空氣壓縮泵軸流風(fēng)扇氣動噪聲分析研究

楊鎮(zhèn)，何鋒，陳飛

（550025 貴州省 貴陽市 貴州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院）

0 引言

對于空氣壓縮泵而言，軸流風(fēng)扇噪聲是壓縮泵噪聲的主要來源。相比于國外的壓縮泵，我國壓縮泵軸流風(fēng)扇噪聲過大[1-3]。軸流風(fēng)扇工作時，氣體從壓縮泵底部散熱柵欄進(jìn)入葉輪，受到軸流風(fēng)扇葉片的推擠使氣體能量升高，并從壓縮泵上殼體的排風(fēng)口流出。當(dāng)軸流風(fēng)扇轉(zhuǎn)速增加時，會增加氣體的能量強(qiáng)度，導(dǎo)致風(fēng)扇噪聲成為主要聲源。

國內(nèi)外學(xué)者對軸流風(fēng)扇進(jìn)行了研究。牛曉飛等[4]針對軸流風(fēng)扇轉(zhuǎn)子與下游支柱之間的干涉噪聲的抑制采用了大渦模擬（LES）與FW-H 方程相結(jié)合的混合方法進(jìn)行研究，通過改變立柱迎風(fēng)面寬度和壁面開槽兩種方式，改善弱渦及其渦/固干擾強(qiáng)度；張仕偉等[5]通過Fluent 對軸流風(fēng)扇進(jìn)行仿真分析和優(yōu)化，研究了葉尖間隙對氣動噪聲的影響規(guī)律，最后通過減小葉間間隙對軸流風(fēng)扇進(jìn)行優(yōu)化；Benedek 等[6]介紹半經(jīng)驗?zāi)Ｐ虰PM 模型湍流邊界層尾緣噪聲分量在軸流風(fēng)機(jī)算例，利用該模型估算了不同轉(zhuǎn)速下噪聲強(qiáng)度，并在TBL-TE 噪聲主要發(fā)聲段，確定了BPM 模型在廣泛的幾何和氣動參數(shù)范圍內(nèi)對圓弧弧形葉片的適用性；Luan 等[7]結(jié)合SST 湍流模型，采用數(shù)值方法求解定常/非定常雷洛平均Navier-Stokes 方程，研究了軸向間距對軸流風(fēng)扇性能和氣動特性的影響，還采用BEM 對轉(zhuǎn)風(fēng)機(jī)非定常壓力波動引起的輻射噪聲進(jìn)行計算，最終得出軸向間距是影響轉(zhuǎn)風(fēng)機(jī)氣動性能的重要因素；Mo 等[8]研究了七葉軸流風(fēng)扇的非定常流動特性及氣動噪聲產(chǎn)生的影響，并通過近場區(qū)域大渦模擬（LES）和FW-H 方法分析了風(fēng)扇周圍的流動特性，預(yù)測了2 100 r/min 恒定轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇的氣動噪聲,研究結(jié)果可為低噪聲、高性能軸流風(fēng)扇的設(shè)計提供重要參考；張廣星等[9]利用CFD 軟件中RNG 湍流模型和SIMPLE 算法進(jìn)行定常計算得出靜特性，再利用大渦模型和FW-H 聲學(xué)模型進(jìn)行非定常計算，得出葉頂間隙對風(fēng)扇噪聲的影響，并對其進(jìn)行優(yōu)化。上述研究對研究空氣壓縮泵軸流風(fēng)扇氣動噪聲及優(yōu)化空氣壓縮泵輻射聲場具有重要意義。

本文以空氣壓縮泵軸流風(fēng)扇作為研究對象，利用Fluent 軟件對軸流風(fēng)扇流場進(jìn)行模擬，并將仿真結(jié)果導(dǎo)入聲學(xué)有限元軟件中，通過傅里葉變化對軸流風(fēng)扇流場進(jìn)行轉(zhuǎn)換最終得到噪聲分布。

