韓偉，郭威，胥丹丹，李仁年,2，陳冉

(1. 蘭州理工大學能源與動力工程學院，甘肅 蘭州 730050；2. 甘肅省流體機械重點實驗室，甘肅 蘭州 730050)

螺旋混流泵前段類似于螺旋泵葉輪，后段類似于混流泵葉輪，在結(jié)構(gòu)上是2種葉輪的有機融合.在旋轉(zhuǎn)工作時螺旋段有正排量特征，可以提供與螺旋槳類似的推力，后部分可以通過噴流提供推進的反作用力，在噴水推進領(lǐng)域有巨大的應(yīng)用空間.目前國內(nèi)學者對這種類型的泵開展了較為深入的研究.張華等[1]研究發(fā)現(xiàn)，當葉頂間隙與葉輪平均直徑的比值介于0.13%～0.22%時，對泵內(nèi)壓力脈動有較好的抑制作用.袁壽其等[2]研究發(fā)現(xiàn)對低比轉(zhuǎn)數(shù)單葉片葉輪添加小葉片可以有效改善螺旋離心泵內(nèi)部的壓力脈動及振動特性.

泵的噪聲主要分為流動噪聲和振動噪聲.振動噪聲主要來源于其機械結(jié)構(gòu)，而流動噪聲則是由于泵內(nèi)部流體的不穩(wěn)定流動引起的[3-4].研究表明，在泵的內(nèi)部，存在旋轉(zhuǎn)葉片與靜止部件間的相對運動、流道內(nèi)水流的圓周運動和不對稱流動，由此產(chǎn)生的壓力脈動會引起泵整體結(jié)構(gòu)的振動和噪聲，從而影響泵的穩(wěn)定運行[5-6].隨著氣動聲學的發(fā)展，基于CFD技術(shù)對流場進行預測已經(jīng)成為研究噪聲的一種重要手段.GONZALEZ 等[7]對某離心泵非定常流動特性進行試驗研究，表明泵內(nèi)部非定常壓力脈動是引起泵體振動的主要原因；鄭源等[8]研究發(fā)現(xiàn)了混流泵葉輪和蝸殼之間的動靜干涉作用是引發(fā)壓力脈動和流動誘導噪聲的原因.黃國富等[9]對船用離心泵的噪聲特性進行研究，通過對泵的幾何參數(shù)進行調(diào)整開展了優(yōu)化降噪設(shè)計.代翠等[10]基于響應(yīng)面法給出了離心泵作透平水力和聲學性能優(yōu)化方法.

目前針對螺旋混流式推進泵的研究多集中于其水力性能，而對于其噪聲的研究鮮見文獻報道.文中以螺旋混流式噴水推進泵為研究對象，應(yīng)用數(shù)值計算方法對泵外場輻射噪聲特性進行研究，并結(jié)合螺旋混流泵內(nèi)部流場及其對聲源噪聲分布的影響進行研究分析，最后通過試驗對泵水力性能進行驗證.

1 數(shù)值計算

1.1 物理模型及流場計算方法

雙葉片螺旋混流泵主要應(yīng)用于螺旋混流式噴水推進器中，該泵主要過流部件為葉輪與空間導葉，其設(shè)計流量Qd=12.86 m3/h，設(shè)計揚程Hd=1.80 m，設(shè)計轉(zhuǎn)速n=1 500 r/min.泵葉片通過頻率為50 Hz，葉片包角為240°，葉輪進口直徑為60 mm，葉輪出口直徑為90 mm，葉輪葉片數(shù)為2，導葉葉片數(shù)為5.

為了研究均勻來流下的螺旋混流泵噪聲特性，將計算域簡化為進口段、葉輪旋轉(zhuǎn)域、導葉靜止域和出口段，簡化后的計算域模型如圖1所示.

