擴(kuò)壓器擴(kuò)壓角度對(duì)軸流風(fēng)機(jī)噪音的影響*

范亞明,宋 超,鄭閩鋒,沈錦釵,趙 路

(1.福建工程學(xué)院 生態(tài)環(huán)境與城市建設(shè)學(xué)院,福建 福州 350118;2.福建省計(jì)量科學(xué)研究院,福建 福州 350003)

0 引 言

作為節(jié)能環(huán)保型蒸發(fā)冷卻空調(diào)輸送氣體介質(zhì)的關(guān)鍵設(shè)備,大型軸流風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪音是蒸發(fā)空調(diào)的主要噪聲源。

目前,市場上送風(fēng)量大于20 000 m3/h的大型蒸發(fā)冷卻空調(diào),行業(yè)內(nèi)普遍噪音在75 dB(A)以上,已經(jīng)超出國家所制訂的最低標(biāo)準(zhǔn)。因此,如何在滿足風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能前提下,降低軸流風(fēng)機(jī)噪音成為了當(dāng)前急需解決的問題。

針對(duì)現(xiàn)有大型蒸發(fā)空調(diào)用軸軸流風(fēng)流風(fēng)機(jī)出口擴(kuò)壓器,李松等人[1]采用逆向建模法,在農(nóng)用出口端設(shè)置了擴(kuò)壓器,將部分動(dòng)壓轉(zhuǎn)化為靜壓,以便提高風(fēng)機(jī)的靜壓效率,降低風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲;但是該結(jié)果并不適用于蒸發(fā)空調(diào)用軸流風(fēng)機(jī)。張偉等人[2]采用風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)法,探究了擴(kuò)壓器的幾何參數(shù)對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響,結(jié)果發(fā)現(xiàn),當(dāng)葉輪與擴(kuò)壓器的徑向間隙比值R3/R2由1.03增加到1.07時(shí),A聲級(jí)噪聲降低了3 dB(A),起到了良好的降噪效果;但是該研究只針對(duì)于離心機(jī)的降噪有效,而無法適用于軸流風(fēng)機(jī)。趙悅等人[3]采用三維穩(wěn)態(tài)分析法,通過對(duì)單通道葉輪進(jìn)行了氣動(dòng)性能分析,結(jié)果發(fā)現(xiàn),長葉片擴(kuò)壓器稠度值在1.203時(shí),具有較高的穩(wěn)定工作范圍和等熵效率;但是該研究缺少實(shí)驗(yàn)環(huán)節(jié),研究結(jié)果未得到驗(yàn)證。NEMA U等人[4]通過改變擴(kuò)壓器長度,并保持?jǐn)U壓角不變,對(duì)風(fēng)機(jī)進(jìn)行了研究,結(jié)果發(fā)現(xiàn),最長的擴(kuò)散筒總壓損失和總壓損失系數(shù)最大;同樣,該研究由于缺少實(shí)驗(yàn),導(dǎo)致其結(jié)論的有效性無法得到驗(yàn)證。劉軍等人[5]采用NUMCA計(jì)算分析法,對(duì)無葉擴(kuò)壓器、7葉片擴(kuò)壓器和11葉片擴(kuò)壓器進(jìn)行了數(shù)值模擬,并擬合得到了其性能曲線,結(jié)果發(fā)現(xiàn),葉片擴(kuò)壓器能夠在一定范圍內(nèi)提高其效率和靜壓比;但是該研究并沒有涉及對(duì)氣動(dòng)噪聲的分析。閆玥等人[6]采用大渦模擬分析法,對(duì)直線、等壓力梯度、等速度梯度和相切雙圓弧4種型面的錐形擴(kuò)壓器進(jìn)行了數(shù)值分析,結(jié)果發(fā)現(xiàn),等壓力梯度和等速度梯度型面的擴(kuò)壓器總體性能更好,其靜壓系數(shù)也最大;但是該研究是在固定的邊界條件下進(jìn)行的,因此其實(shí)際使用的效果未知。CH A等人[7]采用瞬態(tài)分析法,并通過優(yōu)化擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu),提升了壓氣機(jī)的性能;但該研究并沒有將其應(yīng)用于軸流風(fēng)機(jī),并對(duì)其應(yīng)用效果進(jìn)行驗(yàn)證。