1 風(fēng)扇氣動噪聲理論

氣動噪聲源于湍流場，但其聲學(xué)尺度遠(yuǎn)小于流場尺度，因此可以采用湍流模型控制方程，如下：

連續(xù)方程：

式中：Ui——時均速度。

動量方程：

式中：μ——動力學(xué)黏性系數(shù)；μr——湍流黏性系數(shù)；k——湍動能；ε——湍動能耗散率；Cμ——模型常數(shù)，Cμ=0.09；

湍動能的運輸方程：

式中：μeff=μ+μr；Cμ=0.084 5；αk=αε=1.39；Gk——由平均速度梯度引起的湍動能k 的產(chǎn)生項。

湍動能耗散方程：

2 軸流風(fēng)扇有限元分析

2.1 流場網(wǎng)格劃分

圖1 所示為空氣壓縮泵軸流風(fēng)扇數(shù)模模型，風(fēng)扇外徑31.4 mm，輪轂直徑17 mm，輪轂比0.54，葉片數(shù)5，葉片等距分布，葉片厚度0.5 mm。為了保證網(wǎng)格質(zhì)量，提高計算精度，忽略原模型螺栓孔，簡化一些不必要的倒角。將簡化后的模型導(dǎo)入有限元軟件并通過布爾運算計算得出風(fēng)扇流域，并將風(fēng)扇計算區(qū)域分為入口、出口以及確定風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心。風(fēng)扇流域劃分如圖2 所示。

圖1 空氣壓縮泵軸流風(fēng)扇數(shù)模模型Fig.1 Numerical model of axial fan of air compression pump

圖2 風(fēng)扇流域劃分Fig.2 Fan basin division

選用四面體網(wǎng)格對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖3（a）所示，圖3（b）為網(wǎng)格數(shù)量增加對計算結(jié)果的影響。由圖3（b）可知，隨著網(wǎng)格逐漸加密，最大應(yīng)力值趨于穩(wěn)定，說明該單位尺寸下的網(wǎng)格滿足計算精度的要求。故劃分網(wǎng)格時選取單元尺寸為2 mm，共劃分110 993 個節(jié)點以及586 460 個單元。

圖3 軸流風(fēng)扇有限元網(wǎng)格劃分Fig.3 Finite element mesh division of axial flow fan

2.2 軸流風(fēng)扇流場分析

將軸流風(fēng)扇有限元網(wǎng)格導(dǎo)入Fluent 中，設(shè)置軸流風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)速度為31.4 rad/s，并將軸流風(fēng)扇網(wǎng)格賦予動網(wǎng)格屬性。由于時間步長決定了后續(xù)計算軸流風(fēng)扇噪聲最高求解頻率，以及傅里葉變換載荷信息量，因此時間步長設(shè)置為0.001 s 計算，步長設(shè)置為100，每步迭代上限次數(shù)為30，采樣頻率1 Hz。風(fēng)扇葉片動壓分布云圖如圖4 所示。可以看出，軸流風(fēng)扇最大動壓出現(xiàn)在葉片中部區(qū)域。因為其采用湍流模型，最終因為湍流變化，所引起風(fēng)扇葉片周圍區(qū)域動壓是瞬時變化的，進(jìn)而引起氣體流動不均勻，隨著葉片速度的增加，葉片周圍聲壓逐漸受到擠壓，會加大軸流風(fēng)扇產(chǎn)生的噪聲。

圖4 風(fēng)扇葉片動壓分布云圖Fig.4 Cloud diagram of fan blade dynamic pressure distribution

圖5 是軸流風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的氣體流線圖，它更加直觀地顯示了流體在經(jīng)風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)過后氣體的流動情況。由于風(fēng)扇是順時針轉(zhuǎn)動，因此動網(wǎng)格是逆時針轉(zhuǎn)動。從而得到軸流風(fēng)扇的流線圖是方向相反，從圖中可知，風(fēng)扇的轉(zhuǎn)動帶動了軸流風(fēng)扇底部流體一同旋轉(zhuǎn)，有序地隨著風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)而流動，在流經(jīng)風(fēng)扇扇葉的同時，氣體變得不穩(wěn)定，逐漸變得紊亂，導(dǎo)致在出口處有葉尖回流現(xiàn)象的出現(xiàn)。

圖5 軸流風(fēng)扇流線圖Fig.5 Flow diagram of axial fan

3 風(fēng)扇氣動噪聲分析及優(yōu)化

將軸流風(fēng)扇三維模型導(dǎo)入LMS Virtual.lab 中進(jìn)行聲學(xué)網(wǎng)格劃分。聲學(xué)網(wǎng)格的大小由求解頻率以及流體屬性決定，劃分網(wǎng)格時最大單元邊長要求小于計算頻率最短波長的1/6，因此網(wǎng)格大小取0.5 mm對軸流風(fēng)扇表面進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共劃分9 898 個節(jié)點，15 792 個網(wǎng)格單元。

