象，其主要設計參數(shù)：流量Qd=2 m3/h ，揚程H=24 m，轉速n=2 900 r/min，葉片兩側交錯分布，葉片數(shù)Z=40，葉輪外徑D2=76 mm，葉輪出口寬度b2=8 mm,流道截面形狀為矩形，流道寬度B=16 mm。采用Pro/E 5.0軟件對旋渦泵進行三維全流場建模，如圖1所示。其計算域主要分為：泵體、葉輪、進口段、出口段4部分。為了減少進、出口可能存在的回流影響，使流場計算結果更加準確，對進口段水體和泵體出口段水體進行了5倍直徑的延長。

圖1 泵體和葉輪計算域Fig.1 Computational domains of pump body and impeller

1.2 計算網(wǎng)格及無關性檢驗

由于旋渦泵幾何結構復雜，采用ANSYS ICEM對旋渦自吸泵各計算域進行非結構網(wǎng)格劃分。旋渦泵泵體隔舌處間隙較薄，該區(qū)域的網(wǎng)格質量對流動的影響較大，因此對泵體隔舌間隙處進行局部加密處理，如圖2所示，同時為了保證網(wǎng)格質量及計算準確性，對葉片表面、葉輪壁面以及葉輪與泵體交界面進行面加密處理。

圖2 泵體葉輪網(wǎng)格Fig.2 Grids of pump body and impeller

圖3 不同網(wǎng)格數(shù)下的揚程Fig.3 Head under different mesh elements

在保證網(wǎng)格質量的前提下選用了7種不同網(wǎng)格尺寸對網(wǎng)格進行劃分，并進行網(wǎng)格無關性檢驗。如圖3所示，從圖中可以看出隨著總網(wǎng)格數(shù)的增加，模擬結果漸趨于穩(wěn)定，當網(wǎng)格總數(shù)達到150萬附近時，隨著網(wǎng)格數(shù)增加，模擬揚程變化很小，此時可以認為網(wǎng)格對計算結果無影響。綜合考慮計算所需資源以及準確性，最終確定本文采用的網(wǎng)格單元總數(shù)約180萬，其中葉輪網(wǎng)格數(shù)約為53萬，泵體網(wǎng)格數(shù)約為120萬，進出水管路各占約3.5萬。葉輪網(wǎng)格質量在0.36以上，泵體網(wǎng)格質量在0.32以上，葉片表面y+(第一層網(wǎng)格質心到壁面的無量綱距離)分布集中在18～348之間，葉輪壁面y+分布集中在17～320之間，由于近壁區(qū)采用的是Scalable壁面函數(shù)[13]，且本文關注的是漩渦泵內部整體流動誘導產(chǎn)生的噪聲，著重研究湍流核心區(qū)內部流動對流動噪聲的影響，壁面剪切力以及粘性子層的數(shù)據(jù)并不是本文研究的重點，因此y+分布滿足計算要求[14]。

2 數(shù)值模擬方法

2.1 流場計算

采用CFX對模型泵進行三維全流場瞬態(tài)場數(shù)值計算，由于RNGk-ε模型對湍動粘度進行了修正，考慮了平均流動中的旋轉及旋流流動情況，同時在ε方程中增加了反映主流的時均變率Eij，較標準k-ε模型能更好處理高應變率及流線彎曲程度較大的復雜流動，對壁面邊界層網(wǎng)格要求較低，考慮到計算能力，湍流模型選擇采用RNGk-ε模型[15]，并采用有限體積法對控制方程進行二階精度的空間離散，時間離散采用全隱格式[16]。邊界條件設為壓力進口、質量流量出口，固體壁面采用無滑移邊界條件，近壁區(qū)采用Scalable壁面函數(shù)處理。定常計算時葉輪與泵體交界面設為凍結轉子模型。非定常計算葉輪與泵體交界面設為Transient rotor-state，同時為了加速收斂，在定常計算的基礎上進行非定常數(shù)值計算，共計算6個周期，定義葉輪每旋轉1°計算一次，非定常時間步長為Δt=5.747 126 4×10-5s，總計算時間t=0.124 137 91 s，當每個計算時間步長內的迭代次數(shù)達10次或控制方程變量的絕對殘差均小于10-4時進入下一個時間步迭代。

