雙凹槽葉頂軸流風(fēng)機(jī)噪聲預(yù)估及葉片靜力結(jié)構(gòu)分析

李鵬敏，葉學(xué)民，李春曦

(華北電力大學(xué)能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，河北 保定 071003)

雙凹槽葉頂軸流風(fēng)機(jī)噪聲預(yù)估及葉片靜力結(jié)構(gòu)分析

李鵬敏，葉學(xué)民，李春曦

(華北電力大學(xué)能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，河北 保定 071003)

葉頂結(jié)構(gòu)型式對軸流風(fēng)機(jī)性能、噪聲及葉片靜力特性等均有一定影響。以O(shè)B-84型帶后置導(dǎo)葉的軸流式通風(fēng)機(jī)為對象，采用Fluent數(shù)值模擬軟件及Ansys有限元分析模塊，通過比較開槽前后風(fēng)機(jī)軸功率的變化探討雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)的節(jié)能效果，分析了原葉頂及雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)噪聲及葉片的靜力結(jié)構(gòu)特性。研究表明:雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)軸功率有所下降，設(shè)計(jì)工況下軸功率較原葉頂時(shí)下降了3.96%，可在一定程度下降低風(fēng)機(jī)的能耗;雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)噪聲有較大幅度提高，設(shè)計(jì)工況下噪聲較原葉頂時(shí)增長約14.88%，給風(fēng)機(jī)正常運(yùn)行帶來不利影響;不同葉頂下葉片的靜強(qiáng)度校核結(jié)果均滿足要求，即采用雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)不會(huì)引起葉片的變形及斷裂失效。

軸流風(fēng)機(jī);雙凹槽葉頂;軸功率;噪聲;靜力分析

0 引言

隨電站機(jī)組容量的不斷增加，動(dòng)葉可調(diào)軸流式通風(fēng)機(jī)以其高比轉(zhuǎn)速、大流量等優(yōu)點(diǎn)成為發(fā)展趨勢。風(fēng)機(jī)耗電量約占廠用電總量的25%～30%。因此對風(fēng)機(jī)進(jìn)行節(jié)能改造，對降低廠總耗電量具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。已有研究表明適當(dāng)改變?nèi)~頂結(jié)構(gòu)，可有效改善葉輪性能。Mischo等［1］探討了葉頂結(jié)構(gòu)對渦輪性能的影響，提出一種改進(jìn)的凹槽狀葉頂，改進(jìn)后渦輪效率提高了0.38個(gè)百分點(diǎn)。Parkash［2］在傳統(tǒng)凹槽狀葉頂基礎(chǔ)上對葉頂進(jìn)行優(yōu)化得到一種壓力邊傾斜壁凹槽葉頂結(jié)構(gòu)，此葉頂結(jié)構(gòu)下渦輪效率較傳統(tǒng)凹槽狀葉頂情形提高0.1～0.25個(gè)百分點(diǎn)。高杰和鄭群［3］研究了平葉頂及三種不同類型的凹槽狀葉頂對渦輪性能的影響，雙凹槽葉頂下渦輪效率最高，較平葉頂時(shí)提高了0.41個(gè)百分點(diǎn)。

