葉片出口邊側(cè)斜對船用離心泵振動和水動力噪聲的影響

黃浩欽，劉厚林，王 勇，蔣玲林，邵 昌

（江蘇大學(xué)流體機(jī)械工程技術(shù)研究中心，江蘇鎮(zhèn)江 212013）

葉片出口邊側(cè)斜對船用離心泵振動和水動力噪聲的影響

黃浩欽，劉厚林，王 勇，蔣玲林，邵 昌

（江蘇大學(xué)流體機(jī)械工程技術(shù)研究中心，江蘇鎮(zhèn)江 212013）

以125clla－13型船用離心泵為研究對象，研究葉片出口邊側(cè)斜對船用離心泵振動和水動力噪聲的影響。首先對出口邊非側(cè)斜和側(cè)斜兩種葉輪模型泵進(jìn)行全流場非定常數(shù)值計算，提取蝸殼及泄漏流道壁面脈動激勵作為載荷，對兩種模型泵進(jìn)行基于模態(tài)響應(yīng)的振動計算和基于邊界元法的水動力噪聲計算，并對非側(cè)斜出口模型泵進(jìn)行振動測試，經(jīng)試驗驗證，模型泵振動噪聲數(shù)值預(yù)測具有一定可行性。進(jìn)一步對比兩種出口方式模型泵計算結(jié)果，分析表明：葉片非側(cè)斜出口模型泵振動加速度計算結(jié)果整體高于葉片側(cè)斜出口；兩種出口方式模型泵聲功率隨工況變化趨勢一致，設(shè)計工況聲功率最小，大流量工況聲功率最大，葉片側(cè)斜出口模型泵聲功率和聲壓級都明顯低于非側(cè)斜出口，且聲壓級降幅從APF到4BPF大致呈上升趨勢。從減振降噪角度考慮，葉片側(cè)斜出口方式優(yōu)于非側(cè)斜出口方式。該研究可為船用離心泵減振降噪設(shè)計提供參考。

船用離心泵；出口邊側(cè)斜；振動噪聲；數(shù)值模擬；偶極子源

船用離心泵是艦船系統(tǒng)的重要組成部分，由于艦船運(yùn)行環(huán)境的獨(dú)特性，使得其對船用泵等輔助機(jī)械的振動及可靠性方面有著很高要求［1］，為此，對船用離心泵進(jìn)行振動噪聲研究顯得尤為重要。

作為旋轉(zhuǎn)機(jī)械的一種，離心泵運(yùn)行產(chǎn)生的噪聲主要來至兩方面，即機(jī)械結(jié)構(gòu)振動輻射噪聲和流體誘導(dǎo)噪聲［2－3］。機(jī)械結(jié)構(gòu)方面噪聲主要是由于制造工藝及安裝運(yùn)行等因素引起的，而流體誘導(dǎo)噪聲由于流體運(yùn)動的不確定性，其產(chǎn)生機(jī)理也更為復(fù)雜，且不同因素引起的噪聲頻率范圍不同。