為監(jiān)測各個工況下漩渦泵內部壓力脈動變化，在旋渦自吸泵隔舌處每隔5°設置一個監(jiān)測點，流道壁面設置7個監(jiān)測點，共13個監(jiān)測點，監(jiān)測點分布如圖4所示。

圖4 監(jiān)測點分布圖Fig.4 Monitoring points distribution diagram of pump

2.2 聲場計算

提取非定常計算所得的速度、密度、壓力作為聲場計算的時域信號。利用聲學軟件ACTRAN進行聲場計算，圖5為旋渦泵聲學計算模型。

圖5 聲學計算模型Fig.5 Acoustic computation model1.體源域 2.面源域 3.聲傳播區(qū)域 4.無反射邊界

計算時，泵體為體聲源；葉輪與進口的聲源信息轉換至葉輪與泵體交界面處，設為面聲源域。在泵體進出口管路內各設置一個場點監(jiān)測聲壓級。為了保證計算準確，需保證聲學網(wǎng)格的單元最大長度不大于最大頻率處聲波波長的1/6[17]，根據(jù)本文計算的旋渦泵最大頻率9 000 Hz及聲音在水中的傳播速度1 497 m/s，最終確定本文聲學網(wǎng)格長度為25 mm。由于漢寧窗函數(shù)[18]旁瓣泄漏少，計算時，為了減少頻譜泄漏與畸變，在傅里葉變換中加入漢寧窗函數(shù)。由于人為地對泵體進出口進行了聲源截斷，為了消除截面產(chǎn)生的虛假偶極子聲源影響，計算時加入濾波長度為0.1 mm的余弦濾波函數(shù)[19]。

3 模擬結果分析

3.1 外特性對比

圖6為模擬結果與試驗結果對比圖，從圖中可以看出，模擬揚程和效率與試驗結果有一定的偏差，這主要是由于在數(shù)值計算過程中，忽略了由泄漏引起的容積損失和軸承、摩擦副等引起的機械損失。但總體來說模擬揚程和效率與試驗結果的變化趨勢基本一致，尤其是在小流量工況下吻合度較好，設計工況下計算值與試驗值相比，揚程誤差為3.9%，效率誤差為1.3%，說明流場數(shù)值計算結果準確度較高，具有一定的參考價值，其計算結果可以作為后續(xù)聲場計算的信號源。

圖6 外特性曲線對比Fig.6 Comparison curves of pump performance

3.2 壓力脈動分析

選取0.4Qd、0.8Qd及Qd(Qd表示設計流量)3個流量點對旋渦泵的壓力脈動進行分析。本文研究的旋渦泵葉片數(shù)Z=40,轉速n=2 900 r/min，計算得到軸頻為48.33 Hz,葉頻為1 933.33 Hz。圖7為不同工況下監(jiān)測點的壓力脈動頻域特性。

圖7 不同工況下監(jiān)測點壓力脈動頻域特性Fig.7 Frequency spectra of pressure fluctuation of monitoring points under different operating conditions

