單葉片離心泵水動力噪聲特性數(shù)值分析

郎濤，金力成，劉玉濤，陳刻強(qiáng)，徐恩翔

(江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江212013)

作為無堵塞泵的一種，單葉片離心泵由于其葉輪只有1個(gè)大包角的葉片，故具有通過能力強(qiáng)、耐磨損等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于污水、造紙、石化等行業(yè).但由于葉輪流道內(nèi)僅有一枚葉片，因此對流體做功能力較弱，葉輪內(nèi)部流動分離和葉片前緣、尾緣渦脫落現(xiàn)象顯著，單葉片泵內(nèi)部流場具有強(qiáng)烈的非定常特性[1].

水動力噪聲是離心泵在運(yùn)行過程中的主要噪聲成分.水動力噪聲按照噪聲成分可以分為流激噪聲和流激振動噪聲2個(gè)部分.由TAM[2]1974年率先提出“聲學(xué)反饋回路”模型之后，ARBEY等[3]、DESQUESNES等[4]對該模型進(jìn)一步拓展，將其運(yùn)用在解釋尾緣渦脫落所產(chǎn)生的離散振動噪聲中.HOWE[5]提出的“葉片鋸齒尾緣的降噪理論模型”被廣泛運(yùn)用于葉片湍流邊界噪聲研究.國內(nèi)的研究主要是探索如何降低動靜干涉誘發(fā)的噪聲.DONG等[6]提出水動力噪聲的主要來源是葉輪與蝸殼間的動靜干涉.何濤等[7]提出噪聲的能量主要集中在葉頻及其低階諧頻處.袁壽其等[8]、司喬瑞等[9]基于CFD和LIGHTHILL聲比擬理論對離心泵蝸殼內(nèi)部聲場進(jìn)行求解，發(fā)現(xiàn)蝸殼內(nèi)部流動誘導(dǎo)噪聲聲源主要分布在隔舌附近，與壓力脈動直接相關(guān).離心泵內(nèi)的水動力噪聲研究雖然獲得了一些進(jìn)展，但是仍主要集中在聲學(xué)有限元等軟件的簡單工程應(yīng)用上，針對單葉片離心泵的水動力噪聲的研究相對較少.

文中針對單葉片離心泵的噪聲特性，對泵內(nèi)壓力脈動與噪聲情況進(jìn)行分析研究，比較不同流量下的離心泵內(nèi)場噪聲，探究壓力脈動的分布特性對于單葉片離心泵的內(nèi)部水動力噪聲的影響.

1 聲場求解理論

目前對于旋轉(zhuǎn)機(jī)械水動力噪聲的研究中，運(yùn)用最廣泛的方法就是混合數(shù)值模擬[10]的方法，其思路是將整個(gè)聲場劃分為聲源區(qū)域與聲傳播區(qū)域，先采用CFD方法模擬計(jì)算獲得泵的內(nèi)部流場數(shù)據(jù)信息；然后將流場中的壓力脈動信息通過插值、耦合的方法轉(zhuǎn)化為聲源信息；最后，基于聲波傳播方程法或聲比擬方法，對聲場進(jìn)行預(yù)測模擬.

在氣動聲學(xué)的研究中，LIGHTHILL[11]提出了聲比擬法，并給出了LIGHTHILL方程，即

(1)

式中：ρ為流體密度;ρ0為參考密度；t為時(shí)間；c0為聲速；Tij為LIGHTHILL應(yīng)力張量；x為空間坐標(biāo)，下標(biāo)i，j表示坐標(biāo)軸方向分量，遵從張量中的求和約定;u為流體速度；p為流體受到的壓強(qiáng)；p0為未受擾動時(shí)流體受到的壓強(qiáng).此方程適合無邊界的自由空間.

WILLIAMS等[12]運(yùn)用擴(kuò)展的Kirchhoff積分方法，將CURLE[13]的結(jié)果擴(kuò)展到運(yùn)動固體邊界，從而給出了LIGHTHILL聲比擬的最一般形式，即FW-H方程

(2)

式中：ps為聲壓；δ(f)為Dirac delta函數(shù)；H(f)為Heaviside函數(shù)；u為流體速度分量；v為表面速度分量；t為時(shí)間；ni為沿聲源表面外法線的單位法向量；Pij為壓縮應(yīng)力張量；下標(biāo)n，i，j分別表示沿固體聲源外法線方向和聲場坐標(biāo)系的i，j方向.

