219414992_基于三维扭转叶型设计的多翼离心风机噪声的数值仿真与分析

Numerical Simulation and Analysis of Multi-blade Centrifugal Fan Noise Based on Three-dimensional Twist
Blade Profile Design
*
Ri-tian Ji 1
Rui-peng Fu 1
Shang-feng Wang 2
Bing-yi Zhao 2
Ming-ze Yuan 2
Zhi-guo Qu 1,*
(1.School of Energy and Power Engineering,Xi'an Jiaotong University;2.Shenyang Blower Group Auxiliary Complete
Engineering Co.,Ltd.)
Abstract：In this paper,the flow and noise of a three-dimensional muti-blade centrifugal fan with twisted blade profile is numerical simulated by combining computational fluid dynamics (CFD)and Ffowcs Williams -Hawkings (FW-H)equations.The effect of twist blade profile on the sound pressure level at the near-field and far-field measurement points is researched to realize fan noise reduction.By analyzing the flow field,it is found that the muti-blade centrifugal fan has an obvious aerodynamic separation near the bottom side endwall of blade due to the increase of the relative attack angle.In this case,the twist design of fan blade profile is carried on and the noise pressure levels of fan with different bottom twist angles at the far-field and near-field measurement points are paring the calculation results of noise pressure levels ,it is found that with the increase of bottom twist angle,the far-field and near-field sound pressure levels both decrease first and then increase,and finally the optimal far-field sound pressure level is obtained when the bottom twist angle is -35°.It is verified by experiments that the average sound pressure level in the far field of twist blade profile fan is reduced by 1.3dB compared with the original blade profile fan.
Keywords：Computational Fluid Dynamics;Computational Aeroacoustics Analogy;Ffowcs Williams-Hawkings Equation;Multi-blade Centrifugal Fan
摘要：本文通过计算流体力学(CFD)和Ffowcs Williams-Hawkings (FW-H)方程相结合的方式，对含扭转叶型的三维多翼离心风机进行流动与噪声仿真模拟，研究了叶型扭转对于近场和远场测点噪声声压级的影响，并实现了风机的降噪优化。

通过分析流场发现由于相对迎角的增大，多翼离心风机的叶片靠近底侧壁面处存在明显的气动分离问题，因此对风机叶型进行扭转设计，分别计算了不同底部扭转角构型的远场和近场测点的噪声声压级。

对比不同底部扭转角噪声声压级的计算结果发现，随着底部扭转角的增加，远场和近场声压级都出现了先降后增的趋势，最终在底部扭转-35°时得到最优的远场声压级。

经实验验证，扭转叶型与原始叶型相比，远场的平均声压级降低了1.3dB。

关键词：计算流体力学；气动声学声比拟方法；Ffowcs Williams-Hawkings 方程；多翼离心式风机中图分类号：TH432文章编号：1006-8155-（2023）03-0049-05文献标志码：A DOI：10.16492/j.fjjs.2023.03.0008
籍日添1
付锐朋1
王尚峰2
赵柄冀2
袁铭泽2
屈治国1,*
（1.西安交通大学能源与动力工程学院；2.沈阳鼓风机集团辅机成套工程有限公司）
基于三维扭转叶型设计的多翼离心风机噪声的数值仿真与分析
*
*基金项目：陕西省重点研发计划（2021LLRH-04-04-01）*通讯作者：屈治国，**************
0引言
风机是一种通过叶轮旋转，将电能转换为空气动能的电动机械，可以按照进出流质的流动方向与旋转轴的位置关系分为贯流式风机、轴流式风机和离心式风机三种[1]。

贯流式风机和离心式风机都会改变流质的流动方向，而轴流式风机则不会。

贯流式风机的流质进出方向同旋转轴垂直，具有轴向长度不受限制，气流贯穿叶片转动的优点，但是由于流动方向被强制折转，压头损失较大，效率较低，常用于空调内机、风幕机等设备。

