丁可金，罗玉娟，高延军

（上海船舶设备研究所，上海 200031）

离心通风机作为国民经济领域和国防军事领域中广泛使用的机械设备，其应用范围覆盖了动力、电力、化工、冶金及机械等多个工程领域。随着世界经济的持续增长、科技的发展，离心通风机的保有量逐年增加。越来越高的转速要求，以及愈加复杂的使用环境，使得离心通风机的运转噪声成为重要的噪声污染源。

图1 离心通风机蜗舌示意图

离心通风机蜗壳出口附近带有舌状结构部件，称为蜗舌，它的作用是防止部分气体在蜗壳内循环流动。图1为通风机蜗舌示意图，图中标出了蜗舌位置，其中H为蜗舌与叶轮间隙，R为蜗舌半径。在实际设计中，蜗舌是离心通风机内部一个比较敏感的部位，相当复杂的流动状况，导致该部位成为离心通风机的主要噪声源之一[1-2]。从内部流动看，蜗舌的存在及其对流体的扰动作用使靠近蜗舌附近的流场中产生漩涡，并且使得蜗舌间隙的有效流动通道进一步减小。间隙流动的恶化和漩涡的产生，是离心通风机振动噪声产生的原因之一。因此，为了改善离心通风机的振动噪声水平，需要减少漩涡的产生或者降低漩涡的尺度。目前针对该方面的研究主要集中在两个方向：一是新材料的应用。部分学者研究了应用多孔材料制作蜗舌对控制气动噪声的影响[3-5]。结果表明利用多孔材料的渗流作用，能影响风机内部流场，通过减弱流动与结构的干涉而改变贯流风机的声源流场，改善其噪声性能，从而达到控制气动噪声的目的。二是蜗舌结构的优化。研究表明，蜗舌的倾角对空气噪声水平也有较大的影响[6-8]。李栋等[9]采用了阶梯蜗舌结构，发现该措施对于降低振动噪声水平也有一定的帮助。

本文将通过不同蜗舌结构离心通风机内部流场的仿真计算，从定常和非定常角度分析蜗舌变化对离心通风机气动激励的影响，并进一步预测对离心通风机振动噪声的改善作用，在此基础上，通过试验结果分析，验证计算结果，为离心通风机的低噪声设计提供借鉴。

1 离心通风机结构参数

本文研究的离心通风机主要由进口集流器、蜗壳以及叶轮等部分组成，其中叶轮采用后弯型式，叶片数12片；通风机设计流量10 000 m3/h，全压3 200 Pa。本文研究了3种蜗舌型式：常规蜗舌、大间隙蜗舌和矩形蜗舌（图2）。

图2 不同类型蜗舌

常规蜗舌遵循传统的经验公式设计原则，蜗舌半径取25 mm，叶轮间隙为35 mm；大间隙蜗舌则在常规蜗舌的基础上，考虑了间隙对流动的影响，增大了蜗舌与叶轮的间隙（取40 mm）和蜗舌半径（取38 mm）；矩形蜗舌则是进一步考虑了蜗舌本身结构对流动的影响，在增大间隙的同时，改变了蜗舌形状（由半圆形改为矩形）。通风机结构组成见表1。

2 数值计算设置

2.1 流场计算方法

本文计算通过有限体积差分格式结合湍流模型，对相对坐标系下的三维雷诺时均Navier-Stokes方程进行求解，采用显式4阶Runge-Kutta法时间推进以获得定常解。由于本文研究的离心通风机叶轮外径处马赫数为0.2（小于0.3），可以认为是不可压流体；同时，由于流动被认为是绝热的且不需要考虑进出口温差，所以计算中未加入能量方程。

2.2 网格生成

整机计算采用分块网格对计算域进行网格划分：将整机网格分块，单独生成网格后组装起来。所有网格正交角大于26°，长宽比小于2 200，膨胀比小于3.1，符合计算的质量要求。

图3给出了叶轮计算通道网格示意图，图2.2给出了整机计算的网格剖面图。整机网格数约为240万。

图3 网格示意图

2.3 计算边界条件

在本文的计算中，轮毂、叶片表面以及蜗壳壁面均被设定为无滑移、绝热壁面。叶轮转速为2 920 r/min。计算假设上游均匀来流，流动方向与界面垂直，入口段选用流量进口边界条件。出口边界对内部流场计算影响比较大，由于无法预先获得准确的出口边界值，在建模时假设在出口边界稳定出流，出口边界条件选择自由出流边界条件。

3 计算分析

3.1 定常计算分析

表1 风机结构组成说明

本文首先进行定常计算分析。在此基础上，以定常计算结果为初始场，进行通风机内部流动的非定常计算分析。

表2为不同蜗舌样机在额定工况点的计算值和试验值。可以看到，在相同流量下，常规蜗舌全压和效率最高，矩形蜗舌次之，大间隙蜗舌最低。结果表明，蜗舌间隙变大，蜗舌形状的改变，对于离心通风机气动特性产生了一定的不利影响。

表2 不同蜗舌模型样机额定工况结果

图4、图5分别为3种蜗舌在50%叶高近蜗舌处的速度矢量分布和湍动能分布。由速度矢量分布图中可以看出，常规蜗舌在近蜗舌区域叶轮出口处存在着明显的漩涡，局部流速变化大，流动比较紊乱。但是，由于蜗舌半径和蜗舌间隙本身都较小，并且漩涡的产生进一步减小了间隙中的有效通道，从而使得返流回蜗壳的气流较少，这是常规蜗舌效率最高的主要原因；同时，从3种蜗舌的湍动能分布可以看到，常规蜗舌、大间隙蜗舌、矩形蜗舌依次降低，这也与速度矢量分布相对应。湍动能的大小可以从一定程度上反映通风机内部的噪声源情况。因此，可以推测，大间隙会对通风机气动特性产生不利影响，但是对于降低振动噪声则将产生一定的改善作用。从局部细节，还可以看到，由于大间隙蜗舌中存在圆形蜗舌结构，在蜗舌顶部区域仍然可以看到漩涡的存在；而在矩形蜗舌区域，由于蜗舌尖角的原因，漩涡被削弱，这也是矩形蜗舌湍动能最低的原因。

