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摘要：以某型號掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流和壓力脈動特性為研究對象，建立適宜于掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部湍流流動的C F D數(shù)值模擬方法，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的對比驗(yàn)證了所提方法的合理性和可靠性.分析表明：掃路車用風(fēng)機(jī)靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該流動特征是風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源；蝸舌靠近出口始終存在一個低速、渦量值較小的漩渦區(qū)，蝸舌結(jié)構(gòu)形式及葉片與蝸舌間距是影響風(fēng)機(jī)氣動噪聲特性的關(guān)鍵參數(shù)；葉片壓力面比吸力面上的脈動周期性特征更強(qiáng)烈，正對葉輪流道的蝸舌表面壓力脈動*強(qiáng).

關(guān)鍵詞：洗路車風(fēng)機(jī)；掃路車風(fēng)機(jī)；垃圾車吸風(fēng)機(jī)；蝸舌；數(shù)值模擬

隨著國家環(huán)境戰(zhàn)略的強(qiáng)勢推進(jìn)，作為城鎮(zhèn)環(huán)衛(wèi)作業(yè)主力軍的掃路車的高噪高能耗特性與日益提高的低噪節(jié)能環(huán)保要求之間的矛盾日益突出.掃路車用風(fēng)機(jī)是掃路車氣力系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件、動力源和主要噪聲源［1］，其降噪需求也日益迫切.

目前，針對掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的發(fā)聲機(jī)理、聲源特點(diǎn)以及聲傳播特性等研究仍顯不足.因此，開展掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲分析是掃路車技術(shù)領(lǐng)域中亟待探索的關(guān)鍵研究方向.

本文以某型號掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流和壓力脈動特性為研究對象，對掃路車用風(fēng)機(jī)在額定工況下的內(nèi)部流動進(jìn)行三維數(shù)值仿真.首先對風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流特性進(jìn)行分析，然后結(jié)合時域分析方法對流場內(nèi)部壓力脈動進(jìn)行分析，以揭示掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲產(chǎn)生的機(jī)理、氣動噪聲源的位置及噪聲類型，為掃路車用風(fēng)機(jī)氣動降噪提供有益的信息.

1　幾何模型及觀察點(diǎn)選取

本文數(shù)值模擬的掃路車用風(fēng)機(jī)主要由進(jìn)口段、出口段、葉輪以及蝸殼構(gòu)成，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要參數(shù)詳見表1.

圖1　風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖
Fig.1 Schematic diagramofcentrifugal fan

表1　風(fēng)機(jī)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)
Tab.1 Main structure parameters of centrifugal fan

進(jìn)口直徑D1/mm葉輪直徑D2/mm葉輪寬度b/mm蝸殼寬度B/mm進(jìn)口安裝角β1/（°）出口安裝角β2/（°）388　700　104.4　161　40　151.5

在蝸殼圓周上每隔30°取一個觀察點(diǎn)Pi，總共選取11個觀察點(diǎn)；在蝸舌上選取3個測試點(diǎn)A （P1）、B（P2）、C（P3）；在靠近蝸舌附近的3個葉片尾端上取6個觀察點(diǎn)，壓力面上的點(diǎn)為Di，吸力面上的點(diǎn)為di.所有點(diǎn)均處在離心風(fēng)機(jī)葉輪中截面上，部分觀察點(diǎn)具體位置如圖2所示.

圖2　部分測試點(diǎn)位置示意圖
Fig.2 Location drawing of some viewpoints

2　數(shù)值計(jì)算方法

2.1控制方程及湍流模型

掃路車用風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流動是三維黏性不可壓縮流動，遵循物理守恒定律，控制方程包括連續(xù)性方程、動量守恒方程以及湍流輸運(yùn)方程.

連續(xù)性方程：

動量守恒方程：

上述式中：ρ為密度；p為壓強(qiáng)；ν為運(yùn)動黏度；fi為體積力；μe為湍流黏性系數(shù)；μ為分子黏性系數(shù)，μt為渦流黏性系數(shù).

由于掃路車用風(fēng)機(jī)葉輪高速旋轉(zhuǎn)和強(qiáng)曲率效應(yīng)的影響，其內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)極其復(fù)雜，包含有葉片尾緣的分離尾跡流動、漩渦脫落以及泄漏流動等復(fù)雜流動現(xiàn)象，因此本文采用工程上應(yīng)用廣泛的R NGk-ε湍流模型.該模型通過對湍流黏性進(jìn)行修正，考慮了旋轉(zhuǎn)和曲率效應(yīng)對流動的影響，與標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型相比可以較好地處理高應(yīng)變率及流線彎曲程度較大的流動［2］.在R NGk-ε模型中，k方程和ε方程分別為：

式中：k為湍動能；ε為湍流耗散率；Gk為湍流的產(chǎn)生項(xiàng)；模型常數(shù)分別為Cμ=0.09，C1ε=1.42，C2ε=1.68，σk=1.0，σε=1.3.

