离心风机蜗壳振动辐射噪声的数值预测

第26卷　第1期应用力学学报Vol.26　No.1 2009年3月CHINESE JOURNAL OF APPL IE D MECHANICS Mar.2009

文章编号:100024939(2009)0120115205

离心风机蜗壳振动辐射噪声的数值预测3

蔡建程　祁大同　卢傅安

(西安交通大学　710049　西安)

摘要:数值模拟了T9219No14A离心风机蜗壳在非定常气动力作用下的蜗壳响应振动及其噪声。

首先给出该风机运行时振动及噪声的测量结果,得出基频噪声是主要噪声类型。然后使用CFD软件ANS YS CFX对风机内部流场做了整场瞬态数值模拟。流体压力脉动作用于蜗壳产生一个随时间变化的力,激励其振动,实现流体到结构的单向耦合。接着运用ANS YS multip hysics模块对风机蜗壳进行了谐响应分析,最后应用L MS S YSNOISE模拟了蜗壳振动向外辐射的噪声。

关键词:离心风机;蜗壳;流固耦合(单向);振动;噪声

中图分类号:T H43;TB53 文献标识码:　A

1　引　言

对离心风机噪声的研究已经有很长的历史,通常把风机的噪声分为气动噪声和结构噪声。气动噪声形式上又分为离散部分和宽频部分。前者是由离开叶轮的主流气体和风机蜗壳的相互作用而引起;后者是由作用在叶轮及蜗壳固体表面的湍流流动引起的。结构噪声是由叶轮及蜗壳等结构的振动而产生的,因为蜗壳的薄壳结构及其直接暴露在环境中,使得风机向外辐射的结构噪声大部分是由蜗壳产生。

通常气动噪声比结构噪声大,所以大部分的研究和文献都是关于气动噪声的。关于离心风机气动噪声方面实验研究的一个很有价值的综述,参见文献[1]。Liu等[2]利用Light hill声比拟及涡声理论对T9219No14A离心风机的气动噪声作了数值预测。他们在研究此风机辐射的气动噪声时忽略了蜗壳的存在,即没有考虑气动声源发出声音在蜗壳上的反射及散射,而认为声源产生的声音,直接辐射到自由空间中。事实上,蜗壳的存在大大改变了气动声源的声辐射;另外,利用基础的声学理论,比如Barron[3],可以得到如下结论:由于钢板的声学特性阻抗非常大,风机的基频噪声投射到3mm厚(蜗壳板的厚度)的钢板上,几乎没有声波可以透射过去。然而,由于外部激励(主要是风机内部气流压力波动而引起的激励)、电机传递的振动以及声固耦合而产生的蜗壳振动,将会使风机蜗壳辐射一定量的噪声。

如果给风机装上进出口管道和消声器,这样向外辐射的气动噪声就可以大为削弱。这时蜗壳振动辐射的结构噪声,有可能成为主要噪声源。这也是本文研究蜗壳辐射结构噪声的原因。

2　T9219No14A离心风机振动及噪声的实验测量

T9219No14A前向离心风机的参数:叶轮直径400mm,叶片数为12,额定转速为2900r/min。可以计算风机的基频是2900×12/60=580Hz。

使用L MS Test1lab振动声学测量系统对风机振动和噪声做了测量。测量时声学及振动传感器位置如图1所示,其中数字标号表示振动加速度传感器的测点位置。声学传感器距风机机壳中心1m。

3来稿日期:2008204201　修回日期:2008205229

第一作者简介:蔡建程,男,1980年生,西安交通大学能源与动和工程学院,博士生。研究方向———流体机械振动及噪声。E2m ail: 763421532@

图1　风机振动噪声测量图

测量结果如图2和图3所示,测量频率范围是

20Hz ～3000Hz 。从图2可以看出基频(580Hz )及其二次谐波噪声比其他频率噪声大很多。振动谱见图3,从图上也看出在580Hz 和1160Hz 上振动幅度远大于其它频率

。

图2　声压频谱图

3　T9219No 14A 离心风机内部

流场的数值模拟

由于T9192No 14A 离心风机的流体(空气)Mach

数比较低(Ma <013),可当作不可压缩气体。所以连续方程和动量方程可以组成封闭方程组,

以描述风机

图3　振动测点1的加速度幅度谱图

内部流动规律,而不用耦合能量方程一起求解。

V f =0

(1)ρf D V f

Dt

=ρf b f - p f + 2μS f (2)

