付建，王永生，靳栓寶(海軍工程大學(xué) 動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢，430033)

?

混流泵水動(dòng)力噪聲的數(shù)值預(yù)報(bào)方法

付建，王永生，靳栓寶
(海軍工程大學(xué) 動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢，430033)

摘要：為了準(zhǔn)確預(yù)報(bào)分析混流泵的水動(dòng)力噪聲，首先結(jié)合邊界元法和點(diǎn)源模型理論完成靜止壁面流噪聲和任意邊界條件下旋轉(zhuǎn)聲源噪聲的數(shù)值計(jì)算與結(jié)果校驗(yàn)；然后以某混流泵為對(duì)象利用大渦模擬方法得到泵固體壁面脈動(dòng)壓力分布，在此基礎(chǔ)上分別計(jì)算混流泵靜止部件和旋轉(zhuǎn)部件的水動(dòng)力噪聲，最后對(duì)二者聲場(chǎng)進(jìn)行疊加即得到了混流泵總聲場(chǎng)。研究結(jié)果表明：混流泵靜止壁面脈動(dòng)壓力幅值最強(qiáng)位置在葉輪與導(dǎo)葉的相互作用區(qū)域；靜止部件對(duì)應(yīng)的噪聲峰值頻率主要在葉頻、導(dǎo)葉通過頻率以及二者的諧頻處；在混流泵進(jìn)口截面葉輪引起的噪聲占主要成分，靜止部件的貢獻(xiàn)可以忽略。

關(guān)鍵詞：混流泵；水動(dòng)力噪聲；點(diǎn)源模型；邊界元法；計(jì)算流體力學(xué)

混流泵兼具離心泵和軸流泵的優(yōu)點(diǎn)，已廣泛應(yīng)用于工農(nóng)業(yè)多個(gè)領(lǐng)域，由于它復(fù)雜的結(jié)構(gòu)以及流動(dòng)的工作介質(zhì)，在工作過程中尤其是轉(zhuǎn)速較高時(shí)常伴有寬頻噪聲。流體與固體壁面相互作用產(chǎn)生的湍流脈動(dòng)所對(duì)應(yīng)的水動(dòng)力噪聲是混流泵噪聲的主要成分，本文旨在探索準(zhǔn)確可行的混流泵水動(dòng)力噪聲預(yù)報(bào)方法，以深入分析混流泵噪聲特性并指導(dǎo)低噪聲泵的設(shè)計(jì)與改進(jìn)。此外，該方法亦可適用于離心泵、軸流泵等其他水力機(jī)械的水動(dòng)力噪聲預(yù)報(bào)。國內(nèi)外已有很多學(xué)者開展了水泵或與水泵結(jié)構(gòu)類似的旋轉(zhuǎn)機(jī)械噪聲的數(shù)值預(yù)報(bào)研究。近年來，基于計(jì)算流體力學(xué)(CFD)計(jì)算瞬態(tài)脈動(dòng)流場(chǎng)，然后結(jié)合聲類比方程[1?6]、扇聲源理論[7?10]或點(diǎn)源模型理論[11?12]計(jì)算旋轉(zhuǎn)機(jī)械聲場(chǎng)的混合預(yù)報(bào)方法得到了廣泛應(yīng)用。聲類比方程適用于計(jì)算分析葉輪機(jī)械的自由聲場(chǎng)，不能考慮水泵殼體或風(fēng)扇管道對(duì)葉輪聲場(chǎng)的影響；應(yīng)用扇聲源理論計(jì)算旋轉(zhuǎn)機(jī)械噪聲時(shí)，不能單獨(dú)計(jì)算分析靜止部件如導(dǎo)葉、蝸殼等的噪聲特性以及對(duì)聲場(chǎng)的貢獻(xiàn)量；點(diǎn)源模型適用于葉輪機(jī)械旋轉(zhuǎn)部件的聲場(chǎng)計(jì)算。本文作者在借鑒前人研究的基礎(chǔ)上，將靜止部件噪聲和旋轉(zhuǎn)部件噪聲分開計(jì)算。首先利用CFD數(shù)值模擬軟件ANSYS-CFX，基于大渦模擬(LES)得到混流泵固體壁面的脈動(dòng)壓力；然后以聲學(xué)軟件Virtual Lab為平臺(tái)，結(jié)合聲類比方程計(jì)算泵殼、導(dǎo)葉等靜止部件的水動(dòng)力噪聲，結(jié)合點(diǎn)源模型理論計(jì)算泵殼內(nèi)旋轉(zhuǎn)葉輪聲場(chǎng)；最后對(duì)動(dòng)、靜部件聲場(chǎng)進(jìn)行疊加得到混流泵水動(dòng)力噪聲。此外，對(duì)靜止壁面流噪聲和旋轉(zhuǎn)聲源噪聲計(jì)算方法的可信性均進(jìn)行驗(yàn)證。

