CC BY
88
_________УЧЕНЫЕ ЗАПИСКИ ЦАГИ
Том XXXII 2001
№1—2
УДК 534.83:629.7.03
ВЛИЯНИЕ АКУСТИЧЕСКИХ РЕЗОНАНСОВ КОРПУСА НА МЕХАНИЗМ ШУМООБРАЗОВАНИЯ ДИАМЕТРАЛЬНОГО ВЕНТИЛЯТОРА
А. Ю. Голубев, А. Г. Коровкин , В. Б. Кузнецов
Исследуется влияние акустических резонансов корпуса на механизм шумообразования высоконапорного диаметрального вентилятора. Показано, что при совпадении первой лопаточной гармоники рабочего колеса с частотой акустического резонанса корпуса происходит существенное увеличение шума, излучаемого вентилятором. Предложена расчетная оценка частот акустических резонансов корпуса, которая может быть учтена при оптимальном (с точки зрения минимизации излучаемого дискретного шума) согласовании геометрии проточной части корпуса с числом лопаток и частотой вращения рабочего колеса.
Шум, возникающий при работе вентиляторов, в основном, имеет аэродинамическую природу и обусловлен особенностями обтекания элементов вентилятора. Сложность процессов шумообразования приводит к необходимости проведения физических исследований, целью которых является оценка влияния различных конструктивных параметров вентилятора на излучаемый шум и разработка на этой основе расчетных акустических методик.
Относительно большое число подобного рода исследований было проведено для осевых и радиальных (центробежных) вентиляторов (см., например, работы [1], [2]). Сейчас эти типы вентиляторов имеют наибольшее применение. Однако в последнее время имеет место тенденция к переходу на диаметральные вентиляторы, принцип действия которых основан на двукратном прохождении потока через рабочее колесо. Такие вентиляторы обладают рядом преимуществ перед осевыми и радиальными вентиляторами. К ним, в частности, относится возможность создания плоского потока большой ширины и достижения очень высокого коэффициента давления у. С другой стороны, главным недостатком, мешающим более широкому использованию диаметральных вентиляторов, является повышенный уро-
вень шума, излучаемого при их работе. Исследований по снижению шума вентиляторов этого типа практически не проводилось, а имеющиеся публикации имеют очень частный характер.
В настоящее время воздушный шум вентиляторов принято подразделять на два основных компонента — вихревой шум и шум взаимодействия. Первый обусловлен вихревыми системами и отдельными вихрями, образующимися в проточных каналах, главным образом при обтекании лопаток рабочего колеса. Вихревому шуму соответствует широкополосная часть спектра шума вентилятора. Шум взаимодействия обусловлен прежде всего нестационарными силовыми воздействиями потоков воздуха в проточной части вентилятора с неподвижными элементами его корпуса или элементами направляющих и спрямляющих аппаратов. Этому шуму соответствуют дискретные составляющие спектра воздушного шума вентилятора.
Процессы шумообразования вентиляторов (радиальных и диаметральных) осложняются тем, что их проточная часть представляет собой ограниченный стенками корпуса объем, для которого характерно наличие собственных акустических мод, вызывающих резонансное усиление излучаемого шума. Кроме того, корпус вентилятора с нагнетательным и всасывающим патрубками по сути является резонатором Гельмгольца с двумя горлами, что также может приводить к увеличению шумоизлучения. Эти эффекты могут проявляться наиболее сильно у высоконапорных вентиляторов, спектры шума которых содержат интенсивные дискретные составляющие.
Проблема усиления шума акустическими резонансами корпуса отмечалась в целом ряде работ (см., например, [1], [3]), и прежде всего это касается радиальных вентиляторов. Именно для таких вентиляторов были получены расчетные оценки собственных частот акустических резонансов корпуса. Применимость этих оценок для акустических резонансов корпуса диаметральных вентиляторов не является очевидной.
