摘要：以某型号扫路车用风机内部涡流和压力脉动特性为研究对象，建立适宜于扫路车用风机内部湍流流动的C F D数值模拟方法，仿真与试验结果的对比验证了所提方法的合理性和可靠性.分析表明：扫路车用风机靠近蜗舌区域的叶轮流道会产生强烈的漩涡流动乃至回流，该流动特征是风机气动噪声的主要来源；蜗舌靠近出口始终存在一个低速、涡量值较小的漩涡区，蜗舌结构形式及叶片与蜗舌间距是影响风机气动噪声特性的关键参数；叶片压力面比吸力面上的脉动周期性特征更强烈，正对叶轮流道的蜗舌表面压力脉动最强.

关键词：洗路车风机；扫路车风机；垃圾车吸风机；蜗舌；数值模拟

随着国家环境战略的强势推进，作为城镇环卫作业主力军的扫路车的高噪高能耗特性与日益提高的低噪节能环保要求之间的矛盾日益突出.扫路车用风机是扫路车气力系统的关键零部件、动力源和主要噪声源［1］，其降噪需求也日益迫切.

目前，针对扫路车用风机气动噪声的发声机理、声源特点以及声传播特性等研究仍显不足.因此，开展扫路车用风机气动噪声分析是扫路车技术领域中亟待探索的关键研究方向.

本文以某型号扫路车用风机内部涡流和压力脉动特性为研究对象，对扫路车用风机在额定工况下的内部流动进行三维数值仿真.首先对风机内部涡流特性进行分析，然后结合时域分析方法对流场内部压力脉动进行分析，以揭示扫路车用风机气动噪声产生的机理、气动噪声源的位置及噪声类型，为扫路车用风机气动降噪提供有益的信息.

1　几何模型及观察点选取

本文数值模拟的扫路车用风机主要由进口段、出口段、叶轮以及蜗壳构成，具体结构如图1所示，其主要参数详见表1.

图1　风机结构示意图
Fig.1 Schematic diagramofcentrifugal fan

表1　风机主要结构参数
Tab.1 Main structure parameters of centrifugal fan

进口直径D1/mm叶轮直径D2/mm叶轮宽度b/mm蜗壳宽度B/mm进口安装角β1/（°）出口安装角β2/（°）388　700　104.4　161　40　151.5

在蜗壳圆周上每隔30°取一个观察点Pi，总共选取11个观察点；在蜗舌上选取3个测试点A （P1）、B（P2）、C（P3）；在靠近蜗舌附近的3个叶片尾端上取6个观察点，压力面上的点为Di，吸力面上的点为di.所有点均处在离心风机叶轮中截面上，部分观察点具体位置如图2所示.

图2　部分测试点位置示意图
Fig.2 Location drawing of some viewpoints

2　数值计算方法

2.1控制方程及湍流模型

扫路车用风机的内部流动是三维黏性不可压缩流动，遵循物理守恒定律，控制方程包括连续性方程、动量守恒方程以及湍流输运方程.

连续性方程：

动量守恒方程：

上述式中：ρ为密度；p为压强；ν为运动黏度；fi为体积力；μe为湍流黏性系数；μ为分子黏性系数，μt为涡流黏性系数.

由于扫路车用风机叶轮高速旋转和强曲率效应的影响，其内部流场结构极其复杂，包含有叶片尾缘的分离尾迹流动、漩涡脱落以及泄漏流动等复杂流动现象，因此本文采用工程上应用广泛的R NGk-ε湍流模型.该模型通过对湍流黏性进行修正，考虑了旋转和曲率效应对流动的影响，与标准k-ε模型相比可以较好地处理高应变率及流线弯曲程度较大的流动［2］.在R NGk-ε模型中，k方程和ε方程分别为：

式中：k为湍动能；ε为湍流耗散率；Gk为湍流的产生项；模型常数分别为Cμ=0.09，C1ε=1.42，C2ε=1.68，σk=1.0，σε=1.3.

2.2　网格生成

采用三维建模软件进行实体建模，运用专业网格划分软件生成网格.为了使扫路车用风机内部流动充分发展，在风机进、出风口处各添加了一段延长管道.在划分网格时，考虑到扫路车用风机结构的复杂性以及网格的生成质量，采用分块划分网格，各个区域单独生成合适的网格，相邻的区域共用一个面.划分网格时首先进行了网格无关性计算，确保网格数量对计算精度不造成影响，确立了网格数约为1.14×106，2.4×106，6.33×106的3种网格.采用不同网格数进行计算所对应的性能曲线与试验性能曲线对比如图3所示，考虑到数值预估的精度，本文选取网格数量约为6.33×106.蜗壳和叶轮采用适应性较强的非结构化四面体网格，并对曲率变化较大的面进行了网格加密［3］（如图4所示）.模型各部分的网格数量分别为：进口段814339，叶轮区域2717480，蜗壳区域2067721，出口段729813，风机网格总数为6329353.图4叶片和蜗舌表面网格