3.2 非定常计算分析

本节主要对3种蜗舌结构的离心通风机进行非定常计算，通过压力脉动进一步分析蜗舌间隙及结构变化对气动激励的影响。计算中选取的压力监测点见图6，轴向设置两个监测点，其中P1位于叶轮前盘和蜗壳前侧板之间的中间位置，P2位于叶轮出口中间位置。

图7为3种蜗舌的离心通风机P1、P2位置的压力脉动时域图。

由图中可以看到，在正对着叶轮出口的P2监测点，大间隙蜗舌和矩形蜗舌压力脉动幅值都明显小于常规蜗舌；在蜗壳前侧板和叶轮之间区域的P1点，3种蜗舌脉动值接近。这说明蜗舌间隙的增加对改善叶轮出口气流激励有较为明显的作用。比较大间隙蜗舌和矩形蜗舌，可以看到二者压力脉动幅值数量级相当，但具体数值上矩形蜗舌脉动值略小于大间隙蜗舌。

图4 50%叶高近蜗舌处流场速度矢量图

图5 50%叶高近蜗舌处流场湍动能分布图

图6 近蜗舌静压计算监测点

图8为设计流量下，通风机P1、P2位置压力脉动频域图。由图中可以看出，整体上，各位置低频段压力脉动幅值3种蜗舌基本相当；在近蜗舌区域的叶频脉动幅值，，矩形蜗舌和大间隙蜗舌相对于常规蜗舌有明显的降低。分析表明，蜗舌间隙的增大和结构的改进，能够有效地改善近蜗舌区域叶轮出口气流的冲击，从而降低叶频处的激励，同时，这部分的结果也与前文定常计算分析中矩形蜗舌湍动能最低这一结论相一致。

4 噪声测试分析

从以上气动特性分析可以看到，相对于采用常规蜗舌的离心通风机，采用大间隙蜗舌和矩形蜗舌后，离心通风机近蜗舌区域流体激励得到改善，其压力脉动均小于常规蜗舌通风机。尤其是叶频脉动，大间隙蜗舌和矩形蜗舌通风机明显低于常规蜗舌通风机。因此，从气动激励诱发噪声的角度考虑，采用大间隙蜗舌和矩形蜗舌的通风机空气噪声应低于常规蜗舌通风机，并且在叶频处会有明显的改善。

离心通风机试验采用标准进出气试验，采用3种蜗舌的通风机样机均调至额定工况后进行空气噪声测试，测点1～6围绕样机（图9），各点离开样机对应实体面距离为1 m，附近1 m内无发射面。其中测点6位于通风机上方。

表3为空气噪声均值，图10为3种蜗舌通风机空气噪声1/3倍频图。

可以看到，在量值上，大间隙蜗舌和矩形蜗舌通风机空气噪声总级均比常规蜗舌通风机低3 dB以上，其中矩形蜗舌又略低于大间隙蜗舌；从特征频率看，叶频占了主要地位，大间隙和矩形两种蜗舌通风机叶频值均比常规蜗舌通风机要低5 dB以上。上文计算分析显示，采用大间隙蜗舌和矩形蜗舌的离心通风机压力脉动相对于常规蜗舌有明显下降，而在具体频段上，则主要体现为叶频部分的脉动值的大幅度改善。

空气噪声测试结果与上文通风机压力脉动分析及空气噪声的预测情况相一致，进一步表明蜗舌结构型式的改进降低了离心通风机内部压力脉动最终改善了通风机空气噪声这一对应关系。

图7 不同蜗舌设计流量蜗壳壁面压力脉动时域图

5 结语

图8 不同蜗舌设计流量蜗壳壁面压力脉动频域图

本文针对3种蜗舌结构的离心通风机内部流动进行了仿真计算，分析蜗舌结构改变对离心通风机气动激励的影响，并通过定常和非定常的激励特性对比，预估蜗舌变化对通风机噪声的改善，获得如下结论：

(1)气动激励是引起通风机噪声的主要原因之一，叶频激励又是气动激励中的主要因素，试验结果显示，蜗舌结构型式的改进能够降低通风机空气噪声，这一点在叶频处体现得更为明显，同时，也表明气动激励分析能够作为低噪声改进效果预估分析的有效判据。

图9 离心通风机样机空气噪声测点示意图

表3 不同蜗舌样机空气噪声/dB

图10 不同蜗舌通风机空气噪声1/3倍频图

(2)分析仿真结果发现，蜗舌结构型式对通风机内部气动激励的主要影响机理为：大间隙蜗舌和矩形蜗舌通过增大间隙降低了叶轮出口气流的直接冲击，同时也改善了局部存在的漩涡，从而降低了压力脉动，尤其是叶频脉动，改善了近蜗舌区域的气动激励

(3)对比3种不同型式的蜗舌发现，改进蜗舌结构型式，增大蜗舌间隙能有效改善离心通风机内部，特别是近蜗舌区域的气动激励。但另一方面，由于引起了更多的气流返回蜗壳，对离心通风机的效率会产生一定的不良影响。因此，在设计过程中因同时考虑减振降噪要求和效率，选择合适的蜗舌间隙。