通风机的3大气动噪声及4大耦合噪声分析研究

  噪声是破坏环境、危及人们健康的污染源之一。通风机作为国民经济各部门广泛应用的通用机械设备，具有噪声大的特点。用于矿井通风的主扇是煤矿地面最大的噪声源之一。因此，研究通风机的噪声特性，对于进行噪声控制、改善工作环境和保护工人的身心健康都有非常重要的意义。

  通风机噪声产生的原因：(1)空气动力产生的噪声；(2)机械振动产生的噪声；(3)气体和固体弹性系统互相作用产生的噪声，即耦合噪声。其中气动噪声和耦合噪声产生的机理尤为复杂。本文将着重对气动噪声和耦合噪声产生的机理加以分析和研究。

  1　通风机内部流动分离与噪声

  叶轮高速旋转时，叶轮机械内部流动分离形式是多样的，产生机理是复杂的。在通风机中，叶轮入口、叶轮内部和叶轮出口都存在气流分离现象，特别是在非设计工况下，这种分离现象更为严重^［1］。气流的分离将引起涡流，这些涡流由于粘性力的作用，又会分裂成一系列小涡流，涡流的移动和破裂，使气流发生扰动，在气流中形成压缩和稀疏过程，由此产生噪声。现在的叶轮机械常在非常复杂的设计工况或非设计工况下运行，其内部流动十分复杂。在非设计工况下，特别是在叶轮机械的流量小于额定流量一定值时，叶轮机械内部流动尤其是叶轮入口前的流动变化十分明显。这时，入口处的轴面上形成一个旋回流区，旋涡的方向与轴面垂直；同时，还发现一个与叶轮转动方向一致的轴向旋涡。即在旋涡区内，流体以一定的角速度绕轴旋转，随着流量的进一步减小，旋回流区向吸入管上游和吸入管中心扩展，涡流内部进入混沌状态。

  对于一个沿其轴线由稳定发展到破裂的旋涡，实验测量不出旋涡破裂前涡核附近区域的速度场，其原因是远前方均匀扩散的微粒子，绝大多数流进该区域的外部。从理论上描述叶轮机械的内部流动和旋涡的发展，可以用纳维—斯托克斯方程作为控制旋涡的方程，其方程如下：

式中　p、ρ、υ——流体压力、密度和运动粘度

纳维—斯托克斯方程能否表现出分叉等非线性行为，让我们首先来分析一下著名的洛伦兹(G^.N^.Lorenz)非线性系统：

式中Pr为普朗特数，b＞0，R_a=PrReRi(Ri为理查逊数，Re为雷诺数)

  这样的确定性的系统可以有随机的结果，也就是说，随机的原因来自于内部的非线性机制而不是外部。洛伦兹从理论上证明了出现随机的结果是必然的。若式(2)把 ， ， 看成是相空间速度V(x，y，z)的三个分量，则速度散度为：

是稳定系统。其次若方程(2)中取 =Pry， =R_ax，则

-PrR_ax=0

为单摆方程，由于R_a＞0，为处处不稳定。总之，式(2)的整体稳定性和处处局部不稳定性，必然导致轨道的随机性。

纳维—斯托克斯方程由于有粘性，因而从整体上也是稳定的。同时，又有偏离定常解 v/ t=0的局部不稳定因素。再加上非线性相(V^. )V和洛伦兹方程类似，因此用纳维—斯托克斯方程描述叶轮机械在非设计工况下内部流动出现的随机性结果也是必然的。

设x，y，z为直角坐标系，z轴与旋涡轴重合，流体为不可压缩的，其控制旋涡运动的方程是纳维—斯托克方程，见式(1)。其中：

V=ui+vj+wk

式中　u，v，w——x，y，z方向的速度分量

设涡轴上满足：

u=v=0(3)

利用Taylor公式展开式(2)和式(3)，可得出旋涡横截面上的流线方程，

式中　A₀=( u/ x)₀，B₀=( u/ y)₀，

　C₀=( v/ x)₀，D₀=( v/ y)₀

再定义：

Δ=-(A₀+D₀)=λ，J=A₀D₀-C₀B₀

当4J-Δ²≤0，式(4)代表奇点附近的流态为鞍点、结点或退化结点；而当4J-Δ²＞0时，所代表的流态为螺旋点或中心点形态。显然鞍点、结点或退化结点的流态均不是旋涡，因此对于这里讨论的旋涡运动，必有

4J-Δ²＞0

  以上的讨论揭示了起始稳定的旋涡后来发展至破裂的机理和过程。当旋涡处于稳定状态时(λ＞0)，涡心附近的流体除了有沿轴向运动的速度外，其横向速度是由外部指向涡心的。而涡破裂是流体偏离原来的涡轴而向外运动的结果，这只能发生在(λ＜0)的区域。旋涡的破裂可能有三种形式^［2］：(1)其破裂的起点为驻点，破裂泡的后缘是不闭合的，即泡型破裂；(2)螺旋型破裂，其后涡心线演变为螺旋线。(3)其破裂的起点为驻点，接着为小破裂泡，然后转变为螺旋线。所有这些涡的破裂形式都能引起气流压力和流量的脉动，这种气流参数变化是连续的，涡流噪声呈现明显的连续频谱性质。由于流动分离和紊流脉动弹性较大，故旋涡噪声具有很宽的频率范围。