轴流式风机与贯流式风机相反，不会改变流质的流动方向，流质的进出方向同旋转轴方向平行，具有高流量、低压差的特点，常见于家用风机、空调外机等设备。

离心式风机的流质沿着旋转轴的方向流入风机，垂直于旋转轴的方向从风机流出，具有高压差、低流量的特点，常用于矿井、隧道和工厂车间的除尘和换气。

由于气体湍流以及旋转叶片和其他边界的相互作用，使风机在运行中产生了大量噪声。

过去几十年来，人们对风机的噪声现象进行了研究，旨在降低其对设备安全和周围环境的负面影响。

随着民用航空的发展，人们对乘机体验要求的提高，关于风机降噪的研究多集中于航空发动机轴流风扇和压缩机辐射的空气动力噪声上[2-3]，这些研究主要侧重于叶片的载荷分布不均所导致的压力扰动及气流分离造成的气动噪声等。

相较于大展长的贯流式风机和流道单一的轴流式风机，离心式风机由于蜗壳、蜗舌的存在，噪声的产生机理更加复杂。

为了阐明离心式风机的气动噪声机理，研究人员开展了一系列数值和实验研究。

Zhou等人[4]对离心式压缩机组进行了实验研究，系统地揭示了离心压缩机中的发声机理。

代翠等人[5]研究了离心泵仿生叶片的减阻降噪特性，以SST和k-ω湍流模型对离心泵内部进行数值模拟。

谭龙龙等人[6]以联合频谱分析、声成像分析和模态分析三种方法，定位离心式风机的主要噪声源。

许多研究人员针对离心式风机的噪声开发出有效的噪声控制方法。

例如，Prezlj等人[7]用含两个相反方向的倾斜叶片，设计真空吸尘器中的离心风机，以数值模拟研究得出倾斜叶片相较于直立叶片具有更好的降噪效果。

Chang等人[8]采用主动噪声控制（ANC）系统降低离心风机的噪声，通过集成扬声器和麦克风，提出了多通道反馈ANC结构和滤波X最小均方（FXLMS）算法。

Mao等人[9]和Cai等人[10]采用边界元法考虑了壳体对离心风机声辐射和散射的散射效应。

在传统离心式风机的基础上，多翼离心式风机由于其尺寸小、流量高及噪声低的优点，广泛应用于家电行业，不少研究人员对其噪声问题展开了研究。

田晨晔等人[11]采用对进气端叶片开槽的方法，对多翼离心风机进行降噪设计，将数值仿真和实验相结合，在风量不变的情况下，噪声降低了0.8dB。

Zhou等人[12]基于扰动CST函数对空调系统的多翼离心式风机叶片进行参数化研究，采用遗传算法和RBF代理模型进行了优化，最终将总压提高了3.1%，将噪声降低了1.12dB。

蒲晓敏[13]等人针对非均匀叶轮对多翼离心风机气动性能和噪声的影响进行了研究，研究发现：正弦调制方案调制周期为2、调制幅度为0.08时，降噪效果最明显，噪声最大下降4dB。

然而，目前针对多翼离心式风机叶片的三维扭转对整体噪声影响的研究十分鲜见，针对这一问题，本文将带扭转的多翼离心式风机叶片作为研究对象，研究了叶片扭转对于多翼离心式风机远场的噪声结果的影响。

1多翼离心式风机噪声数值模拟方法为分析多翼离心式风机的流场和噪声特性，构建了图1(a)所示的流道结构，气体流向如箭头所示，图1(b)为多翼离心式风机的原始叶片构型。

图1(b)中给出了风机的参数示意，风机结构的主要结构参数和性能参数如表1所示。

为方便后续风机结构化网格的划分，对原始风机进行了旋转单元的提取，建模过程采用CATIA商用软件进行。

其中旋转单元界面参考叶型的变化，如图2所示，将风扇分成旋转对称的45份，每份旋转域单元的界面同叶型弯折趋势保持一致。

(a)多翼离心式风机结构及流道分布
(b)多翼离心式风机的原始叶片构型
图1多翼离心式风机流道结构及原始叶片构型
Fig.1Flow structure and original blade configuration of
centrifugal fan
参数
叶片进口角/(°)
叶片出口角/(°)
半径R/mm
弦长D/mm
叶片厚度/mm
叶轮高度H/mm
叶片数
蜗舌半径/mm
转速/(r/min）
数值
60
147.2
82
16
2.46
70
45
8
1200
表1风机结构主要结构参数
Tab.1Main structural parameters of fan
采用ANSYS-ICEM 软件对计算区域进行了分块的网格划分，其中风机结构的网格划分如图3所示，流场区域根据结构特征分别采用结构网格和非结构网格进行划分，经网格独立性考核，最终的总计算网格量为1497万。