图3　全压与流量关系曲线
Fig.3 Relation of total pressure and flow

图4　叶片和蜗舌表面网格
Fig.4 Grid distribution of blade and scroll

2.3　近壁面处理方法

近壁面区域的流动由于其自身复杂特性及重要作用，一直是湍流模拟的热点和难点，近壁面的处理对于湍流计算的精度也具有重要影响［4］.目前，应用较广的湍流数值计算方法是R AN S方法，它需要引入湍流模型才能使雷诺方程封闭可解.常用的R NGk-ε湍流模型是高雷诺数湍流模型，这些模型均是对于充分发展的湍流才有效.而近壁面附近区域的流动雷诺数较低，湍流的脉动影响不如分子黏性影响大，湍流发展并不充分，故高雷诺数湍流模型不能直接适用于近壁面附近区域的流场计算.为了使这些高雷诺数模型计算能够延伸到壁面，可使用两种方法为近壁区建模：标准壁面函数法和增强壁面处理法.

采用不同的壁面处理，对网格有不同的划分要求.考虑到扫路车用风机强旋转和强曲率效应，结合标准壁面函数法要求，本文y+的范围确定为11. 25≤y+≤300［5］.

本文近壁面流动的处理方法采用标准壁面函数法，叶片和蜗舌表面的y+分布如图5所示，从图中可以看出本文数值计算的网格划分能满足上述要求.

图5　叶片和蜗舌表面y+分布
Fig.5 y+distribution of blade and scroll

2.4　方程离散与求解

计算时采用“多重坐标系”（MR F）模型耦合动静部分区域，即叶轮区域为旋转区域，采用旋转坐标系，给定相应的旋转速度；其余区域为静止区域，采用静止坐标系.离散方法采用有限体积法，压力速度耦合关系采用S I MP L E算法；湍动能、耗散率、动量方程的离散采用二阶迎风格式，使用速度入口及压力出口边界条件，其中进口速度为24.76m/s，出口压力为1个大气压.

叶片在叶轮内沿圆周均匀分布，且转速恒定，计算时间步长为6.41×10-5s，这个时间步长的选择与叶轮的转速有关，即每经过360个时间步长，叶轮旋转1周（时间为T）.这个时间很短，能够获取叶轮所需要的旋转角度，每个时间步长迭代次数为20，叶轮转速为2600r/m i m.

对扫路车用风机内流场先作定常计算，取残差小于1×10-4时计算收敛.然后将定常计算的结果作为非定常计算的初始化数据，进行非定常计算.

3　计算结果及其分析

3.1方法验证

本文对扫路车用风机在不同工况下的流动情况进行了预测，并与试验结果进行对比分析.按照G B/T 1236—1985《通风机空气动力性能试验方法》的要求对扫路车用风机进行试验，试验装置如图6所示.

图6　试验装置
Fig.6 Testing device

本文采用无量纲流量系数和全压系数对结果进行处理［6］，各工况下效率和全压系数的仿真与测试结果的对比如图7，8所示.从图中可以看出，数值模拟结果的与试验结果变化趋势一致，吻合良好，并且全压内效率曲线和全压系数曲线的最大误差在4%以内，准确预测了扫路车用风机的性能变化情况，为后续扫路车用风机内流场特性和压力脉动分析奠定了基础.

图7　试验和模拟的效率曲线
Fig.7 Efficiency curve of experiment and simulation

图8　试验和模拟的全压系数曲线
Fig.8 Total pressure coefficient curve of experimentand simulation

3.2　叶轮内部涡流特征分析

由于流体的黏性作用以及旋转部件与静止部件的动静干涉，扫路车用风机内部流场呈现出全三维、非定常的流动特征.这种流动特征引起压力场的压力脉动，导致扫路车用风机气动噪声的产生.

图9为扫路车用离心叶轮1个叶片流道内同一截面、不同时刻的瞬态流线图.从图中可以看出，在长叶片进口吸力面处，由于进口冲角过大，使得长叶片吸力面上产生流动分离，整个流道流动情况恶化，该过程一直延续到叶轮出口，并在叶轮流道出口靠近蜗舌附近形成一个回流区，该回流区不断地与蜗舌表面相互作用，使得蜗舌表面的压力产生脉动，形成扫路车用风机气动噪声的一个来源.同时，在短叶片吸力面处，流道中一直存在一个大的漩涡区，几乎堵塞整个流道，该漩涡区域与回流区的流动相互干涉，进行能量交换，使得漩涡在1个叶轮旋转周期内，周期性地经历产生、发展、耗散过程，该过程加剧了扫路车用风机内部压力的脉动，成为扫路车用风机内部涡流噪声的主要来源［7］.上述分析结论表明，在扫路车用风机内部，由于蜗壳结构的非对称性作用，靠近蜗舌区域的叶轮流道会产生强烈的漩涡流动乃至回流，该非定常流动增加了叶轮气流作用在蜗舌表面的脉动作用力，增大了扫路车用风机的气动噪声.

