周興東,蘇中地

(中國(guó)計(jì)量大學(xué) 計(jì)量測(cè)試工程學(xué)院,浙江 杭州 310018)

大型機(jī)力通風(fēng)逆流式冷卻塔在工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生影響周圍環(huán)境的噪聲,很大一部分噪聲是由機(jī)力風(fēng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的氣體動(dòng)力學(xué)噪聲,而風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲根據(jù)頻譜特性可以劃分為離散噪聲和寬頻噪聲,離散噪聲是由于轉(zhuǎn)子葉片和變化的擾動(dòng)流之間的相互干涉引起的,在頻譜上主要表現(xiàn)為一個(gè)個(gè)離散點(diǎn)處的聲壓值;而寬頻噪聲主要來(lái)源于非定常來(lái)流與葉片的相互作用、葉尖流動(dòng)分離和翼型尾渦脫落,在頻譜上主要呈現(xiàn)出寬頻帶的特點(diǎn)[1]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者關(guān)于風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲已開展了許多研究。Ellis[2]在研究了四大發(fā)電站的大型自然通風(fēng)冷卻塔后,根據(jù)其噪聲輻射的機(jī)理和其物理特性提出了一個(gè)完整的預(yù)測(cè)方法。王育生等[3]采用降低風(fēng)機(jī)來(lái)流紊流強(qiáng)度的方案來(lái)抑制噪聲。蔡娜等[4]發(fā)現(xiàn)彎掠型葉片有更加穩(wěn)定的工作范圍和更低的噪聲。黃其柏,盧文祥[5]證明了葉片數(shù)量越少葉尖渦流噪聲越小。歐陽(yáng)華等[6]應(yīng)用CFD對(duì)風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行仿真。李燕,王明奎[7]發(fā)現(xiàn)運(yùn)用FLUENT計(jì)算的結(jié)果和理論分析基本吻合。張勝利等[8]將數(shù)值模擬與程序設(shè)計(jì)結(jié)果比較后證明數(shù)值模擬方法均是可靠的、實(shí)用的,可以用于地鐵風(fēng)機(jī)的實(shí)際設(shè)計(jì)中。陳坤等[9]借鑒了雕鸮羽毛的消音機(jī)理設(shè)計(jì)的耦合仿生軸流風(fēng)機(jī)具有較低的氣動(dòng)噪聲值。孫迎浩等[10]借助計(jì)算流體力學(xué)和計(jì)算聲學(xué)技術(shù)深入地研究了風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流場(chǎng)。李春曦,林卿[11]研究表明風(fēng)機(jī)的主要噪聲源集中在吸力面葉片的前緣及葉頂附近。吳晨暉等[12]證明由葉頂間隙渦形成的葉頂間隙噪聲是該軸流風(fēng)機(jī)的主要?dú)鈩?dòng)噪聲源。Lowson[13]證明在風(fēng)扇表面安裝多孔介質(zhì)材料有助于減小風(fēng)扇噪聲。孫揚(yáng)智等[14]研究了旋轉(zhuǎn)葉片上的靜態(tài)壓力和脈動(dòng)壓力分布情況。

關(guān)于機(jī)力通風(fēng)逆流式冷卻塔的降噪,之前的研究較少,本文首先采用數(shù)值方法模擬冷卻塔的流場(chǎng)和氣動(dòng)噪聲,然后改變風(fēng)扇模型,采用實(shí)驗(yàn)方法考察冷卻塔的降噪問(wèn)題。

1 冷卻塔的數(shù)值模擬

受實(shí)驗(yàn)條件所限,選取的研究對(duì)象如圖1,冷卻水量50 t,外徑1 830 mm,高2 220 mm,風(fēng)筒內(nèi)徑965 mm。配有電壓380 V,功率1.5 kW/h的三相交流電機(jī)。風(fēng)機(jī)為直徑930 mm的四葉型風(fēng)扇。

