(沈陽鼓風機集團股份有限公司)

0 引言

吸掃型道路清掃車具有清掃效果好、速度快、二次污染小等特點[1]，是掃路車的主流發(fā)展方向；離心通風機是用于輸送氣體的葉輪機械設(shè)備，在國民經(jīng)濟各部門的應用非常廣泛[2]，風機作為掃路車關(guān)鍵部件之一，其能耗占整機作業(yè)能耗的80%左右，風機的效率直接決定了產(chǎn)品能效水平。離心風機蝸殼的作用是收集從風機葉輪流出的高速氣流并將此高速氣流引導至排風口，作為離心風機不可缺少的基本元件，蝸殼通常又是效率最低的一個元件[3]，相關(guān)研究表明蝸殼結(jié)構(gòu)對風機性能有較大影響，同時風機蝸殼的合理設(shè)計對風機噪聲控制至關(guān)重要。

掃地車用風機為了達到所需要的吸力和吹力，一般葉輪轉(zhuǎn)速都非常高，產(chǎn)生的噪聲也比較大，有的還很劇烈，嚴重影響生產(chǎn)環(huán)境和生活。蝸殼離心風機降噪的常規(guī)方法有增加蝸舌間隙[4]、增加蝸舌曲率半徑、在蝸舌處加裝共振器等。采用這些方法能取得良好的降噪效果，但也容易伴隨產(chǎn)生風機氣動性能有所下降的問題，因此尋求既能降低風機氣動噪聲同時又能保持甚至提高原有氣動性能的改進方法，成為風機降噪研究追求的目標之一。本課題著重對掃地車用高壓升離心風機的蝸殼進行氣動分析研究，對影響蝸殼性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)(蝸殼蝸舌半徑、蝸殼寬度)進行了性能對比分析及流場分析，及進一步的非定常數(shù)值模擬和噪聲分析，以期獲得兼顧性能和滿足噪聲要求的較優(yōu)性能蝸殼。NUMECA(流場數(shù)值模擬軟件)與噪聲聲學分析軟件的有機結(jié)合使用縮短了研究周期，降低了試驗費用的同時，得到的結(jié)果可以成為研究人員進行風機性能預測的一個重要參考依據(jù)。

1 氣動方案設(shè)計及優(yōu)化

1.1 原模型級氣動性能研究

1.1.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

車載離心風機通流部分主要是由進氣室、離心葉輪和蝸殼組成（如果主軸穿過進氣室，還包括軸段）。根據(jù)設(shè)計參數(shù)確定模型級尺寸，其中離心葉輪和蝸殼在現(xiàn)有模型級的基礎(chǔ)上進行相似模化后得到方案模型級（原模型級）如下圖1所示。根據(jù)圖紙，建立風機的三維模型（圖2），并對其進行數(shù)值計算及分析其內(nèi)部流動情況。

圖1原模型級結(jié)構(gòu)簡圖（D2=800mm）Fig.1 The schematic of the prototype structure

圖2 葉輪葉片和蝸殼幾何模型Fig.2 Geometry model of the impeller and volute

本文研究的原模型級計算域為葉輪和蝸殼全通道通流部分，分別使用NUMECA和CFX兩種軟件進行數(shù)值模擬。兩個計算軟件使用同一套網(wǎng)格（圖3），蝸殼網(wǎng)格為六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)1 300萬，滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求。NUMECA湍流模型分別選用兩方程SST模型和SA模型。葉輪直徑為800mm，葉輪轉(zhuǎn)速為3 000rpm，葉片數(shù)為16。需要指出的是，為了簡化計算，計算中沒有考慮葉輪和導流環(huán)之間的間隙，也即忽略了葉輪進出口處的氣體泄漏。

