一种离心风机蜗壳减振降噪的数值优化方法(3)

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3．2无质量约束的优化设计去除质量约束后，将蜗壳前后侧板和蜗板的3个厚度作为设计变量，将速度平方和作为目标甬数．整个优化过程运行了53步，其中随机优化法完成优化的步数为51，一阶优化的步数为2．由于优化次数太多，所以这里仅列出了由随机优化方法和一阶优化方法计算得到的两组最优序列。4优化前后的声场计算为了进一步讨论结构减振与降噪之间的关系，在此列出了优化前后石家庄市风机厂蜗壳的主要结构参数和计算结果，本文使用SYSNOISE软件计算了蜗壳振动向外辐射的声场(见图3)，由于采用的是直接边界元方法，因此边界元网格模型为封闭式结构，即用虚拟面将蜗壳进出口封闭，边界元模型进出口为自由边界．将由ANSYS得到的振动响应计算结果从细网格到粗网格进行插值后作为其他单元的速度边界条件，其中空气的物理参数设置如下：密度p=1．225kg／m3，声速c=340 m／s．为了便于对比优化前后的结果，本文分别将蜗壳壁面振动速度和场点声压以级差L。k的形式来表示，并分别取参考速度为1．0×10一m／s。参考声压为2．0X 10～Pa．级差的计算式为L：nlg争(5)nmf式中：a为选择系数，n=20；A“为振动速度或场点声压的有效值，Ad一2--1／2A；Ad为振动速度或场点声压的参考值．根据插值结果获得的各蜗壳壁面振动速度的最大幅值如表4所示．若速度级差的取值范围为o～63 dB，优化前后蜗壳壁面的振动速度幅值分布如图4～图6所示．从图4～图6可以看出，优化前石家庄市风机厂蜗壳的主要振动部位是在其出口处，其他部位的振动幅值较小，所以优化前石家庄市风机厂蜗壳的出口是主要的噪声源．质量不变经优化设计的蜗壳出口振动幅度有所降低，无质量约束经优化设计的蜗壳出口振动幅度降低的程度更大，无质量约束壁面整体振动幅值比前两种均有所下降且分布更加均匀．为了获得蜗壳振动产生的噪声在空间中的分布情况，本文在石家庄市风机厂中心建立了半径为1 m的球形壳体，再利用该球体表面上的声压来观察优化前后蜗壳在基频580 Hz处的场点声压分布情况．
本文根据场点最大声压值设置了场点声压的取值范围(20～75 dB)，声压分布如图7～图9所示．从图7～图9可以看出，优化后蜗壳的整体声压均比优化前有所下降。其中无质量约束优化后的蜗壳噪声辐射声压比质量不变优化后的蜗壳噪声辐射声压下降得更为明显，具体结果如表6所示．通过与原蜗壳声学计算结果比较可以看出，质量不变优化后的蜗壳噪声辐射的最大声压提高了0．89 dB，无质量约束优化后的蜗壳噪声辐射的最大声压下降了5．42 dB，经过这两种方式优化后的蜗壳噪声辐射声功率均明显下降，其中无质量约束优化后蜗壳的辐射声功率最小．从减振优化设计和声学数值计算结果可以看出．经过减振优化设计后的蜗壳，其壁面噪声辐射声功率和整体场点声压均有所降低．且振动速度越小，噪声下降得越明显，所以通过减小蜗壳振动，可以降低结构辐射噪声．
5结论本文研究了T9—19No．4A型前向离心石家庄市风机厂的减振降噪问题。结果如下．
(1)针对离心石家庄市风机厂蜗壳提出了一种减振降噪的数值优化设计方法．为了节约优化迭代中的声场计算开销，优化迭代仅针对蜗壳结构振动最小而展开，声场计算仅涉及结构振动优化的最终结果而进行．本文利用ANSYS软件对石家庄市风机厂蜗壳进行了参数化建模，并选择了蜗壳壁面振动速度的平方和作为目标函数．优化结果表明：若质量和蜗壳壁厚在限定的范围内，必然存在一个蜗壳壁厚尺寸的相对最佳组合，利用该组合可在不增加蜗壳材料成本的前提下实现减小蜗壳振动的优化设计；在无质量约束下，通过全局优化可以进一步找到蜗壳局部壁厚尺寸的最佳组合，由此取得减小蜗壳振动的最佳优化设计结果．
(2)针对优化前后的蜗壳结构，利用声学仿真软件s1恪N()ISE对蜗壳振动辐射噪声进行了计算．结果表明，通过小蜗壳振动来优化蜗壳壁厚尺寸，可以达到降低蜗壳振动的辐射声功率的目的，而且蜗壳壁面振动速度平方和越小，蜗壳壁面辐射声功率就越，J、．
(3)本文是以基频激励下蜗壳结构振动与振动声辐射的关系作为研究对象的，实际上还应考虑其他脉动频率(如基频的高次谐波)．如果要定量验证本文方法的正确性，还需利用实验的方法，但目前的数值结果至少表明本文方法是一条可以继续探索的途径，其为离心压缩机及其进出口都连接管道系统的离心风机的降噪研究提供了有益的参考．