圖1 機(jī)力通風(fēng)逆流式冷卻塔Figure 1 Counterflow cooling tower

1.1 計(jì)算網(wǎng)格及求解方法

冷卻塔實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?其主要由風(fēng)扇、電機(jī)和冷卻塔殼體三部分組成。采Solidworks建模軟件,對(duì)局部細(xì)節(jié)合理的簡(jiǎn)化后,得到冷卻塔仿真模型,如圖2。

圖2 冷卻塔仿真模型圖Figure 2 Simulation model

利用布爾運(yùn)算得到流體域,如圖3。冷卻塔內(nèi)部有個(gè)軸流風(fēng)扇,為模擬其正常工況下的流場(chǎng),會(huì)在風(fēng)扇周圍劃分出一個(gè)旋轉(zhuǎn)域,它與靜止域之間的交互通過(guò)設(shè)置交界面的方法實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)傳遞。對(duì)于網(wǎng)格的部分,采用網(wǎng)格劃分工具ICEM CFD分別對(duì)旋轉(zhuǎn)域和靜止域分塊劃分。風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)的區(qū)域?yàn)樾D(zhuǎn)域,該區(qū)域內(nèi)流場(chǎng)復(fù)雜紊亂,故對(duì)旋轉(zhuǎn)域的網(wǎng)格劃分采用六面體和四面體混合結(jié)構(gòu)網(wǎng)格,能更加精準(zhǔn)的傳遞數(shù)值離散信息。而靜止域部分網(wǎng)格采用自適應(yīng)能力更強(qiáng)的六面體網(wǎng)格,總網(wǎng)格數(shù)有4 248 459,流量及噪聲值與更高質(zhì)量網(wǎng)格相比變化不大,如表1,可以認(rèn)為網(wǎng)格無(wú)關(guān)性良好。具體網(wǎng)格劃分細(xì)節(jié)如圖4、5。圖5中在距離出口1 m遠(yuǎn)0.5 m高的地方設(shè)置噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)。

圖3 冷卻塔流體域Figure 3 Fluid field of cooling tower

Table 1 Comparisons of traffic and noise under different mesh numbers

網(wǎng)格數(shù)量/萬(wàn)流量/(m3·s-1)出口噪聲/dB2765.3687.34245.6584.06145.7883.68875.7283.1

圖4 旋轉(zhuǎn)域網(wǎng)格示意圖Figure 4 Grid of rotating domain

圖5 冷卻塔靜止域網(wǎng)格圖Figure 5 Grid of static domain

模型求解器的設(shè)置:對(duì)于穩(wěn)態(tài)湍流模型的選擇,采用RNGk-ε模型,進(jìn)出口邊界條件分別設(shè)置為壓力入口和壓力出口;對(duì)于風(fēng)扇葉片壁面的處理,將旋轉(zhuǎn)的葉片定義為旋轉(zhuǎn)壁面條件,并且給定風(fēng)機(jī)的運(yùn)行轉(zhuǎn)速945 r/min,而其他壁面均采用無(wú)滑移邊界條件;求解模型采用多重參考系模型應(yīng)用于穩(wěn)態(tài)的計(jì)算,并以此作為非穩(wěn)態(tài)計(jì)算的初場(chǎng);動(dòng)量方程、湍流動(dòng)能和耗散項(xiàng)均采用二階迎風(fēng)格式離散。而對(duì)于非穩(wěn)態(tài)的計(jì)算求解采用大渦模擬湍流模型,該方法通過(guò)濾波函數(shù)將流場(chǎng)中的渦分為大尺度渦和小尺度渦,其中大尺度渦部分應(yīng)用N-S方程直接求解計(jì)算,小尺度渦則通過(guò)簡(jiǎn)化模型函數(shù)來(lái)處理。其中兩者間的影響通過(guò)亞格子尺度模型求解,是目前計(jì)算氣動(dòng)噪聲應(yīng)用比較廣泛的非穩(wěn)態(tài)求解方法。對(duì)于旋轉(zhuǎn)區(qū)域參考模型旋轉(zhuǎn)滑移網(wǎng)格模型,真實(shí)模擬葉片旋轉(zhuǎn)。其中壓力離散采用PRESTO解法,對(duì)于噪聲模擬,基于非穩(wěn)態(tài)求解得到冷卻塔流場(chǎng)瞬態(tài)信息,定義風(fēng)扇為噪聲源,監(jiān)測(cè)點(diǎn)設(shè)置見(jiàn)圖5,激活Ffowcs-Williams & Hawkings聲學(xué)模塊,求解冷卻塔風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲聲場(chǎng)信息。具體的流程如圖6。