图9　叶轮与蜗舌相互作用瞬态流线图
Fig.9 Transient streamlines of the impellerand volute tongue interaction

如图10所示，在蜗舌区域，始终存在一个低速漩涡区域，该漩涡周期性地经历产生、发展、壮大、脱落过程.漩涡的产生过程使得蜗舌表面受到非定常脉动力的作用，从而产生气动噪声.在叶片的尾部，由于漩涡的脱落，使得该处的速度场极其复杂，流体微团受到拉伸、挤压和扭曲变形作用［8-9］，从而产生较大的涡量值.湍流涡声理论［10］认为，气动噪声与漩涡的拉压和变形密切相关，涡量是关联气动噪声源的关键湍流量［11］.上述分析表明在扫路车用风机靠近出口的蜗舌区域，始终存在一个低速、涡量值较小的漩涡区，而叶片尾部较大涡量值的存在加剧了风机气动噪声的产生.因此，蜗舌结构是影响气动噪声特性的关键参数，在其设计中需要着重考虑才能使得其气动噪声性能达到最佳.

图10　蜗舌附近速度大小随时间变化
Fig.10Changes of volocity near volutetongue with time

3.3　计算结果的时域分析

由于实际采集得到的压力信号值较大，不利于分析观察，因此本文将采集到的360个压力脉动信号进行去平均处理，即用各时间点压力脉动值减去采集时间内压力平均值［12］：

式中：pi为原始采集压力信号每一时间点压力脉动值；Pi为去平均处理后每一时间点压力脉动值；Pj为原始采集压力信号每一时间点压力脉动值.

如图11所示，在蜗壳周向表面，蜗舌附近的压力脉动最强烈，且B点处的压力脉动最强，这是由于叶轮流道流出的流体垂直冲击到蜗舌表面，使得此处的压力脉动最强，因此是气动噪声的主要来源.图12中叶片与蜗舌表面噪声源分布（脉动压力大小分布）也说明了这点.从图12中可以看出，蜗舌表面和靠近蜗舌附近的叶轮流道噪声源分布值最大，其他位置处噪声源值要小得多.这主要是由于叶轮和蜗舌的动静干涉，使得该流道附近存在漩涡流动，流体涡团周期性地从叶片尾端脱落，因此导致此处压力脉动增强，从而产生较大的噪声源.上述分析说明在扫路车用风机内部，正是由于叶轮与蜗舌非定常作用产生的漩涡，导致该区域的噪声源值最大，成为风机气动噪声的主要来源.

图11　蜗壳周向压力脉动情况
Fig.11 Pressure fluctuation of thecircumferential volute

图12　叶片与蜗舌表面噪声源分布
Fig.12 Noise source distribution ofimpeller and volute tongue

从图13可以看出，在1个周期内，叶片压力面上的脉动峰值有30个，这与叶片数量（15片长叶片+15片短叶片）对蜗舌表面的非定常作用相吻合，呈明显的周期性.而吸力面上压力脉动的周期性则要微弱得多，这主要是由于吸力面上容易产生流动分离，形成漩涡从而产生涡流噪声.由于叶片与蜗舌的非定常作用存在周期性，说明可以通过增大叶片与蜗舌的间距来削弱它们之间的非定常作用，由此降低扫路车用风机的离散噪声.

从图14可以看出，与叶片压力面上的脉动值不同，蜗舌表面的压力脉动并没有产生周期性变化.蜗舌表面的3个观察点中，B点的压力脉动值最大，A、C两点的压力脉动相对较弱.这主要是由于B点正对着叶轮流道气流的打击作用，因此该点压力脉动最强［13］.

图13　叶片表面压力脉动随时间变化图
Fig.13 Pressure fluctuation of the blade with time

图14　蜗舌表面压力脉动随时间变化图
Fig.14 Pressure fluctuation of the volute tongue with time

4　结语

（1）扫路车用风机靠近蜗舌区域的叶轮流道会产生强烈的漩涡流动乃至回流，该非定常流动增加了叶轮气流作用在蜗舌表面的非定常脉动作用力，使得该区域的噪声源值最大，成为扫路车用风机气动噪声的主要来源.

（2）扫路车用风机蜗舌结构形式及叶片与蜗舌间距对其气动噪声的产生具有重要影响，在设计时需要着重考量才能使得风机气动噪声性能达到最佳.

（3）叶片压力面比吸力面上的脉动周期性特征更强烈；正对叶轮流道的蜗舌区域压力脉动最强.