目前，國內(nèi)外對水輪機(jī)、風(fēng)機(jī)等旋轉(zhuǎn)機(jī)械振動噪聲問題已做了廣泛研究［4－6］，而伴隨著高速泵的發(fā)展，近年來泵的振動噪聲問題也越來越多地被人們所關(guān)注，特別是流體誘導(dǎo)振動噪聲，已成為目前振動噪聲研究的熱點(diǎn)。試驗是研究泵內(nèi)部流體誘導(dǎo)振動噪聲最有效的方法之一，為研究空化與噪聲的關(guān)系，Chini等［7］對離心泵進(jìn)行了噪聲測量，研究結(jié)果表明，噪聲監(jiān)測可以作為離心泵空化發(fā)生的主要判斷依據(jù)；Choi等［8］通過在葉片上布置熱線探測器和壓力傳感器試驗研究了泵葉輪中流場不穩(wěn)定性以及由這種不穩(wěn)定性導(dǎo)致的噪聲產(chǎn)生過程；袁壽其等［9－10］通過實驗研究了流體誘導(dǎo)噪聲與離心泵工況變化及內(nèi)部壓力脈動的關(guān)系；王勇等［11－13］基于實驗測試分別研究了葉片數(shù)、葉輪出口寬度及葉片包角對離心泵流體誘導(dǎo)振動噪聲的影響。自從Howe［14－16］提出可忽略聲場對流場的影響以及旋轉(zhuǎn)機(jī)械主要聲源為表面偶極子源之后，數(shù)值計算越來越多地被應(yīng)用到旋轉(zhuǎn)機(jī)械振動噪聲領(lǐng)域［17－19］。Jorge等［20－23］利用CFD及振動噪聲仿真技術(shù)對離心泵流體誘導(dǎo)振動噪聲進(jìn)行了相關(guān)研究，結(jié)果表明葉輪非穩(wěn)定出流與隔舌間的動靜耦合作用對流體誘導(dǎo)振動噪聲影響很大。上述文獻(xiàn)針對旋轉(zhuǎn)機(jī)械流體誘導(dǎo)振動噪聲理論及離心泵振動噪聲影響因素做了很多研究，但離心泵葉片出口邊側(cè)斜對振動噪聲影響的定量分析研究卻少見報道。

為了分析葉片出口邊側(cè)斜對船用離心泵振動噪聲的影響，本文對原型泵及葉片出口邊側(cè)斜模型泵進(jìn)行了內(nèi)部流場數(shù)值計算，提取蝸殼及泄漏流道壁面脈動激勵，以此作為載荷，對模型泵結(jié)構(gòu)體進(jìn)行了基于模態(tài)響應(yīng)的振動數(shù)值計算，并進(jìn)行試驗驗證。以提取的脈動激勵作為偶極子聲源邊界條件，對離心泵封閉內(nèi)腔進(jìn)行了基于邊界元法的聲場求解，并對兩種模型泵聲學(xué)計算結(jié)果進(jìn)行了對比分析。

1 船用離心泵結(jié)構(gòu)參數(shù)

以125clla－13型船用離心泵作為研究對象，設(shè)計參數(shù)為：流量Qopt＝200 m3／h，揚(yáng)程H＝50 m，轉(zhuǎn)速n＝2 900 r／min，比轉(zhuǎn)速ns＝132．7。主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，葉輪為閉式，選用非側(cè)斜和側(cè)斜出口邊兩種葉輪來研究葉片不同出口方式對船用離心泵噪聲影響，兩種出口方式葉輪及全流場水體見圖1。

表1 離心泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main geometry parameters

圖1 兩種葉輪及計算流體域Fig．1 Two styles of impeller and CFD model

2 內(nèi)部流場數(shù)值計算

全流場計算域包括五部分：進(jìn)口彎管、葉輪水體、泄漏流道、蝸殼水體及出口直管段，其中葉輪流場采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，其余流場都設(shè)置為靜止坐標(biāo)系，泄漏流道內(nèi)表面即前后蓋板外表面，其設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面，旋轉(zhuǎn)速度及方向均與葉輪相同。利用gridpro5．1網(wǎng)格劃分軟件對水體進(jìn)行高質(zhì)量結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格見圖2。

網(wǎng)格無關(guān)性檢查如表2所示，對比三套不同密度網(wǎng)格揚(yáng)程預(yù)測值，其中疏網(wǎng)格揚(yáng)程預(yù)測值與密網(wǎng)格相差5．1%，而中密網(wǎng)格與密網(wǎng)格揚(yáng)程偏差僅有0．57%，綜合考慮，最終選擇第二套中密型網(wǎng)格，其網(wǎng)格單元總數(shù)為2 093 542。