采用FLUENT 商用软件进行三维非定常计算，计算的控制方程如下：
∂ρ
∂t
+∇·∙()ρv =0(1)∂∂t
()ρv +∇·()ρv ⊗v =-∇p +∇·τ+ρg +F
(2)
计算中使用Scale-Adaptive Simulation(SAS)湍流模型，SAS 湍流模型主要用于求解瞬态湍流流动问题，在稳定区域计算与RANS 方法相似，在不稳定区域计算与LES 方法相似。

SAS 湍流模型的输运方程如下：
∂ρk ∂t +∂∂x i ()ρu i k =G k -ρc μkω+∂∂x j éëêùûúæ
è
çöø÷μ+μi δk ∂k ∂x j (3)
∂ρω∂t +∂
∂x i
()ρu i ω=αω
k G k -ρβω2+Q SAS +∂∂x j éëêùû
úæèçöø÷
μ+μt δω∂ω∂x j +()1-F 12ρδω,21ω∂k ∂x j ∂ω∂x j (4)
对于进风口边界条件，假设其从无穷远场而来，设置相对总压为0的压力进口边界，对于出风口设置为压力出口边界条件，设置相对静压为0。

对于风机动域和转轴动域设置为1200r/min 转动速度，以z 轴右手系标准设置正负，非定常计算的时间步长设置为0.0001389s，即多翼离心式风机的风扇旋转一度所用时间，考虑到流动马赫数不足0.1，计算等效为不可压缩。

流动边界层设置第一层网格高度为1.0×10-5m，增长率为1.1，边界层层数为25层。

边界位置的示意图如图4所示。

近场噪声可以通过提取测点的压力脉动和压强时域
结果进行傅里叶变换得到其频域图。

对压强计算可以得到不同频率下的声压级（SPL ）变化，可以快速得到噪声的结果，可以作为中间迭代的计算依据。

近场噪声测点位置示意图如图4所示，在接近蜗舌位置处上下均布11个测点，测点位置如表2所示。

远场噪声测点结果采用Ffowcs-Williams Hawkings (FWH)方法模拟，方程描述如下：
1c 20
∂2∂t 2[]PH ()f -∇2[]PH ()f =∂∂t éëêùûúρ0V t ∂f ∂x i δ()f -∂f ∂x i éëêù
û
úP ij
∂f ∂x i δ()f +∂2∂x i ∂x j
[]T ij H ()f (5)
测点分布如图5所示，各个测点坐标如表3所示。

图2风扇旋转单元的选取
Fig.2Selection of fan blade rotating
unit
图3三维网格划分示意图
Fig.3
Schematic diagram of 3D mesh grid
图4近场噪声测点位置及边界示意图
Fig.4
Location of near field noise measurement points and
boundary position 表2近场测点编号及坐标
Tab.2
Number and coordinates of near field measuring
points
近场测点编号
Point 0Point 1Point 2Point 3Point 4Point 5Point 6Point 7Point 8Point 9Point 10
坐标
(-0.0902m,0.00832m,-0.002m)(-0.0902m,0.00832m,0.0076m)(-0.0902m,0.00832m,0.0152m)(-0.0902m,0.00832m,0.0228m)(-0.0902m,0.00832m,0.0304m)(-0.0902m,0.00832m,0.038m)(-0.0902m,0.00832m,0.0456m)(-0.0902m,0.00832m,0.0532m)(-0.0902m,0.00832m,0.0608m)(-0.0902m,0.00832m,0.0684m)
(-0.0902m,0.00832m,0.074m)
图5远场噪声测点构型位置关系
Fig.5
Configuration and location of far field noise
measuring points
表3远场测点编号及坐标
Tab.3
Number and coordinates of far field measuring points
2结果与讨论
2.1流场特征
图6为模拟获得的底部风机转域截面流线，可以看到在接近底面位置，由于紧贴壁面，实际流体沿弦向流动速度降低，而垂直于弦向的转动速度不变（1200r/min ），导致攻角正切值增大。