葉頂間隙流動(dòng)對葉輪機(jī)械的噪聲存在重要影響。適當(dāng)減小葉頂間隙可有效提高風(fēng)機(jī)性能同時(shí)降低噪聲［4－6］。吳克啟［7］探討了不同工況下葉頂間隙大小對葉輪噪聲的影響。實(shí)驗(yàn)表明，設(shè)計(jì)工況下，間隙大小對噪聲影響較大，當(dāng)間隙尺寸超過某一值時(shí)噪聲隨間隙的增大明顯上升;而在非設(shè)計(jì)工況下，間隙尺寸的變化對噪聲影響不大。王立紅等［8］模擬了不同間隙大小下風(fēng)扇內(nèi)部渦流及噪聲分布，表明葉頂間隙及泄漏渦流直接影響風(fēng)扇的氣動(dòng)性能及噪聲特性，該研究為風(fēng)扇的優(yōu)化設(shè)計(jì)及降噪處理提供了理論依據(jù)。陳慶光等［9］采用數(shù)值方法研究了軸流風(fēng)機(jī)葉頂間隙內(nèi)的流場分布，驗(yàn)證了泄漏渦的存在，并利用寬頻聲源模型模擬得到了葉片表面的聲功率分布，得到了葉頂間隙對氣動(dòng)噪聲的影響;模擬結(jié)果表明泄漏渦的生成演化過程是渦流噪聲產(chǎn)生的主要原因。Neise［10］的試驗(yàn)研究表明，寬頻噪聲隨葉頂間隙的增大而升高，旋轉(zhuǎn)葉片周圍的不穩(wěn)定流動(dòng)是形成葉頂間隙處渦流和噪聲的根源。Kameier和Neise［11］在葉頂間隙內(nèi)安置紊流發(fā)生器后風(fēng)機(jī)的全壓和效率分別提高了14%和7%，聲功率級降低了11dB，這主要是因紊流發(fā)生器的存在干擾了間隙中的二次流所致。

目前，關(guān)于電廠中風(fēng)機(jī)存在的主要問題及節(jié)能改進(jìn)技術(shù)的研究較多。馬少棟等［12］針對電廠中軸流風(fēng)機(jī)失速和喘振問題，分析和總結(jié)了發(fā)生失速和喘振的原因及相應(yīng)的處理措施，并歸納了預(yù)防措施。童家麟等［13］比較了引風(fēng)機(jī)和增壓風(fēng)機(jī)合并運(yùn)行前后的節(jié)能效果，結(jié)果表明該運(yùn)行方式可有效降低廠用電率。軸流式葉輪機(jī)械葉頂間隙的研究仍主要集中在以下兩方面:葉頂間隙形態(tài)改變后對間隙內(nèi)泄漏流、泄漏損失及葉輪氣動(dòng)性能的影響;不同間隙尺寸下葉輪機(jī)械氣動(dòng)性能及噪聲的變化情況。而有關(guān)葉頂結(jié)構(gòu)改變后對風(fēng)機(jī)噪聲及葉片靜力結(jié)構(gòu)特性的研究還很少。為此，本文以O(shè)B－84型動(dòng)葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)為對象，基于數(shù)值模擬方法探究原葉頂及優(yōu)化效果顯著的雙凹槽葉頂下的風(fēng)機(jī)的軸功率、噪聲及葉片靜力結(jié)構(gòu)特性，探討雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)對改善風(fēng)機(jī)性能的改善效果，同時(shí)為葉頂結(jié)構(gòu)改變后風(fēng)機(jī)安全運(yùn)行性能提供理論支持。

1 數(shù)值模擬

1.1 計(jì)算域及網(wǎng)格劃分

研究對象OB-84型動(dòng)葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)基本參數(shù)如下:葉輪直徑D=1 500 mm，輪轂比d/D=0.6，葉頂間隙δ=4.5 mm;風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1 200 r/min，葉輪葉片數(shù)Ni=14，后置導(dǎo)葉葉片數(shù)Ng=15。