圖6 噪聲分析流程圖Figure 6 Flow chart of noise analysis

1.2 仿真結(jié)果與分析

在數(shù)值模擬仿真迭代過(guò)程當(dāng)中,通過(guò)監(jiān)測(cè)殘差曲線,冷卻塔進(jìn)口靜壓以及體積流量的變化以此來(lái)判斷仿真是否收斂。當(dāng)殘差曲線下降到一定大小值以下且趨于穩(wěn)定,體積流量大小變化平穩(wěn),進(jìn)口靜壓值大小為零的時(shí)候,即可判斷數(shù)值計(jì)算達(dá)到收斂,穩(wěn)態(tài)迭代2 000步時(shí)收斂。

圖7為風(fēng)扇速度分布云圖,可知風(fēng)扇速度分布情況。圖8、9分別表示冷卻塔子午面上的壓力云圖和渦量。冷卻塔仿真模型在添加了十字梁結(jié)構(gòu)的情況下,由于來(lái)流干擾件的作用,風(fēng)扇與十字梁結(jié)構(gòu)之間的流場(chǎng)更加紊亂,壓力波動(dòng)更大,而風(fēng)扇壓力面與吸力面壓差最大,而壓差更大的地方也是流場(chǎng)渦量更大的地方。

圖7 風(fēng)扇速度云圖Figure 7 Cloud diagram of fan speed

圖8 壓力分布圖Figure 8 Pressure profile

圖9 渦量分布圖Figure 9 Vorticity distribution

圖10和11是風(fēng)扇表面的聲強(qiáng)級(jí)云圖,可知噪聲最強(qiáng)部分分布在葉尖的前緣和尾緣上。

圖10 吸力面聲強(qiáng)級(jí)云圖Figure 10 Sound intensity level of suction surface

圖11 壓力面聲強(qiáng)級(jí)云圖Figure 11 Sound intensity level of pressure surface

圖12是塔體聲強(qiáng)級(jí)分布云圖,可知風(fēng)筒附近噪聲最強(qiáng),但是又弱于風(fēng)扇表面的噪聲,所以主要噪聲源為風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲。故本文主要研究如何降低風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲。

在非穩(wěn)態(tài)求解得到冷卻塔流場(chǎng)瞬態(tài)信息下,激活聲學(xué)模塊以風(fēng)扇為噪聲源,在冷卻塔仿真模型出口處設(shè)置噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)具體見(jiàn)圖5。

圖12 塔體聲強(qiáng)級(jí)云圖Figure 12 Tower body sound intensity level

圖13是冷卻塔出口監(jiān)測(cè)點(diǎn)聲壓頻譜圖,如圖13(a),在頻率63 Hz處噪聲值有個(gè)峰值,這和實(shí)驗(yàn)測(cè)到風(fēng)扇基頻(BPF)大小一致,這也驗(yàn)證了氣動(dòng)聲學(xué)仿真的準(zhǔn)確性。不僅如此,在頻率為126 Hz,252 Hz處聲壓值也有突增,這分別表示風(fēng)扇二階、三階基頻的噪聲值大小。圖13(b)是對(duì)頻譜圖做三分之一倍頻帶處理后的聲壓頻譜圖,它是對(duì)三分之一倍頻程一個(gè)頻率范圍段進(jìn)行能量積分,表征某個(gè)頻率段的噪聲大小。通過(guò)觀察分析,冷卻塔出口監(jiān)測(cè)點(diǎn)聲壓能量累積在風(fēng)扇基頻處最大,也就是說(shuō)在聲能量在該頻率段漲幅最快。

