李 亮，张 斌，滕新科，万 军

（1.中联重科股份有限公司，长沙 410013；2.建设机械关键技术国家重点实验室，长沙 410013）

扫路车专用风机气动噪声数值仿真研究

李 亮1,2，张 斌1,2，滕新科1，万 军1,2

（1.中联重科股份有限公司，长沙 410013；2.建设机械关键技术国家重点实验室，长沙 410013）

以某型号扫路车专用风机气动噪声特性为研究对象，运用Lighthill声比拟理论和计算流体动力学技术对扫路车专用风机的非定常流场和气动声场进行数值研究，获得专用风机声功率级分布和气动噪声频谱特性。计算结果表明：扫路车专用风机的噪声源主要分布在叶片的吸力面和蜗舌区域；扫路车专用风机的噪声主要为低频噪声，吸力面的压力脉动是低频噪声的主要来源，离散噪声在气动噪声中所占的比重较大；叶片及蜗舌的设计是扫路车专用风机气动降噪需重点考虑的因素。

声学；扫路车专用风机；计算流体力学；气动噪声；数值仿真

随着国家环境战略的强势推进，作为城镇环卫作业主力军的扫路车，其高噪高能耗特性和日益提高的低噪节能环保要求之间的矛盾日益突出，扫路车专用离心风机是清扫气力系统的关键零部件、动力源和主要噪声源[1]，其降噪需求也日益迫切。

目前，针对离心风机的气动噪声研究主要集中在噪声的产生机理、噪声源的类别和噪声源位置的确定等几个方面。离心风机气动噪声主要分为旋转噪声和涡流噪声，旋转噪声属于离散噪声，是由旋转的叶片周期性的打击空气质点引起空气脉动所产生的。由于离心风机工作时，蜗壳周围的不对称结构与叶轮旋转形成的不均匀流场相互作用会形成压力脉动。当风机叶轮每次通过狭窄处时，都会在其叶片上形成一个脉冲，向外扩散形成旋转噪声，其频率等于叶片通过这点的频率，这个频率也称为旋转噪声的基频。除了基频以外，旋转噪声还包含很多其他谐频，其频率是基频的整数倍，因此旋转噪声在频谱图中以离散的形式表现[2]。涡流噪声又称为漩涡噪声或湍流噪声，它是叶轮在旋转过程中，叶轮叶片与气流相互作用、耦合所辐射的宽频带噪声，主要包括来流湍流噪声、湍流边界层噪声、尾缘涡脱落噪声和叶尖噪声。涡流噪声的频率与漩涡脱落的频率有关，而在等距叶片上，漩涡脱落的频率又正比于斯特劳哈尔数Sr和特征速度V的乘积。由于叶片前缘到叶片尾缘其特征速度V连续分布，因此涡流噪声在频谱图以连续的形式表现。

1 计算域及测试点选取

本文数值模拟的扫路车专用风机主要由进口段、出口段、叶轮以及蜗壳构成；叶轮叶片由长、短叶片组成，长叶片与短叶片数量均为15，叶片总数为30，长、短叶片沿圆周均匀相间分布，具体结构如图1所示，其主要参数详见表1。

图1 离心风机结构示意图

在蜗舌上选取3个测试点A(P1)、B(P2)、C(P3)；在靠近蜗舌附近的三个叶片尾端上取6个观察点，压力面上的点为Di，吸力面上的点为di。所有点均处在离心风机叶轮中截面上，各观察点具体位置如图2所示。

图2 部分测试点位置示意图

2 数值求解方法

2.1 气动噪声控制方程

气动噪声的数值计算主要围绕着直接数值求解法和Lighthill声比拟方法展开。直接求解法就是将流场和声场统一求解[3]，在不引入任何封闭模型的情况下求解N-S方程。但由于在流场中只有压力微小脉动会影响到声波，因此使用直接求解法求解气动噪声所需要的网格数量十分巨大，该方法只能用于简单计算。Lighthill声比拟方法将流场分为远场和近场，首先利用CFD求解近场，得到近场（包括气动声源）处的声学信息，然后利用计算得到的声学信息计算出声源，再通过波动方程计算接收点的声压值[4]。