在Gambit中分別建立原葉頂及雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)模型，采用Fluent軟件對整機(jī)性能進(jìn)行三維數(shù)值模擬。原葉頂與雙凹槽葉頂如圖1所示。凹槽長度為70%葉頂軸向弦長，凹槽深度為3 mm。風(fēng)機(jī)整機(jī)計(jì)算域由集流器、葉輪、后置導(dǎo)葉及擴(kuò)散筒組成。風(fēng)機(jī)網(wǎng)格均采用結(jié)構(gòu)化/非結(jié)構(gòu)化混合型網(wǎng)格，并采用尺寸函數(shù)對葉頂區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行局部加密，如圖2所示。為排除網(wǎng)格數(shù)對模擬結(jié)果的影響，對風(fēng)機(jī)整機(jī)網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性驗(yàn)證，選取5組不同的網(wǎng)格數(shù)量分別對風(fēng)機(jī)性能進(jìn)行模擬，模擬全壓及效率值如表1所示，可看到，當(dāng)風(fēng)機(jī)整機(jī)網(wǎng)格總數(shù)超過367萬后，全壓及效率變化均很小。綜合考慮計(jì)算時(shí)長及模擬精度最終確定原風(fēng)機(jī)整機(jī)網(wǎng)格單元數(shù)為367萬。改進(jìn)后的雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)整機(jī)網(wǎng)格數(shù)約為407萬。

圖1 原葉頂與雙凹槽葉頂葉片實(shí)體

表1 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

圖2 OB-84型軸流式風(fēng)機(jī)整機(jī)計(jì)算域及網(wǎng)格

1.2 控制方程及計(jì)算方法

采用Fluent求解三維定常N-S方程組，為更好地模擬間隙內(nèi)的復(fù)雜流動(dòng)，采用Realizable k－ε湍流模型［14－17］;風(fēng)機(jī)內(nèi)部噪聲源分布采用寬帶噪聲源模型。由于噪聲沒有固定的頻率，因此在涉及寬頻噪聲時(shí)可通過求解雷諾時(shí)均方程得到湍流參數(shù)的統(tǒng)計(jì)學(xué)分布。

為提高計(jì)算精度，控制方程中的各變量和黏性參數(shù)均采用二階迎風(fēng)格式進(jìn)行離散，基于SIMPLE算法實(shí)現(xiàn)壓力和速度的耦合進(jìn)行迭代求解。以集流器進(jìn)口截面和擴(kuò)散筒出口截面作為整個(gè)計(jì)算域的進(jìn)、出口，進(jìn)口給定速度入口條件，出口給定自由出流條件，固體壁面選用不可滑移邊界條件。近壁面區(qū)給定標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)條件，忽略重力及壁面粗糙度對計(jì)算的影響。葉輪定義為旋轉(zhuǎn)動(dòng)區(qū)域，集流器、導(dǎo)葉及擴(kuò)散筒均定義為靜區(qū)域。旋轉(zhuǎn)葉輪和靜止機(jī)殼之間的耦合采用多參考坐標(biāo)系 (MRF)模型。

1.3 靜力分析模塊

在Gambit中分別建立原葉頂及雙凹槽葉頂下的葉片實(shí)體模型，部分葉片實(shí)體如圖1所示。將葉片實(shí)體模型分別導(dǎo)入Ansys workbench 14.5中，利用靜力結(jié)構(gòu)分析模塊研究不同葉頂下葉片表面等效應(yīng)力及最大變形量分布。在有限元網(wǎng)格劃分過程中，網(wǎng)格單元選用帶中間節(jié)點(diǎn)的四面體實(shí)體單元Solid187(含10個(gè)節(jié)點(diǎn))，網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分方式，設(shè)定網(wǎng)格單元大小為15 mm。原葉頂及雙凹槽葉頂下葉片網(wǎng)格單元數(shù)分別為11 256及164 256，節(jié)點(diǎn)數(shù)分別為67 254及254 144。

2 結(jié)果與分析

2.1 模擬值與實(shí)驗(yàn)值比較

研究中需驗(yàn)證模擬結(jié)果的可靠性，為此表2給出了原風(fēng)機(jī)在流量為33.29～46.61 m3/s范圍內(nèi)(設(shè)計(jì)工況下流量為37.12 m3/s)的全壓及效率的模擬值與原性能曲線上的實(shí)驗(yàn)值。由表可知，模擬工況下，全壓和效率的平均相對誤差分別為4.56%和1.16%(設(shè)計(jì)工況下分別為3.78%和0.54%)，均在5%誤差范圍內(nèi)，保證了本文數(shù)值模擬結(jié)果的準(zhǔn)確度。

