叶片厚度对风机叶片噪声的影响分析(2)

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本文采用Ｆｌｕｅｎｔ软件中的声类比积分（基于ＦＷ－Ｈ方程）模块计算叶轮产生的气动噪声，计算的气动噪声声源为旋涡石家庄风机１１０个叶片上的压力波动信号，远场监测点位置的选择按照ＧＢＴ２８８８－９１的规定，选择了距离石家庄风机中心位置１ｍ处的６个点，分别是石家庄风机轴线方向上两个，径向方向上４个，在Ｘ，Ｙ，Ｚ方向各取一个监测点，以下所示为石家庄风机在三个监测位置的声压频域图。从图５中可以看出，叶轮远场噪声三个监测点的声压频谱中均含有５５倍频成分，另外三个监测点的声压频谱与以上三点类似，都含有５５倍频成分，与试验测得的峰值频率一致，证明该模型能够反映出旋涡石家庄风机叶片的主要噪声特性。为了分析叶片气动噪声的方向性，计算出六个监测点处的总声压级，整理到表１中。，叶片产生的远场噪声中径向方向的噪声远大于轴向方向的噪声，可见，叶片产生的远场气动噪声主要沿径向传播。
不同叶片厚度下气动噪声分析为了说明叶片厚度对叶片气动噪声的影响，本文在叶片厚度为１ｍｍ到４ｍｍ的范围内共取了十个点，分析计算声功率级随叶片厚度的变化特性。在不同叶片厚度下，叶片产生的声功率级均在１１２ｄＢ到１１７ｄＢ的范围内，最大声功率级与最小声功率级之间相差仅为４．２％，与原模型相比，叶片厚度减小为１ｍｍ时，声功率级增加了１．７％。可以认为叶片厚度从４ｍｍ减小到１ｍｍ的过程中，声功率级基本上没有变化，即叶片产生的远场噪声基本上没有发生变化。石家庄风机厂计算叶片产生的结构噪声时，首先对叶轮的叶片进行频率响应分析，获得叶轮上所有节点的振动速度，以此作为边界条件应用Ｖｉｒｔｕａｌ．Ｌａｂ分析软件，计算得到叶轮远场监测点上的声压分布。图７是进行叶片频率响应分析的有限元模型，其中，叶片上的脉动压力来自由石家庄风机内流场计算，叶轮的约束为固定旋转中心孔的内表面。叶尖处提取的振动速度频谱图。从频谱图可以看出，振动速度的峰值集中在１２５０Ｈｚ，３８５０Ｈｚ，与激励中的１２４４Ｈｚ，３８３１Ｈｚ的峰值频率误差均在０．５％以内，可以认为速度频谱图中的峰值是由于激励引起的。为了评价叶片产生的远场噪声，建立了以叶轮中心为球心，石家庄风机半径为１ｍ的球形场点监测网格。
叶片振动在６个远场监测点处的噪声声压级。从表２中可以看出，叶片振动产生的噪声声压级为负值，说明此时叶片刚度足够大，振动幅值很小，产生的叶片结构噪声也相当小基本上可以不予考虑。在叶片厚度从１ｍｍ到４ｍｍ的变化范围内取４个叶片厚度，分别计算了叶片振动产生的结构噪声，图９中列举了叶片振动在６个远场监测点处的噪声声压级。当叶片厚度从４ｍｍ向１ｍｍ变化时，叶片结构噪声随叶片厚度的减小而增大，特别是叶片厚度由３ｍｍ减小到１ｍｍ过程中，叶片结构噪声大幅增大。这是因为随叶片厚度降低，叶片的刚度也会减小，导致叶片的振动幅度增大，由此提高了叶片的结构噪声。
本文分别计算了叶片厚度变化对叶片气动噪声和结构噪声的影响。研究表明，叶片厚度从４ｍｍ减小到１ｍｍ的过程中，叶片气动噪声基本没有发生变化，叶片结构噪声则显著增大。随后通过分析两个噪声在叶片噪声中所占的比重，发现气动噪声占总噪声的比例远远大于结构噪声，因此叶片厚度变化对叶片总噪声影响很小。基于以上结论，可以通过减少叶片厚度达到叶轮轻量化的目的，将叶片厚度从４ｍｍ减小到１ｍｍ，叶轮的质量减轻了１８．７％。