1靜止壁面流噪聲的計(jì)算方法驗(yàn)證

靜止壁面流噪聲的計(jì)算是以CFD 瞬態(tài)計(jì)算結(jié)果作為邊界條件，基于聲類比方程采用邊界元方法求解聲場(chǎng)控制方程，從 而在頻域內(nèi)求解空間任意點(diǎn)的聲壓。

圖1所示為翼型計(jì)算域與計(jì)算網(wǎng)格。研究對(duì)象為NACA0012翼型，弦長為150 mm，尾部厚度為0.39 mm的鈍體，最大厚度為18 mm，上下對(duì)稱，攻角為9°，如圖1(a)所示。采用與文獻(xiàn)[2]相同的邊界條件，設(shè)置速度進(jìn)口邊界條件為20 m/s，出口設(shè)置為大氣背壓邊界條件。介質(zhì)為25 ℃空氣，雷諾數(shù)Re=2×10 5。瞬態(tài)流場(chǎng)的 LES 計(jì)算要求壁面第1層網(wǎng)格位于黏性底層內(nèi)，且表征近壁面節(jié)點(diǎn)到固壁距離的量綱一長度參數(shù)，其中：Δy 為近壁面節(jié)點(diǎn)到固體壁面的距離；ν為流體的運(yùn)動(dòng)黏度；τw為壁面切應(yīng)力；ρ 為流體密度。根據(jù) LES 計(jì)算要求，翼型表面第1層網(wǎng)格厚度按照估算并設(shè)為0.01mm。按照相同的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，不同的網(wǎng)格密度，首先進(jìn)行了機(jī)翼定常流場(chǎng)的網(wǎng)格無關(guān)性計(jì)算(穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)計(jì)算采用 SST 模型)，如表1所示。最終采用的網(wǎng)格密度方案為：繞翼型周向布置 400 個(gè)節(jié)點(diǎn)，尾 部布置80個(gè)節(jié)點(diǎn)，下 游方向布置160個(gè)節(jié)點(diǎn)，計(jì)算域共計(jì)390萬節(jié)點(diǎn)，403萬單元，如圖1(b)所示。然后基于LES計(jì)算得到機(jī)翼的瞬態(tài)流場(chǎng)，最后結(jié)合邊界元方法預(yù)報(bào)機(jī)翼的氣動(dòng)噪聲。

圖1　翼型計(jì)算域與計(jì)算網(wǎng)格Fig.1　Computational domain and mesh of aerofoil

表1　網(wǎng)格數(shù)對(duì)機(jī)翼升力系數(shù)的影響Table1　Lift forceCoefficientsCorresponding to different element number