Lighthill方程是由流体力学的基本方程N-S方程和连续性方程推导而来。N-S方程和连续性方程为：

连续性方程

式中ρ为密度，p为压强；ν为运动黏度；fi为体积力；μe为湍流黏性系数；μ为分子黏性系数，μt为涡黏性系数。

采用工程上应用广泛的RNGk-ε湍流模型，该模型通过对湍流粘性进行修正，考虑了旋转及曲率效应对流动的影响，与标准k-ε模型相比可以较好地处理高应变率及流线弯曲程度较大的流动[5]。在RNGk-ε模型中，k方程和ε方程分别如下所示：

k方程

2.2 网格生成

采用三维建模软件进行实体建模，运用专业网格划分软件生成网格。在划分网格时，考虑到扫路车专用风机结构的复杂性以及网格的生成质量，采用分块划分网格，各个区域单独生成合适的网格，相邻的区域共用一个面。划分网格时首先进行了网格无关性验证，确保网格数量对计算精度不造成影响，确立了网格数约为1.14×106、2.4×106、6.33×106的3种网格。不同网格数计算所对应的性能曲线与试验性能曲线对比如图3所示。

表1 离心风机主要结构参数

图3 全压与流量关系曲线

考虑到数值预估的精度，本文选取网格数量约为6.33×106。蜗壳和叶轮采用适应性较强的非结构化四面体网格，并对曲率变化较大的面进行了网格加密[7–8]（如图4所示），最终划分的网格总数为6 329 353。

图4 叶片和蜗舌表面网格

2.3 方程离散与求解

计算时“动—静”区域（即叶轮—蜗壳区域）的处理采用滑移网格模型。离散方法采用有限体积法，压力—速度耦合关系采用SIMPLE算法；湍动能、耗散率、动量方程的离散采用2阶迎风格式，使用速度入口及压力出口边界条件，其中进口速度为24.76 m/s，出口压力为一个大气压。

叶片在叶轮内沿圆周均匀分布，且转速恒定，计算时间步长为6.41×10-5s，这个时间步长的选择与叶轮的转速有关，即每经过360个时间步长，叶轮旋转一周（时间为T）。这个时间很短，能够获取叶轮所需要的旋转角度，每个时间步长迭代次数为20，叶轮转速为2 600 r/min。

3 计算结果与分析

3.1 风机内部流动及声功率级分布

3.1.1 风机内部流动分析

图5为离心叶轮内部流场压力云图分布及流线图，由于气流进口预旋的影响，使得进口气流存在一定的攻角，导致部分叶片进口附近的吸力面产生了分离流动（见图5），该分离流动的存在加剧了叶轮流道流场的恶化，使叶轮流道中出现了漩涡、回流等流动现象，进而增大了风机的气动噪声；图6为瞬时涡量云图，由图可看出叶轮区域与蜗舌区域的涡量值较大，其非定常流动将导致一定的压力波动，从而对气动噪声有明显的贡献[9]。因此，叶片及蜗舌的设计是离心风机气动噪声优化要重点考虑的因素。

图5 叶轮内部压力分布及流线图

图6 风机涡量分布图

3.1.2 风机表面声功率级分布

由于蜗壳结构的非对称性，导致叶轮与蜗舌区域的流道间隙较小，从叶轮尾部脱落的流体涡团在蜗舌壁面的挤压、分割作用下，产生强烈的漩涡流动乃至回流，该非定常流动增加了叶轮气流作用在蜗舌表面的脉动压力，增大了离心风机气动噪声，由图7、图8可知，蜗舌区域的声功率级在整个蜗壳表面最高，是离心风机气动噪声的主要来源之一。

由图9可知，叶片1、2、3附近的流道（即靠近蜗舌区域的叶轮流道）由于排出气流受阻，导致该区域流道内部容易产生漩涡形成回流，从而增强了叶片表面的脉动压力，造成离心风机气动噪声的增加。

图7 蜗壳表面

图 8蜗舌区域声功率级

图9 叶轮表面声功率级

3.1.3 风机长、短叶片声功率级分布

由图10、图11叶片表面声功率级分布云图可以看出，风机长、短叶片吸力面声功率级比压力面声功率级高，是风机气动噪声的主要噪声源之一。这主要是由于吸力面在逆压梯度作用下容易发生分离流动产生较强的压力脉动，从而造成较大的气动噪声；长叶片吸力面靠近进口的底盘附近存在一个高噪声区域，而短叶片吸力面靠近进口的前盘附近存在一个高噪声区域，这两个区域成为风机气动噪声源的主要部位。

3.2 噪声计算结果的频谱特性分析

利用快速傅里叶变换进行频谱分析，了解振幅频率特性。对监测点的压力脉动样本值进行了FFT变换，得到了各个点的压力脉动频谱图，以此分析风机压力脉动的特性。频谱图中，横坐标为频率值，纵坐标为各个频率值对应的压力脉动能量幅值。通过观察不同监测点的频谱图，可以比较不同监测点压力脉动的能量幅值的大小。

