不等距叶片离心风机气动噪声的数值与实验

对采用串列叶片的某前向离心风机内部三维非定常流动进行了数值计算,重点研究了串列叶片不同叶片相对长度和不同叶片相对周向位置两个参数对风机气动性能及气动噪声的影响。通过响应面方法对数值结果进行二次回归拟合,得到两个参数与风机效率和a声级间的函数关系,并进行了优化分析。数值结果表明:两个参数对串列叶片式前向离心风机效率和a声级均有较大影响,合理的串列叶片设计能够在保持气动性能基本不变的情况下降低风机的气动噪声。将可靠的cfd数值技术与响应面方法结合起来用于指导离心风机的改进及试验设计是可行的,本文的研究结果可为串列式离心风机在节能与降噪的总体设计方面提供参考。

针对电厂风机管道系统需要扩容改造的工程实际需要,以g4-73№8d型风机为研究对象,提出了叶轮内加装短叶片的优化方案。在此基础上,进行了叶轮加装短叶片前后的对比实验。实验研究结果表明:叶轮加装短叶片后,其内部流场趋于均匀、射流—尾流得到改善;风机在48%负荷以上时,全压平均提高约5.9%,而噪声几乎保持不变。

23 离心风机叶片磨损解决方案 北京固本科技有限公司胡建平 离心风机是砖瓦生产的重要辅助设备，砖瓦工业使用的风机一般为气固两相 流风机，即工作介质中常含有一定量大小不等、形状各异的固体颗粒，如除尘系 统的引风机、气力输送的鼓风机。由于这些离心风机叶片是在含尘气流中工作， 气流中的粉尘颗粒既要对离心风机叶片产生磨损，又要在风机叶片上附着积灰， 且这种磨损和积灰是不均匀的，因而使风机转子的平衡遭到破坏，引起风机振动， 缩短风机寿命，严重者可使风机不能正常工作。尤其是离心风机叶片的磨损最为 严重，它不仅破坏了风机内的流动特性，而且容易引发叶片断裂及飞车等重大事 故。因此，研究风机的磨损机理，采取相应的防磨措施，对提高砖瓦企业设备寿 命，安全生产是十分必要的。 1离心风机叶片的磨损机理 1.1离心风机磨损的原因 离心风机叶片磨损，实际上是一种喷砂型的固体粒子对靶材表面的

对离心式风机的齿形叶片降噪机理进行了研究,结果表明:齿形叶片的降噪效果与叶道内气流的涡流状态有关,雷诺数re在4×105～6×105范围内的降噪效果较为明显,降噪量达到4～5db,其他范围降噪作用不明显。齿节距t=b/5、齿高h=b/10的降噪量为2.5db,下降2.3%左右,平均全压基本不变,平均效率仅下降1.5%。

叶片加长是工程中提高风机出力的常用方法之一。为研究风机叶片加长后的内流特征,以g4–73型离心风机为研究对象,采用fluent软件分别对叶片加长前、后的离心风机进行三维定常数值模拟,分析流动变化对风机性能参数的影响规律。在此基础上,对叶轮叶片加长前、后的g4–73№.8d离心通风机进行性能和噪声实验,得到实验风机在叶轮叶片加长后运行工况点的变化规律及无因次性能曲线。性能实验结果与切割定律计算结果的比较表明,当风机叶轮叶片加长后且叶轮出口宽度不变时,按抛物线形切割定律计算的结果在大流量区误差较小。噪声实验结果表明,叶轮叶片加长后,叶轮与蜗舌间距离减少,导致旋转噪声升高,同时蜗壳内流动恶化,也使涡流噪声加大。文中所得研究结果可为工程实际中风机的叶片加长改造提供参考依据。

自离心机有史以来，工作人员就一直在针对其气动噪声进行实验研究，并且通过努力终于找到了降低噪声的简便方法，

运用计算流体动力学技术及声比拟理论研究了离心风机3个不同流量下蜗壳及叶片表面偶极子声源产生的基频噪声.风机内部三维瞬态流场由计算流体动力学模拟得到.根据气动声学的fw-h方程对蜗壳内表面提取偶极子声源,对于叶片噪声利用lowson公式进行建模.为了使计算模型更符合实际,建立了以蜗壳为界的内外声学直接边界元模型,使用多区域声学边界元模型,考虑蜗壳对声传播的散射作用,内部噪声通过蜗壳的进出口传播到风机外部.结果表明:在非定常流场中,蜗壳表面的压力波动以基频为主,而叶片上的压力波动并没有明显的基频分量;蜗舌是基频噪声的最主要声源;随着流量变大,蜗壳辐射的噪声急剧增加;由叶片产生的偶极子基频噪声比蜗壳小,特别是在大流量工况下.

1离心风机气动噪声的产生原因 离心风机运转时产生的噪声，主要包括空气动力性噪声和机械性噪声两部分，其中前者强度大，是离 心（离心泵）风机的主要噪声。 空气动力性噪声产生的原因主要以下几方面： （1）风机入口气流的不稳定流动与叶轮之间的相互作用； （2）流道内气流在叶片界面上分离产生涡流，涡流分离产生涡流脱落噪声； （3）叶轮流道出口气流突然扩散引起气体稀疏而产生噪声； （4）高速气流与蜗舌之间的相互作用。 2离心风机设计与改造中的降噪方法 从离心风机气动噪声产生原因可知，合理的气动设计是获得低气动噪声最根本的方法，通流部件结构 参数的合理选择和匹配不但可获得高的效率，而且相应的噪声水平也低。具体地说，在离心风机设计阶段 和已定型的离心风机改造中可从以下几个方面来考虑降低噪声。 211增加叶栅的气动力载荷，降低圆周速度对离心风机采用强前向叶片，且多叶片叶轮有利于增大叶 栅的气动力载荷，