圖1 計算域模型

采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分技術(shù)對整個計算域進行劃分.非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對不規(guī)則區(qū)域有較強的適應(yīng)性，可以快速高效的實現(xiàn)對計算區(qū)域的劃分.為了滿足計算模型對Y+值的要求，對螺旋混流泵各過流部件的邊界層加密處理，控制Y+≤20.邊界層初始高度為0.26 mm，增長率為1.2.邊界層共劃分15層網(wǎng)格，其結(jié)構(gòu)如圖2所示.

圖2 網(wǎng)格邊界層示意圖

圖3為對計算域網(wǎng)格數(shù)N進行的無關(guān)性檢驗，可以看出，當網(wǎng)格數(shù)達到270萬時，揚程的相對變化幅度在±2%內(nèi)，最終確定計算域網(wǎng)格數(shù)約為300萬.

圖3 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

在葉輪表面及導葉表面分別設(shè)置監(jiān)測點監(jiān)測其表面的壓力脈動變化規(guī)律.采用分離渦模型(DES)對泵內(nèi)流場進行非定常數(shù)值模擬，差分格式采用二階迎風格式，時間項采用二階全隱格式進行離散，采用PISO算法，殘差收斂精度設(shè)為10-5，時間步長設(shè)為2.22×10-4s，即每個時間步長內(nèi)葉輪轉(zhuǎn)過約2°.在殘差曲線呈現(xiàn)出穩(wěn)定的周期性變化后，分別輸出泵體、導葉、葉輪表面的8個旋轉(zhuǎn)周期壓力脈動信息文件用于后續(xù)聲學計算.

1.2 聲場計算

采用聲壓級評價聲源的強弱，定義聲壓級為聲壓的有效值與基準聲壓的有效值之比[11-12]，即

(1)

式中：pe為有效聲壓；pr為空氣參考聲壓，即人耳對頻率為1 000 Hz空氣聲所能察覺到的最低聲音的聲壓.

總聲壓級LOSP是指在1/3倍頻程各個中心頻率上聲壓級的疊加，結(jié)合A級計權(quán)對不同頻率的聲壓級進行修正整合，可以反映各個過流部件對外場輻射噪聲貢獻的大小.

(2)

式中：fi為 1/3 倍頻程對應(yīng)中心頻率；Lp，fi為對應(yīng)該頻率下聲壓級.

采用有限元結(jié)合聲振耦合的方法對聲場噪聲特性進行計算.考慮到泵體結(jié)構(gòu)固有頻率對輻射噪聲的影響，文中模型泵的泵體和支架連為一體，在建模過程中，忽略各種細小尺寸結(jié)構(gòu)特征對模態(tài)計算的影響.計算泵體前5階固有頻率分別為250，475，734，872，1 310 Hz.

在對泵各過流部件表面的偶極子聲源輻射聲場求解時，提取計算所得的各定子及轉(zhuǎn)子部件壁面上的瞬態(tài)壓力脈動激勵，經(jīng)快速傅里葉變換之后作為聲學計算的初始條件.設(shè)置流體材料為水，聲阻抗為1.5×106kg/(m2·s).假設(shè)泵其他過流部件表面為完全剛性，沒有聲音的透射，即全反射壁面，噪聲在只能沿著水進行傳播，將泵的進、出口邊界條件定義為全吸聲屬性，即噪聲不能通過進出口向外輻射.

在進行計算前劃分聲學有限元網(wǎng)格，確定最大網(wǎng)格尺寸，即

L≤c/(6fmax)，

(3)

fmax=1/(2t)，

(4)

式中：L為網(wǎng)格單元長度；c為聲音在介質(zhì)中傳播的速度，外部傳播介質(zhì)為水，忽略其他因素影響，取聲音在水中傳播速度為1 500 m/s；fmax為最大分析頻率；t為計算時設(shè)置的時間步長.計算得對應(yīng)的最大分析頻率為2 250 Hz.