表2 模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果

2.2 軸功率變化

風(fēng)機(jī)的軸功率Psh定義為單位時(shí)間內(nèi)原動(dòng)機(jī)傳遞給風(fēng)機(jī)軸上的能量，也稱風(fēng)機(jī)的輸入功率，其大小可反映風(fēng)機(jī)耗電情況［18］。在保證風(fēng)機(jī)風(fēng)量和全壓滿足實(shí)際要求的前提下，軸功率越小，即電機(jī)輸出功率越少，其耗電量就越低。因此應(yīng)盡可能地降低風(fēng)機(jī)軸功率以達(dá)到節(jié)能降耗的目的。

圖3為各模擬工況下原葉頂及雙凹槽葉頂風(fēng)機(jī)軸功率的變化。該圖表明，在模擬流量范圍內(nèi)雙凹槽葉頂風(fēng)機(jī)軸功率較原葉頂時(shí)均有所下降，即采用雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)可在一定程度上減少耗電達(dá)到節(jié)能的目的。在設(shè)計(jì)工況下，雙凹槽葉頂時(shí)風(fēng)機(jī)軸功率較原風(fēng)機(jī)下降了3.96%，對降低風(fēng)機(jī)的能耗有重要意義。

圖3 軸功率比較

上述軸功率的分析表明雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)作為降低風(fēng)機(jī)能耗這一措施理論上可行，為更全面的研究雙凹槽葉頂?shù)膶?shí)際價(jià)值，下文對雙凹槽葉頂下風(fēng)機(jī)的噪聲進(jìn)行預(yù)估，并對葉片強(qiáng)度進(jìn)行校核。

2.3 噪聲預(yù)估

雙凹槽葉頂雖然降低了風(fēng)機(jī)軸功率，但對風(fēng)機(jī)噪聲有顯著影響。定常模擬結(jié)果表明，設(shè)計(jì)工況下原葉頂時(shí)風(fēng)機(jī)最大聲功率級LWmax=110.27dB，雙凹槽葉頂下LWmax=126.68dB，較原葉頂時(shí)提高了14.88%。

整機(jī)聲源功率級近似表現(xiàn)為對稱分布，靠近集流器入口部位，噪聲最小，最大聲源功率級主要分布在葉輪內(nèi)部靠近機(jī)殼處。這主要是由于葉頂間隙的存在使得部分氣流在葉片壓力面與吸力面壓差的作用下通過葉頂間隙，形成氣流泄漏，并在間隙區(qū)內(nèi)形成逆壓梯度。當(dāng)間隙氣流流出間隙區(qū)后，對主流造成較大擾動(dòng)，形成二次流，引發(fā)葉頂附近較高的聲強(qiáng)分布［19－20］，使得葉頂區(qū)域成為風(fēng)機(jī)所有結(jié)構(gòu)中聲強(qiáng)分布最高的部位。

為進(jìn)一步分析雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)對風(fēng)機(jī)噪聲的影響，圖4給出了設(shè)計(jì)工況下葉輪區(qū)33%軸向弦長截面上的聲源功率級分布。圖4a表明，在原葉頂結(jié)構(gòu)下，葉輪內(nèi)的聲源功率級近似呈對稱分布，最大噪聲源主要集中在葉頂間隙處的微小區(qū)域(圖中區(qū)域A)，最大值為85 dB。靠近流道中下部區(qū)域存在一明顯低噪聲區(qū) (區(qū)域B)，最小值為5 dB。這主要是因氣流通過流道時(shí)的攜帶作用及流道內(nèi)的回流效應(yīng)造成的，聲源功率級從壓力面到吸力面逐漸減小，且在旋轉(zhuǎn)作用下，低噪聲區(qū)向相鄰葉片壓力面靠近［21］。比較圖4a和4b可知，采用雙凹槽葉頂時(shí)葉輪內(nèi)聲源功率級的總體分布并未發(fā)生異常，但整體聲源功率值有一定幅度提高，此時(shí)葉頂處最大聲源功率級為98 dB，較原葉頂時(shí)增加了13 dB;同時(shí)流道內(nèi)最低聲源功率級也由原葉頂時(shí)的5 dB上升至10 dB，即采用雙凹槽葉頂會(huì)導(dǎo)致風(fēng)機(jī)噪聲有較大幅度提高，因此在實(shí)際應(yīng)用中選用雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)時(shí)須采取積極的降噪措施，以保證風(fēng)機(jī)正常運(yùn)行。