其中:V f 、ρf 、b f 、p f 、μ分别是流体的速度、密度、体积力(忽略了重力,但在叶轮中有离心力)、流体压

力、流体动力粘性系数;S f 是流体应变率张量,S f =1/2( V f + V T f )。

使用ANSYS CFX 对风机内部瞬态流场进行了全场模拟,叶轮旋转一周分成512个时间步。湍流模

型使用标准k 2

ε模型,近壁面流体区域使用壁面函数法处理。文献[4]使用同样的方法研究了离心风机

内部流场,

得到蜗壳附近的压力波动,其结果和实验吻合良好,说明了现有的湍流模型在计算获得风机内部瞬态流场信息方面是可行的。数值模拟使用的流量是风机加了进口管道时的流量,而上述振动噪声实验测量时没有加进口管道,所以模拟中使用的流量会比实验时的真实流量小。

图4　某时间步蜗壳处压力分布

某时间步蜗壳表面压力分布如图4所示。计算时在蜗壳表面附近监测了几个场点的压力波动情况,这些点的位置及压力波动情况见图5。从图上可以明显看出波动的准周期性,并且类似正弦信号,可

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以预见基频简谐分量会占很大比重。

作用到蜗壳FEA 模型结点上的力通过ANS YS CFX 到ANS YS Multip hysics 接口得到。图6是节点131所受法向力及其FF T 后的幅度谱图,该节点位于蜗壳后盖板上,位置见图5。切向方向所受的力比法向小几个数量级,并且在时域上并没有明显的周期性。根据文献[5]中FF T 关于周期信号的频谱分析理论,将FEA 模型中所有节点所受力都进行FF T 后,可得到580Hz 和1160Hz 下简

谐力的实部和虚部,进而可以运用ANS YS 对蜗壳结构进行动力响应分析

。

图5　计算流场的压力监测点位置及压力波动情况

4　T9219No 14A 离心风机蜗壳

结构的谐响应分析

蜗壳结构振动的控制方程

E 2(1+υ)[ 2

U s +11-2υ ( U s )]+b s =ρs 52

U t 2

(3)

其中:E 、υ为结构的弹性模量、Poisson 比;U s 、b x 、ρs

为结构的位移、体力、密度。

流体和结构界面处应满足变形协调条件和动力

学协调条件:U f =U s ,n σf =n σs ,其中n 是界面处的

单位法向量;σf 、σs 分别为流体和结构的应力张量。

除界面处的边界条件外,结构还应满足其自身边界条件以及初始条件。使用FEA 后,方程(3)转化成离散形式

M ¨u +C u +K u =F

a

(4)式中:M 、C 、K 分别是质量阵、阻尼阵(这里考虑了阻尼)、刚度阵;¨u 、 u 、u 是节点加速度、速度、位移矢量

;

图6　蜗壳FEA 模型节点131所受的气动法向力

F a

是外加力矢量。对谐响应分析,式(4)成为

(-Ω2M +j ΩC +K )(u 1+j u 2)e j Ωt =(F 1+F 2)e

j Ωt (5)

其中:Ω是外力圆频率;j 是虚数单位;u 1、u 2是位移矢量的实部、虚部;F 1、F 2是外力矢量的实部、虚部。

本文的流固耦合研究都是单方向的,包括下文

的蜗壳辐射噪声计算,只计算结构产生的声辐射,没

有考虑其反作用。忽略噪声对结构的反作用是合理的,因为噪声的声压很小,其数量级是1Pa 。忽略蜗壳结构对风机内部流场的反作用需再进一步讨论。文献[6]利用流体到结构的单向耦合,研究了水泵壳的振动,并指出其合理性,原因是结构振动可以通过两个途径影响流场,一是通过结构振动对流体边界的影响;另一个是结构振动所激励的弹性波即声场对流场的影响。但是,弹性振动产生的壁面位移很小,并且流体不可压缩,特征Mach 数远小于1,因此水泵壳振动对流动的影响可以忽略。T9219No 14A 离心风机也有这些特点,故下面的流固耦合研究采用单向耦合技术。

蜗壳谐响应分析的边界条件:后盖板四个固定螺栓处(见图1)的节点所有自由度约束为零。在谐响应分析之前进行了模态分析,比较了计算和实验得到的前7阶模态的固有频率,见表1。从计算和实验结果可以看出两者吻合较好,这说明所建FEA 模型的正确性。模态冲击实验中测得的18Hz 、48Hz 和

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11第1期 蔡建程,等:离心风机蜗壳振动辐射噪声的数值预测