圖3 全通道葉輪及蝸殼網(wǎng)格示意圖Fig.3 The complete meshes of the prototype

1.1.2 計算結(jié)果分析對比

下圖4為風機的性能曲線，采用不同的計算軟件和計算模型對原模型級進行了數(shù)值模擬，觀察效率和全壓特性曲線，cfx數(shù)值模擬結(jié)果與試驗值趨勢較一致，但效率值和全壓值明顯偏高；NUMECA結(jié)果顯示小流量區(qū)域偏低。使用NUMECA軟件計算時，分別采用了SST和SA計算模型，比較兩組計算模型，結(jié)果趨勢是比較一致的，SST模型的計算結(jié)果更接近實驗值，效率特性線顯示SST模型在小流量區(qū)域會稍高于SA模型，設(shè)計流量和大流量區(qū)域，效率值相差不大，且趨勢也比較一致。

1.2 蝸殼蝸舌半徑大小對模型級性能的影響

圖4 原模型級性能曲線Fig.4 The performance curves of the prototype

蝸殼蝸舌的主要作用是為避免部分空氣在蝸殼內(nèi)部循環(huán)流動[5]。蝸舌間隙通常很小，附近的流動情況很復雜，氣流強烈沖擊蝸舌，蝸舌形狀和間隙對風機氣動性能和噪聲有很大的影響。風機設(shè)計手冊給出一般蝸舌出蝸舌半徑r的取值范圍為：r/D2=0.03～0.06[6]，本文D2為葉輪直徑為800mm，一般在設(shè)計范圍內(nèi)，不同蝸舌對風機性能影響不是很大，但是為了得更好的氣動性能和更低的工作噪聲，有必要在推薦范圍內(nèi)，選擇合適的蝸舌半徑。

以現(xiàn)有蝸殼蝸舌尺寸作為參考，考慮到結(jié)構(gòu)等因素在合理范圍內(nèi)改變半徑大小分別為28mm、32mm（原模型級）、36mm和42mm，如上圖5所示，對三組蝸殼分別進行了流場計算，數(shù)值模擬采用相同的葉輪，相同的網(wǎng)格劃分方式和相同的網(wǎng)格數(shù)，同時保證進出口工況一致。為了便于蝸殼六面體網(wǎng)格的劃分，本部分的計算在NUMECA軟件完成的，采用SST計算模型。

圖5 不同蝸殼蝸舌截面示意圖Fig.5 The schematic of the different volute tongues

上圖6為模型級的性能曲線，從多變效率線可以看出，改變蝸舌半徑的大小對模型級的性能有一定的影響，與原模型級蝸殼蝸舌半徑為r=32mm比較，r為36mm時模型級性能較好，尤其小流量區(qū)域；半徑r為28mm時，小流量區(qū)域與原模型級效率比較接近，大流量區(qū)域效率下降的比較明顯，半徑r增加到42mm時，與原模型級相比，整個效率特性線都有下移。改變蝸舌半徑，對壓比影響不大，觀察全壓特性線，只有蝸舌半徑r為28mm時，大流量區(qū)域壓比有一定程度的下降，其它幾組區(qū)別不大，這是因為風機本身壓比不大。

圖6 蝸殼半徑大小對模型級性能影響-性能曲線Fig.6 The performance curves of the effect of volute tongue

圖7顯示改變蝸舌半徑大小對蝸殼內(nèi)的流動有比較大的影響，改變了蝸殼蝸舌半徑大小的同時也改變了蝸殼蝸舌與葉輪之間的間隙大小，觀察下面四組模型級設(shè)計工況下相對馬赫數(shù)分布圖，半徑r為32mm和36mm時，蝸殼旋轉(zhuǎn)區(qū)域的流動是比較順暢的，蝸舌區(qū)域沒有明顯的低速區(qū)，出風筒部分有小范圍的低速區(qū)，綜合性能曲線可以看出蝸殼流動損失比較小，流通效率較高。半徑r為28mm時，氣流向葉輪旋轉(zhuǎn)方向外偏移，直接流向出口，容易惡化蝸舌區(qū)域流動，圖中顯示蝸舌區(qū)域存在明顯的低速區(qū)，同時出風筒A區(qū)域存在明顯的較大范圍的低速區(qū)，有回流產(chǎn)生，蝸殼內(nèi)的損失較大。半徑r為42mm時，出風筒部分流動較順暢，與其它幾組比較，低速區(qū)面積較小，出風筒損失較小，但是此時蝸舌間隙較大，氣流向旋轉(zhuǎn)方向內(nèi)偏移，部分氣流重新流入蝸殼旋轉(zhuǎn)區(qū)域，造成靠近蝸舌區(qū)域（圖中B）相對速度較大，整個蝸殼進口速度較大，則蝸殼內(nèi)的損失較大，與其它幾組比較整個模型級的效率較低。所以蝸舌半徑較小或者較大對蝸殼性能有一定的影響，設(shè)計時需綜合考慮來確定，本課題研究的模型級r為36mm時，蝸殼性能較好。