由圖7可以看出，旋渦泵的壓力脈動由離散頻率和寬頻2部分組成，以離散頻率為主，且隨著流量的增加壓力脈動的幅值逐漸減小。在相同流量下，隔舌及流道壁面處各個監(jiān)測點的壓力脈動幅值均集中在葉頻、2倍葉頻、3倍葉頻、4倍葉頻處，2倍葉頻脈動幅值最大。流道壁面的壓力脈動幅值較小，遠小于隔舌處監(jiān)測的壓力脈動幅值，這主要是由于葉輪周期性地掃過隔舌，引起隔舌處較為劇烈的壓力脈動。從圖7c可以看出，在隔舌處的監(jiān)測點P1～P6，越靠近流道出口隔舌處的監(jiān)測點壓力脈動的幅值越大，P1處的脈動幅值最高，說明在設計工況下，流道出口隔舌處是旋渦泵葉輪與泵體隔舌動靜干涉最強的區(qū)域。通過對比可以發(fā)現(xiàn)，流量越小，壓力脈動的程度越劇烈。在小流量工況下，P1～P6監(jiān)測點中，同樣是 P1監(jiān)測點壓力脈動幅值最大，但P1～P6監(jiān)測點不具備像設計工況下的壓力脈動漸變趨勢，這可能是由于小流量工況下旋渦泵內部流動非常紊亂導致規(guī)律性不太明顯。

3.3 聲場計算結果分析

3.3.1出口處的聲壓級

聲壓級的計算公式為

Spl=20lg(pe/pref)

(1)

式中pe——聲壓pref——參考聲壓

水的參考聲壓一般取10-6Pa。為了研究旋渦泵輻射噪聲頻譜特性，給出了不同流量下旋渦泵出口場點P2的聲壓級頻譜圖，如圖8所示。從圖中可以看出，旋渦泵的流動噪聲主要由寬頻噪聲和離散噪聲2部分組成，不同工況下，最大聲壓級峰值均出現(xiàn)在2倍葉頻處，且在葉頻及其倍頻處聲壓級均有峰值出現(xiàn)，呈現(xiàn)較強的離散性，與前文壓力脈動分析的結果一致，說明旋渦泵內部流動誘導噪聲的頻率特性與壓力脈動相似。隨著流量的增加，最大聲壓級的峰值逐漸減小，峰值依次為：186.19、185.12、184.52 dB，這與該泵實際運行時小流量工況下噪聲較大的現(xiàn)實相一致，同時也說明使旋渦泵在設計工況下運行是較好的控制旋渦泵噪聲的方法之一。

3.3.2聲壓云圖

由于旋渦泵內部流動誘導噪聲的峰值主要集中

圖8 不同流量下場點P2聲壓級頻譜Fig.8 Sound pressure of field point P2 at different flow rates

在葉頻及其倍頻下，而本文研究的主要目的是為了解決小流量工況下旋渦泵噪聲過大問題，因此給出小流量0.4Qd下旋渦泵泵體內葉頻及其倍頻處的聲壓云圖，如圖9所示。從圖中可以看出，在0.4Qd下，聲傳播區(qū)域的聲壓級基本不變，以平面波的形式向前傳播。2倍葉頻處的聲壓級最大，同一頻率下，泵體流道內聲壓級較大，其他位置的聲壓較小，說明泵體流道位置是主要的噪聲輻射源，從其他位置輻射的噪聲較小，說明旋渦泵內部動靜部件的干涉作用可能是旋渦泵內部流動誘導噪聲產(chǎn)生的主要原因之一。

3.3.3聲源云圖分析

為了更詳細地了解旋渦泵內部的主要噪聲源分布區(qū)域，對其內部的聲源分布進行分析，聲源場分布即Lighthill方程中聲源項的傅里葉變換模值分布，以聲壓級形式表示(pref=10-6Pa)。由于0.4Qd下2倍葉頻處的聲壓級最大，因此給出2倍葉頻處的體聲源和面聲源分布云圖，如圖10所示。從圖10a可以看出，體聲源主要分布在流道內部、隔舌處、泵體流道進口及出口處，隔舌位置體聲源密度最大，流道內次之，隔舌位置的體聲源主要是由于葉片與蝸殼隔舌的動靜干涉作用引起。流道內體聲源可能是由于液體沖擊隔舌、葉輪與泵體流道內液體能量交換引起的縱向和徑向漩渦等造成的。流道進口處的聲源可能是由于小流量工況下的不穩(wěn)定進流、液體沖擊葉輪導致的。從圖10b可以看出，流道內部面聲源主要集中在隔舌及葉輪流道頂部交接面處。葉輪流道頂部交接面處的聲源主要是由于葉輪與隔舌的動靜干涉引起葉輪流道內流動狀態(tài)發(fā)生較大變化，流體沖擊葉輪以及流出葉輪的液體與流道內的液體相互撞擊引起的。從圖中可以看出，在泵體隔舌處，越靠近流道出口，聲源分布越密集，這與前文壓力脈動分析結果一致，說明葉輪與隔舌的動靜干涉作用產(chǎn)生的不穩(wěn)定脈動力是旋渦泵流動誘導噪聲的主要噪聲源。