圖13 冷卻塔出口監(jiān)測(cè)點(diǎn)聲壓頻譜圖Figure 13 Sound pressure spectrum at the monitoring point

2 實(shí)驗(yàn)研究

2.1 實(shí)驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

針對(duì)復(fù)雜葉尖流的氣動(dòng)噪聲影響,實(shí)驗(yàn)從兩個(gè)方案設(shè)計(jì)達(dá)到減小葉尖間隙大小的目的。

方案一:在原930 mm風(fēng)扇模型基礎(chǔ)上,葉尖到壁面還有17 mm葉尖距大小。通過(guò)在風(fēng)扇葉尖處黏貼特殊材料,使每個(gè)葉片長(zhǎng)度增加10 mm,葉尖距縮小為7 mm,如圖14。

圖14 原葉片與加長(zhǎng)葉片比較圖Figure 14 Comparison between original blade and extended blade

方案二:原輪轂的直徑為132 mm,重新設(shè)計(jì)的輪轂直徑為152 mm。通過(guò)改變輪轂比使葉尖距離也由原來(lái)的17 mm縮小到7 mm,具體如圖15。

圖15 新舊圓盤對(duì)比圖片F(xiàn)igure 15 Comparison between old and new disks

實(shí)驗(yàn)測(cè)量裝置如圖16,測(cè)量點(diǎn)位置與仿真設(shè)置相同。冷卻塔內(nèi)部不添加十字梁,實(shí)驗(yàn)背景噪聲穩(wěn)定在35 dBA。具體操作步驟如下。

1)安裝原風(fēng)扇葉片模型。在電機(jī)滿載運(yùn)轉(zhuǎn)下(即調(diào)頻50 Hz),測(cè)量冷卻塔出口噪聲以及冷卻塔入口處流量大小;

2)安裝加長(zhǎng)葉片風(fēng)扇模型。在電機(jī)滿載運(yùn)轉(zhuǎn)下,測(cè)量冷卻塔出口噪聲以及冷卻塔入口處流量大小;

3)比較兩種情況下麥克風(fēng)測(cè)得噪聲大小以及冷卻塔入口處測(cè)得的流量大小值;

4)在安裝加長(zhǎng)葉片風(fēng)扇模型工況下,調(diào)節(jié)電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率,使得冷卻塔入口所測(cè)的流量大小與原風(fēng)扇保持一致,然后再測(cè)量調(diào)頻后的冷卻塔出口噪聲大小;

5)比較調(diào)頻后加長(zhǎng)葉片風(fēng)扇模型與原風(fēng)扇模型的噪聲大小。

2.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

由圖17可知與原模型冷卻塔測(cè)到的聲壓頻譜(實(shí)線)相比較,葉片加長(zhǎng)后測(cè)到的聲壓頻譜(虛線)在頻率為250到2 000 Hz范圍內(nèi)有小幅度減弱,在基頻處的聲壓變大；而加長(zhǎng)葉片冷卻塔模型在調(diào)整轉(zhuǎn)速后測(cè)得聲壓頻譜曲線(點(diǎn)畫線)有較明顯的下移,基頻位置也由于轉(zhuǎn)速的改變也發(fā)生轉(zhuǎn)移。

圖17 方案一噪聲頻譜比較Figure 17 Comparison of noise spectrum in scheme 1

圖18表示的是原冷卻塔風(fēng)扇葉片模型,新輪轂風(fēng)扇模型以及調(diào)整轉(zhuǎn)速后的新輪轂風(fēng)扇模型三種情況下測(cè)得的冷卻塔出口聲壓頻譜(其中實(shí)線代表原風(fēng)扇,虛線代表新輪轂風(fēng)扇模型,點(diǎn)畫線則代表調(diào)速后的新輪轂風(fēng)扇模型),新舊風(fēng)扇輪轂兩種工況下測(cè)得的聲壓曲線區(qū)別主要體現(xiàn)在寬頻部分,原因很大一部分由于冷卻塔工藝設(shè)計(jì)的粗糙導(dǎo)致出口塔體圓形壁面不太對(duì)稱有關(guān)。不過(guò)相比較圖17漲幅變小,這與新輪轂風(fēng)扇模型葉尖更加對(duì)稱均勻?qū)е嘛L(fēng)扇離散噪聲聲壓的減少。而在新輪轂風(fēng)扇葉片調(diào)整轉(zhuǎn)速后的聲壓頻譜曲線明顯低于其他兩種工況下冷卻塔出口測(cè)得的聲壓曲線。