攻角因此也会增大，造成了严重的流动分离现象。

因而需要在大攻角的底部位置进行扭转。

2.2扭转叶型噪声特性
扭转工具以CATIA 软件为基础，扭转过程保持界面的连续性，如图7所示，旋转后的结果能够保证紧密贴合，网格成型如图8所示，保持结构网格的特点。

不同扭转角下内点监测点的声压级和远场监测点的声压级结果如图9和图10所示，可以看到随着底部扭转角的增加，近场测点的平均声压级变化趋势和远场测点的平均声压级变化趋势相似，整体的声压级都是先降低而后升高，可以看到底部扭转降低了来流的相对攻角，减弱了叶片间的流动分离，进而降低了噪声。

进一步增大扭转角到-40°时，平均声压级逐渐回升，但是回升后的声压级大小还是低于原始叶片构型。

2.3扭转叶型性能对比
原始构型和优化构型的流场对比如图11所示，可以看到在原始构型的流线结果中，分离涡由于入流攻角过大接近于叶尖；而扭转构型由于底部扭转，入流攻角降低，缓解了叶片底部接近叶尖的分离情况。

在左侧接近蜗舌区域的叶间涡得到了改善，从而降低了底部的分离噪声。

传统多翼离心式风机的设计安装角不能在所有展长范围内满足攻角要求。

风机附近的压强分布对比如图12所示，可以看到原始构型和扭转构型在底部压强分布上也有较大的区别。

原始构型由于图11中提到的接近叶尖的涡分离问题，在接近蜗舌一侧产生了多个低压区，同时在蜗舌两侧低压区和高压区交替；而扭转构型则大大缓解了叶间低压区的问题，使得风机叶片间的压力波动得到缓解，同时在蜗舌区域不再出现低压区，缓解了蜗舌区域附近的压力变化，减小了蜗舌造成的噪声影响。

远场测点编号
Receiver1Receiver2Receiver3Receiver4Receiver5Receiver6Receiver7Receiver8Receiver9Receiver10
坐标
(-1.485m,0m,0.225m)(0.75m,-1.29m,0.225m)(0.75m,1.29m,0.225m)(-0.675m,1.155m,0.675m)(-0.675m,-1.155m,0.675m)(1.335m,0m,0.675m)(0.495m,0.855m,1.125m)(-0.99m,0m,1.125m)(0.495m,-0.855m,1.125m)
(0m,0m,1.5m)
图6风机转域z =0.0076m 位置的流线分布
Fig.6Streamline of fan rotating domain at z =0.0076m
图7叶片扭转成型过程示意图
Fig.7
Schematic diagram of twist blade forming process
图8扭转叶片的网格划分
Fig.8Mesh generation of twist
blade
图10远场测点平均声压级随底部扭转的变化
Fig.10Variation of average sound pressure level of far
field measuring points with twist angle
图9近场测点平均声压级随底部扭转的变化
Fig.9Variation of average sound pressure level of near field
measuring point with twist
angle
优化构型噪声计算值、实验值以及原始叶片构型实验值的对比如表4所示。

表中扭转构型为底部扭转角-35°的扭转构型，同实验值相比可以看到平均声压级的计算误差在5%之内。

同时，相比原始叶片构型实现了远场平均声压级1.3dB的降噪效果。

3结论
本文针对多翼离心式风机的叶片底部扭转角和近场、远场噪声关系进行了研究，得到了以下结论：
1）多翼离心式风机叶片接近蜗壳的底部时，由于底部的壁面无滑移效应会产生严重的气动分离，而传统的多翼离心式风机在安装角沿轴向不变的情况下，底部会成为主要的噪声来源；
2）改变风机叶片底部的扭转角度，可以降低由于壁面无滑移效应带来的大迎角问题，进而缓解气动分离现象，降低近场和远场噪声。

在本文进口安装角60°，1200r/min 转速情况下，远场和近场的平均声压级随着扭转角度的增加呈现先降低后增加的变化规律，这一变化过程在底部扭转角达到35°时取得最优，可以实现1.3dB的远场降噪效果。