圖2 流體計算域網(wǎng)格Fig．2 Grid of fluid

表2 網(wǎng)格無關(guān)性檢查Tab.2 Inspection of grid independence

利用流體計算軟件CFX對船用離心泵內(nèi)部流場進(jìn)行定常和非定常數(shù)值計算，計算域進(jìn)口設(shè)置總壓1atm，出口設(shè)置為質(zhì)量流量邊界，本文共選取計算了0．8Qopt、Qopt及1．3Qopt三個出口流量；所有壁面均采用無滑移壁面條件，粗糙度為50μm；在動靜部件間使用交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)交換，其中對于定常計算，使用凍結(jié)轉(zhuǎn)子交界面（Fronzen rotor interface），而對非定常計算，采用瞬態(tài)動靜交界面（Transient rotor／stator interface），網(wǎng)格關(guān)聯(lián)采用GGI方式；定常和非定常計算湍流模型均采用RNG k－ε湍流模型，與標(biāo)準(zhǔn)k－ε湍流模型相比，RNG k－ε湍流模型考慮了湍流漩渦，也提供了低雷諾數(shù)流動粘性的解析公式，具有更高可信度和精度。

定常計算采用物理時間步，時間步長為0．003 292 86 s，非定常數(shù)值計算中，時間步長設(shè)置為ΔT＝0．000 057 4 s，即葉輪旋轉(zhuǎn)1°所需時間，當(dāng)流場呈現(xiàn)出明顯周期性且這種周期性變化達(dá)到穩(wěn)定之后，提取六個旋轉(zhuǎn)周期數(shù)據(jù)以作為振動噪聲計算的激勵源。

3 離心泵振動及內(nèi)場噪聲計算

3.1 振動計算

建立了模型泵結(jié)構(gòu)體，并參考文獻(xiàn)［24］對結(jié)構(gòu)模型地面及管口法蘭進(jìn)行相關(guān)約束，結(jié)構(gòu)約束及監(jiān)測點(diǎn)見圖3，其中進(jìn)出口法蘭延管軸方向速度約束為0，地面約束為全約束，三個方向速度均為0。利用流體計算提取的脈動激勵對模型泵結(jié)構(gòu)體進(jìn)行了基于模態(tài)響應(yīng)的振動數(shù)值計算，振動計算的結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析方程為：

［M］｛x″｝+［C］｛x′｝+［K］｛x｝＝｛F｝ （1）式中：［M］為質(zhì)量矩陣；［C］為阻尼矩陣，表示振動能量耗散機(jī)制；［K］為剛度矩陣，表示動載荷作用下抵抗變形的能力；｛x｝為位移矢量；｛x′｝為速度矢量；｛x″｝為加速度矢量；｛F｝為力源矢量，本文以流體計算得到的蝸殼及泄漏流道壁面脈動激勵作為振動力源。

圖3 振動計算結(jié)構(gòu)體Fig．3 The structure for vibration simulation

3.2 內(nèi)場噪聲計算

Lighthill聲類比理論是目前研究葉輪機(jī)械產(chǎn)生噪聲的基礎(chǔ)，聲類比方程可由流體質(zhì)量守恒及動量守恒推導(dǎo)得來，其中質(zhì)量守恒方程為

式中：ρ為流體密度，v為流體速度，其均為空間和時間坐標(biāo)（x，t）的函數(shù)。

能量守恒方程為

式中：P為應(yīng)力張量，f為作用在流體域上的力的強(qiáng)度。

對質(zhì)量守恒方程（2）進(jìn)行時間求導(dǎo)，并減去動量守恒方程的散度，即可得到：

式中：p′＝p－p0為壓力波動，p為流體壓力，p0為靜止流體參考壓力；ρ′＝ρ－ρ0為密度波動，ρ和ρ0分別為流體密度和靜止流體參考密度；i，j為任意指數(shù)，i＝j(luò)時，δij＝1，i≠j時，δij＝0；σij為黏性應(yīng)力，c0為聲速。流體動力學(xué)噪聲源主要包括四極子源、偶極子源和單極子源，其中四極子源存著于漩渦中，偶極子聲源由表面脈動激勵引起，單極子源是由流體介質(zhì)體積變化所引起的，而離心泵內(nèi)場噪聲源主要為偶極子聲源。