圖2　中剖面壓力系數(shù)分布Fig.2Distribution of pressureCoefficient in middle section

圖2所示為翼型穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)對(duì)應(yīng)的中縱剖面壓力系數(shù)校核，圖3所示為特征測(cè)點(diǎn)(測(cè)點(diǎn)位于翼型中剖面隨邊正上方1m處)的聲壓頻譜曲線計(jì)算值與試驗(yàn)值[2]比較。由圖2和圖3可知：機(jī)翼表面壓力分布和輻射聲場(chǎng)的計(jì)算結(jié)果同試驗(yàn)值均吻合較好，這不僅說明了所用數(shù)值模型的可信性，也驗(yàn)證了靜止壁面流噪聲計(jì)算方法的準(zhǔn)確性，為后續(xù)混流泵靜止部件水動(dòng)力噪聲的預(yù)報(bào)提供了基礎(chǔ)。

圖3　特征點(diǎn)聲壓頻譜比較Fig.3　Comparison of sound pressure in typical point

2　旋轉(zhuǎn)聲源聲場(chǎng)計(jì)算方法驗(yàn)證

任何噪聲源都由多個(gè)具有適當(dāng)相位、幅值和位置的點(diǎn)源組成。采用點(diǎn)源模型需要滿足的條件是：聲源最高頻率的波長應(yīng)該遠(yuǎn)大于聲源的物理尺寸或者場(chǎng)點(diǎn)與聲源的最近距離要遠(yuǎn)大于聲源的物理尺寸[14]。葉輪單元尺寸滿足上述要求時(shí)，可將每個(gè)葉輪表面單元看作1個(gè)小尺寸的孤立聲源，葉輪總噪聲即為孤立聲源噪聲的總和。

對(duì)旋轉(zhuǎn)機(jī)械而言，在低馬赫數(shù)、高雷諾數(shù)工況下旋轉(zhuǎn)葉輪表面非定常力所引起的負(fù)載噪聲對(duì)總聲場(chǎng)的貢獻(xiàn)最大。圖4 所示為旋轉(zhuǎn)聲源離散示意圖，圖5所示為聲源離散時(shí)域矩形函數(shù)。計(jì)算旋轉(zhuǎn)葉輪的負(fù)載噪聲時(shí)，首先利用CFD方法得到葉片表面的脈動(dòng)壓力，然后得到不同面元點(diǎn)力隨時(shí)間的變化曲線；根據(jù)點(diǎn)源模型理論將每個(gè)旋轉(zhuǎn)點(diǎn)力源沿運(yùn)動(dòng)軌跡離散為旋轉(zhuǎn)圓周上均勻分布的一系列具有相位差的固定點(diǎn)源(見圖4)，每個(gè)離散聲源乘以圖5中的時(shí)域矩形函數(shù)(其中，T 為1個(gè)旋轉(zhuǎn)周期；τ 為2個(gè)相鄰分布聲源之間的時(shí)間差)，將所得結(jié)果進(jìn)行傅里葉分解后得到頻域聲源[15?16]。將離散后的偶極子導(dǎo)入聲學(xué)計(jì)算軟件Virtual Lab，借助聲學(xué)軟件平臺(tái)可以完成任意邊界條件下葉輪負(fù)載噪聲計(jì)算。

圖4旋轉(zhuǎn)聲源離散示意圖Fig.4Sketch map of discrete rotating point source

圖5　聲源離散時(shí)域矩形函數(shù)Fig.5　Rectangle function for sound source discretization in time domain

付建等[16]將點(diǎn)源模型應(yīng)用到自由空間旋轉(zhuǎn)聲源聲場(chǎng)計(jì)算中，并進(jìn)行了校核。圖6所示為旋轉(zhuǎn)力源無量綱化聲指向性，圖7所示為單個(gè)槳葉負(fù)載噪聲。本文僅列出自由空間旋轉(zhuǎn)力源(偶極子)的聲場(chǎng)驗(yàn)證(見圖6)以及點(diǎn)源模型在自由場(chǎng)螺旋槳負(fù)載噪聲計(jì)算中的應(yīng)用結(jié)果(見圖7)。

