對 FBD 系列，額定功率 55kW 的礦用軸流式通風機葉輪的氣動噪聲進行數值分析，采用大渦模擬(LES)和 Fw—H 聲學模型進行數值計算。得到FBD型礦用軸流式通風機葉輪旋轉區域各噪聲計算點的頻譜圖。通過對比發現通風機一級葉輪的氣動噪聲主要由因葉片周期轉動引起的旋轉噪聲組成，在二級葉輪處由于紊流絮亂導致渦流噪聲明顯從而使得二級葉輪的氣動噪聲主要由旋轉噪聲和渦流噪聲組成。在葉輪旋轉 區域從 葉輪的葉根到葉尖的過程 中，氣動噪聲先增大后減小。對一級葉輪而言，葉片前緣噪聲略大于后緣，而二級葉輪葉片的后緣噪聲略大于前緣 。
在礦山掘進工作中，井下作業 自然條件復雜 ，空氣中摻雜著有毒有害氣體和礦塵。所 以礦井巷道通風十分重要。而通風機的噪聲是掘進工作 中的主要噪聲源之一 ,其中氣動噪聲 占總噪聲的 45％ 。就礦用局部通風機而言 ，其進口和機殼周 圍的噪聲高達 120dB 以上，工人聽力受損程度嚴重。而且掩蔽井下安全警報信號，從而造成事故。所以對礦用軸流式通風機內部氣動噪聲分析顯得尤為重要。
目前，國內外對通風機氣動噪聲的研究大多集中于機殼和葉片結構 。尤其是對通風機葉片結構的研究認為旋轉槳葉的噪聲一般由葉片自身旋轉引起的離散噪聲即單極子聲源，剛和葉片表面紊流壓力脈動引起的頻率連續分布的寬頻噪聲即偶極子聲源組成，由于渦流脫落也會導致四極子聲源的產生 。通過仿生學直接改變葉片翼型的研究得出了不同翼型下的不同氣動特性，對通風機噪聲在巷道內的傳播規律做了研究，然而對通風機 內部氣動噪聲的產生及傳播規律的研究并不充分。隨著計算機技術的發展 ，數值模擬法得 到廣泛進行數值 模擬法大大減少了試驗時間和成本。利用 CFD 數值計算的方法分別對離心通 風機的噪聲和內部流域 進行了計算，并與實際試驗結果對比得到了較小的誤 差證明了數值汁算的可行性 。
本文以 FBD 系列．額定功率為 55kW 礦用軸流式通風機模型為基礎 ，在額 定轉速為 3000r／m in，額 定 壓 力 為5050Pa，且不考慮葉輪與機殼的軸 向間隙的情況下，在一級葉輪單獨運行時，運FLUENT 對礦用軸流式通風機的一級葉輪的氣動噪聲進行數值分析。
FB D 系列通風機為礦川隔爆 型設備，一般由集風器 、I 級機體 、 I 級葉 輪 、 Ⅱ級 機體 、 Ⅱ級 葉輪 、隔 爆 型 i 相異 步電動機 、消聲擴散錐組成，如 1所示。
運用UG提取軸流式通風機模型的內部流域。為使進出口不出現回流現象，分別對進出口流域作加長處理，因為此模型為不可壓縮流體，邊界布置到 2 —4 倍通風機的特征長度 。此模型的進出El特征長度為800mm ，因此把進口加長1600mm，出口加長3200mm 。在運用hypermesh對流域進行 網格劃分時對葉 片進行非結構化網格劃分并加密，如圖2所示。由于壁面對湍流流動 的影響較大，故在機殼壁面設置為3層邊界層網格，每層網格厚度為 0.1，如圖3示 。共劃分了約300萬個網格。
1) 湍流模型的選擇：為觀察通風機流域的渦流變化以及與后期的聲學模型相結合 。選用大渦模型(LES) 。
2 ) 噪聲模型的選擇 ：為節約汁算資源 ，采用噪聲比擬模型(FW —H 模型 )。
3 ) 求解器 及算法的選擇 ：由于壓力基耦合求解器(PBCS)具有計算內存少的優點所以采川PBCS求解器。為加快收斂，采用POIS二階迎風算法(second—order—upwind )。
4 ) 邊界條件的設置：把進口壓力沒置為額定壓力5050Pa。出口壓力設置為背值0。葉輪的旋轉區域采用滑移網格一級葉輪轉速設置為額定轉速3000r／min二級葉輪轉速設置為一3000r／min。
5) 時間步長及步數的設置：以葉輪旋轉1。所用時間即0．00005555s 為時間步長 ．以葉輪旋轉15圈及5400步為時間步數。以5400步所得的非定常流計 算結果作為FW—H聲學模型計算的初始值，噪聲計算時間步數設置為1800 步。圖3中柱面和擴散錐為機殼壁面設置為3層邊界層網格每層網格厚度為0．1。
在FLUENT中運用Fw—H 聲學模型對軸流通風機的氣動噪聲進行計算。由于葉片的周期運動，會使葉輪上的流體發生周期性漲縮為更好的觀察葉片前緣到后緣聲壓級的變化，以垂直于軸線方向把一級葉輪劃分為 5 個截面。以一級葉輪輪轂中心為坐標原點，出 口軸線方向為 z 軸正方向，以過原點 的兩兩相互垂直的徑 向分別 為 X 、Y 軸。且以指向外部方 向為正方向建立坐標 系，如圖 4 所示。截面的 z 軸 坐 標 分 別 為 一32m m (葉 片 前 緣 所 在 位 置 )、一16m m 、Om m 、16m m、32m m (葉片后緣所在位置)。在每個截面的徑向即 Y 軸方向上分別取 7 個噪聲計算點，其 Y軸坐標分別為 270mm 、290mm 、310r a m 、330r am 、350mm 、370mm 、390mm ，旋轉區域截面及計算點所在位置如圖 5所示。圖 5 中左圖為截面所在坐標位置(從左到右依次為 1～5截面)，右圖為每個截面上計算點 Y 軸的坐標位置。