圖4 聲源功率級分布

2.4 靜力結(jié)構(gòu)特性

葉頂結(jié)構(gòu)改變后，其附近的流場及壓力場將重新分布，葉片表面的載荷也隨之發(fā)生改變，因此有必要對葉頂改變前后葉片表面的靜力強(qiáng)度進(jìn)行校核，以保證風(fēng)機(jī)的安全運(yùn)行。葉輪旋轉(zhuǎn)過程中，作用在葉片上的載荷主要包括葉片受到的離心力慣性載荷、葉片本身的質(zhì)量引起的重力加速度載荷以及流體對葉片表面產(chǎn)生的壓力載荷。氣動(dòng)力垂直葉片表面，對葉片產(chǎn)生壓力作用，而離心力沿葉片徑向分布，使葉片產(chǎn)生拉伸變形;同時(shí)葉片重量沿葉片長度交替在葉片根部產(chǎn)生拉應(yīng)力和壓應(yīng)力易對葉片根部產(chǎn)生疲勞損壞［22］，三者對葉片不同的作用效果相互疊加最終表現(xiàn)為如圖5所示的葉片等效應(yīng)力及總變形分布。

圖5 葉片等效應(yīng)力分布

圖5為原葉頂及雙凹槽葉頂葉片表面等效應(yīng)力分布。圖5a表明，原葉頂葉片表面最大等效應(yīng)力集中在吸力面葉根靠近前緣部位，其值為8.321 MPa，等效應(yīng)力沿葉高方向逐漸減小，在葉頂附近應(yīng)力值最小僅為0.009 8 MPa。比較圖5a和5b可看出，雙凹槽葉頂葉片表面等效應(yīng)力分布趨勢與原葉頂時(shí)基本一致，最大等效應(yīng)力仍出現(xiàn)在葉片吸力面葉根部位靠近尾緣區(qū)域，最大應(yīng)力值為8.382 MPa，較原葉頂時(shí)僅增加0.73%，葉頂處最小應(yīng)力減小為0.003 2 MPa，較原葉頂時(shí)下降約67.34%。

圖6為不同葉頂形態(tài)下的葉片表面總變形分布。圖6a表明，葉片最大總變形出現(xiàn)在葉頂尾緣處，變形量約為0.067 mm，按圖6a中箭頭所示葉片對角線方向總變形量逐漸減小，靠近葉根部位總變形量下降為零。對比圖6a和6b可知，雙凹槽葉頂下葉片表面總變形分布與原葉頂時(shí)基本一致，仍呈現(xiàn)沿對角線下降趨勢，且最大總變形量為0.069 mm，較原風(fēng)機(jī)增加了約3.5%。由于葉頂附近等效應(yīng)力很小而總變形量較大，因此雙凹槽葉頂對葉片表面總變形分布的影響較等效應(yīng)力更為顯著。