另外,部分學(xué)者[8,9]采用數(shù)值分析法,對(duì)擴(kuò)壓器性能進(jìn)行了研究,結(jié)果發(fā)現(xiàn),進(jìn)口條件對(duì)擴(kuò)壓器流動(dòng)狀況和性能產(chǎn)生了較大的影響;但是該研究沒有考慮進(jìn)口條件對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響。

通過上述分析可知,目前國內(nèi)針對(duì)擴(kuò)壓器應(yīng)用的研究僅限于離心機(jī),而缺少擴(kuò)壓器對(duì)軸流風(fēng)機(jī)性能和降噪方面的探討。

為此,筆者研究適用于大型軸流風(fēng)機(jī),且簡單易造的圓錐型擴(kuò)壓器,通過改變擴(kuò)壓器的擴(kuò)壓角度,探究其對(duì)風(fēng)機(jī)擴(kuò)壓性能和氣動(dòng)噪音的影響。

1 實(shí)驗(yàn)裝置

此處實(shí)驗(yàn)裝置是由福州市澳藍(lán)實(shí)業(yè)有限公司提供的國家級(jí)風(fēng)洞性能平臺(tái)和消聲實(shí)驗(yàn)室。

其中,風(fēng)洞型號(hào)為AZL30—ZS32B,測(cè)量電機(jī)使用三相異步電機(jī)(型號(hào)MEP100L1—4,功率2.2 kW),噪聲依據(jù)《消聲室和半消聲室精密法》(GB/T 6882—2016)方法進(jìn)行測(cè)量。

測(cè)試儀器有分析儀(AWA6290M—3)、聲校準(zhǔn)器(AWA6221A)。

實(shí)驗(yàn)裝置如圖1所示。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置

2 模型建立與網(wǎng)格劃分

2.1 流場物理模型

流場尺寸按照風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)室大小建立,在Solid works中建?？偣卜譃?個(gè)流域。

流場尺寸如圖2所示。

圖2 流場尺寸

由圖2可得:流場域包括進(jìn)口域、旋轉(zhuǎn)域、擴(kuò)壓域及出口域。其中,進(jìn)口長度為1 500 mm,出口長度為5 000 mm。

2.2 擴(kuò)壓器模型

圓錐形擴(kuò)壓器的擴(kuò)壓角一般取值為8°～12°,幾何參數(shù)選用種類1的數(shù)據(jù)[10]。

擴(kuò)壓器示意圖如圖3所示。

圖3 錐形擴(kuò)壓器

由圖3可得:D1為D，D2為1.1D，N為0.4D。

本次風(fēng)機(jī)所裝備的圓錐型擴(kuò)壓器D1為735 mm、D2為808.5 mm、N為294 mm(即擴(kuò)壓角度為8°),另外兩組擴(kuò)壓器參數(shù)保持D1、N均不變,增大擴(kuò)壓角度至9°、10°,分別命名為A8、A9、A10。

2.3 網(wǎng)格尺寸

筆者結(jié)合風(fēng)機(jī)與流場的特點(diǎn),對(duì)進(jìn)出口域采用六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分,對(duì)復(fù)雜的旋轉(zhuǎn)域和擴(kuò)壓域采用適應(yīng)能力強(qiáng)的四面體網(wǎng)格。因Fluent采用有限體積法求解,所以Y+為所選取網(wǎng)格中心到壁面的距離,因此邊界層第一層高度為2y。

Y+表達(dá)式如下:

(1)

式中:ut—近壁面的流體速度,m/s;v—空氣的運(yùn)動(dòng)黏度,m2/s。

噪聲分析采用的湍流模型,對(duì)第一層網(wǎng)格高度的求解要求Y+接近1時(shí)求解最佳。筆者在穩(wěn)態(tài)下采用的湍流模型是Renorm alization Group k-epsilon (RNGk-ε)模型,壁面采用非平衡壁面函數(shù),其Y+取值(5～200)。