FW-H方程中將聲源項(xiàng)分為單極子、偶極子和四極子3個(gè)部分，其中單極子聲源項(xiàng)中包含固體壁面的運(yùn)動速度，表示物體運(yùn)動時(shí)與流場產(chǎn)生的作用；偶極子聲源項(xiàng)含有壁面脈動壓力，代表流場中偶極子聲源對噪聲的貢獻(xiàn)；四極子聲源項(xiàng)為LIGHTHILL聲源項(xiàng).根據(jù)聲比擬理論，湍流噪聲具有四極子聲源特性，對于離心泵，內(nèi)部的流動馬赫數(shù)遠(yuǎn)小于1，因此，湍流本身的聲波無法有效到達(dá)遠(yuǎn)場.但是湍流與泵的葉輪以及蝸殼或?qū)~之間的干涉過程中四極子聲源會發(fā)生散射，轉(zhuǎn)子或靜子表面會產(chǎn)生強(qiáng)烈的壓力脈動，進(jìn)而產(chǎn)生偶極子聲源，輻射效率增大.所以在數(shù)值模擬研究中常常只考慮偶極子聲源對聲場的貢獻(xiàn).

2 數(shù)值計(jì)算模型及方法

以1臺2.2 kW單葉片離心泵為研究對象，其主要設(shè)計(jì)參數(shù)中，設(shè)計(jì)流量QG為20 m3/h，設(shè)計(jì)揚(yáng)程H為11 m，轉(zhuǎn)速n為2 940 r/min，由于葉輪中僅有1枚葉片，所以葉輪轉(zhuǎn)動的一階軸頻APF和葉頻BPF均為49 Hz，比轉(zhuǎn)數(shù)ns為132.其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示.

圖1 單葉片離心泵結(jié)構(gòu)示意圖

2.1 網(wǎng)格劃分

為了獲得更準(zhǔn)確的流場結(jié)果，所有的計(jì)算域均繪制了高質(zhì)量的六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格.將計(jì)算域分為葉輪、泵腔、蝸殼、進(jìn)口管段和出口管段5個(gè)主要部分.考慮到前泵腔的口環(huán)泄漏損失以及前后泵腔的圓盤摩擦損失，繪制網(wǎng)格時(shí)對所有的近壁面網(wǎng)格做了加密，使得全局y+為0.2～80.0，滿足湍流模型計(jì)算要求.圖2為葉輪、泵腔、蝸殼計(jì)算域以及葉輪水體網(wǎng)格和蝸殼水體網(wǎng)格.計(jì)算域各部分網(wǎng)格數(shù)中，葉輪域、泵腔域、蝸殼域、進(jìn)口管域、出口管域、總網(wǎng)格數(shù)分別為2 678 712，2 937 064，3 043 968，2 191 776，657 900和11 509 420.

圖2 計(jì)算域網(wǎng)格

2.2 流場計(jì)算條件設(shè)置

基于ANSYS CFX，根據(jù)ITTC-CFD不確定度分析推薦規(guī)程[14]，通過對模型進(jìn)行驗(yàn)證后選定文中采用SSTk-ω湍流模型,其中，定常流場共計(jì)算了0.6QG，1.0QG及1.4QG這3個(gè)工況，非定常流場以設(shè)計(jì)工況點(diǎn)1.0QG的定常流場結(jié)果為初始條件，模擬求解設(shè)計(jì)工況點(diǎn)下單葉片泵內(nèi)部非定常流動狀況.數(shù)值模擬中采用多重坐標(biāo)系(MRF)，葉輪域設(shè)置為旋轉(zhuǎn)域，其余流體域均為靜止域，定常模擬時(shí)動靜域之間的數(shù)據(jù)傳遞通過凍結(jié)轉(zhuǎn)子交界面(frozen-rotor interface)，而非定常模擬時(shí)則采用滑移網(wǎng)格技術(shù)的轉(zhuǎn)/靜交界面法(transient rotor/stator interface).采用25 ℃清水作為介質(zhì)，整個(gè)計(jì)算域的固體壁面均設(shè)置為無滑移壁面，且表面粗糙度按照鑄件表面實(shí)際加工精度設(shè)置為50 μm.進(jìn)口邊界條件設(shè)置為總壓進(jìn)口，出口邊界條件為流量出口，湍流強(qiáng)度為5%.為了保證進(jìn)口段流動在泵進(jìn)口面上游已經(jīng)得到充分發(fā)展，進(jìn)口管段長度設(shè)為20倍管徑(1 m).