圖6 葉片總變形分布

在靜應(yīng)力強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)計(jì)算中，通常選取材料的屈服極限作為極限應(yīng)力。采用第四強(qiáng)度理論對軸流風(fēng)機(jī)葉輪葉片進(jìn)行強(qiáng)度校核。塑性材料的許用應(yīng)力［σ］ =σs/ns，其中，σs是材料的屈服極限，ns為塑性材料的安全系數(shù)，一般對于彈性結(jié)構(gòu)加載靜力載荷的情況下，ns取值范圍為1.5～2。本文所選風(fēng)機(jī)葉片材料為鑄鋁，鑄鋁材料ZL101的屈服強(qiáng)度σs為180 MPa，ns取值為2，可得葉片的許用應(yīng)力為90 MPa。雙凹槽葉頂葉片表面最大等效應(yīng)力僅為8.382 MPa，遠(yuǎn)小于葉片許用應(yīng)力。因此雙凹槽葉頂風(fēng)機(jī)的靜強(qiáng)度仍滿足要求。

3 結(jié)論

(1)采用雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)后可在一定程度上降低風(fēng)機(jī)軸功率，設(shè)計(jì)工況下，風(fēng)機(jī)軸功率較原葉頂時(shí)減少了3.96%，即采用雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)對風(fēng)機(jī)的節(jié)能降耗有重要意義。雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)對風(fēng)機(jī)噪聲影響較為顯著，風(fēng)機(jī)最大聲功率級較原風(fēng)機(jī)明顯增加，設(shè)計(jì)工況下增長約14.88%，因此采用雙凹槽葉頂時(shí)應(yīng)采取適當(dāng)?shù)慕翟氪胧?/p>

(2)靜力結(jié)構(gòu)分析表明雙凹槽葉頂葉片表面最大總變形量及最大等效應(yīng)力均略高于原葉片，設(shè)計(jì)工況下分別增加3.5%和0.73%，但仍滿足葉片靜強(qiáng)度校核要求，即采用雙凹槽葉頂不會(huì)導(dǎo)致葉片的變形或斷裂失效。

(3)綜合考慮雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)下風(fēng)機(jī)軸功率、噪聲及靜力分析結(jié)果，可知雙凹槽葉頂結(jié)構(gòu)具有一定的工程實(shí)用意義，可保證風(fēng)機(jī)在安全運(yùn)行的前提下達(dá)到節(jié)能的目的，對提高電廠運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性具有重要的參考價(jià)值。

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Noise Prediction and Blade Static Analysis of an Axial Fan with Double Grooved Blade Tips

Li Pengmin，Ye Xuemin，Li Chunxi
(School of Energy Power and Mechanical Engineering，North China Electric Power University，Baoding 071003，China)

The blade tip structure style has certain influence on the performance，noise and blade static characteristics of an axial flow fan．The present study was based on an axial fan with rear guide vane of type OB － 84 by using Fluent and Ansys Finite Element static structure analysis module．The energy saving effect of the double grooved blade tip structure was discussed by comparing the shaft power of the fan before and after blade grooving．The analysis was mainly on the noise and the blade static performance of the fan under both the original and double grooved blade tips．The simulated results show that the shaft power of fan with double grooved blade tips has been reduced to some extent，the shaft power of the fan under designed condition has dropped by 3.96%compared with that of the original tip．Therefore，the double grooved blade tip structure can reduce the energy consumption of the fan to a certain level．The noise of the fan with double grooved blade tip has been greatly improved，and it has been increased by 14.88%under the designed condition，which will bring adverse effect to the normal operation of the fan．The static strength tests results of original blade and double grooved blade all meet the requirements．Hence，the double grooved blade tip will not cause distortion failure and fracture failure of the blade．

axial flow fan;double grooveed blade tip;shaft power;noise;static analysis

TK83

A

10.3969/j.issn.1672-0792.2015.03.002

2015－01－19。

河北省自然科學(xué)基金 (E2012502016);中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)基金 (13MS98)。

李鵬敏 (1987-)，女，碩士研究生，主要從事流體力學(xué)及流體機(jī)械方面的研究，Email:lipengmin0201@163.com。