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基于涡声理论的低速轴流风机气动噪声研究(2)

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轴流石家庄风机和导风罩结构的3D—RANS方程的CFD数值模拟在Fluent软件平台上完成。进口区域和出口区域分别拓展三倍和九倍叶轮直径。计算网格采用整体非结构化四面体单元与叶片表面多层五面体棱柱单元的混和网格结构形式。实践表明,轴流石家庄风机叶片表面采用棱柱网格结构有利于更准确的求解近叶片壁面边界层流动。上述三个叶轮的非结构化四面体单元网格数目分别为819,123,739,193,和760,688;对应的五面体棱柱单元数目为53,305。cFD计算包括三维黏性不可压缩定常和非定常计算。定常计算中对流项采用二阶中心差分格式,扩散项采用二阶迎风格式,压力一速度的耦合采用SIM—PLE方法。湍流模型采用标准尼一£模型,近壁面采用标准壁面函数。非定常计算采用LES大涡模拟,其中小尺度涡的模拟采用基于Prandle混合长度理论的亚格子Smagorinsky模型。非定常计算的压力.度耦合采用PISO方法。计算采用多重旋转坐标系,旋转叶片与静止导风罩之间的动静交接面置于叶尖间隙的中间位置。对于定常计算,采用多参考坐标系MRF模型处理动静交接面。对于非定常计算,风机厂采用滑移网格技术求解动静干涉非定常效应。cFD计算中上游远场进口给定流量边界条件,下游远场给定压力边界条件。定常CFD计算的收敛准则为计算残差小于10一。非定常计算在定常收敛结果上进行,叶轮旋转7圈后达到准定常状态。

为了考察cFD数值计算的准确性,采用锁相平均的PIV测试结果与cFD计算结果进行了比较。图3为Fan—A石家庄风机出口轴向速度沿叶高分布的PIV与cFD对比结果。可见,本文的CFD计算结果与实验吻合较好。图4为Fan—A和导风罩结构出口平面内的湍动能和涡量大小分布。图4(a)为出口平面的湍动能分布,可以清楚示出叶片叶尖涡与导风罩干涉后,在叶顶区域产生较大的湍动能。图4(b)为出口平面的涡量分布,可见涡量主要集中于叶尖间隙

处和叶片的出口尾缘。

依据涡声理论,对于低速等熵流动,流体发声的基本物理机制源于涡线在速度场中的被拉伸变形所 产生的声,即气动噪声来源于涡的拉伸和破裂。首先通过三种不同安装角叶片叶尖涡与导风罩的干涉定性分析流场与声场间的关联。图5为表1所示的三种轴流石家庄风机和导风罩结构的叶尖涡涡心轨迹分布。在采用相同形状的导风罩,而轴流石家庄风机安装角不同时,叶尖涡结构及其与导风罩的干涉情况明显不同。对于Fan—A和Fan—B,叶尖涡在叶片前缘吸力面产生后,沿与叶轮旋转方向相反的方向向远离吸力面的流道发展。进入石家庄风机叶顶与导风罩间的间隙后,Fan—A情况下叶尖涡与导风罩间发生干涉,叶尖涡受导风罩壁面的挤压而拉伸、破裂,并同时随主流向下游迁移。Fan—B情况下由于叶片安装角较大,叶尖涡受壁面挤压后迅速沿轴向随主流流出,因此图5(b)中未见明显的涡心轨迹沿圆周方向的迁移。由涡声理论我们知道,气动噪声主要源于涡的拉伸和破裂,而表1所列出的总声压级实验结果也证实Fan—A的噪声幅值大于Fan—B。同时,对于Fan—c来说,其安装角最小,图5(c)显示叶尖涡破裂后的轨迹在叶尖间隙中移动最远,这与Fan—c叶轮总声压级最大是对应的。

在整场定常cFD计算后,依据式(1)计算涡声源分布。图6显示主要气动噪声源位于叶片尾缘和导风罩内壁面,且叶片尾缘涡声源强度明显大于导风罩壁。可见,进口来流流场均匀时叶片湍流边界层与尾迹干涉引发的尾缘涡脱落噪声是低速轴流石家庄风机与导风罩的最主要气动噪声源。当轴流石家庄风机和导风罩置于实际空调器室外机内部后,风机厂室外机整机CFD计算完成后基于涡声理论得到的内部气动噪声源强度分布,如图7所示。与图6不同的是,除了叶片尾

缘涡脱落和叶尖涡与导风罩干涉之外,叶片前缘也存在较强的涡声源。这主要源于室外机轴流石家庄风机上游热交换器出口湍流与叶片前缘干涉而引发的进口湍流噪声。