держивать постоянным высоко' Рис. 1. Аэродинамическая схема исследуемого значение коэффициента давлени
В качестве исследуемогс был взят высоконапорный диаметральный вентилятор, выполненный по аэродинамическоР схеме, показанной на рис. 1, с диаметром рабочего колес; £> = 0,111 м и шириной 5 = 0,176 м т. е. с безразмерной ширино{ Ъ = В/О = 1,59. Данная аэродина мическая схема обладает наилуч шими в семействе диаметральные вентиляторов аэродинамическим! характеристиками (способна под
диаметрального вентилятора;
I — вихреобразователь, 2—рабочее колесо
\|/ = 5 в широком диапазоне изме нения подачи £? ПРИ величин
коэффициента полезного действия 40%). Это достигается прежде всего за счет наличия вихреобразователя 1, расположенного у основания нагнетательного патрубка. Возвратное течение воздуха через зазор между вихре-образователем и корпусом приводит к ускорению основного потока и повышению напорности вентилятора. Оптимальное (с точки зрения аэродинамики вентилятора) число лопаток рабочего колеса для этой схемы находится в диапазоне 24... 48.
В настоящей работе аэродинамические и акустические характеристики определялись одновременно. Измерения аэродинамических параметров проводились в соответствии с ГОСТ 10921-90 с использованием расходомера, выполненного в виде сопла Вентурри, и расширительной камеры, предназначенной для определения статического давления. Режим работы вентилятора регулировался передвижным плоским шибером. Частота вращения РК варьировалась и определялась из спектров вибраций станины электропривода.
Акустические измерения проводились в подглушенной звукомерной камере размерами 4,15 х 3,75 х 3,00 м (V~ 42 м3) с нижней граничной частотой 250 Гц (выше этой частоты можно говорить о наличии в камере свободного звукового поля). Измерения звукового давления производились с помощью микрофона типа 4165 фирмы «Брюль и Къер» в трех точках, расположенных под углами 30, 45 и 60° к оси нагнетательного патрубка. Анализ спектров, осредненных по трем измерительным точкам, а также вибраций станины осуществлялся с помощью процессора быстрого преобразования Фурье (БПФ процессора) типа 2034 фирмы «Брюль и Къер», ин-терфейсно соединенного с персональной ЭВМ типа НР-86 (фирма «Хью-летт-Паккард»), Помимо спектров определялись суммарные уровни шума
и уровни дискретной составляющей Ь\ на основной лопаточной часто-те /о (/о = иг/60, где п — частота вращения рабочего колеса, об/мин; г — число лопаток рабочего колеса) и ее гармониках. Кроме того, рассчитывался критерий шумности, определяемый соотношением:
¿1=1Е-101ё£-251ё/’у, (1)
где Ру — полное давление, создаваемое вентилятором.
Этот критерий шумности был впервые введен в работе [4] на основании экспериментально установленных взаимосвязей между геометрическими, аэродинамическими и акустическими параметрами радиальных вентиляторов. В настоящее время он широко используется в справочной и конструкторской документации для расчета шума различных осевых и радиальных вентиляторов.
Исследования проводились при различной частоте вращения рабочего колеса (и = 2000 2900 об/мин) для трех моделей вентилятора. В первых двух использовались рабочие колеса с регулярным шагом лопаток и с числом лопаток г = 24 и 36 (модели РК-24 и РК-36 соответственно). В третьей модели было установлено рабочее колесо с косинусоидальным делением
шага лопаток по окружности. При этом текущий угловой шаг лопаток а,-определялся соотношением:
а/ = а01 + ат cos ^а0ь (2)
где ао,• = 2 лг'/z — текущий угловой шаг при равномерном распределении лопаток; / = 0, 1, 2 z = 24; а^З® — амплитуда угловой неравномерности шага; А, = 2 — число волн угловой неравномерности шага по окружности рабочего колеса.
На рис. 2 приведены типичные спектры (осредненные по трем измерительным точкам) шума модели вентилятора РК-24 при различной величине п. В окрестности / ~ 1 кГц широкополосные части этих спектров содержат хорошо выраженный узкополосный пик, положение которого не меняется при изменении частоты вращения рабочего колеса, что позволяет высказать предположение о соответствии его акустическим резонансам корпуса.