圖6　旋轉(zhuǎn)力源無量綱化聲指向性Fig.6　Nondimensionalized acoustic directivity of a rotating point force

圖7　單個(gè)槳葉負(fù)載噪聲Fig.7　Loading noise induced by single blade

由圖 6和圖7 可知：基于點(diǎn)源模型計(jì)算旋轉(zhuǎn)聲源聲場(chǎng)的方法是準(zhǔn)確可信的，這為下一步混流泵葉輪聲場(chǎng)的準(zhǔn)確計(jì)算提供了方法保證。

3 混流泵的水動(dòng)力噪聲計(jì)算

圖8所示為計(jì)算域與計(jì)算網(wǎng)絡(luò)。本文分析對(duì)象為圖8中比轉(zhuǎn)速ns=445的混流泵，其主要參數(shù)為：葉輪葉片數(shù)為 6；導(dǎo)葉葉片數(shù)為11；設(shè)計(jì)流量系數(shù) KQ=Q/(n0D 3)=0.93；揚(yáng)程系數(shù) KH=H/(n02D 2)=0.35；Q 為流量；n0為轉(zhuǎn)速；D為混流泵標(biāo)稱直徑；H為揚(yáng)程。

3.1混流泵的瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算

圖8(a)所示為混流泵流場(chǎng)計(jì)算域，采用分塊六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)計(jì)算域進(jìn)行離散，如圖 8(b)所示。首先對(duì)混流泵的設(shè)計(jì)工況進(jìn)行定常流場(chǎng)的網(wǎng)格無關(guān)性分析，穩(wěn)態(tài)計(jì)算時(shí)進(jìn)口設(shè)定為總壓邊界條件，出口設(shè)定為質(zhì)量流量邊界條件，固壁采用壁面無滑移條件，湍流模型選用SST模型，計(jì)算結(jié)果如表2所示。最終選用的網(wǎng)格單元數(shù)如下：進(jìn)流段為 243 萬，葉輪為 616萬，導(dǎo)葉為990萬，噴口為120萬。

表2不同網(wǎng)格密度對(duì)應(yīng)的泵功率相對(duì)誤差Table1　Power errorCorresponding to different element number

計(jì)算混流泵設(shè)計(jì)工況對(duì)應(yīng)的瞬態(tài)流場(chǎng)時(shí)，泵葉輪與靜止的導(dǎo)葉、進(jìn)流導(dǎo)管間的動(dòng)靜耦合選用滑移網(wǎng)格(Sliding mesh)模型，湍流模型采用LES。為了增強(qiáng)計(jì)算的穩(wěn)定性和提高收斂速度，以定常計(jì)算結(jié)果作為非定常計(jì)算的初始值。為了足夠分辨出泵內(nèi)變化劇烈的非定常信息，將時(shí)間步長取為葉輪旋轉(zhuǎn)0.5°所需時(shí)間。

根據(jù)非定常計(jì)算結(jié)果得到了泵功率的時(shí)域曲線，其平均值與試驗(yàn)值比較相對(duì)誤差為?0.44%，這說明該數(shù)值模型可較準(zhǔn)確預(yù)測(cè)混流泵流場(chǎng)特性，為準(zhǔn)確分析壓力脈動(dòng)和水動(dòng)力噪聲奠定了基礎(chǔ)。

圖9　監(jiān)控點(diǎn)脈動(dòng)壓力頻譜曲線Fig.9　Fluctuation pressureCurve of monitor points in frequency domain

瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算時(shí)在葉輪與導(dǎo)葉相互作用區(qū)域沿葉根至葉頂設(shè)置了A，B和C 3個(gè)脈動(dòng)壓力監(jiān)控點(diǎn)(監(jiān)控點(diǎn)均位于靜止域，見圖8(a))，監(jiān)控點(diǎn)的脈動(dòng)壓力頻譜曲線如圖9所示，其中APF為軸頻。由葉根到葉梢脈動(dòng)壓力幅值逐漸增大，主要峰值頻率點(diǎn)為葉頻及其諧頻，這符合基本的物理規(guī)律。