2.2　網(wǎng)格生成

采用三維建模軟件進(jìn)行實(shí)體建模，運(yùn)用專業(yè)網(wǎng)格劃分軟件生成網(wǎng)格.為了使掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部流動充分發(fā)展，在風(fēng)機(jī)進(jìn)、出風(fēng)口處各添加了一段延長管道.在劃分網(wǎng)格時，考慮到掃路車用風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性以及網(wǎng)格的生成質(zhì)量，采用分塊劃分網(wǎng)格，各個區(qū)域單獨(dú)生成合適的網(wǎng)格，相鄰的區(qū)域共用一個面.劃分網(wǎng)格時首先進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性計(jì)算，確保網(wǎng)格數(shù)量對計(jì)算精度不造成影響，確立了網(wǎng)格數(shù)約為1.14×106，2.4×106，6.33×106的3種網(wǎng)格.采用不同網(wǎng)格數(shù)進(jìn)行計(jì)算所對應(yīng)的性能曲線與試驗(yàn)性能曲線對比如圖3所示，考慮到數(shù)值預(yù)估的精度，本文選取網(wǎng)格數(shù)量約為6.33×106.蝸殼和葉輪采用適應(yīng)性較強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格，并對曲率變化較大的面進(jìn)行了網(wǎng)格加密［3］（如圖4所示）.模型各部分的網(wǎng)格數(shù)量分別為：進(jìn)口段814339，葉輪區(qū)域2717480，蝸殼區(qū)域2067721，出口段729813，風(fēng)機(jī)網(wǎng)格總數(shù)為6329353.圖4葉片和蝸舌表面網(wǎng)格

圖3　全壓與流量關(guān)系曲線
Fig.3 Relation of total pressure and flow

圖4　葉片和蝸舌表面網(wǎng)格
Fig.4 Grid distribution of blade and scroll

2.3　近壁面處理方法

近壁面區(qū)域的流動由于其自身復(fù)雜特性及重要作用，一直是湍流模擬的熱點(diǎn)和難點(diǎn)，近壁面的處理對于湍流計(jì)算的精度也具有重要影響［4］.目前，應(yīng)用較廣的湍流數(shù)值計(jì)算方法是R AN S方法，它需要引入湍流模型才能使雷諾方程封閉可解.常用的R NGk-ε湍流模型是高雷諾數(shù)湍流模型，這些模型均是對于充分發(fā)展的湍流才有效.而近壁面附近區(qū)域的流動雷諾數(shù)較低，湍流的脈動影響不如分子黏性影響大，湍流發(fā)展并不充分，故高雷諾數(shù)湍流模型不能直接適用于近壁面附近區(qū)域的流場計(jì)算.為了使這些高雷諾數(shù)模型計(jì)算能夠延伸到壁面，可使用兩種方法為近壁區(qū)建模：標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法和增強(qiáng)壁面處理法.

采用不同的壁面處理，對網(wǎng)格有不同的劃分要求.考慮到掃路車用風(fēng)機(jī)強(qiáng)旋轉(zhuǎn)和強(qiáng)曲率效應(yīng)，結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法要求，本文y+的范圍確定為11. 25≤y+≤300［5］.

本文近壁面流動的處理方法采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法，葉片和蝸舌表面的y+分布如圖5所示，從圖中可以看出本文數(shù)值計(jì)算的網(wǎng)格劃分能滿足上述要求.

圖5　葉片和蝸舌表面y+分布
Fig.5 y+distribution of blade and scroll

2.4　方程離散與求解

計(jì)算時采用“多重坐標(biāo)系”（MR F）模型耦合動靜部分區(qū)域，即葉輪區(qū)域?yàn)樾D(zhuǎn)區(qū)域，采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，給定相應(yīng)的旋轉(zhuǎn)速度；其余區(qū)域?yàn)殪o止區(qū)域，采用靜止坐標(biāo)系.離散方法采用有限體積法，壓力速度耦合關(guān)系采用S I MP L E算法；湍動能、耗散率、動量方程的離散采用二階迎風(fēng)格式，使用速度入口及壓力出口邊界條件，其中進(jìn)口速度為24.76m/s，出口壓力為1個大氣壓.