離心泵內(nèi)場噪聲計算偶極子聲源信息直接在非定常流體計算結(jié)果中提取，提取的聲源均為發(fā)散連續(xù)性聲源，為保證離心泵內(nèi)場噪聲計算的準(zhǔn)確性，本文提取的偶極子聲源除了?？紤]的蝸殼偶極子，還包括了泄漏流道外壁面偶極子聲源，整個計算過程在SYSNOISE平臺上實現(xiàn)，采用DBEM（直接邊界元法）對離心泵封閉內(nèi)腔聲場求解。

流體計算中提取的聲源為時域脈動激勵，其存在于流體模型網(wǎng)格中，在噪聲計算過程中利用快速Fourier變換將時域脈動轉(zhuǎn)換為頻域脈動，并通過數(shù)據(jù)映射將其轉(zhuǎn)移到聲學(xué)網(wǎng)格上，以作為加速度邊界條件，進(jìn)出口邊界定義板面吸聲屬性，其余表面均為全反射壁面，聲阻抗為1．5×106kgm－2s－1，聲速為1 500 m／s，水中參考聲壓為1× 10－6Pa，偶極子源分布及邊界條件設(shè)置見圖4。

圖4 偶極子及聲學(xué)計算邊界Fig．4 Dipole source and acoustic boundary

4 離心泵振動計算結(jié)果及試驗驗證

為了驗證流體激勵振動噪聲數(shù)值計算的可信度，對非側(cè)斜出口模型泵進(jìn)行振動測試，測點(diǎn)與振動計算監(jiān)測點(diǎn)位置相同，測試中所用振動傳感器為INV9822型IEPE加速度傳感器，內(nèi)置ICP前置放大器，振動數(shù)據(jù)采集采用INV3020系列高性能24位采集系統(tǒng)，試驗采樣頻率為10 kHz，采樣時間為30 s。

圖5（a）為1Qopt工況下非側(cè)斜出口模型泵監(jiān)測點(diǎn)處振動預(yù)測結(jié)果與試驗結(jié)果之間的對比，可以看出，數(shù)值計算與試驗測試結(jié)果在軸頻APF（48．33 Hz）及葉頻BPF（290 Hz）處均出現(xiàn)了明顯峰值，非側(cè)斜出口模型泵在軸頻處的計算結(jié)果與試驗結(jié)果較吻合，葉頻處試驗值略高于計算值，非側(cè)斜出口模型泵計算與試驗測試結(jié)果整體上趨勢較為一致，且都處于同一數(shù)量級，說明模型泵振動及噪聲數(shù)值預(yù)測具有一定可行性。進(jìn)一步分對比分析，可以發(fā)現(xiàn)試驗頻譜分布規(guī)律性相對較差，在軸頻及葉頻等特征頻率附近出現(xiàn)了其他峰值，且試驗結(jié)果整體高于計算結(jié)果，這可能是受電機(jī)等其他外界因素共同作用所致，在之后的研究中，為提高振動預(yù)測結(jié)果的精確度，對離心泵進(jìn)行振動計算時有必要考慮多重影響因素。圖5（b）為兩種葉片出口方式振動計算結(jié)果對比圖，由圖可知，兩種出口方式模型泵振動頻譜趨勢基本相同，且非側(cè)斜出口模型泵振動加速度整體上高于側(cè)斜出口模型泵，其中在APF和BPF處分別高出0．18 m／s2和0．27m／s2。

圖5 振動計算及試驗結(jié)果Fig．5 The results of simulation and experiment

5 離心泵內(nèi)場噪聲計算結(jié)果

對應(yīng)流體計算，本文共選取計算了0．8Qopt、Qopt及 1．3Qopt三個工況下蝸殼及泄漏流道壁面脈動激勵的內(nèi)場噪聲，并對兩種出口方式模型泵聲功率及聲壓級進(jìn)行了對比分析，其中，計算頻率范圍均為0～2 000 Hz，頻譜計權(quán)方式采用與人耳感覺十分接近的A計權(quán)。