涡流噪声的频率f_i为：

式中　Sr——斯特劳哈尔数，Sr=0.14～0.2

　W——相对速度

　l——物体正表面宽度在垂直于速度平面上的投影

　i——谐波序号

  涡流噪声的峰值是很尖锐的，这也是通风机噪 声的一个特征。通风机噪声的背景往往是一个宽频带的连续频谱。

  2　气固耦合噪声分析

　在通风机中，空气是靠叶轮旋转而获得能量的。通风机的动叶与静止部分之间的相对运动，会引起空气的压力脉动，从而产生噪声。从原则上讲，在通风机噪声研究中应当把气体和固体弹性系统作为一个统一的动力系统来考虑，而如何找出两者之间的耦合条件，在很多情况下都是解决气固耦合问题的关键。在气固耦合作用过程中，气体的动压力是一种作用于弹性系统的外加载荷，而气体动压力的数值又取决于弹性系统振动的位移、速度和加速度。从另一方面来看，气体动压力的作用又会改变弹性系统振动的位移、速度和加速度。这种相互耦合的机制就可以表达为气体对于弹性系统的惯性、阻尼和弹性等诸方面的耦合，在弹性系统微幅振动条件下，可用下面的方程组来描述气固耦合系统的运动：

［M_B+M_H］｛ ｝+［C_B+C_H］｛ ｝+［K_B+K_H］

×｛q｝=｛F｝

式中［M_B+M_H］、［C_B+C_H］、［K_B+K_H］分别为气固耦合系统的组合质量矩阵、组合阻尼矩阵和组合刚度矩阵；下标E表示弹性系统；H表示气体附连的量；｛q｝、｛ ｝和｛ ｝表示系统的广义位移、广义速度和广义加速度；｛F｝表示外加激励。

  作为流动诱发振动问题，要从结构动力学与气体动力学两方面来开展研究。从本问题的气动角度来看，首先应是对于进口边界流动分布规律进行描述，其次是研究尾流型激振对于振动叶片表面非定常压力分布的影响，最终获得对于气动阻尼的数值预测。再结合结构动力学模型，可得到振幅。这是一个二阶的非线性振动系统，当方程中的非线性项较大而不能看作是摄动时，｛q｝的变化虽然大体上限制在一定范围内，但变化却是杂乱无章的。当外加强迫力的频率发生微小变化时，会引起振动的剧烈变化，同时也引发强烈的噪声。此现象人们在叶轮机械失速和颤振时已观察到。

  通风机气固耦合噪声问题基本上属于弹性结构体外部绕流的流动诱发振动，从而产生噪声，也就是气固耦合动力学问题，当叶片由于外界原因以某一固有频率作初始微幅振动时，将会与周围气流发生能量交换，既可能由于向气流传递能量而使叶片振动衰减，也可能从气流中吸取能量而使振动加剧。在通风机中，常见的是叶片颤振现象及其引起的噪声。从流体力学角度来看，耦合噪声基本上可分为两类：一类可认为流动分离和边界层效应对于噪声发作没有重要影响；另一类的噪声发作机理与流动分离和旋涡密切相关。叶轮机械均以后一类更为常见。同时，转子与静子的气动干扰、位于进口前方的整流板对转子形成的非定常扰动进气口流场畸变等都是噪声产生的因素。此外，当叶轮旋转时，在叶片的出口处，沿着周向气流的速度和压力都是不均匀的。这种不均匀的气流作用在蜗壳上形成压力随时间的脉动而产生噪声。同时，由于风舌的存在，旋转的叶片经过时，风舌便产生干扰，使气流作用在叶片上的力也随时间脉动，而产生噪声。

3　结论

(1)涡流的移动和破裂，使气流发生扰动，在气流中形成压缩和稀疏过程，由此产生噪声。旋涡的破裂可能有三种形式，即泡型破裂、螺旋型破裂、泡型和螺旋型的组合破裂形态。

(2)一个发展中的旋涡开始是稳定的，随着流动的变化，旋涡流动对扰动失去稳定，从而发生破裂。事实上，扰动在涡核内得以增长，演化成具有一定强度的非线性大扰动，使旋涡失去稳定性，并且最终导致旋涡结构发生突然性的变化，导致压力脉动而辐射噪声。

(3)在通风机噪声研究中应当把气体和固体弹性系统作为一个统一的动力系统来考虑。气体的动压力是一种作用于弹性系统的外加载荷，而气体动压力的数值又取决于弹性系统振动的位移、速度和加速度。而气体动压力的作用又会改变弹性系统振动的位移、速度和加速度。这种相互耦合的机制可以表达为流体对于弹性系统的惯性，阻尼和弹性等诸方面的耦合。

(4)气固耦合噪声产生的因素很多，但噪声发作机理始终与气体的绕流，流动分离和旋涡所引起的压力脉动密切相关。

1，李意民.离心叶轮内部流动非线性动力学理论和应用的研究，中国矿业大学博士论文，1998

2，张函信.亚、超声速旋涡流动特征的定性分析，空气动力学发展论文集，1997