Это предположение подтверждается характером изменения дискретной составляющей /о, соответствующей основной лопаточной гармонике. При совпадении /о с максимумом узкополосного пика происходит существенное (на 15 дБ) увеличение интенсивности шума основной лопаточной гармоники. Кроме того, это также согласуется с результатами оценочного расчета. Оценка частоты акустического резонанса, соответствующего резонатору ГельмголЬЦа, находилась по соотношению:
Рис. 2. Спектры шума при частоте вращения рабочего колеса 2900 об/мин (а) и 2490 об/мин (б)
_ С 1^1 (¿2 +§¿2) +‘^2(^1 + ЗД)
рГ~2^Ч У(Ц-81л)(Ь2 + Щ)
где V — объем воздуха, ограниченный корпусом вентилятора; с — скорость звука; Б\,Ц — соответственно площадь и длина всасывающего патрубка; Л’2, ¿2 — соответственно площадь и длина нагнетательного патрубка; 81],§¿2 — концевые поправки для всасывающего и нагнетательного патрубков соответственно. Геометрический смысл перечисленных выше параметров резонатора поясняется рис. 1. В отличие от радиальных вентиляторов в данном расчете принималось, что £] соответствует площади ^наибольшего сужения зоны всасывания, а величина ¿1 = 0. В этом случае значение /рр составило 850 Гц.
В качестве оценок частот акустических мод корпуса вентилятора принимались собственные частоты объема прямого цилиндра /от р, контур
оснований которого на рис. 1 изображён штриховой окружностью. Такая модель будет наиболее близка к реальной прежде всего для мод по оси цилиндра, т. е. при т = 0 (в азимутальном направлении), п = 1 (в радиальном направлении). Так, при р= 1 расчетное значение частоты /од о =940 Гц
вполне удовлетворительно согласуется со средней частотой соответствующего узкополосного пика в спектрах на рис. 2. Напротив, расчетное значение частоты /до = 1200 Гц 0=1) ввиду неточности задания граничных условий на боковой поверхности цилиндра является нижней оценкой. По всей видимости, моде (1,1,0) соответствует узкополосный пик со средней частотой/~ 1300 Гц.
Во второй серии экспериментов исследовалась модель вентилятора с рабочим колесом, шаг лопаток которого изменялся по закону, описываемому соотношением (2). Переменный шаг лопаток позволяет уменьшить регулярность силового воздействия нестационарных потоков в проточной части вентилятора с твердыми границами (языком, вихреобразователем и т. п.). Это приводит к трансформации полигармонического спектра шума взаимодействия — частота низшей гармоники уменьшается (в данном случае в Х/г раз, т. е. /1 = Уо V2 )> а интенсивность шума более равномерно распределяется по гармоникам. Таким образом, эксперимент с переменным шагом лопаток позволяет оценить в исследуемом диапазоне частот взаимодействие с акустическими резонансами корпуса целого ряда дискретных составляющих. Типичный результат такого эксперимента представлен на рис. 3, где изображен спектр, полученный при п - 2490 об/мин. Этой частоте вращения рабочего колеса соответствует /| = 83 Гц, а частотный диапазон анализа охватывает около 20 гармоник. Спектр на рис. 3 наглядно показывает, что наиболее выражены гармоники, находящиеся в окрестности указанных выше акустических резонансов. Более того, интенсивность
£
Рис. 3. Спектр шума исследуемого вентилятора с рабочим колесом, имеющим переменный шаг лопаток
именно этих гармоник является определяющей для шума, излучаемого вентилятором.
Как отмечалось выше, в программу исследований входили также эксперименты на мбдели вентилятора с рабочим колесом, имеющим 36 лопаток. Типичные результаты этих экспериментов, полученные при п = 2490 об/мин, приведены на рис. 4 (сплошные кривые). На рис. 4, а показана аэродинамическая характеристика вентилятора в виде = Ру(0 .