3.2混流泵靜止部件水動(dòng)力噪聲計(jì)算

因混流泵水動(dòng)力噪聲主要是通過進(jìn)出口傳播，因此計(jì)算泵的水動(dòng)力噪聲時(shí)場(chǎng)點(diǎn)設(shè)置為進(jìn)口截面，并且以面平均聲壓作為衡量混流泵噪聲的參數(shù)，單一頻率對(duì)應(yīng)的面平均聲壓級(jí)定義為

式中：S(i)為場(chǎng)點(diǎn)平面內(nèi)節(jié)點(diǎn) i的聲壓級(jí)；n 為場(chǎng)點(diǎn)平面所包含的節(jié)點(diǎn)數(shù)。

圖10所示為靜止壁面脈動(dòng)壓力分布(頻域)。在利用邊界元方法計(jì)算混流泵靜止部件噪聲時(shí)，首先由瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果通過數(shù)據(jù)映射和頻譜變換得到靜止部件壁面對(duì)應(yīng)聲網(wǎng)格的噪聲源強(qiáng)分布(見圖10)，進(jìn)而可以計(jì)算靜止部件輻射噪聲在泵進(jìn)口截面的平均聲壓級(jí)，如圖11所示。

由圖10可知：靜止壁面脈動(dòng)壓力幅值最強(qiáng)位置主要集中在葉輪與導(dǎo)葉相互作用區(qū)域；在葉頻及2倍葉頻處，脈動(dòng)壓力較強(qiáng)區(qū)域主要在導(dǎo)葉進(jìn)口及靠近靜止域與旋轉(zhuǎn)域交界面的導(dǎo)葉處泵殼體；在導(dǎo)葉數(shù)與軸頻乘積對(duì)應(yīng)頻率(本文稱之為導(dǎo)葉通過頻率)及2倍導(dǎo)葉通過頻率處，脈動(dòng)較強(qiáng)區(qū)域主要在靠近靜止域與旋轉(zhuǎn)域交界面的葉輪對(duì)應(yīng)的泵殼處。

由圖11可知：靜止壁面所引起的葉輪進(jìn)口截面平均聲壓級(jí)峰值主要是葉頻及其諧頻和導(dǎo)葉通過頻率及其諧頻，其中2倍葉頻對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)最大，其次是導(dǎo)葉通過頻率。

為分析導(dǎo)葉與葉輪相互作用區(qū)域的聲源特性，提取了泵殼壁面2個(gè)單元E1和E2的脈動(dòng)力特性(E1和E2靠近旋轉(zhuǎn)與和靜止域的交界面，E1在葉輪側(cè)，E2在導(dǎo)葉側(cè)，見圖8(a))，如圖12所示。

由圖12可知：葉輪側(cè)單元的脈動(dòng)力峰值主要在導(dǎo)葉通過頻率及其諧頻；在導(dǎo)葉側(cè)單元的脈動(dòng)力峰值主要在葉頻及其諧頻，并且徑向力幅值要遠(yuǎn)高于軸向力。圖13所示為整個(gè)靜止部件對(duì)應(yīng)的脈動(dòng)力特性，脈動(dòng)力在徑向最大且其最大值在2倍葉頻處，其次為導(dǎo)葉通過頻率。通過對(duì)單元和整個(gè)靜止部件脈動(dòng)力特性的分析可以很好地解釋圖11所對(duì)應(yīng)的結(jié)果。

