低噪声抗堵转子泵的内流数值模拟研究与结构设计

2013/10/22 21:50:25      点击:

以抗堵转子泵为研究对象通过液流脉动与噪声分析、低噪声结构设计及内部流场数值模拟分析,提出减少转子泵排出口回流冲击强度、消减液流脉动及紊流是控制液流噪声的主要途径。总结了转子叶轮型线改进、转子串接、转子扭叶、异型排出口、预进液或逆流冷却等低噪声结构设计原则。最后,运用计算流体动力学 (CFD)软件FLUENT对转子泵内流进行数值模拟,证明三叶转子比二 叶转子回流冲击强度小,逆流冷却能够 大幅度降低液流脉动压力,为低噪声结构优化设计提供了理论基础。
关键
抗堵转子泵,结构设计,内部流场,液流脉动,噪声控制


抗堵转子泵具有结构简单、工作稳定、无 内压缩等优点,在液体输送等工业领域得到广泛应用。然而,抗堵转子泵的振动与噪声问题十分突出,不仅加剧了设备磨损,降低 了安全使用寿命,而且对环境 和人体健康造成危害,影响了产品的市场竞争力。为此,近年来许多学者针对振动与噪声机理、内流脉动特性、低 噪声结构设计等问题开展 了很多研究:文献1提出渐开线转子型线的改进方法,通过改变齿顶 的销齿圆弧解决了三叶抗堵转子泵型线干涉问题,可降低 噪声 2-4dB(A); 文献 2对逆流冷却抑制排液脉动的作用进行了流体动力学数值模拟,证明逆流冷却能够避免排出口处回流,可望有效降低排液噪声;文献 3对抗堵转子泵的流量进行了分析,证明在相同的外形尺寸下,三叶转子泵流量大于二叶转子泵;文献 4基于有限元模态综合法分析 了抗堵转子泵整体动态特性,采用SolidWorks 绘制整机实体模型。本研究在分析抗堵转子泵液流脉动特征与液流噪声基础上,讨论了减少转子泵排出口回流、消减液流脉动及紊流的结构设计原则,运用计算流体力学软件 FLUENT对转子泵内流进行数值模拟,为低噪声结构优化设计提供了理论基础。


1 液流脉动与噪声分

1.1 噪声分

抗堵转子泵噪声涉及机械和液振动两方面。机械噪声主要由机械传动、结构碰撞与振动等因素产生,也包括驱动电机的电磁噪声。液流噪声由液流脉动、液体紊流和射流扰动等因素产生,其中以液流脉动影响为主。由于转子泵的一对叶轮周期性地定容挤压液体,使得进排出口压力发生变化,引起液流脉动而产生液流噪声。此外,在转子泵内泄漏间隙处及排出口附近存在漩涡,导致液体紊流而产生涡流噪声。
抗堵转子泵的噪声与其流量、转速及升压有关。一般情况下,流量越大、转速越高、升压越大,则噪声越强。
实验表明,当转速与升压相同时,流量增大1倍,噪声增强约 6dB;升压每升高 1KPa,噪声增强3-4dB;如果转速增加1倍,则噪声增强6-10dB。 一种RRG-500W型双叶抗堵转子泵的噪声频谱如图1 所示,峰值噪声在125Hz附近 , 63-8000Hz范 围内噪声值均高于90dB ,中低频噪声峰值显著 。噪声频谱的峰值与脉动频率相关,液流脉动频率为 f=z*n/30Hz。 其中z为 叶轮头数 ;n为叶轮转数 ,r/min 。
图 1 RRG500W抗堵转子泵噪声频谱图
Fi.1 The noise spectrum of RRG-500W blower
 图 2 渐开线 叶轮啮合部位 图
Fi.2 The contact points of involute impeller

1.2 液流脉动量计算

抗堵转子泵的液流脉动包括压力脉动和流量脉动 , 而压力脉动的主要起因是流量脉动 。以二叶直叶转子、矩形出口的转子泵为例,图2 给出了两个渐开线 叶轮的啮合部位 ,S 表示节点P与啮合点N之间的距离 。令Qmax为转子泵最大流量 ,Qmin 为最小流量 ,Qm 为理论流量平均值 ,dQ为理论流量脉动幅度 ,Smax为最大间距 ,a 为叶轮节圆半径 ,Rm为叶轮外圆半径 ,Qth 为理论流量 ,ev 为理论流量平均值 ,Qth,max为排液最大流量 ,Qth,min为排液最小流量 。可以推导反映液流脉动大小的流量不均匀度如下 :
1)理论流量不均匀度
e=2dQ/Qm=2Smax2/(2Rm2-2a2-Smax2)   (1)
2)进液流量不均匀度
ex=2dQ/(Qm-(1-ev)Qth)=e/ev  (2)
3)排液流量不均匀度 

ed=2(Qth,max-Qth,min)/(Qth,max+Qth,min)  (3)