На рис. А, б, в, г соответственно даны зависимости от подачи
вентилятора. На рис. 4 также приведены аналогичные зависимости для модели вентилятора РК-24 (штриховые кривые). Сопоставление соответствующих результатов для обоих моделей наглядно показывает эффект
Рис. 4. Аэроакустические характеристики моделей вентилятора РК-24 и РК-36
влияния акустических резонансов корпуса на шумоизлучение вентилятора. Действительно (см. рис. 2), при данной величине п основная лопаточная гармоника модели РК-24 попадает на вершину узкополосного максимума, соответствующего частоте /рр, в то время как для модели РК-36 частота
/о находится в широкополосной части спектра, не содержащей узкополосных пиков. Это приводит к тому, что в рабочем диапазоне подач вентилятора (£> = 300+400 м3/ч) уровень дискретной составляющей Ц снижается на 12—15 дБ, а суммарный уровень шума — на 5—7 дБ. При этом рабочее колесо с 36 лопатками позволяет увеличить на 30—40% полное давление вентилятора, что приводит к снижению критерия шумности на 16—18 д!>.
С результатами настоящих экспериментов хорошо согласуются данные ранее проведенных модельных испытаний диаметрального вентилятора, выполненного по другой аэродинамической схеме, отличающейся от рассматриваемой как геометрическими параметрами, так и другими аэродинамическими характеристиками. Испытывалось четыре модификации вентилятора, выполненного по этой схеме, отличающиеся друг от друга числом лопаток рабочего колеса (г = 18, 24, 30, 36). Типичный результат этих испытаний, полученный при /7 = 800 об/мин в диапазоне средних значений Q, представлен в таблице, которая наглядно показывает, существенно немонотонный характер зависимости Ь^ от числа лопаток рабочего колеса.
г 18 24 30 36
/*г . дБ 86 88 98 82
/о- Гц 240 320 400 480
Одной из причин такого характера зависимости = Ь^(г) является взаимодействие основной лопаточной гармоники шума вентилятора с акустическим резонансом Гельмгольца его корпуса, частота которого для этой аэродинамической схемы, рассчитанная по соотношению (3), составляет /РГ =380 Гц.
Таким образом, результаты настоящего исследования показывают, что в механизме шумообразования диаметрального вентилятора существенную роль играют акустические резонансы его корпуса, особенно резонанс, соответствующий модели резонатора Гельмгольца. Поэтому аэродинамическое проектирование малошумного вентилятора (в первую очередь, согласование геометрии и размеров проточной части его корпуса с частотой вращения и числом лопаток рабочего колеса) обязательно должно сопровождаться соответствующим расчетом его акустической модели, в качестве которой может быть принята модель, описанная в настоящей работе.
Резонансное усиление шума взаимодействия также необходимо учитывать при разработке способов снижения шума вентилятора. Так, применение рабочего колеса с переменным шагом лопаток [2] позволило достаточно существенно снизить шум осевых вентиляторов, практически не имеющих корпуса, и, соответственно, акустических резонансов. Для диаметрального вентилятора, как видно из приведенных результатов, а также радиальных вентиляторов [5] из-за наличия акустических резонансов корпуса такой способ снижения шума принципиально не приемлем.
ЛИТЕРАТУРА
1. Римский-Корсаков А. В., Баженов Д. В., Баженова J1. А. Физические основы образования звука в воздуходувных машинах.—
М.: Наука.— 1988.
2. X о р о ш е в Г. А., П е т р о в Ю. И., Е г о р о в Н. Ф. Борьба с шумом вентиляторов.— М.: Энергоиздат.— 1981.
3. Moreland J. В. Housing effects on centrifugal blower noise//JSV.—
1974, 36, 12.
4. Ю д и н E. Я. Исследование шума вентиляторных установок и методов борьбы с ним.— М.: Оборонгиз.— 1958. Труды ЦАГИ. Вып. 713.
5. Measaric М., В о 11 е z а г М., К u h е 1 j A. The influence of the un-symmetric alternation fan blade-spacing to the total sound pressure level and spectra of aerodynamic noise//Proc. INTER-NOISE 96.— 1996.
Рукопись поступила 4/XI¡999 г