表2是兩種方案不同工況下測(cè)得冷卻塔入口流量以及出口總聲壓值大小比較。相比于原風(fēng)扇葉片,葉片加長(zhǎng)處理后的風(fēng)扇模型在氣動(dòng)性能上明顯提升,流量從6.03 m3/s提升到8.66 m3/s,

圖18 方案二噪聲頻譜比較Figure 18 Comparison of noise spectrum in scheme 2

加了A計(jì)權(quán)的總聲壓值也從原來(lái)的86.6 dBA下降到85.2 dBA。通過(guò)調(diào)整加長(zhǎng)葉片風(fēng)扇模型轉(zhuǎn)動(dòng)速度,使其流量大小與原風(fēng)扇模型一致,總聲壓值有大幅度的衰減,加A計(jì)權(quán)的衰減值達(dá)到11.2 dBA。新輪轂設(shè)計(jì)風(fēng)扇模型在氣動(dòng)性能上也有提升,流量也從原來(lái)的6.03 m3/s增加到6.83 m3/s,A計(jì)權(quán)處理總聲壓值也有1.5 dBA的降低。通過(guò)調(diào)節(jié)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速使其流量與原風(fēng)扇模型保持大小一致,改進(jìn)后總聲壓值和A計(jì)權(quán)處理總聲壓值分別有4.1 dB和5.2 dBA的

表2 不同情況下出口噪聲聲壓值比較

Table 2 Comparison of acoustic pressure values of exit noise under different conditions

流量/(m3·s-1)總聲壓值/dB總聲壓值A(chǔ)計(jì)權(quán)/dBA原風(fēng)扇6.0389.7886.64葉片延長(zhǎng)8.6692.1585.25葉片延長(zhǎng)調(diào)速5.9583.7375.41新輪轂6.8389.6985.52新輪轂調(diào)速5.9285.6481.44

3 結(jié) 論

本文采用數(shù)值方法模擬冷卻塔的流場(chǎng)和氣動(dòng)噪聲,然后改變風(fēng)扇模型,采用實(shí)驗(yàn)方法考察冷卻塔的降噪問(wèn)題,通過(guò)對(duì)冷卻塔原風(fēng)扇葉片模型的葉尖延長(zhǎng)以及原風(fēng)扇輪轂外擴(kuò)的辦法,使冷卻塔風(fēng)扇直徑從原來(lái)的930 mm增加到950 mm,葉尖與塔體之間的距離從原來(lái)的17 mm縮小到7 mm,從而有效改善葉尖渦的影響,減少風(fēng)扇寬頻噪聲。相比較而言,葉尖延長(zhǎng)處理的氣動(dòng)性能更佳,同樣的工況下產(chǎn)生更大氣體體積流量,在保證和原風(fēng)扇模型相同流量的前提下,風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲有11.2 dBA的衰減,而新輪轂風(fēng)扇的設(shè)計(jì)在相同條件下噪聲也有5.2 dBA的衰減。

對(duì)工業(yè)生產(chǎn)以及環(huán)境保護(hù)而言,風(fēng)扇葉尖拉長(zhǎng)這一小小的改動(dòng),在不增加很多工業(yè)設(shè)計(jì)及其材料成本的前提下,大幅度減少冷卻塔氣動(dòng)噪聲,提升廠界環(huán)境質(zhì)量并且降低噪聲對(duì)人類生活的影響。但是這一方案仍有許多不足之處,比如只是從力學(xué)和聲學(xué)角度達(dá)到預(yù)期目的,但未考慮延長(zhǎng)部分的材料的耐用性等。