圖9 0.4Qd不同頻率的聲壓級Fig.9 Sound pressure level at different frequencies of 0.4Qd

圖10 體聲源和面聲源分布云圖Fig.10 Cloud charts of volume and area sound source distribution

4 降噪優(yōu)化與試驗驗證

4.1 降噪優(yōu)化

在風機中經(jīng)常采用不等節(jié)距葉片降低葉輪離散噪聲的方法進行降噪處理。該方法主要是采用不等節(jié)距葉片破壞葉輪葉片均勻分布特性，使相鄰兩葉片撞擊隔舌的相位差不同，從而減小脈動強度，使基頻處的脈動峰值削弱和分散成峰值更小的分布[20-22]?；谇拔姆治?，旋渦泵流動誘導噪聲過大主要也是由于葉輪與隔舌的動靜干涉引起的不穩(wěn)定脈動力導致的。因此本文嘗試參考風機中不等節(jié)距葉片降噪的方法對模型泵進行降噪處理。本文采用經(jīng)典的EWALD頻率調制規(guī)律[23]，采用正弦調制葉片分布方式，設計了4種調制角A分別為2°、4°、6°、8°的不等節(jié)距葉輪，A=0°為等節(jié)距葉輪。其葉片分布與周向葉距角分布如圖11、12所示，其分布公式為

φ′n=φn+Asin(Nφn)

(2)

式中φn——等節(jié)距分布時第n個葉片應安裝的位置

φ′n——不等節(jié)距分布時第n個葉片安裝的位置

N——調制量的循環(huán)次數(shù)，取1

圖11 非等距葉片分布示意圖Fig.11 Schematic diagram of unequal spacing blade distribution

圖12 葉片周向葉距角分布圖Fig.12 Blade peripheral intersection angle distribution

在0.4Qd工況下對調制角為2°、4°、6°和8°的4種不同葉片分布方式的葉輪聲場進行數(shù)值計算，得到其泵體出口場點P2的最高聲壓級分別為：188.23、182.23、184.44、185.14 dB，可以看出，0.4Qd下調制角A為4°的不等節(jié)距葉輪降噪效果最好，泵體出口場點P2的最大聲壓級由186.19 dB降至182.23 dB。

用3D打印方法做出調制角A=4°的實體葉輪，如圖13所示。在開式試驗臺上進行外特性和噪聲試驗，驗證模擬結果的可靠性。

圖13 不等節(jié)距葉輪與試驗臺Fig.13 Unequal spacing blade impeller and pump testing platform

4.2 外特性對比

外特性對比結果如圖14所示，對比2種不同節(jié)距葉片分布方式的葉輪可以看出，等節(jié)距葉輪和調制角A=4°的不等節(jié)距葉輪，模擬揚程相差不大，隨流量變化趨勢一致，效率在小流量工況下基本一致，大流量工況下有一定誤差，但總體變化趨勢一致，吻合度較好，說明調制角A=4°的不等節(jié)距葉輪對旋渦泵外特性性能影響不大，尤其是在小流量工況下，揚程和效率基本與等節(jié)距葉輪一致。

圖14 不等節(jié)距葉片對泵外特性的影響Fig.14 Effect of unequal spacing blade on performance of pump