對泵的外場噪聲進行計算時，泵內(nèi)部流場介質(zhì)為水，外場介質(zhì)為空氣，在滿足計算精度的前提下，考慮計算模型的結(jié)構(gòu)尺寸特點和服務(wù)器的計算能力，確定模型泵內(nèi)、外場聲學有限元網(wǎng)格密度分別為2，6 mm.外場聲學有限元網(wǎng)格內(nèi)部邊界與泵體外表面貼合，外輪廓為包裹整個泵體的球體，將此球形輪廓外側(cè)設(shè)置為AML屬性.

為了獲得噪聲源在外場噪聲特性規(guī)律，分析螺旋混流泵各過流部件對外聲場噪聲的貢獻大小，以螺旋混流泵結(jié)構(gòu)的幾何中心作為坐標原點，流出方向為Z軸正方向，以坐標原點為圓心， 半徑為150 mm的圓取監(jiān)測點，監(jiān)測點A的位置如圖4所示.

圖4 外場噪聲監(jiān)測點分布

2 試驗驗證

為了驗證數(shù)值計算方法的可靠性，對模型泵進行試驗測試其性能曲線，試驗系統(tǒng)如圖5所示.根據(jù)對試驗臺儀器儀表的校正記錄得到儀表測量的不確定度為±0.4%，滿足測量要求.

圖5 試驗系統(tǒng)

控制流量調(diào)節(jié)閥控制流量為0.3Qd～1.3Qd，讀取不同流量工況時各儀表上的數(shù)據(jù)，多次測量取其平均值，計算不同工況下的揚程特性曲線，并與數(shù)值模擬結(jié)果進行對比,如圖6所示.

圖6 泵外特性試驗驗證

由圖6可以看出，數(shù)值模擬得到外特性曲線與試驗曲線變化趨勢基本一致，其中揚程最大誤差為8.2%，效率最大誤差為5.5%，說明流場的數(shù)值模擬結(jié)果具有良好的可靠性，可以為聲場計算提供準確的聲源信息.

3 計算結(jié)果及分析

3.1 監(jiān)測點噪聲特性分析

圖7為不同工況下各過流部件誘導噪聲聲壓級頻響曲線，可以看出：各過流部件聲壓級的最大值均出現(xiàn)在2倍軸頻(葉輪的葉頻)處；在10階軸頻及19階軸頻附近各過流部件的聲壓級幅值明顯增大，其中在10階軸頻左右的幅值的升高最明顯，這是由于在這兩處的頻率接近于泵體結(jié)構(gòu)的固有頻率，導致泵運行時與泵體結(jié)構(gòu)發(fā)生共振.

表1為各過流部件對應(yīng)的總聲壓級，可以看出，隨著流量的增大，各過流部件的總聲壓級均逐漸降低，在各流量工況下，殼體噪聲均是螺旋混流泵外場偶極子源誘導噪聲的主要貢獻，而導葉的貢獻最小.

圖7 不同過流部件誘導噪聲聲壓級頻響曲線

表1 各過流部件總聲壓級

3.2 轉(zhuǎn)子部件噪聲特性

由于各過流部件聲壓級在對應(yīng)2階軸頻處及10階軸頻處聲壓級的峰值明顯高于其他頻率，因此,取該2處頻率下各過流部件為誘導噪聲聲源時聲壓級在其表面上的分布狀況進行分析，如圖8所示.

圖8 2階軸頻及10階軸頻處葉輪誘導噪聲在聲源處聲壓級分布

由圖8可以看出：在2個頻率處，聲壓級較高的區(qū)域均主要集中在葉輪葉片工作面的前半段，聲壓級最低均對應(yīng)在1個葉片壓力面輪緣側(cè)的中間位置；隨著流量的增大，在葉輪吸力面對應(yīng)的位置出現(xiàn)了局部高聲壓級的區(qū)域，但聲壓級整體呈現(xiàn)下降的趨勢.該泵的載荷主要集中在葉輪葉片的前1/3段，因此泵在運行工作時，該區(qū)域非定常載荷最高，對應(yīng)的聲壓級也最高.而葉輪出口端由于葉輪和導葉之間的動靜干涉的作用，導致在2階軸頻時葉輪葉片的出口端出現(xiàn)局部的高聲壓級區(qū)域.