在葉片壁面設(shè)置諸多靜壓監(jiān)測點(diǎn)，從后蓋板至前蓋板做中截面，即為span0.5截面，圖3a所示為葉片span0.5壁面的壓力監(jiān)測點(diǎn).

圖3 葉片壓力監(jiān)測點(diǎn)分布

在壓力面的交線上等距定義25個(gè)監(jiān)測點(diǎn)PS1—PS25；同樣在吸力面上也定義25個(gè)監(jiān)測點(diǎn)SS1—SS25；在尾緣面的交線上等距定義5個(gè)監(jiān)測點(diǎn)TE1—TE5.泵體內(nèi)壁面監(jiān)測點(diǎn)如圖3b所示也分為3個(gè)部分，V1—V16為每隔22.5°均勻分布在蝸殼內(nèi)壁面的監(jiān)測點(diǎn)；C1—C12為每隔30°均勻分布在前泵腔內(nèi)壁面的監(jiān)測點(diǎn)，其中V1,C1為0°位置，即葉輪初始位置，以葉輪旋轉(zhuǎn)方向即逆時(shí)針方向?yàn)檎?由于隔舌部位為靜子和轉(zhuǎn)子動靜干涉作用中最主要的部分，故在隔舌區(qū)域等距分布7個(gè)監(jiān)測點(diǎn)T1—T7.

綜合考慮計(jì)算時(shí)間和精度，在定常模擬過程中，所有不同流量工況點(diǎn)的求解器設(shè)置相同，時(shí)間步長為1/ω，即0.003 248 s，迭代步長為2 000步，收斂精度為10-6.在非定常模擬過程中，每3°為1個(gè)時(shí)間步長，這個(gè)時(shí)間步長足夠采集動態(tài)壓力信號，葉輪共轉(zhuǎn)動14周，共計(jì)1 680個(gè)時(shí)間步，收斂精度為10-4.當(dāng)設(shè)定的監(jiān)測點(diǎn)數(shù)值波動達(dá)到周期穩(wěn)定時(shí)，即可認(rèn)為計(jì)算收斂.文中從第5圈開始，共提取10圈數(shù)據(jù)進(jìn)行非定常流場分析.

2.3 聲場計(jì)算方法

將通過ANSYS計(jì)算得到的蝸殼內(nèi)壁面偶極子聲源和葉片表面旋轉(zhuǎn)偶極子聲源信息分別導(dǎo)入LMS Virtual Lab中.

為節(jié)省計(jì)算資源，需要對網(wǎng)格進(jìn)行粗化，網(wǎng)格單元的大小需要嚴(yán)格按照1個(gè)波長網(wǎng)格數(shù)大于6的標(biāo)準(zhǔn)來計(jì)算，而波長是依據(jù)最高頻率來確定的，本次數(shù)值模擬的網(wǎng)格數(shù)為91 822，節(jié)點(diǎn)數(shù)為95 964，最高有效計(jì)算頻率為102 354 Hz，能夠很好地滿足聲場模擬計(jì)算的需要.圖4為聲學(xué)有限元網(wǎng)格.

圖4 聲學(xué)有限元網(wǎng)格

聲壓級設(shè)置為基于空氣的基準(zhǔn)聲壓，在泵內(nèi)z=0 面上的蝸殼基圓位置設(shè)置1圈指向性場點(diǎn)，圓心為軸心，半徑r=62.5 mm.流體介質(zhì)為水，密度ρwater=1 000 kg/m3，并且水中的聲速cwater=1 500 m/s，采用的聲源信號為CFD模擬中的第5—14圈壓力脈動數(shù)據(jù)，設(shè)置泵的進(jìn)出口面的吸聲屬性聲阻抗值z=ρwatercwater=1.5×106Pa·s/m3，同時(shí)將蝸殼的內(nèi)壁面網(wǎng)格設(shè)定為全反射壁面.

采用Conservative maximum distance算法計(jì)算數(shù)據(jù)的映射過程，降低映射過程中的能量損失.同時(shí)根據(jù)聲傳播計(jì)算采用頻域法計(jì)算思路，需要將流體壓力的時(shí)域信號轉(zhuǎn)化為頻域形式的數(shù)據(jù).假設(shè)泵的進(jìn)出口不會發(fā)生聲反射，在泵的進(jìn)出口設(shè)置聲阻抗作為吸聲邊界條件.