網(wǎng)格示意圖如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格示意圖

由圖4可得:最后可算得第一層網(wǎng)格高度為0.034 mm。

體網(wǎng)格劃分完成之后,筆者對(duì)整體質(zhì)量進(jìn)行優(yōu)化,其中,進(jìn)出口域最大skewness值在0.85以下,旋轉(zhuǎn)域最大skewness值在0.9以下,符合計(jì)算要求。

通過分析得出網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證結(jié)果如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性

由圖5可得:對(duì)比風(fēng)機(jī)送風(fēng)量,網(wǎng)格數(shù)量加密到5.0×106左右時(shí),流量趨于穩(wěn)定。由此可以認(rèn)為,網(wǎng)格數(shù)量與計(jì)算結(jié)果之間無關(guān)聯(lián)性,滿足計(jì)算要求。

3 風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能與實(shí)驗(yàn)對(duì)比

3.1 流場與聲場計(jì)算模型

穩(wěn)態(tài)湍流模型選擇RNG模型。

進(jìn)出口邊界條件分別為:

風(fēng)機(jī)進(jìn)口相對(duì)壓力為0 Pa,出口壓力為不同流量對(duì)應(yīng)的靜壓。壁面采用無滑移條件,旋轉(zhuǎn)區(qū)域使用多重參考系運(yùn)動(dòng)模型,旋轉(zhuǎn)速度與實(shí)驗(yàn)相同,為1 450 r/min;求解算法為SIMPLE,梯度求解選擇常用的Green-Gauss Cell Based,動(dòng)量方程、能量方程和湍流耗散方程均采用二階迎風(fēng)格式[11],收斂殘差設(shè)為1.0×104,使用完全多重網(wǎng)格初始化;針對(duì)非定常湍流模型,采用LES結(jié)合FW-H聲類比方法,最后通過傅里葉變化將時(shí)域信號(hào)轉(zhuǎn)換為頻域信號(hào)[12]。

本次噪聲模擬實(shí)驗(yàn)室測(cè)出的最大頻率為8 000 Hz,實(shí)際在模擬中擴(kuò)大范圍監(jiān)測(cè)到1.0×104Hz,所以迭代步長為5×10-5s,迭代步數(shù)為1 600。

仿真過程中,筆者通過改變不同的背壓,以此來獲得實(shí)際運(yùn)行中不同的工況,以獲得風(fēng)機(jī)的P-Q值。

實(shí)驗(yàn)與仿真測(cè)得結(jié)果如表1所示。

表1 仿真驗(yàn)證結(jié)果

由表1可得:通過仿真驗(yàn)證結(jié)果得知,隨著靜壓的增大,實(shí)驗(yàn)流量在減小,同樣實(shí)驗(yàn)流量和仿真流量的誤差隨靜壓的增加而減小;噪聲誤差為4.8%,在工程許可范圍內(nèi);

上述誤差的產(chǎn)生原因分析:模型優(yōu)化時(shí)忽略了部分空洞,導(dǎo)致細(xì)節(jié)部分與原始實(shí)際模型稍有偏差;另外,在仿真模擬過程中出現(xiàn)過回流狀況,且這個(gè)問題伴隨著整個(gè)模擬過程,導(dǎo)致其結(jié)果與實(shí)際實(shí)驗(yàn)存在誤差。

3.2 靜壓恢復(fù)系數(shù)

擴(kuò)壓器增加旋流能改善性能[13],湍流的上升可以提高擴(kuò)壓器的靜壓恢復(fù)相應(yīng)系數(shù)[14]。

表示擴(kuò)壓器性能的參數(shù)稱為擴(kuò)壓效率,實(shí)際靜壓恢復(fù)系數(shù)如下[15]:

(2)

式中:ps2—出口靜壓,Pa;ps1—入口靜壓,Pa;v1—進(jìn)口速度,m/s。

筆者計(jì)算了3種擴(kuò)壓器A8、A9、A10實(shí)際靜壓恢復(fù)系數(shù),所得結(jié)果如表2所示。

表2 不同擴(kuò)壓角的靜壓恢復(fù)系數(shù)

由表2可得:A8、A9、A10實(shí)際靜壓恢復(fù)系數(shù)分別為0.598、0.654和0.445;擴(kuò)壓器性能最好的為A9。

3.3 子午面流線圖

流體介質(zhì)通過進(jìn)口域,在旋轉(zhuǎn)區(qū)經(jīng)過風(fēng)機(jī)做功向下游流動(dòng)。由于受到離心力和壁面反作用力的影響,導(dǎo)致下游的流動(dòng)紊亂復(fù)雜。