表3為兩種出口方式模型泵不同工況下的聲功率，其頻帶采用1／3倍頻程劃分，并進(jìn)行頻段范圍內(nèi)積分處理得到了總聲功率。由表3可知，兩種出口方式模型泵聲功率隨工況變化趨勢一致，設(shè)計工況下聲功率均最小，1．3Qopt下聲功率均最大，對同一工況兩種方式聲功率進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)側(cè)斜出口方式聲功率均出現(xiàn)了明顯下降，其中1．3Qopt聲功率下降幅度最大，為67%，設(shè)計工況聲功率下降幅度最小，為31%。從降噪角度考慮，側(cè)斜出口方式優(yōu)于非側(cè)斜出口方式。

表3 兩種出口方式聲功率Tab.3 The sound power of two ways of trailing edge

圖6（a）～圖6（c）分別為三個不同工況下兩種出口方式模型泵的監(jiān)測點(diǎn)聲壓級，監(jiān)測點(diǎn)設(shè)置在出口直管段中的四倍蝸殼出口管徑處。由圖6可知，三個工況下，兩種出口方式模型泵監(jiān)測點(diǎn)聲壓級頻譜圖變化趨勢基本一致，在軸頻、葉頻及其諧頻處均出現(xiàn)了一定峰值，中頻段聲壓級與中高頻段聲壓級相比，波動幅度更大。不同工況下兩種出口方式聲壓級均在葉頻處最大，說明葉輪葉片與蝸殼隔舌之間的動靜干涉作用是影響模型泵內(nèi)場噪聲的主要因素。且對比同一工況下兩種出口方式模型泵聲壓級，可以發(fā)現(xiàn)側(cè)斜出口模型泵聲壓級明顯低于非側(cè)斜出口模型泵聲壓級，這是因為我們可以將葉片出口邊看作是由無數(shù)點(diǎn)組成，非側(cè)斜出口邊轉(zhuǎn)過隔舌時所有點(diǎn)同時與隔舌發(fā)生動靜干涉，而側(cè)斜出口邊轉(zhuǎn)過隔舌時所有點(diǎn)是逐漸與隔舌發(fā)生動靜干涉，從而減小了干涉引起的壓力脈動，也間接地減小了脈動激勵的噪聲級，具體示意圖如圖7所示，非側(cè)斜出口邊上的A、B兩點(diǎn)處于同一軸面上，當(dāng)出口邊轉(zhuǎn)過隔舌時，兩點(diǎn)與隔舌干涉作用引起的壓力脈動波形在時間上完全同步，峰值疊加從而產(chǎn)生更大脈動；側(cè)斜出口邊上的A1和B1兩點(diǎn)不在同一軸面上，當(dāng)葉片掃過隔舌時，兩點(diǎn)與隔舌的干涉作用引起的壓力脈動波形具有一定相位差，從而避免了峰值疊加效應(yīng)，也減小了脈動激勵的噪聲值。

圖6 不同工況下兩種出口方式聲壓級Fig．6 SPL of two ways of trailing edge at different conditions

圖7 兩種葉片出口方式脈動示意圖Fig．7 The sketch of fluctuation of two ways of trailing edge

表4 特征頻率處聲壓級Tab.4 SPL of some characteristic frequency

進(jìn)一步對兩種出口方式模型泵特征頻率點(diǎn)聲壓級進(jìn)行定性分析，表4為提取的不同工況下軸頻、葉頻及其諧頻處聲壓級。分析可知，各工況下兩種出口方式模型泵特征頻率處聲壓級變化趨勢一致，且同一頻率下，1Qopt工況對應(yīng)聲壓級最小，1．3Qopt工況對應(yīng)聲壓級最大。分析側(cè)斜出口模型泵聲壓級相對非側(cè)斜出口模型泵聲壓級降幅可以發(fā)現(xiàn)，除1Qopt工況下2BPF處降幅比BPF處降幅小以外，各工況下降幅從APF到4BPF都大致呈上升趨勢，且BPF處降幅1Qopt工況最小，1．3 Qopt工況最大。三個工況下4BPF處降幅都很大，最大達(dá)到了27．5 dB，而0．8Qopt和1Qopt工況下APF處聲壓級下降卻很小，均不到2 dB，這說明在泵轉(zhuǎn)速不變的情況下，改變?nèi)~片出口方式主要是影響葉頻及其諧頻處噪聲，而對軸頻噪聲影響不大。