3.3混流泵旋轉(zhuǎn)部件水動(dòng)力噪聲計(jì)算

應(yīng)用點(diǎn)源理論求解混流泵葉輪輻射聲場(chǎng)時(shí)，首先將混流泵葉輪壁面流體網(wǎng)格上的壓力映射到聲場(chǎng)網(wǎng)格，然后將每個(gè)面元等效為1個(gè)偶極子，根據(jù)瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算時(shí)的時(shí)間步長將旋轉(zhuǎn)偶極子沿運(yùn)動(dòng)軌跡離散為有限個(gè)有固定相位差的偶極子，最后考慮靜止壁面的聲反射、散射作用，即可得到葉輪的輻射聲場(chǎng)。葉輪噪聲計(jì)算過程如圖14所示。

圖15 所示為葉輪輻射噪聲在泵進(jìn)口截面的平均聲壓級(jí)曲線。由圖15可知：葉輪輻射噪聲峰值頻率在葉頻及其諧頻處，隨頻率升高聲壓級(jí)逐漸降低。

圖10　靜止壁面脈動(dòng)壓力分布(頻域)Fig.10　Fluctuation pressure distribution of stationaryComponent in frequency domain

3.4混流泵總噪聲的合成

混流泵水動(dòng)力噪聲是靜止部件水動(dòng)力噪聲和旋轉(zhuǎn)部件水動(dòng)力噪聲的合成。在聲場(chǎng)計(jì)算時(shí)，不同聲源之間存在相位差，所以得到的場(chǎng)點(diǎn)聲壓亦為復(fù)數(shù)。在計(jì)算得到靜止部件和旋轉(zhuǎn)部件在葉輪進(jìn)口截面的場(chǎng)點(diǎn)聲壓分布后，首先對(duì)同一場(chǎng)點(diǎn)聲壓進(jìn)行復(fù)數(shù)疊加，然后計(jì)算所有場(chǎng)點(diǎn)的平均聲壓級(jí)曲線。圖16所示為合成后的平均聲壓級(jí)曲線以及靜止部件和旋轉(zhuǎn)部件單獨(dú)對(duì)應(yīng)的平均聲壓級(jí)曲線。由圖16可知：葉輪進(jìn)口截面聲壓主要由葉輪引起，靜止部件的貢獻(xiàn)很小。

圖11　靜止壁面對(duì)應(yīng)的泵進(jìn)口截面平均聲壓級(jí)Fig.11　Averaged sound pressure level of pump inletCorresponding to stationaryComponent

圖12單元脈動(dòng)力特性分析Fig.12Fluctuation force of elements

圖13　靜止部件脈動(dòng)力特性Fig.13　Fluctuation force of stationaryComponent

圖14葉輪噪聲計(jì)算過程示意圖Fig.14Calculation progress of impeller noise

圖15　旋轉(zhuǎn)部件對(duì)應(yīng)的泵進(jìn)口截面平均聲壓級(jí)Fig.15　Averaged sound pressure level of pump inletCorresponding to the rotatingComponent

圖16　混流泵總噪聲對(duì)應(yīng)的泵進(jìn)口平均聲壓級(jí)Fig.16　Averaged sound pressure level of pump inletCorresponding to mixed-flow pump

本文計(jì)算混流泵的水動(dòng)力噪聲時(shí)場(chǎng)點(diǎn)設(shè)置在泵軸向進(jìn)口位置，對(duì)旋轉(zhuǎn)葉輪而言其在軸向產(chǎn)生的聲場(chǎng)強(qiáng)度要遠(yuǎn)高于徑向；對(duì)靜止部件而言流場(chǎng)脈動(dòng)在葉輪與導(dǎo)葉相互作用區(qū)域雖然較強(qiáng)，但其脈動(dòng)力在徑向強(qiáng)度遠(yuǎn)高于軸向，這是靜止部件對(duì)泵進(jìn)口截面聲場(chǎng)貢獻(xiàn)很小的原因之一。