圖7 葉輪中間截面模型級相對馬赫數(shù)示意圖Fig.7 Relative mach number vectors of the flow in the middle cross-section in the volute

1.3 蝸殼寬度對模型級性能的影響

離心通風機蝸殼寬度B比其葉輪寬度b2大得多，則氣流流出葉輪后的流道突然擴張，流速驟然變化，對風機的性能產(chǎn)生一定影響，所以蝸殼寬度B的選取十分重要，一般經(jīng)驗公式有：B=（1.3-2.2）b1[6]，其中b1為葉輪葉片進口寬度，本文研究的原模型級葉輪進口寬度b1為138mm，B為188.96mm，B0=1.37×b1。

圖8 蝸殼寬度-風機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.8 The schematic of the volute width structure

下圖8為風機結(jié)構(gòu)示意圖，本課題通過兩組方案來改變蝸殼寬度對蝸殼性能的影響，方案二為只移動后側(cè)蓋板的位置△B2（30mm）來增加蝸殼寬度得到B1=1.58×b1。方案三在方案二的基礎(chǔ)上同時移動前后側(cè)蓋板的位置△B1(20mm)和△B2(30mm)來增加蝸殼寬度得到B2=1.73×b1。

在numeca軟件中完成相關(guān)數(shù)值模擬，下圖9為改變蝸殼寬度后的風機模型級性能曲線，發(fā)現(xiàn)隨著蝸殼寬度的變大，風機整機性能是下降的，尤其在小流量點和設(shè)計點效率和全壓系數(shù)下降的比較明顯，這說明原模型級的蝸殼寬度還是比較合理的，進一步分析蝸殼不同截面的流場分布，截取蝸殼不同截面（90°，180°，270°，360°）流場分布，氣流從葉輪出來后，在蝸殼內(nèi)的流動情況是相似的，本文只給出了360°截面相對速度分布圖，如圖10顯示在蝸殼外側(cè)和內(nèi)側(cè)，都存在明顯的旋渦，這主要是由于葉輪兩側(cè)盤蓋板處（圖中箭頭所指處）存在脫流區(qū)，這部分流體的能量很低，當氣流進入蝸殼時流道面積突擴，因此發(fā)生旋渦，旋渦的存在會影響風機的整體效率，但這是風機的結(jié)構(gòu)特征所決定的，不能消除，只能通過更加合理的設(shè)計，使得這種影響減低到最小。結(jié)果顯示由于增加了蝸殼寬度，無論是改變盤側(cè)還是蓋側(cè)寬度來增加蝸殼寬度，導致葉輪兩側(cè)蓋板處脫流區(qū)會有不同程度增加，導致蝸殼損失加大。

圖9 改變蝸殼寬度對模型級性能影響特性曲線Fig.9 The performance curves of the effect of volute width on the model stage

圖10 蝸殼截面示意圖及360°截面相對速度分布圖Fig.10 The relative velocity distribution along the 360°cross-section

2 風機模型的噪聲預測

風機的氣動噪聲歸根結(jié)底來源于風機內(nèi)部的非定常流動，風機葉輪和蝸殼內(nèi)的非定常流動形成內(nèi)部壓力的不均勻脈動[7]。通過上一部分研究得到的風機方案，分別對原模型級-Y方案、改變蝸舌半徑（R=36mm）-R方案，改變蝸殼寬度（B=1.58×b1）-B方案進行非定常數(shù)值模擬，得到風機內(nèi)部流場信息和壓力脈動數(shù)據(jù)，并進一步使用某噪聲軟件進行噪聲模擬。