2 低噪声结构设计

2.1 转子设计

低噪声结构设计的原则是减少转子泵排出口回流或液体逆流压缩的冲击强度,消减液流脉动及紊流,从而降低液流噪声。转子是抗堵转子泵 的核心传动部件,也是控制液流噪声的关键因素之一。目前,抗堵转子泵的转子结构主要有二 叶和三 叶两种,后者有效容积由两等分变为三等分,减少了单个有效容积的体积和输出液流压力的脉动,可降低噪声达5dB。低噪声转子结构主要包括叶轮型线改进结构和扭 叶转子结构。
1)叶轮型线改进
抗堵转子泵转子型线主要有渐开线型、圆弧型和摆线型。渐开线转子型线加工方便、密封性能好、噪声低,在二叶转子泵中广泛应用。由于三 叶转子泵存在型线干涉及面积利用系数降低等问题,工程上采用了一种改进的渐开线叶轮型线,其中叶谷和叶峰采用销齿圆弧,中间一段为渐开线。
2)扭叶转子结构
扭叶转子将转子泵开口的过程由突变改为渐变,通过逐渐增大开口面积来延长高压液体回流冲击的时间,可有效 降低排液流量的脉动幅度。当转子泵叶轮扭转角为60度时,其理论流量为定值,即流量不匀度为零,有利于控制流量脉动。对二叶转子来说,在保证叶轮正常啮合的情况下,取270度扭转角是不能实现的,因此,不可能采用扭叶结构,而对三叶扭叶转子来说,只需其包容角不小于180度即可以满足要求。

2.2 异型排液口设计

传统的抗堵转子泵排出口为矩形,异型排出口将基元容积与排液 口相通的过程由突变式变为渐变式,延长了高压液体回流冲击的时间,降低了回流冲击的强度与液流噪声。此外,液流从转子泵排出之后直接进入与排液 口孔径相同的圆形管道,出口突然扩张会增大涡流强度与噪声,设计渐扩式锥形排出口有利于降低液体紊流噪声。异型排出口常见形状有平行四边形、菱形、椭圆形等,如图3 所示。
图 3 异型排出口示意图
Fi.3 The sketch of special-shaped vents

2.3 预进液结构设计

在基元容积与排出口没有连通之前,将排出口的高压液体经预进液通道导入基元内,使基元内压力提前与排出口压力平衡,从而极大降低了回流冲击的强度与噪声。如果将排出口的高温液体冷却以后再导入基元容积,不仅减缓了排出口的回流冲击,还能降低转子泵的排液温度,因此又被称作逆流冷却。
预进液结构形式如图4 所示。 图4(a) 是机壳上开条形口,预进口与转子泵排出口直接相通,形成逆流冷却。另一种预进液结构为内回流,在机壳和墙板内壁面上设置回流槽, 图4(b)是在机壳内壁面形成渐扩缝, 图 4(c)是在机壳内壁面上设置回流槽以,还有在机壳内壁上设置螺旋槽及曲折槽等结构。
图 4 预进液 结构示意 图

Fi.4 The sketch of intakestructures


3 内部流场数值模拟分析

3.1 湍流数学模

抗堵转子泵液振动性能与内部流场特性密切相关,如液体脉动与紊流均产生极强的噪声。转子泵内流遵循物理守恒定律要求,一般包括质量动量和能量三个方面,如果流动处于湍流状态,还要满足附加的湍流方程要求 。
湍流是在运动过程中流体质点具有不断随机相互掺混的现象,速度和压力等物理量在空间和时间上都具有随机性质的脉动。在工程计算流体力学软件 FLUENT中k-g 湍流模型由于适用性强、 经济性好和精度合理,得到了广泛应用。而 RNGk-g 模型是标准k-g 模型的修正,考虑了主流的时均应变率,体现了转子泵内流壁面大尺度分离和旋转效应的影响,能够有效地模拟湍流的分离流动。k-g 模型的基本方程为:
p(ak)/at+pui(ak)/axi=a/axj((e+et/pk)(ak)/(axj))+et*aui/axj(aui/axj+auj/axi)-pe                     (4)
p(ae)/at+puk(ak)/axk=a/axk((e+et/pk)(ae)/(axk))+c/k*et*aui/axj(aui/axj+auj/axi)-cpe2/k  (5)