葉片在葉輪內(nèi)沿圓周均勻分布，且轉(zhuǎn)速恒定，計(jì)算時間步長為6.41×10-5s，這個時間步長的選擇與葉輪的轉(zhuǎn)速有關(guān)，即每經(jīng)過360個時間步長，葉輪旋轉(zhuǎn)1周（時間為T）.這個時間很短，能夠獲取葉輪所需要的旋轉(zhuǎn)角度，每個時間步長迭代次數(shù)為20，葉輪轉(zhuǎn)速為2600r/m i m.

對掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)流場先作定常計(jì)算，取殘差小于1×10-4時計(jì)算收斂.然后將定常計(jì)算的結(jié)果作為非定常計(jì)算的初始化數(shù)據(jù)，進(jìn)行非定常計(jì)算.

3　計(jì)算結(jié)果及其分析

3.1方法驗(yàn)證

本文對掃路車用風(fēng)機(jī)在不同工況下的流動情況進(jìn)行了預(yù)測，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比分析.按照G B/T 1236—1985《通風(fēng)機(jī)空氣動力性能試驗(yàn)方法》的要求對掃路車用風(fēng)機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)裝置如圖6所示.

圖6　試驗(yàn)裝置
Fig.6 Testing device

本文采用無量綱流量系數(shù)和全壓系數(shù)對結(jié)果進(jìn)行處理［6］，各工況下效率和全壓系數(shù)的仿真與測試結(jié)果的對比如圖7，8所示.從圖中可以看出，數(shù)值模擬結(jié)果的與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致，吻合良好，并且全壓內(nèi)效率曲線和全壓系數(shù)曲線的**誤差在4%以內(nèi)，準(zhǔn)確預(yù)測了掃路車用風(fēng)機(jī)的性能變化情況，為后續(xù)掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)流場特性和壓力脈動分析奠定了基礎(chǔ).

圖7　試驗(yàn)和模擬的效率曲線
Fig.7 Efficiency curve of experiment and simulation

圖8　試驗(yàn)和模擬的全壓系數(shù)曲線
Fig.8 Total pressure coefficient curve of experimentand simulation

3.2　葉輪內(nèi)部渦流特征分析

由于流體的黏性作用以及旋轉(zhuǎn)部件與靜止部件的動靜干涉，掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場呈現(xiàn)出全三維、非定常的流動特征.這種流動特征引起壓力場的壓力脈動，導(dǎo)致掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的產(chǎn)生.

圖9為掃路車用離心葉輪1個葉片流道內(nèi)同一截面、不同時刻的瞬態(tài)流線圖.從圖中可以看出，在長葉片進(jìn)口吸力面處，由于進(jìn)口沖角過大，使得長葉片吸力面上產(chǎn)生流動分離，整個流道流動情況惡化，該過程一直延續(xù)到葉輪出口，并在葉輪流道出口靠近蝸舌附近形成一個回流區(qū)，該回流區(qū)不斷地與蝸舌表面相互作用，使得蝸舌表面的壓力產(chǎn)生脈動，形成掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的一個來源.同時，在短葉片吸力面處，流道中一直存在一個大的漩渦區(qū)，幾乎堵塞整個流道，該漩渦區(qū)域與回流區(qū)的流動相互干涉，進(jìn)行能量交換，使得漩渦在1個葉輪旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)，周期性地經(jīng)歷產(chǎn)生、發(fā)展、耗散過程，該過程加劇了掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部壓力的脈動，成為掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部渦流噪聲的主要來源［7］.上述分析結(jié)論表明，在掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部，由于蝸殼結(jié)構(gòu)的非對稱性作用，靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該非定常流動增加了葉輪氣流作用在蝸舌表面的脈動作用力，增大了掃路車用風(fēng)機(jī)的氣動噪聲.

圖9　葉輪與蝸舌相互作用瞬態(tài)流線圖
Fig.9 Transient streamlines of the impellerand volute tongue interaction

如圖10所示，在蝸舌區(qū)域，始終存在一個低速漩渦區(qū)域，該漩渦周期性地經(jīng)歷產(chǎn)生、發(fā)展、壯大、脫落過程.漩渦的產(chǎn)生過程使得蝸舌表面受到非定常脈動力的作用，從而產(chǎn)生氣動噪聲.在葉片的尾部，由于漩渦的脫落，使得該處的速度場極其復(fù)雜，流體微團(tuán)受到拉伸、擠壓和扭曲變形作用［8-9］，從而產(chǎn)生較大的渦量值.湍流渦聲理論［10］認(rèn)為，氣動噪聲與漩渦的拉壓和變形密切相關(guān)，渦量是關(guān)聯(lián)氣動噪聲源的關(guān)鍵湍流量［11］.上述分析表明在掃路車用風(fēng)機(jī)靠近出口的蝸舌區(qū)域，始終存在一個低速、渦量值較小的漩渦區(qū)，而葉片尾部較大渦量值的存在加劇了風(fēng)機(jī)氣動噪聲的產(chǎn)生.因此，蝸舌結(jié)構(gòu)是影響氣動噪聲特性的關(guān)鍵參數(shù)，在其設(shè)計(jì)中需要著重考慮才能使得其氣動噪聲性能達(dá)到**.