3.2.1 风机进出口处噪声频谱特性

图12为距离风机进、出口1 m处气动噪声接收点的声压值频谱图。由前面分析可知，旋转噪声是以基频和谐频的离散形式呈现的，而湍流噪声则是以连续的形式呈现的，从噪声频谱图12可以看出，扫路车专用风机的气动噪声频谱值中既有波峰又是连续分布的，这说明该风机气动噪声中既包含旋转噪声又包含湍流噪声。离散噪声的频率与叶片数、转速有密切联系，离散噪声的基本频率也称为叶片通过频率（BPF），以符号f1表[10]

式中Z为叶片数；n为叶轮转速。

除了频率为f1的基频旋转噪声外，还有频率与f1成整数倍的高阶谐频噪声，其频率大小为

式中i为谐波序号，i=2、3、4…，i=1时为基频[9]。

图10 长叶片表面声功率级

图11 短叶片表面声功率级

由式（8）计算出离心风机的基频为1 300 Hz，而图12中在1 300 Hz左右出现波峰，说明仿真是可靠的[11–12]。

图13是气动噪声接收点A声级1/3倍频程图，在倍频程图中幅值越大代表该部分频率对应于A声级的贡献越大，从进、出口倍频程图中可以看出，频率在90 Hz～1 400 Hz范围内的噪声对于A声级影响最大，从频谱图12中可知在这一范围内的噪声主要为离散噪声。综上所述，扫路车专用风机的主要噪声为离散噪声，且主要为低频噪声。针对离心风机在特定频率如叶片通过频率（f1=1 300 Hz)处噪声较高的现象，采取被动消声方式降低特定频率下的噪声，可以取得较好的降噪效果。

3.2.2 叶片表面频谱特性分析

由图14可知，叶片压力面脉动的周期性更强，在整个计算频段范围内声压级大小相差不多，因此叶片压力面脉动既是离心风机低频噪声的来源，也是离心风机高频噪声的主要来源；而吸力面的压力脉动在1 500 Hz以内呈现明显的离散特性，在其它频段呈连续特性，且吸力面上的压力脉动幅值在高频区域较小，说明叶片吸力面的压力脉动是离心风机低频噪声的主要来源。

3.2.3 蜗舌表面频谱特性分析

从图15可以看出，蜗舌表面噪声的频率集中在f1=1 300 Hz（叶片通过频率噪声，BPF）2 600 Hz，3 900 Hz等基频及高阶谐频附近，说明蜗舌处噪声主要是由叶轮流道出口气流周期性打击蜗舌表面产生的，因此控制叶轮与蜗舌间隙以降低打击力可以有效降低风机的气动噪声。

4 结语

(1)扫路车专用风机叶片进口附近的吸力面存在分离流动，该分离流动的存在恶化了风机的内部流动，使叶轮流道出现了漩涡、回流等现象。

(2)蜗舌表面和叶片吸力面的声功率级较高，是风机气动噪声的主要来源，也是噪声源主要分布位置。

(3)扫路车专用风机的主要噪声为离散噪声，且以低频噪声为主，吸力面的压力脉动是低频噪声的主要来源。

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图12 风机进、出口处噪声频谱特性

图13 离心风机A声级1/3倍频程图

图14 叶片表面噪声频谱特性图

图15 蜗舌表面噪声频谱特性图

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Numerical Study onAerodynamic Noise of Road Sweeper Fan

LI Liang1,2,ZHANG Bin1,2,TENG Xin-ke1,WAN Jun1,2
(1.Zoomlion Heavy Industry Science＆Technology Co.Ltd.,Changsha 410013,China; 2.State Key Laboratory of Construction Machinery,Changsha 410013,China)

The feature of the aerodynamic noise of a road sweeper fan is studied.The Lighthill acoustic analogy theory and CFD technique are used to investigate the transient flow field and the aerodynamic field of the road sweeper fan.The sound power level distribution and aerodynamic noise spectrum characteristics are obtained.The calculation result shows that the noise source is mainly distributed in the blade suction surface and the volute tongue region of the road sweeper fan. The noise of road sweeper fan is mainly low frequency noise,and the pressure fluctuation of the suction surface is the main source of the low frequency noise.The discrete noise dominates the aerodynamic noise.Therefore,design of the blade and the volute tongue is the key factor for aerodynamic noise reduction of the road sweeper fan.

acoustics;road sweeper fan;CFD;aerodynamic noise;numerical simulation

O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.03.027

1006-1355(2017)03-0135-06

2016-11-01

湖南省科技计划资助项目（2016RS3011）

李亮（1985－）男，湖北省云梦县人，主要研究方向为工程流体系统及其部件内流特性的机理研究、数值仿真、测试分析。E-mail:20924010@zju.edu.cn

张斌（1983－）男，江西省鄱阳县人，主要研究方向为工程流体系统及其部件内流特性的机理研究、数值仿真与优化设计。E-mail:sjtu2009@163.com