噪聲模擬軟件的主要流程為將CFD（CFX）得到的的非定常數(shù)值結(jié)果（速度、密度基本變量）轉(zhuǎn)化為聲源積分差值到聲學網(wǎng)格（ANSYS劃分），在軟件中完成相關(guān)參數(shù)的設(shè)定并計算聲源的傳播，得到聲場云圖和聲壓值。根據(jù)聲學網(wǎng)格相關(guān)計算得到聲學網(wǎng)格的最大尺寸為35mm，本文聲學網(wǎng)格最大尺寸為20mm，滿足基頻下聲場計算的要求。將三組模型級在ANSYS中劃分聲學網(wǎng)格和進行相關(guān)設(shè)定，網(wǎng)格節(jié)點數(shù)分別為1 026 021（原模型級），如圖12所示，1 052 179（R方案），1 261 005（B方案）。

圖12 聲學分析網(wǎng)格圖（Ansys）Fig.12 The mesh of acoustics

氣動噪聲通常是離心風機的主要噪聲，它主要包括離散噪聲和渦流噪聲兩部分[8-9]。由于旋轉(zhuǎn)葉輪出口的非均勻氣流和蝸殼之間存在強烈的非定常干涉，使得蝸殼表面特別是蝸舌區(qū)域成為離心風機的主要噪聲源區(qū)，而作用在其上的非定常力是產(chǎn)生離心風機離散噪聲的主要原因。離散噪聲既是旋轉(zhuǎn)噪聲，旋轉(zhuǎn)的葉片周期性打擊氣體引起變化所產(chǎn)生的噪聲。葉片每秒鐘打擊氣體質(zhì)點的次數(shù)就是旋轉(zhuǎn)噪聲的頻率[10]，因此它與葉輪的轉(zhuǎn)速和葉片數(shù)有關(guān)：f=nzi/60，(式中：n為葉輪的轉(zhuǎn)速，z為葉輪葉片數(shù)，i為諧波序號，i=1，2，3……，i=1為基頻。)本文中風機轉(zhuǎn)速3 000RPM，葉片數(shù)為16，得到基頻為800Hz。分別將三組方案模型級聲學網(wǎng)格導入噪聲軟件中進行參數(shù)定義，將cfd結(jié)果導入其中計算，得到聲壓數(shù)據(jù)。下圖13為聲壓頻譜對比圖，Y模型級（原模型級）基頻800Hz左右和二倍頻1 600Hz左右比較明顯，噪聲聲壓級在108dB左右；改變蝸殼蝸舌半徑大小后-R方案，低頻噪聲下降，但下降的不是很明顯，基頻噪聲為106dB，這是因為改變蝸舌半徑大小后，蝸舌間隙也有一定的增大，這樣會減小葉輪出口尾流對蝸舌撞擊的強度，使得噪聲有一定程度下降；改變蝸殼寬度-B方案，基頻和二倍頻峰值數(shù)值減小，基頻聲壓值為104dB，下降了約4dB，三倍和四倍頻區(qū)域的噪聲聲壓值有所增大。所以，改變蝸殼蝸舌半徑大小和改變蝸殼寬度對模型級噪聲是有一定影響的，給定合適的尺寸有利于噪聲的降低。

圖13 噪聲頻譜對比圖Fig.13 The comparison of the noise spectrum

3 總結(jié)與展望

氣動噪聲的產(chǎn)生與流場有密切聯(lián)系，準確模擬和分析風機內(nèi)部流場對于降低氣動噪聲有很大的指導意義。本課題著重對掃地車用的高壓升離心風機的蝸殼進行氣動研究和噪聲模擬，通過對蝸殼的結(jié)構(gòu)研究和風機非定常數(shù)值模擬以及噪聲的綜合分析，尋求既能降低風機氣動噪聲同時又能保持甚至提高原有氣動性能的改進方法。