流體充分發(fā)展后的流線圖如圖6所示。

由圖6可得:在風(fēng)機(jī)出口處,對(duì)稱分布著兩個(gè)明顯的漩渦;

相比A8、A10,A9流場中分布更多的小渦,流動(dòng)的損失更小。

3.4 頻譜分布與1/3倍程頻分析

模擬監(jiān)測(cè)點(diǎn)距離風(fēng)機(jī)正前方1 m處,風(fēng)機(jī)標(biāo)準(zhǔn)長度為706 mm。依據(jù)(GB/T 2888—2008),筆者在風(fēng)機(jī)正前方不足1 m設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn)。

A計(jì)權(quán)網(wǎng)格聲學(xué)儀器接收聲音對(duì)低頻段不敏感,對(duì)中、高頻段較敏感,與正常人耳的感覺一致[16],所以筆者在此展示A聲級(jí)1/3倍程頻圖。

1 Hz～1.0×104Hz噪聲分布如圖7所示。

由圖7可得:監(jiān)測(cè)點(diǎn)沒有安裝擴(kuò)壓器的風(fēng)機(jī)噪音為80.84 dB(A),高噪音集中在中低頻區(qū)間;裝備圓錐形擴(kuò)壓器的風(fēng)機(jī)在中低頻降噪效果最好的是A8,為75.71 dB(A),其次是A9,效果最差的為A10;氣動(dòng)噪聲分別為77.64 dB(A)、79.23 dB(A);

圖7 A聲級(jí)1/3倍程頻

針對(duì)人耳敏感帶2 000 Hz～4 000 Hz,可知A9的效果要好于A8,且氣動(dòng)噪聲均比原始風(fēng)機(jī)要低。筆者對(duì)比原型風(fēng)機(jī)與3種不同擴(kuò)壓角度的擴(kuò)壓器,得到在1 m監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的頻譜分布如圖8所示。

由圖8可得:與沒有安裝擴(kuò)壓器的風(fēng)機(jī)相比,葉片通過頻率并沒有差異,但在高頻處部分諧波頻率聲壓級(jí)有明顯的增大現(xiàn)象,這一點(diǎn)在A9和A10表現(xiàn)比較明顯;

圖8 A聲級(jí)頻譜分布

在2 000 Hz～4 000 Hz區(qū)間,3種擴(kuò)壓器的寬頻處噪聲均得到有效的改善,噪聲均有不同程度的減小;相比原型風(fēng)機(jī),A9和A10大于8 000 Hz的高頻后,會(huì)產(chǎn)生較為明顯的駝峰現(xiàn)象,使得相應(yīng)的寬頻噪聲升高。

4 結(jié)束語

為了降低大型軸流風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲,筆者采用Fluent數(shù)值模擬,以及風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)與聲學(xué)實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方式,通過分析A聲級(jí)1/3倍程頻以及頻譜分布,對(duì)圓錐形擴(kuò)壓器最佳擴(kuò)壓角度進(jìn)行了研究。

研究結(jié)論如下:

(1)采用LES湍流模型與FW-H方程相結(jié)合的聲類比法,可以有效獲得風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲,其中A聲級(jí)噪聲誤差為4.8%,在工程所能接受的范圍之內(nèi);

(2)通過在軸流風(fēng)機(jī)出口處安裝圓錐形擴(kuò)壓器,可以有效地降低風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲;就人耳敏感頻段降噪效果而言,推薦擴(kuò)壓角為9°,噪音量為75.71 dB(A),比原型風(fēng)機(jī)噪聲降低4.7%;且擴(kuò)壓角為9°時(shí),擴(kuò)壓器的性能最優(yōu),靜壓恢復(fù)系數(shù)為0.654。

在后續(xù)的研究中,筆者還將探討擴(kuò)壓器的直徑對(duì)風(fēng)機(jī)下游聲場的影響,并制造相應(yīng)的樣機(jī),以便對(duì)其降噪的性能進(jìn)行驗(yàn)證。