根據(jù)FW-H理論模擬旋轉(zhuǎn)偶極子噪聲，將其作為葉片載荷的壓力脈動轉(zhuǎn)化為旋轉(zhuǎn)偶極子聲源，如圖5所示.葉輪旋轉(zhuǎn)偶極子在定義聲源邊界條件時(shí)，將CFD網(wǎng)格中所有的面元簡化為1個(gè)點(diǎn)源，該點(diǎn)源處保存有壓力脈動的時(shí)域信號信息，同時(shí)Virtual Lab會通過等效聲源法，將旋轉(zhuǎn)偶極子等效為扇聲源，將葉輪分段，使每個(gè)分段相對于聲波波長都可看作是1個(gè)緊致聲源，同時(shí)將葉片各分段表面的載荷積分到該段的質(zhì)心位置，從而得到葉輪的總載荷.為了獲得寬頻帶噪聲，把各點(diǎn)的時(shí)域壓力脈動信號等時(shí)長分段，在之后的聲學(xué)計(jì)算中通過設(shè)定葉輪轉(zhuǎn)速和次諧頻的數(shù)目實(shí)現(xiàn)對寬頻帶內(nèi)噪聲的計(jì)算.在計(jì)算中，設(shè)定分段時(shí)長為10圈，葉輪轉(zhuǎn)速為2 940 r/min，計(jì)算諧頻階數(shù)為50，次諧頻數(shù)為9.

圖5 生成扇聲源

2.4 試驗(yàn)驗(yàn)證

通過構(gòu)建水泵外特性試驗(yàn)臺，測試泵的水力性能來驗(yàn)證數(shù)值模擬的可靠性.試驗(yàn)臺按照GB/T 3216—2016標(biāo)準(zhǔn)中要求的1級精度來布置，如圖6所示.

圖6 水泵外特性試驗(yàn)臺簡圖

將試驗(yàn)得到的流量-揚(yáng)程、流量-效率特性曲線與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行了對比，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，模擬的流量-揚(yáng)程曲線與試驗(yàn)結(jié)果基本保持一致.隨著流量的增大，揚(yáng)程逐漸減小，試驗(yàn)與模擬的偏離值也逐漸減小.而對于流量-效率曲線，在流量為15 m3/h附近時(shí)，泵效率的試驗(yàn)值與模擬值接近，由于單葉片離心泵圓盤摩擦損失在軸功率中占比較大，且數(shù)值模擬中沒有對其進(jìn)行回收.因此，在小流量工況下，數(shù)值模擬中圓盤損失相對于軸功率的比重就會偏大，效率的模擬值會低于試驗(yàn)值；而在大流量工況下，圓盤摩擦損失占比較小，效率的模擬值會大于試驗(yàn)值.由此可知，在額定工況下數(shù)值結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相近，可以作為瞬態(tài)流場數(shù)值模擬的初始條件.

3 數(shù)值計(jì)算分析

3.1 流場計(jì)算結(jié)果分析

圖7a—7c分別為離心泵葉片壓力面、尾緣、吸力面在截面span0.5上各個(gè)監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動的頻域云圖，其中橫坐標(biāo)為監(jiān)測點(diǎn)序號；縱坐標(biāo)為量綱一化后的f/fp的倍數(shù)，其中fp=49 Hz；云圖中顏色的深淺則表示壓力脈動的量級，對所有監(jiān)測點(diǎn)提取從第4圈開始到第14圈結(jié)束的壓力數(shù)據(jù)，分別進(jìn)行快速傅里葉變換(FFT)，對變換后得到的各頻率下壓力幅值分量進(jìn)行量綱一化處理，即

(3)

式中：p′為壓力幅值；pref為參考壓力.

由圖7a—7c可以看出，葉片表面壓力脈動呈現(xiàn)離散分布特性.由于動靜干涉產(chǎn)生的低頻壓力脈動聲源主要集中于葉片壓力面；在葉片尾緣區(qū)域由于存在高頻小尺度湍流成分，故其為單葉片離心泵高頻噪聲產(chǎn)生的聲源區(qū)；葉片吸力面壓力脈動幅值較小.

圖7d為前5階葉頻(1—5BPF)處的壓力脈動幅值A(chǔ)曲線，頻率范圍為10～2 500 Hz.其中1階葉頻壓力脈動分量占主導(dǎo)地位，葉片壓力面從前緣到尾緣，各監(jiān)測點(diǎn)(PS1—PS25)1階葉頻的壓力脈動分量呈現(xiàn)單峰分布，壓力脈動最高點(diǎn)位于PS16附近；2階葉頻壓力脈動呈現(xiàn)雙峰分布；更高階的壓力脈動分量有著同樣的規(guī)律.