1）數(shù)值模擬結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比分析顯示，NUMECA和CFX數(shù)值計算性能曲線基本趨勢是一致的，誤差是在可以接受的范圍內(nèi)，CFX數(shù)值模擬結(jié)果偏高，NUMECA數(shù)值結(jié)果小流量區(qū)域性能較低。

2）本文對影響蝸殼性能及噪聲的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行優(yōu)化設(shè)計研究，得到了性能曲線和流場數(shù)據(jù)，結(jié)果顯示增大或減小蝸殼蝸舌半徑，蝸殼性能會有變化，針對本文的風機，蝸殼蝸舌半徑為36mm時，蝸殼性能較好。對蝸殼寬度進行了相關(guān)的研究，增加蝸殼寬度后，模型級性能有一定程度的下降。

3）非定常數(shù)值模擬和噪聲仿真結(jié)果表明改變蝸舌半徑和改變蝸殼寬度后，基頻噪聲聲壓值有一定的下降。針對本文設(shè)計的高轉(zhuǎn)速風機，改變蝸舌半徑為36mm時，風機性能和噪聲都有一定程度的改善，增加蝸殼寬度后，風機性能有小范圍下降，噪聲有明顯降低，在風機設(shè)計時，需綜合考慮給出合適結(jié)構(gòu)參數(shù)大小。

4）本文采用的減小噪聲源的方法改善風機內(nèi)的流動情況來降低噪聲大小，對風機的噪聲研究是初步的，同時也可以采用從傳播路徑上控制噪聲，如采用帶吸聲孔和吸聲材料的吸聲蝸殼、在蝸舌處加裝共振器等方法共同作用來減小風機的噪聲。

[1]王曙輝.掃路車專用風機設(shè)計中的幾個關(guān)鍵問題的研究[R].長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司,2007.

[2]楊春魚.離心通風機內(nèi)部流動特性的數(shù)值模擬與優(yōu)化設(shè)計[D].安徽理工大學，2012.

[3]劉春霞.蝸殼對離心風機壓力性能的影響[D].華中理工大學，2010.

[4]李棟，顧建明.階梯蝸舌蝸殼的降噪分析和實驗[J].流體機械，2004，32(2):86-88.

[5]李杜，楊策.離心壓氣機蝸殼舌部影響研究及內(nèi)部流動分析[C].中國工程熱物理學會熱機氣動熱力學與流體機械學術(shù)會議，2008.

[6]吳玉林，陳慶光.通風機和壓縮機[M].清華大學出版社，2005.

[7]毛義軍，祁大同,趙忖，等.風機噪聲預測及控制方法的研究進展[J].風機技術(shù)，2014（3)：67-74.

[8]付望鋒.多翼離心風機內(nèi)部流場分析、參數(shù)優(yōu)化及噪聲預測[D].華中科技大學，2012.

[9]付雙成，劉雪東，鄒鑫.傾斜蝸舌對多翼離心風機流場及噪聲的影響[J].噪聲與振動控制，2012，33(3)：87-89.

[10]劉曉良，祁大同，馬健峰.改變蝸殼寬度對離心風機氣動噪聲影響的數(shù)值計算與試驗研究[J].西安大學學報，2008，42(11)：1430-1433.

[11]王嘉冰.空調(diào)用貫流風機氣動噪聲預測的研究[D].武漢：華中科技大學，2006.

[12]Marburg S.Six boundary elements per wavelength:Is that enough[J].Journal of Computational Acoustics，2002（10）:25-51.

[13]樊鵬.鼓風機設(shè)計與降低風機噪聲[J].沈陽工業(yè)大學學報，1989（42）：10-17.

[14]王松嶺，安連鎖.國內(nèi)外關(guān)于降低離心風機噪聲的研究[J].流體工程，1992,20（6）：37-42.

[15]文乾，楚武力.離心風機蝸殼的優(yōu)化設(shè)計[J].船舶科學技術(shù)，2014，36（2）：86-89.

[16]盧傅安，王學軍，周慧，等.離心壓縮機機殼在基頻氣動力激勵下的振動噪聲研究[J].風機技術(shù)，2013（6）:15-22.