二級葉輪噪聲計算點的布置與一級葉輪相同,同樣以二級葉輪輪轂中心為坐標原點，出口軸線方向為 Z 軸正方向，以過原點的兩兩相互垂直的徑向分別為 x 、Y 軸，以同樣的數值在垂直于 z 軸方向取 5 個截面。又以同樣 的數值分別在 5 個截面上取 7個噪聲計算點。共計 35 個噪聲計算點。
4.1 一級葉輪旋轉 區域噪聲計算點 的數值計 算結果分析
由計算可得一級葉輪的旋轉基頻為 700Hz。其整數倍基頻諧 波頻率為：1400H z、2 100H z、2800H z、3500H z。一級葉輪噪聲計算點的頻譜圖如圖 6 所示，在一級葉輪建立的坐標系中，以坐標為(0 ，370 ，0 )的計算點的噪聲頻譜圖為例(一級葉輪旋轉區域其他噪聲計算點的頻譜分布規律與此計算點類似)所示，聲壓級較大峰值所對應的噪聲頻率分別 699．3H z、 1398．6H z、2097．9H z、2797．2H z、3496．5H z，其聲壓 級分 別為 ：158．9dB 、157dB 、154．5dB 、150．7dB 、144．7dB。因為噪聲頻譜圖聲壓級峰值對應的頻率和～級葉輪旋轉基頻及其諧波的頻率相差較小且峰值最為突出，由此得出一級葉輪旋轉區域 的氣動噪聲主要由因葉片周期旋轉引起的旋轉噪聲組成，且隨著基頻倍數的增加諧波噪聲在減小 。
級葉輪旋轉區域不同截面各計算點的最大噪聲分布如圖7所示分，別對一級葉輪旋轉區域5個截面上每個計算點的噪聲頻譜圖進行分析，得到每個計算點處噪聲 的最大聲壓級。以 Y 軸坐標值 即噪聲計算點離所在截面圓心的距離為橫坐標，計算點的最大聲壓級為縱坐標 ，對比同一截面不同點的聲壓級可得隨著離軸心距離的增加即從 葉根到葉尖的過程中，噪聲計算點的最大聲壓級先增大后減小。對比不同截面各計算點的聲壓級，發現截面 2 、1 的聲壓級曲線在截面 4、5 的上方即葉片前緣處的聲壓級大于后緣。
圖7 一級葉輪旋轉區域不同截面各計算點的最大噪聲分布圖
4.2 二級葉輪旋轉 區域噪聲計算點的數值計算結果分析
二級葉輪葉片數 目比一級葉輪少 ，其旋轉基頻隨之減小，由計算可得二級葉輪旋轉基頻為 500H z，其諧波頻率為IO00Hz、1500H z、2000Hz、2500H z。二級葉輪噪聲計算點的頻譜如圖8所示，在二級葉輪建立的坐標系中，同樣以坐標為(0，370，0)的計算點的噪聲頻譜圖為例(二級葉輪旋轉區域其他噪聲計算點的頻譜分布規律與此計算點類似) 所示，聲壓級較大峰值所對應的噪聲頻率分別497．9H z、1504．5H z、2002．5H z、2500．5H z，其值與二級葉輪基頻及諧波頻率誤差較小。對 比一級葉輪的噪聲頻譜圖發現，雖然二級葉輪的氣動噪聲同樣 以旋轉噪聲為主，但對氣動噪聲的影響不如一級葉輪強烈，主要是因為當氣體經過一級葉輪后。由于二級葉輪反向轉動使得二級葉輪旋轉區域的紊流更加混亂從而導致渦流噪聲的產生，從圖8中可明顯看到在基頻及諧波頻率附近的聲壓級產生了較大的波動。
二級葉輪旋轉區域不同截面各計算點的最大噪聲分布如圖9所示，分別取二級葉輪旋轉區域5個截面上每個計算點噪聲的最大聲壓級，以Y軸坐標值即噪聲計算點離所在截面圓心的距離為橫坐標，計算點的最大聲壓級為縱坐標，對比同一截面不同點的聲壓級發現由于二級葉輪旋轉區域紊流絮亂導致旋轉噪聲產生的同時渦流噪聲的影響增大，從而使得二級葉輪旋轉區域噪聲規律不明顯，但從葉根到葉尖的過程中任然有著先增大后減小 的趨勢。對 比不同截面各計算點的聲壓級，發現截面 2、1 的聲壓級曲線在截面 4 、5 的下方即葉片前緣處的聲壓級小于后緣。
圖9 二級葉輪旋轉區域不同截面各計算點的最大噪聲分布圖
1) 通過對FBD系列，額定功率為55kW，額定轉速為3000r／rain ，額定壓力為5050Pa的礦用軸流式通風機葉輪旋轉區域的噪聲模擬數值分析得出一級葉輪的氣動噪聲主要由因葉片周期旋轉引起的離散噪聲 即旋轉噪聲組成；二級葉輪由于紊流絮亂導致渦流噪聲明顯從而使得二級葉輪的氣動噪聲主要由旋轉噪聲和渦流噪聲組成。
2) 葉輪旋轉區域，在遠離軸心中即葉根到葉尖的過程中，噪聲計算點的最大聲壓級先增大后減小。對一級葉輪而言，葉片前緣噪聲略大于后緣；二級葉輪葉片的后緣噪聲略大于前緣
文章來源：正麥科工CAE