3.3 定子部件噪聲源規(guī)律特性

圖9為2階軸頻處及10階軸頻處導葉聲壓級分布云圖，可以看出：2階軸頻處，設(shè)計工況與大流量工況下聲壓級在導葉工作面的分布規(guī)律基本相同，聲壓級最低區(qū)域出現(xiàn)在輪緣一側(cè)前半段，最高聲壓級出現(xiàn)在導葉后半段輪轂一側(cè)與導葉曲率最大處，隨著流量的增大，高聲壓區(qū)域逐漸減??；導葉背面的聲壓級較高的區(qū)域主要集中在導葉進口端輪緣一側(cè)，且隨著流量的增大，高聲壓級區(qū)域范圍逐漸減小，在輪轂扭曲度最大處也有局部高聲壓區(qū)；10階軸頻處，聲壓級最高區(qū)域主要集中在導葉的進口端，在導葉的背面隨著流量的增大，區(qū)域面積逐漸縮小，而在出口端一側(cè)聲壓級較低.

圖9 導葉聲壓級分布云圖

Fig.9 SPL contours of noise induced by guide vane at sound source in 2 and 10 times of pump rotational frequency

綜上所述，流體流動的不穩(wěn)定性、來流對過流部件表面的沖擊作用以及動靜干涉等因素是導葉噪聲產(chǎn)生的主要原因，輪轂處流動速度較低，易形成回流渦，對流動產(chǎn)生影響的同時會造成誘導噪聲的增大，隨著流量的增大，流速增大導致回流區(qū)域減小，隨即流動的穩(wěn)定性增強,誘導噪聲隨之減小.在導葉曲率最大處，由于在該位置流動方向的變化明顯，易形成流動分流，在葉片出口處，流道內(nèi)的高壓流體再次向葉片方向流動，在葉片附近形成回流，從而引起該區(qū)域聲壓級的增大.小流量工況時，流體經(jīng)過葉輪獲得的壓能更高，導致導葉出口處的回流渦尺度更大，因此小流量工況下的高聲壓級區(qū)域較大.葉輪流出的旋轉(zhuǎn)流體進入導葉，流體周期性沖擊導葉進口一端，即動靜干涉的作用導致導葉進口端產(chǎn)生周期性的非定常載荷，而流體受到離心力的作用，輪緣一側(cè)流速較高，因此輪緣一側(cè)的動靜干涉作用相較于輪緣更強.

4 結(jié) 論

通過CFD結(jié)合聲學有限元聲振耦合的方法對螺旋混流泵的噪聲特性及其各過流部件作為噪聲源時的規(guī)律特性進行分析，得到如下結(jié)論：

1) 螺旋混流泵外場噪聲的貢獻從大到小依次為殼體、葉輪、導葉，且隨著流量的增大各過流部件的噪聲均逐漸降低.

2) 葉輪偶極子聲源能量大小主要取決于流體對其表面的非定常載荷，聲壓級最高主要在葉輪葉片的進口段，動靜干涉的作用也是影響葉輪偶極子源噪聲的重要因素.

3) 導葉偶極子源聲源能量的大小受到其內(nèi)部流動及動靜干涉的同時作用，聲壓級最高區(qū)域集中在曲率最大處及導葉的進口一端.因此，導葉誘導噪聲的優(yōu)化方向可圍繞在對導葉進口安放角及型線的布置展開.

4) 在10階軸頻及19階軸頻附近各過流部件的聲壓級幅值出現(xiàn)了明顯的幅值波動，說明泵體結(jié)構(gòu)的共振也是引起泵噪聲的重要因素，在設(shè)計泵時，應(yīng)避免泵體的結(jié)構(gòu)模態(tài)與工作部件主頻的重疊，從而發(fā)生共振現(xiàn)象.