4 結(jié)論

1)在利用CFD 方法計(jì)算得到固體表面脈動(dòng)壓力的基礎(chǔ)上，分別結(jié)合邊界元方法和點(diǎn)源模型理論完成了靜止壁面流噪聲和任意邊界條件下旋轉(zhuǎn)聲源噪聲的計(jì)算，并且數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值、文獻(xiàn)值吻合較好。

2)以某混流泵為對(duì)象，結(jié)合 LES 得到了瞬態(tài)流場(chǎng)脈動(dòng)壓力分布，結(jié)果表明混流泵靜止壁面脈動(dòng)壓力幅值最強(qiáng)位置在葉輪與導(dǎo)葉的相互作用區(qū)域；靜止部件對(duì)應(yīng)的噪聲頻率主要在葉頻、導(dǎo)葉通過頻率以及二者的諧頻處。

3)在混流泵進(jìn)口截面葉輪引起的噪聲占主要成分，且葉頻處峰值頻率最高，隨頻率升高聲壓逐漸降低，靜止部件對(duì)泵進(jìn)口截面聲場(chǎng)的貢獻(xiàn)可以忽略。

參考文獻(xiàn)：

[1]YAMADE Y,KATOC.Large eddy simulation and acoustical analysis for prediction of aeroacoustics noise radiated from an axial-flow fan[C]//2006 ASME Joint US-European Fluids Engineering Summer Meeting,Miami,Florida: ASME,2006: 453?462.

[2]KATOC,YAMADE Y,WANG H,et al.Numerical prediction of sound generated from flows with a low mach number[J].Computers & Fluids,2007,36(1): 53?68.

[3]RAMA K S,RAMA K A,RAMJI K.Reduction of motor fan noise usingCFD andCAA simulations[J].Applied Acoustics,2011,72(12): 982?992.

[4]王嘉冰,劉敏,吳克啟.開式軸流風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2007,28(5): 778?780.WANG Jiabing,LIU Min,WU Keqi.Aerodynamic noise prediction of the open axial flow fan[J].Journal of Engineering Thermophysics,2007,28(5): 778?780.

[5]田杰.空調(diào)器室外機(jī)軸流風(fēng)機(jī)系統(tǒng)內(nèi)部復(fù)雜流動(dòng)及其氣動(dòng)聲學(xué)研究[D].上海: 上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院,2009: 26?30.TIAN Jie.Study onComplicate flow and aerodynamic noise of axial flow fan system in outdoor units of room airConditioners[D].Shanghai: Shanghai Jiao Tong University.College of Mechanical Engineering,2009: 26?30

[6]趙威,柯兵,李奇,等.水泵內(nèi)部流動(dòng)誘導(dǎo)噪聲的預(yù)測(cè)[J].中國水運(yùn),2013,13(2):126?128.ZHAO Wei,KE Bing,LI Qi,et al.Prediction of flow induced noise in pump[J].China Water Transport,2013,13(2):126?128.

[7]REESE H,CAROLUS T.Axial fan noise: towards sound prediction based on numerical unsteady flow data: aCase study[J],Journal of the Acoustical Society of America,2008,12(35): 3539?3544.

[8]GERARD A,MOREAU S,BERRY A,et al.Acoustic modulation effect of rotating stator/rotor interaction noise[C]//Proceedings of the Acoustics 2012 NantesConference,Nantes: Acoustic Nantes,2012: 3781?3876.

[9]蔡建成,祈大同,盧傅安,等.離心風(fēng)機(jī)基頻氣動(dòng)偶極子噪聲的數(shù)值研究[J].西安交通大學(xué)學(xué)報(bào),2009,43(11): 66?70.CAI Jiancheng,QI Datong,LU Fu’an,et al.Numerical study on blade-passing frequency noise of aerodynamic dipole in aCentrifugal fan[J].Journal of Xi’an Jiaotong University,2009,43(11): 66?70.