针对多翼离心风机气动噪声的主要噪声源提出降噪方案。首先,对于多翼离心风机涡流噪声的降噪,主要通过优化叶轮、蜗壳的结构几何参数和在叶轮出口加装旋转扩压器等方式进行。其次,对于多翼离心风机旋转噪声的降噪,主要通过改变蜗舌形式进行。最后对优化进出口安装角的叶轮和在叶轮出口加装旋转扩压器这两种降噪措施进行试验验证。结果表明,改进后的风机与原型相比达到显著的降噪效果。

针对目前不同型号的多翼离心风机采用降噪方法的不确定性,提出了一种基于非定常流场的多翼离心风机气动噪声分析方法,不需要直接求解声场却能为多翼离心风机降噪提供有用信息。对风机内部非定常流场进行计算,结合时域和频域方法对流场内静压脉动的强度和频率进行分析,根据声学基本理论,判定主要气动噪声源的位置及噪声类型。用该方法对某多翼离心风机进行计算,实验与理论分析的结果吻合良好。

本文提出了离心风机进风口设计的优化数值方法以确保叶轮进口速度尽量均匀,以及进风口、叶轮和蜗壳统一优化设计方法以减少叶轮、蜗壳中的分离流动。按此方法研制的6—41系列风机的三个样机比现有同类风机噪声下降3～7db,效率提高3～7%。

数值模拟了t9-19no.4a离心风机蜗壳在非定常气动力作用下的蜗壳响应振动及其噪声。首先给出该风机运行时振动及噪声的测量结果,得出基频噪声是主要噪声类型。然后使用cfd软件ansyscfx对风机内部流场做了整场瞬态数值模拟。流体压力脉动作用于蜗壳产生一个随时间变化的力,激励其振动,实现流体到结构的单向耦合。接着运用ansysmultiphysics模块对风机蜗壳进行了谐响应分析,最后应用lmssysnoise模拟了蜗壳振动向外辐射的噪声。

微穿孔板吸声结构以其吸声系数高,吸收频带宽,无需填充物等优点,广泛应用于噪声控制的各个领域。本文采用微穿孔板吸声结构,并应用于南通风机厂生产的9.26no6.3高压离心风机,运用优化设计的方法设计了双层微穿孔板蜗舌共振器,并用计算法与经验法相结合设计了风机双层微穿孔板进出口消声器。分别取得降噪3.5db(a)与17db(a)的效果

对目前离心风机气动噪声的研究方法进行了分析,总结出数值模拟及其计算方法还不完善。提出了离心风机蜗壳简化成一个具有硬边界的理想壳体模型的思路来研究风机气动噪声

对离心式风机叶片形式变化进行研究,系统分析了直叶片在实际应用中的有关问题,结果表明直叶片形式是风机发展的方向。

根据离心风机气动噪声较高的特点,总结了近十余年一些典型的控制气动噪声的方法,并按照声源和传递路径两类降噪方法进行分类,包括非常规蜗舌、改变叶轮形式、吸声蜗壳以及进出口加消声器等几种,最后根据其降噪效果进行了分析,得出了一些对比结论。

本文分析了陶瓷工业常用离心风机噪声产生的原因及其危害性,详细地论述了控制噪声应采取的措施。通过对离心风机的噪声进行检测、分析和研究,确定了其噪声的主要来源及其传播途径,并采取有效的噪声治理措施,达到减弱或切断噪声的传播途径或消除噪声源的目的。

简要介绍了离心风机噪声产生的原因及噪声的测量、评估和控制的一些基本方法。同时指出,正确地测量、评估风机的噪声值,并加以有效地控制,是改善环境的有效措施。

离心风机的噪声与控制

理论分析了声波在空气-钢板界面上的传播过程.结果表明:声波在蜗壳壁面上的入射角不小于3.23°时发生全反射;在入射角小于3.23°时虽然存在声波的透射,但当蜗壳厚度不小于3mm时,声波经a声级计权后的隔声量大于40db,证明了将蜗壳作为声学硬边界条件处理的合理性.采用薄壳体边界元方法计算分析了将蜗壳作为声学硬边界对声波传播的影响,结果表明:蜗壳对低频声波传播的影响不明显,风机低频声源可以近似为紧凑声源,但随着频率的增大,声波受到蜗壳散射的影响逐步明显,蜗壳曲面上的漫反射使得风机内部分布声源激发的声场趋近均匀化.

提出了一种不直接求解声场却能为离心风机降噪提供有用信息的分析方法.首先,利用有限容积法对风机内部的非定常流场进行计算.然后,采用时域和频域分析方法对流场内静压脉动的强度和频率进行分析.最后,根据声学基本理论,判定风机内部主要气动噪声源的位置及噪声类型.应用该方法对某离心风机进行了计算,并将分析计算结果与该风机的噪声测量结果进行了对比,证明该方法能够有效地判断气动噪声源的位置和噪声类型.

采用数值方法分析了蜗壳壁厚对离心风机在气动力激励下蜗壳受迫振动辐射噪声的影响。首先采用cfd方法模拟了风机内部的非定常流动,得到蜗壳壁面的非定常气动载荷分布;然后采用有限元方法计算蜗壳在非定常载荷作用下的受迫振动特性;最后采用边界元方法预测了蜗壳受迫振动激发的噪声声场及声功率。基于上述方法,比较分析了蜗壳壁厚对振动噪声辐射功率的影响。结果表明,并不是蜗壳的壁厚越大,其振动噪声越低,而是对应确定的激励频率,存在最佳的壁厚尺寸或各部分不同壁厚的尺寸组合。