將Fluent 計算結(jié)果導(dǎo)入聲學(xué)軟件中邊界元模塊，并將流體屬性轉(zhuǎn)移到聲學(xué)網(wǎng)格上作為聲學(xué)求解聲源。通過傅里葉變化，聲學(xué)網(wǎng)格上的屬性轉(zhuǎn)化為緊致聲源。由于流體屬性最大求解頻率為500 Hz，轉(zhuǎn)速為31.4 rad/s，扇葉為5 個，因此計算其通過頻率10 Hz，軸流風(fēng)扇的求解步長為1～49（＜500 Hz）。最終求解得軸流風(fēng)扇氣動噪聲聲壓云圖如圖6 所示。

圖6 為軸流風(fēng)扇聲壓云圖。紅色區(qū)域是該頻率下最大聲壓級區(qū)域，藍(lán)色部位為最小聲壓級區(qū)域。從圖可得知，軸流風(fēng)扇在低頻率段氣動噪聲較大，最大聲壓值可達(dá)到65.9 dB。聲壓最大值主要集中軸流風(fēng)扇上部，最大聲壓值出現(xiàn)在軸流風(fēng)扇的上方靠近輪轂處以及葉片中部，而聲壓級最小處位于軸流風(fēng)扇下方靠近輪轂處。因此在軸流風(fēng)扇外聲場點處分別設(shè)置上、下、左、右（節(jié)點編號分別為13 421，13 424，12 306，11 934）4 個測試點。各測試點聲壓頻率響應(yīng)曲線如圖7 所示。

圖6 軸流風(fēng)扇聲壓云圖Fig.6 Sound pressure cloud diagram of axial flow fan

圖7 4 個測試點聲壓級曲線Fig.7 SPL curves of four test points

從圖7 可以看出，聲壓級隨著頻率的增加而下降，說明軸流風(fēng)扇在啟動時會產(chǎn)生較大的噪聲，而當(dāng)工作一段時間以后，其聲壓級逐漸下降。這是由于軸流風(fēng)扇啟動初期，風(fēng)扇葉片與空氣劇烈摩擦導(dǎo)致，而在風(fēng)扇平穩(wěn)運行以后，周圍流場已經(jīng)趨于穩(wěn)定，所以噪聲逐漸下降，但運行初期的噪聲還是很大。所以風(fēng)扇最初的轉(zhuǎn)速將會影響著風(fēng)扇啟動初的聲壓級。在此基礎(chǔ)上，研究不同轉(zhuǎn)速對風(fēng)扇噪聲的影響，為此設(shè)置了1 200 r/min、1 800 r/min 轉(zhuǎn)速與原模型600 r/min轉(zhuǎn)速進(jìn)行分析對比。為了減少誤差，取每一組轉(zhuǎn)速下相同的4 個節(jié)點的平均值，用于對比不同轉(zhuǎn)速下聲壓級，結(jié)果如圖8 所示。

從圖8 中可以看出，在軸流風(fēng)扇工作過程中，隨著頻率的增加，各轉(zhuǎn)速下的聲壓級逐漸降低，并且軸流風(fēng)扇啟動初聲壓級伴隨著轉(zhuǎn)速增加而減少，說明轉(zhuǎn)速的提高可以改善軸流風(fēng)扇初始轉(zhuǎn)動聲壓級，降低風(fēng)扇的最大噪聲。轉(zhuǎn)速增加且趨于穩(wěn)定后，相比于低轉(zhuǎn)速，扇葉加劇了空氣摩擦，導(dǎo)致同一條件下速度越高噪聲越大。

圖8 不同轉(zhuǎn)速下聲壓級曲線對比Fig.8 Comparison of SPL curves at different speeds

4 結(jié)論

通過有限元對軸流風(fēng)扇進(jìn)行流域仿真以及通過聲學(xué)軟件對軸流風(fēng)扇進(jìn)行氣動噪聲分析，結(jié)合軸流風(fēng)扇流線圖以及噪聲聲壓云圖得出以下結(jié)論：

（1）軸流風(fēng)扇由于扇葉的轉(zhuǎn)動易導(dǎo)致進(jìn)出口以及風(fēng)扇扇葉周圍出現(xiàn)回流現(xiàn)象；（2）軸流風(fēng)扇在轉(zhuǎn)速600 r/min 下，啟動時最大聲壓值出現(xiàn)在扇葉上，聲壓值為65.9 dB；（3）提高軸流風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速有利于改善軸流風(fēng)扇啟動聲壓值。