[10]王宏光,徐小龍,楊愛玲,等.軸流泵流動(dòng)噪聲數(shù)值模擬[J].排灌機(jī)械工程學(xué)報(bào),2011,29(3):199?203.WANG Hongguang,YANG Xiaolong,YANG Ailing,et al.Numerical simulation of flow noise in axial-flow pump[J].Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering,2011,29(3):199?203.

[11]何濤,鐘榮,孫玉東.離心泵水動(dòng)力噪聲計(jì)算方法研究[J].船舶力學(xué),2012,16(4): 449?445.HE Tao,ZHONG Rong,SUN Yudong.Numerical method on hydrodynamic ofCentrifugal pump[J].Journal of Ship Mechanics,2012,16(4): 449?445.

[12]KUCUKCOSKUN K.Prediction of free and scattered acoustic fields of low-speed fans[D].Lyon: EcoleCentrale de Lyon.Institute for Fluid Dynamics,2012: 38?52.

[13]SHELDAHL R E,KLINAS PC.AerodynamicCharacteristics of sever airfoil sections through180 degrees angle of attack for use in aerodynamic analysis of vertical axis wind turbines[R].Albuquerque: Sandia National Laboratories,1981: 235?237.

[14]CHOI H L,DUCK J L.Development of the numerical method forCalculating sound radiation from a rotating dipole source in an opened thin duct[J].Journal of Sound and Vibration,2006,295(35): 739?752.

[15]馬曉晶.管道內(nèi)旋轉(zhuǎn)聲源輻射聲場(chǎng)的數(shù)值計(jì)算方法研究[D].北京: 中國科學(xué)院聲學(xué)所,2009: 47?51.MA Xiaojing.The numerical method of the sound field radiated from rotating source in duct[D].Beijing:Chinese Academy of Sciences.Institute of Acoustics,2009: 47?51.

[16]付建,王永生.基于點(diǎn)源模型的螺旋槳負(fù)載噪聲頻域預(yù)報(bào)[J].華中科技大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2014,42(4): 77?80.FU Jian,WANG Yongsheng.Predicting the loading noise of propeller based on point source model[J].Journal of Huazhong University of Science and Technology(Nature Science Edition),2014,42(4): 77?80.

(編輯 羅金花)

Numerical predicting method for hydroacoustics of mixed-flow pump

FU Jian,WANG Yongsheng,JIN Shuanbao
(College of Marine Power Engineering,Naval University of Engineering,Wuhan 430033,China)

Abstract:In order to predict the hydroacoustics of mixed-flow pump accurately,the flow noise of stationary wall wasCalculated based on boundary element method(BEM)and the noise of rotating source wasCalculated based on point source model.The numerical result is well in agreement with the data from experiment or reference.After that the fluctuation pressure distribution of a mixed-flow pump was simulated using large eddy simulation(LES),and then the hydroacoustics of stationaryComponent and rotatingComponent of pump were analyzed on theCondition that the pump noise was equal to the sum of twoComponents noise.The results show that the biggest fluctuation pressure of stationaryComponent is located in the blade-stator interaction area and the peak value of noiseCaused by stationary part is in BPF and stator passing frequency and their harmonics.The noise in mixed-flow pump inlet is mainlyCaused by impeller.TheContribution of stationaryComponentCan be neglected.

Key words:mixed-flow pump? hydroacoustics? point source model? boundary element method(BEM)?Computational fluid dynamics(CFD)

中圖分類號(hào)：U664.34

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：1672?7207(2016)01?0062?07

DOI:10.11817/j.issn.1672-7207.2016.01.010

收稿日期：2014?12?19；修回日期：2015?02?19

基金項(xiàng)目(Foundation item)：國家自然科學(xué)基金青年科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51309229)(Project(51309229)supported by the National Natural Science Foundation for Young Scientists ofChina)

通信作者：付建，博士，從事旋轉(zhuǎn)機(jī)械水動(dòng)力噪聲數(shù)值預(yù)報(bào)方法研究；E-mail: fujian_qdqy@163.com