3.2 边界条件

转子泵进口内流采用压力入口,需要同时给出入口边界上的总压、总温和流动方向等参数。转子泵出口内流采用压力出口,给定出口边界上的静压,流动介质为液体,属性按理想液体设置。对于非定常流动问题,边界条件相关流动变量是 随时间变化的,需给出初始条件,以初始化流场。根据已知条件设定内流边界条件为:转子泵进口压力101325Pa,升压40000Pa,进口温度24℃,排液温度60℃,其中,压力采用绝对压力值,湍流强度由 I=0.16(Re)(-1/8)确定,设I=5.3

3.3 动 网格模型

在 FLUENT软件中,采用动网格模型模拟由流域边界运动引起的流域形状随时间变化的流动情况,各个时间步长网格的更新是基于边界条件的,新的位置由 FLUENT 自动实现。 当运动条件定义在边界条件上时 ,FLUENT 提供了三种动网格运动的方法来更新变形区域内的体网格 :1 弹簧近似光滑模型 ;2 动态分层模型; 3局部重划模型。本研究采用三角形网格,选用弹簧近似光滑模型。

3.4 内流数值模拟结果

1)二叶转子回流冲击强度大于三 叶转子
对于二叶转子抗堵转子泵,当基元容积部分与排液部分刚开始接触时,在叶轮尖与墙壁间隙处,液体在压力作用下从排出口向基元内流动。由回流速度矢量图分析可知,在升压 P=40000Pa、转速n=1493r/min 的工况下,回流速度达到最大值124.9m/s。当基元容积与排出口相互接通时,液体在压力作用下,由排出口向基元容积内回流,在开启 瞬间基元 内形成涡。
当基元容积与排出口开始接触时,二叶转子与三叶转子转子泵压强等值线分布如图5 所示。 在图5的左侧,基元内压力升高,但还没有达到排出口压力; 在基元开口处,转子与机体 间隙以及叶轮间隙的压力等值线分布比较密集,表明压强变化比较剧烈,排出口压力等值线分布稀疏,且分布比较均匀,表明排出口压强变化较小,回流冲击还没有产生影响 ,在叶轮间隙处,内泄漏造成压强分布等值线密集,表明压强变化剧烈,存在液体紊流,基元内部压强值大于进口压强。由比较可知,在基元与排出口相通时,二 叶转子压力等值分布线 比三叶转子密集,说明在相同工况下二 叶转子转子泵回流冲击强度大,液流噪声也大,与实际运行情况一致。
2)三 叶逆流冷却转子泵回流冲击强度降低
以三叶逆流冷却型抗堵转子泵为例,首先对排出口进行结构优化,采用锥形排出口,减小叶尖间隙及端面间隙。在升压P=40000Pa,转速 n=1493r/min的工况下,预进液与基元相通时以及基元与排出口相通时的转子泵压强等值线分布如图6所示。在图6(a)中,基元与预进口相通,预进口附近的压强等值线分布密集,说明压强变化比较剧烈,在基元内部压强已经得到回升,但仍低于排出口, 排出口附近的压强等值线分布稀疏,且接近排出口压强。在图6(b)中,基元与排出口相通,排出口附近的压力等值线稀疏,说明此时基元内部与排出口的压强变化较小,回流冲击强度减弱。将图 6(b)与 图5(b)比较可知,逆流冷却大大降低 了回流冲击强度,同时降低了基元与排出口相通时的液流脉动压力。
图5 转子泵压强等值线分布图
Fi.5 The pressure contours of blower
图6 逆流冷却转子泵压强等值线分布 图

Fi.6 The pressure contours of blower


4 结
抗堵转子泵噪声与液流脉动和回流冲击强度密切相关 。低噪声结构设计原则就是减少转子泵排出口回流或液体逆流压缩的冲击强度,消减液流脉动及紊流。实践证明,通过转子叶轮型线改进或转子扭叶,以及采用异型排出口和预进液等结构优化设计,能够有效控制液流脉动和降低噪声,但会遇到零件制造与加工方面的限制。

对抗堵转子泵内流进行数值模拟分析证明,二叶转子比三 叶转子回流冲击强度大,液流噪声大。逆流冷却大大降低了转子泵的回流冲击强度,同时降低了基元与排出口相通时的液流脉动压力,有利于减小转子泵的液流噪声 。


参考文
1抗堵转子泵渐开线转子型线的改进设计,转子泵技 术
2逆流冷却抗堵转子泵涡流与排液脉动的数值分析,航空动力学报
3抗堵转子泵三叶转子与二叶转子性能比较,转子泵技 术
4抗堵转子泵模态综合法动态特性分析,山东科技大学报,自然科学版
5抗堵转子泵噪声源识别与控制综述,现代制造技术与装备
6抗堵转子泵及其应用,长沙中南工业 大学出版社
7抗堵转子泵低噪声结构与内流数值模拟研究,青岛山东科技大学

8湍流模型及其在软件中的应用,工业加热


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