圖10　蝸舌附近速度大小隨時間變化
Fig.10Changes of volocity near volutetongue with time

3.3　計(jì)算結(jié)果的時域分析

由于實(shí)際采集得到的壓力信號值較大，不利于分析觀察，因此本文將采集到的360個壓力脈動信號進(jìn)行去平均處理，即用各時間點(diǎn)壓力脈動值減去采集時間內(nèi)壓力平均值［12］：

式中：pi為原始采集壓力信號每一時間點(diǎn)壓力脈動值；Pi為去平均處理后每一時間點(diǎn)壓力脈動值；Pj為原始采集壓力信號每一時間點(diǎn)壓力脈動值.

如圖11所示，在蝸殼周向表面，蝸舌附近的壓力脈動*強(qiáng)烈，且B點(diǎn)處的壓力脈動*強(qiáng)，這是由于葉輪流道流出的流體垂直沖擊到蝸舌表面，使得此處的壓力脈動*強(qiáng)，因此是氣動噪聲的主要來源.圖12中葉片與蝸舌表面噪聲源分布（脈動壓力大小分布）也說明了這點(diǎn).從圖12中可以看出，蝸舌表面和靠近蝸舌附近的葉輪流道噪聲源分布值**，其他位置處噪聲源值要小得多.這主要是由于葉輪和蝸舌的動靜干涉，使得該流道附近存在漩渦流動，流體渦團(tuán)周期性地從葉片尾端脫落，因此導(dǎo)致此處壓力脈動增強(qiáng)，從而產(chǎn)生較大的噪聲源.上述分析說明在掃路車用風(fēng)機(jī)內(nèi)部，正是由于葉輪與蝸舌非定常作用產(chǎn)生的漩渦，導(dǎo)致該區(qū)域的噪聲源值**，成為風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源.

圖11　蝸殼周向壓力脈動情況
Fig.11 Pressure fluctuation of thecircumferential volute

圖12　葉片與蝸舌表面噪聲源分布
Fig.12 Noise source distribution ofimpeller and volute tongue

從圖13可以看出，在1個周期內(nèi)，葉片壓力面上的脈動峰值有30個，這與葉片數(shù)量（15片長葉片+15片短葉片）對蝸舌表面的非定常作用相吻合，呈明顯的周期性.而吸力面上壓力脈動的周期性則要微弱得多，這主要是由于吸力面上容易產(chǎn)生流動分離，形成漩渦從而產(chǎn)生渦流噪聲.由于葉片與蝸舌的非定常作用存在周期性，說明可以通過增大葉片與蝸舌的間距來削弱它們之間的非定常作用，由此降低掃路車用風(fēng)機(jī)的離散噪聲.

從圖14可以看出，與葉片壓力面上的脈動值不同，蝸舌表面的壓力脈動并沒有產(chǎn)生周期性變化.蝸舌表面的3個觀察點(diǎn)中，B點(diǎn)的壓力脈動值**，A、C兩點(diǎn)的壓力脈動相對較弱.這主要是由于B點(diǎn)正對著葉輪流道氣流的打擊作用，因此該點(diǎn)壓力脈動*強(qiáng)［13］.

圖13　葉片表面壓力脈動隨時間變化圖
Fig.13 Pressure fluctuation of the blade with time

圖14　蝸舌表面壓力脈動隨時間變化圖
Fig.14 Pressure fluctuation of the volute tongue with time

4　結(jié)語

（1）掃路車用風(fēng)機(jī)靠近蝸舌區(qū)域的葉輪流道會產(chǎn)生強(qiáng)烈的漩渦流動乃至回流，該非定常流動增加了葉輪氣流作用在蝸舌表面的非定常脈動作用力，使得該區(qū)域的噪聲源值**，成為掃路車用風(fēng)機(jī)氣動噪聲的主要來源.

（2）掃路車用風(fēng)機(jī)蝸舌結(jié)構(gòu)形式及葉片與蝸舌間距對其氣動噪聲的產(chǎn)生具有重要影響，在設(shè)計(jì)時需要著重考量才能使得風(fēng)機(jī)氣動噪聲性能達(dá)到**.

（3）葉片壓力面比吸力面上的脈動周期性特征更強(qiáng)烈；正對葉輪流道的蝸舌區(qū)域壓力脈動*強(qiáng).