通過對壓力脈動頻譜分析可以發(fā)現(xiàn)，單葉片離心泵壓力脈動的能量主要集中在低頻段.從圖7a中可以發(fā)現(xiàn)，在壓力面位置，一階葉頻的壓力脈動幅值在從監(jiān)測點(diǎn)PS1至PS25在整體上呈現(xiàn)先增加后減小的特征，從監(jiān)測點(diǎn)PS1處的約160 dB逐漸上升至監(jiān)測點(diǎn)PS16附近的196 dB，而后又逐漸降低，最后在靠近尾緣的監(jiān)測點(diǎn)PS25處呈現(xiàn)小幅回升，但與最高點(diǎn)的壓力脈動幅值仍相差10 dB以上.同時(shí)離尾緣越近(PS25至SS25區(qū)域)，高頻壓力脈動呈現(xiàn)出不規(guī)則的高低變化，說明在葉輪尾緣區(qū)域流動不穩(wěn)定性較為明顯.

圖7 span0.5位置各監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動頻域圖

3.2 聲場計(jì)算結(jié)果分析

3.2.1 蝸殼偶極子噪聲

圖8為3種流量工況下，泵進(jìn)出口聲壓級的頻譜圖.由圖可以發(fā)現(xiàn)，進(jìn)出口聲壓在葉頻及其高次諧波出現(xiàn)明顯的峰值，并且噪聲的頻率主要集中在低頻段.

圖8 進(jìn)出口聲壓級頻譜

總體上，在低頻范圍內(nèi)，泵的聲壓級在出口位置明顯大于進(jìn)口位置，而在高頻范圍內(nèi)，兩者的聲壓級基本一致.隨著流量的增加，由于蝸殼流道內(nèi)流態(tài)逐漸穩(wěn)定，流動分離以及二次流等現(xiàn)象逐漸減弱，不同頻率的聲壓級都呈現(xiàn)小幅度降低.

圖9為蝸殼偶極子聲場計(jì)算得到蝸殼內(nèi)表面聲壓級分布云圖，頻率為1BPF.通過觀察可以發(fā)現(xiàn)，隨著流量的增加，蝸殼內(nèi)壁面的高聲壓級區(qū)域向上偏移.在額定工況下，隔舌附近的聲壓級最低，輻射能力最弱.

圖9 蝸殼偶極子聲壓級云圖(1BPF)

如圖10為聲壓指向性圖，其中0°表示瞬態(tài)流場數(shù)值計(jì)算時(shí)葉輪的初始位置，葉片尾緣在0°位置，即蝸殼第3斷面處.由圖可以發(fā)現(xiàn)，場點(diǎn)位置的聲壓級呈現(xiàn)明顯的偶極子特性，指向性曲線聲壓級凹點(diǎn)的相位角隨著流量的增加不斷提前.隔舌下游位置在1.4QG流量下聲壓級明顯較高，而在小流量0.6QG下，隔舌上游位置的聲壓級明顯較高.

圖10 聲壓級指向性圖

3.2.2 葉輪偶極子噪聲

圖11為3種流量工況下葉輪偶極子噪聲在泵進(jìn)出口的聲壓級頻譜圖.從圖中可以看出，泵進(jìn)出口聲壓在葉頻及其高次諧波分量的聲壓級出現(xiàn)明顯的峰值，而噪聲的能量也主要集中在低頻分段.總體上，泵的進(jìn)出口位置的聲壓級相差不大，但在高頻段，出口處噪聲分量的聲壓級要明顯高于進(jìn)口位置.隨著流量的增加，葉片載荷增大，葉頻噪聲分量的聲壓級也不斷升高；同時(shí)，葉輪流道內(nèi)的流動分離和二次流等現(xiàn)象的減弱，使頻率為二次葉頻的聲壓級呈現(xiàn)出下降趨勢.

圖11 進(jìn)出口聲壓級頻譜

圖12為葉輪偶極子聲場計(jì)算得到的頻率為一階葉頻時(shí)泵蝸殼內(nèi)表面聲壓級分布云圖.隨著流量的增加，一階葉頻的葉輪偶極子噪聲聲壓級會明顯增加，在0.6QG時(shí)進(jìn)口聲壓級明顯高于出口，但到1.4QG時(shí)，出口聲壓級已經(jīng)明顯高于進(jìn)口處.與圖9進(jìn)行比較可以發(fā)現(xiàn)，頻率為一階葉頻的葉輪偶極子噪聲分量要明顯高于蝸殼偶極子噪聲分量.