3）实验过程中发现，该扭转叶轮相对于原始叶轮产生的音感更佳，扭转构型进一步改善了噪声的声音品质。

参考文献
[1]杨诗成，王喜魁.泵与风机[M].中国电力出版社，2012.
[2]陈智强，闫国华，陈智华，等.基于静态发动机噪声测试数据的飞
行噪声预测技术[J].航空维修与工程,2012(3):52-54.
[3] C.A.Hall,D.Crichton.Engine design studies for a silent aircraft.
Journal of Turbomachinery-Transactions of the ASME,129(3):479-487,2007.DOI:10.1115/1.2472398.
[4]H.H.Zhou,Y.J.Mao,Q.L.Zhang,et al.Vibro-acoustics of a pipeline
centrifugal compressor part I.experimental study.Applied Acous-tics,131:112-128,2018.DOI:10.1016/j.apacoust.2017.10.011. [5]代翠，戈志鹏，董亮，等.离心泵仿生表面减阻降噪特性研究[J].华
中科技大学学报(自然科学版),2020,48(9):113-118.
[6]谭龙龙，吴群，吕岩，等.离心式压缩机噪声源定位分析及降噪方
法[J].噪声与振动控制,2021,41(1):32-36,53.
[7]J.Prezelj,T.Novakovic.Centrifugal fan with inclined blades for vacu-
um cleaner motor.Applied Acoustics.140:13-23,2018.DOI:10.1016/ j.apacoust.2018.05.010.
[8] C.Y.Chang,X.W.Liu and S.M.Kuo.Active noise control for centrifu-
gal and axial fans.Noise Control Engineering Journal.68(6):490-500,2021.DOI:10.3397/1/376840.
[9]Y.Mao,D.Qi,X.Liu,et al.Numerical prediction of aerodynamic ton-
al noise radiated from a centrifugal fan.Proceedings of the Institu-tion of Mechanical Engineers Part A-Journal of Power and Energy, 222(A8):831-842,2008.DOI:10.1243/09576509JPE655.
[10]J.C.Cai,D.T.Qi,F.Lu,et al.Study of the tonal casing noise of a cen-
trifugal fan at the blade passing frequency.part I.aeroacoustics.
Journal of Low Frequency Noise Vibration and Active Control,29
(4):253-266,2010.DOI:/10.1260/0263-0923.29.4.253.
[11]田晨晔,吴立明,刘小民,等.采用进气端叶片开槽降低多翼离心风
机气动噪声的研究[J].风机技术,2020,62(3):58-64.
[12]S.Q.Zhou,K.Yang,W.T.Zhang,et al.Optimization of multi-blade
centrifugal fan blade design for ventilation and air-conditioning sys-
tem based on disturbance CST function.Applied Sciences-Basel,11
(17):7784,2021.DOI:10.3390/app11177784.
[13]蒲晓敏,王军,杨伟刚.非均匀叶轮对多翼离心风机气动性能和噪
声的影响[J].风机技术,2018,60(6):26-30.
（b）底部35°扭转构型
图11风机转域接近底部z=0.0076m位置的速度分布Fig.11Velocity streamline distribution near the bottom z=
0.0076m of the fan region
图12风机转域接近底部z=0.0076m位置的压强分布Fig.12Pressure distribution near the bottom z=0.0076m
of the fan region
（b）底部35°扭转构型
表4扭转叶型降噪性能对比
Tab.4Comparison of noise reduction performance of twist
blades
远场测点编号
Receiver1
Receiver2
Receiver3
Receiver4
Receiver5
Receiver6
Receiver7
Receiver8
Receiver9 Receiver10
平均
原始构型
实验值/dB
48.58
44.69
46.93
48.67
43.7
49.69
46.68
49.79
51.16
46.51
47.64
扭转构型
实验值/dB
47.19
43.64
45.48
47.12
42.68
48.37
44.97
48.36
50.02
44.75
46.26
扭转构型
计算值/dB
50.6269
48.2844
47.1599
49.7005
48.6267
45.9409
48.4873
46.3437
48.7478
47.3506
48.1269（a）原始构型
（a）原始构型。