4.3 降噪效果驗證

采用型號為日本RION理音NL-22型聲級計，選取0.4Qd和Qd2個工況點對2種不同葉片分布方式的模型泵進行噪聲測試，測試結果如表1所示。

表1 不同流量下噪聲測試對比Tab.1 Comparison of experiment SPL atdifferent flows dB

可以看出采用A=4°的不等節(jié)距葉片在設計工況和小流量工況下都有一定的降噪效果，說明將風機上經(jīng)常采用的不等節(jié)距葉片方法應用在旋渦泵上進行降噪是可行的，同樣能起到削弱和分散離散噪聲峰值的作用，達到降噪的目的。

5 結論

(1)旋渦泵流動誘導噪聲的產(chǎn)生主要是由葉輪與泵體隔舌之間的動靜干涉作用引起，流量越小，泵體出口聲壓級越大，噪聲源主要集中在泵體流道和隔舌位置，隔舌是主要的噪聲源，且流量越小聲源密度越大，越靠近流道出口隔舌處聲源密度越大。

(2)旋渦泵內部離散噪聲傳播特性與壓力脈動情況基本一致，噪聲峰值與脈動強度密切相關，噪聲分布主要集中在葉頻及其倍頻處，2倍葉頻處聲壓級最大。

(3)采用不等節(jié)距葉片對旋渦泵進行降噪的方法是可行的。合理調制角不僅對外特性性能影響不大且能削弱和分散離散噪聲峰值，達到降噪目的。調制角A=4°的不等節(jié)距葉輪對本文研究的旋渦泵外特性性能影響不大，且能使小流量0.4Qd下使噪聲下降2 dB，設計工況下使噪聲下降4 dB。

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Flow-inducedNoiseofSelf-primingVortexPumpatLow-flowRate

WANG Yang HU Rixin TANG Haitao WANG Qun YU Haoqian JIA Jing

(ResearchCenterofFluidMachineryEngineeringandTechnology,JiangsuUniversity,Zhenjiang212013,China)

In order to research the internal sound field characteristics and reduce the running noise of self-priming vortex pump at low-flow rate, the CFD and Lighthill sound analogy theory was adopted to solve the internal acoustic field and optimize the noise of self-priming vortex pump. Firstly, the pressure fluctuation of self-priming vortex at 0.4Qd，0.8QdandQdwere obtained from the unsteady simulation with the RNGk-εturbulence model in CFX software. The datum of pressure fluctuation were extracted and input into the ACTRAN acoustics software, the SPL of the pump discharge, internal sound pressure distribution and main noise source in pumps at different flows were got by acoustic field calculation. Then，according to the laws of the Ewald frequency modulation, four different types of unequal spacing impellers were designed with modulation angleAof 2°, 4°，6°and 8°. Finally, the acoustic field calculation of four different impellers was conducted, the impeller with unequal spacing andAvalue of 4°had lower noise, whose sample made by 3D printing was chosen to conduct the performance and noise reduction test. The simulation results showed that the flow-induced noise of self-priming vortex pump was closely related to the pressure fluctuation which mainly caused by rotor-stator interaction，both of them had the same frequency characteristic，the maximum sound pressure appears at two times blade passing frequency. With the decrease of the flow rate, the SPL of the pump discharge was increased, the sound source of the self-priming vortex pump was mainly distributed in the channel and the tongue close to the pump discharge. The noise test results showed that the impeller sample withAvalue of 4°had little effect on the performance of the self-priming vortex pump and can reduce noise at low-flow rate, under the design point, noise can be decreased by 4 dB, and it can be decreased by 2 dB when low flow was 0.4Qd.

self-priming vortex pump; pressure fluctuation; flow-induced noise; unequal spacing blade; numerical simulation

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.11.023

TH314

A

1000-1298(2017)11-0188-08

2017-02-27

2017-04-01

國家高技術研究發(fā)展計劃(863計劃)項目(2011AA100506)、國家自然科學基金項目(51379091)和江蘇高校優(yōu)勢學科建設工程項目(PAPD)

王洋(1955—)，男，研究員，博士生導師，主要從事流體機械及工程研究，E-mail： pgwy@ujs.edu.cn