6 結(jié) 論

本文以蝸殼及泄漏流道壁面脈動作為激勵，對不同葉片出口方式模型泵進(jìn)行了振動數(shù)值計算，并試驗驗證，進(jìn)一步分析了葉片出口方式對模型泵水動力噪聲的影響，結(jié)果表明：

（1）葉片非側(cè)斜出口模型泵振動加速度預(yù)測結(jié)果整體上高于側(cè)斜出口模型泵，且與試驗測試結(jié)果處于同一數(shù)量級，特征頻率點(diǎn)均有峰值出現(xiàn)，趨勢較為一致，模型泵振動噪聲預(yù)測具有一定可行性。

（2）兩種出口方式模型泵聲功率隨工況變化趨勢一致，設(shè)計工況聲功率最小，大流量工況聲功率最大，葉片側(cè)斜出口模型泵聲功率明顯低于非側(cè)斜出口模型泵。

（3）不同工況下兩種出口方式模型泵聲壓級均在葉頻處最大，側(cè)斜出口模型泵聲壓級比非側(cè)斜出口模型泵聲壓級小，降幅從APF到4BPF大致呈上升趨勢，從降噪角度考慮，葉片側(cè)斜出口方式優(yōu)于非側(cè)斜出口方式。

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Effect of inclined trailing edge of blade on vibration and hydrodynam ic noise ofmarine centrifugal pump

HUANGHao-qin，LIU Hou-lin，WANG Yong，JIANG Ling-lin，SHAO Chang
（Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China）

In order to analyze the effect of inclined trailing edge of blade on the vibration and hydrodynamic noise ofmarine centrifugal pump，125clla-13 type marine centrifugal pump was chosen as a research object．A blade with inclined trailing edge and a blade without inclined trailing edge were used in the unsteady numerical simulation of the pump'swhole flow passage respectively．The pressure fluctuations on the walls of volute and leakage flow passage were calculated and then used as the vibration source and dipole source to calculate the vibration with the modal response method and the hydrodynamic noisewith the BEM．A vibration experiment on the pump without inclined trailing edgewas also carried outand it verifies that the simulation of NVH is of certain feasibility．The simulation resultswith respeet to the two blade styleswere analysed and show that the vibration acceleration of the bladewith inclined trailing edge is less than that of the other one on thewhole，the changing trends of the sound powers of the two blade styles alongwith the working conditions are consistent，theminimum of sound power is in the design condition，and themaximum is in the larger flow condition．Both the sound power and the sound pressure level（SPL）of the bladewith inclined trailing edge are obviously less than those of the other one，and the decreasing extentof the SPL is generally rising from APF to 4BPF．Considering the terms of vibration and noise reduction，the blade with inclined trailing edge is superior to the blade without inclined trailing edge．The research results are useful for the vibration and noise reduction design ofmarine centrifugal pumps．

marine centrifugal pump；inclined trailing edge；noise and vibration；numerical simulation；dipole source

TH311

A

10．13465／j．cnki．jvs．2015．12．033

國家自然科學(xué)基金資助項目（51309120）；江蘇高校優(yōu)勢學(xué)科建設(shè)工程資助項目

2014－04－18 修改稿收到日期：2014－06－03

黃浩欽男，碩士生，1988年生

劉厚林 男，博士，研究員，博士生導(dǎo)師，1971年生

郵箱：liuhoulin＠ujs．edu．cn