圖12 葉輪偶極子聲壓級云圖(1BPF)

圖13所示為葉輪偶極子噪聲的聲壓級指向性圖.

由圖13可知，在指向性場點(diǎn)位置，前兩階葉頻噪聲分量的聲壓級分布為典型的偶極子分布.隨著流量的增加，一階葉頻噪聲的聲壓級不斷升高，而且偶極子的方向也發(fā)生改變；在二階葉頻時(shí)，噪聲的聲壓級及偶極子均不隨流量的增加而發(fā)生改變.這主要是受結(jié)構(gòu)的影響，在二階葉頻下泵體發(fā)生了共振，由共振引起的聲壓級變化過大，無法體現(xiàn)出流量的變化對聲壓級的影響，這也造成該頻率下聲壓級明顯大于一階葉頻時(shí)的聲壓級.在0.6QG和1.0QG工況下，2BPF頻率的噪聲聲壓級在各方向上均要高于對應(yīng)工況下的1BPF頻率；而在1.4QG工況下，1BPF頻率的噪聲聲壓級在180°～270°要明顯高于2BPF頻率.

3.2.3 噪聲聲功率級對比

通過分析可以發(fā)現(xiàn)，葉輪偶極子噪聲的聲壓級在葉頻及其諧頻處要明顯高于蝸殼，泵內(nèi)部聲場的總聲能需要對2種偶極子聲源的聲功率級進(jìn)行統(tǒng)一分析.表1為內(nèi)部噪聲的聲功率級LW計(jì)算結(jié)果.從表中可以看出，通過聲學(xué)有限元計(jì)算，可以得到3種流量下2種偶極子聲源導(dǎo)致的泵內(nèi)部噪聲的聲功率級和總聲功率級.對于這3個(gè)流量工況比較后發(fā)現(xiàn)，葉輪偶極子和蝸殼偶極子的聲功率級隨著流量的增加而不斷降低，使得總聲功率級也隨著流量的增加而降低.

表1 內(nèi)部噪聲的聲功率級計(jì)算結(jié)果

圖14為蝸殼偶極子和葉輪偶極子的內(nèi)部噪聲的聲功率級頻譜.

圖14 內(nèi)部噪聲的聲功率級頻譜對比

由圖14可以發(fā)現(xiàn)，2種聲源導(dǎo)致的內(nèi)部聲場的能量主要集中在一階葉頻以及低頻范圍內(nèi)的諧波.觀察10～2 500 Hz的頻段可以發(fā)現(xiàn)，在0.6QG和1.0QG的流量下，蝸殼偶極子噪聲在低頻范圍內(nèi)明顯高于葉輪，而在1.4QG的大流量下，雖然蝸殼偶極子噪聲在高頻范圍內(nèi)的能量較高，但是在葉頻及高次諧波的噪聲能量則明顯低于葉輪偶極子噪聲.

4 結(jié) 論

1)單葉片離心泵葉片表面壓力脈動頻域圖呈現(xiàn)離散特性，且葉片壓力面較吸力面更為明顯，一階葉頻壓力脈動分量起主要作用.低頻壓力脈動分量主要體現(xiàn)在葉片壓力面；葉片尾緣區(qū)域壓力脈動呈現(xiàn)不穩(wěn)定性分布.

2)單葉片離心泵內(nèi)部水動力噪聲的能量主要集中在低頻范圍，在頻譜上聲功率級的分布具有較為明顯的離散特性，在葉頻及其諧頻的噪聲能量幅值較高.通過比對3個(gè)流量工況下的聲功率級頻譜，發(fā)現(xiàn)蝸殼偶極子與葉輪偶極子對內(nèi)部水動力噪聲的影響較大，單葉片離心泵內(nèi)部噪聲分析需要綜合考慮2種偶極子聲源對其產(chǎn)生的影響.

3)隨著單葉片離心泵流量的增加，流道內(nèi)二次流等現(xiàn)象減少，低頻范圍內(nèi)的葉頻、次諧頻噪聲不斷降低，說明壓力脈動的分布特性直接影響單葉片離心泵的內(nèi)部聲場.