CC BY
34
УДК 613.644:622.691.4
СНИЖЕНИЕ ТОНАЛЬНОГО ШУМА ДВУХПОТОЧНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
НАГНЕТАТЕЛЕЙ
Е.Н. Власов
Кафедра теплотехники и турбомашин Российского университета дружбы народов Россия 117198, Москва, ул. Миклухо-Маклая, д. 6.
Рассматриваются способы снижения шума путем расфазировки акустических источников при изменении конструкции проточной части.
Двухпоточные центробежные нагнетатели газа, выпускаемые отечественными заводами, широко применяются в промышленности в настоящее время. Для этих нагнетателей характерна максимальная спектральная составляющая шума на частоте следования лопаток, так называемая сиренная составляющая.
Способы снижения уровня шума таких машин пассивными методами шумоглушения (кожухами, экранами и т.д.) приводят к значительным материальным затратам. Более экономичными и перспективными являются способы уменьшения уровня шума в источнике его возникновения путём расфазировки источников звука во времени и пространстве. Эти способы позволяют учесть акустические качества машины ещё на стадии проектирования.
Рассмотрим некоторые способы снижения уровня шума в источнике его возникновения путём расфазировки элементарных источников звука применительно к центробежным нагнетателям с безлопаточным диффузором и двухпоточными рабочими колёсами. Для снижения шума рассмотренной группы двухпоточных центробежных нагнетателей необходимо воздействовать на преобладающие источники, как видно, у рассматриваемых нагнетателей необходимо снижать интенсивность шума на наиболее неприятной лопаточной частоте.
В работе [1] рассмотрена зависимость для оценки амплитуды звукового давления на лопаточной частоте:
nrbpV2 sina, , ч
Р = ——y=- т ---------sin a2X(AS); (1)
320%4т а, 2
где гяз - радиус скругления языка улитки b - ширина языка,
Т - абсолютная температура окружающей среды, р - плотность окружающей среды,
V - выходная скорость, п - число оборотов,
Z„ - число лопаток.
a I =k^(l-Axi -d),
а2 = k^(l-Ax3 -d),
где k - номер гармоники;
Дх] и Дх3 - параметры эпюры скорости на выходе из рабочего колеса.
d=2r„;
X(AS) = loXoi7’1-141-7^254-^)2]
где ДБ - относительный радиальный зазор.
Эффективное звуковое давление РЭф связано [1] с давлением Рк следующим соотношением:
Рэф = Рк/1,4.
Тогда уровень шума на лопаточной частоте составит:
I = 20-1в ’Рэф / Ро; где Р0 = 2-10-5 , Н/м2.
Из выражения (1) следует, что для уменьшения звукового давления на частоте следования лопатки необходимо уменьшить размеры обтекаемого тела г„ и Ь.
Уменьшить перепад давления и скорости в следе за рабочим колесом. Эти величины уменьшаются по мере увеличения расстояния от выходных кромок лопаток, однако увеличение радиального зазора в центробежном компрессоре приводит к уменьшению экономичности и увеличению радиальных габаритов машины. Поэтому принимают оптимальные решения.
Изменять параметры скорости ДХ! и АХ3 на выходе из рабочего колеса, так как они определяются величиной различной расфазировки акустических источников при взаимодействии языка нагнетателя и рабочих лопаток в зависимости от их положения в потоках рабочего колеса.
Возможны следующие варианты расфазировки акустических источников при взаимодействии языка и рабочих лопаток нагнетателя по потокам с целью снижения суммарного звукового давления на лопаточной частоте для двухпоточного нагнетателя.
I. Расфазировка акустических источников за счёт изменения конструкции языка:
а) различный угол наклона языка по потокам;
б) различное смещение языка по потокам;
в) различное смещение и наклон языка по потокам.
II. Расфазировка акустических источников за счёт изменения конструкции рабочего колеса:
а) смещение рабочих лопаток по потокам;
б) различное количество рабочих лопаток по потокам;
в) переменный шаг рабочих лопаток по потокам.
III. Совместная расфазировка акустических источников за счёт изменения конструктивных элементов языка и конструкции рабочего колеса с целью выбора оптимального решения.
Использование косого языка позволяет снизить звуковое давление на лопаточной частоте [1] и иметь малый радиальный зазор, а уменьшение радиального зазора приводит к повышению экономичности нагнетателя.
Проанализируем возможности снижения сиренного шума в типовых конструкциях центробежных лопаточных машин, выпускаемых промышленностью. При взаимодействии турбулентного следа за лопатками рабочего колеса с неподвижными элементами в зоне взаимодействия образуется множество точечных источников звуковых волн, распределение которых во времени и пространстве определяется геометрией взаимодействующих частей. Известно [1], что если в каком-то объёме работает целый ряд излучателей, то они могут взаимно ослаблять или усиливать общее излучение. Важное значение для величины общей мощности излучения имеет сдвиг фаз между отдельными излучателями.
В существующих конструкциях компрессоров колебания элементарных источников происходят в фазе по длине лопатки, так как рабочие лопатки и неподвижные элементы перпендикулярны к плоскости вращения, а следовательно, находятся в момент взаимодействия в одной плоскости по окружности рабочего колеса. Так как рабочие лопатки колеса и лопатки диффузора распределены равномерно, то в данный момент времени будут взаимодействовать несколько лопаток. В зависимости от соотношения чисел лопаток рабочего колеса и диффузора, например, при их равенстве, взаимодействуют все лопатки одновременно, и это взаимодействие повторяется периодически через равные промежутки времени. Особо следует выделить случай двухпоточного центробежного
компрессора, так как в такой конструкции излучение происходит в фазе ещё и по потокам рабочего колеса. Колебания элементарных источников шума, работающих в фазе, суммируется, что приводит к резкому возрастанию уровня сиренного шума. Значительное снижение сиренного шума возможно за счёт перераспределения энергии звуковых волн во времени и пространстве путём расфазировки источников звука различными конструктивными решениями.
Известна идея [1] расфазировки элементарных источников по высоте лопатки с помощью применения скошенного языка улитки у центробежного компрессора с безлопаточным диффузором (рис. 1а). Однако в этой конструкции отсутствует симметрия работающих одновременно излучателей относительно оси, что не обеспечивает возможности использовать эффект снижения уровня акустической мощности за счёт взаимного гашения волн в симметричных конструкциях [3] (рис. 16). Возможна комбинация положительных свойств обоих конструктивных решений (рис.1в).
Получена теоретическая зависимость изменения тонального шума при различных геометрических параметрах проточной части двухпоточного нагнетателя, составлена программа для расчета тонального шума двухпоточного вентилятора при различной конструкции языков, а на рис. 2 показано изменение тонального шума в двухпоточном нагнетателе в зависимости от конструкции языка. Как видно, выбор конструкции языка в двухпоточном нагнетателе существенно влияет на величину тонального шума. Необходимы экспериментальные подтверждения с целью правильного выбора конструктивных элементов языка.
г
Вариант а
Вариант б
Вариант в
А-А
А-А
А-А
г
Рис. 1. Конструктивные схемы косых языков:
1 - диффузор; 2,3 - языки; 4 - рабочее колесо; 5 - лопатки рабочего колеса; 6 - несущий диск рабочего колеса.
й(град)
Г-пг(ДК)
Рис. 2. Изменение тонального шума в двухпоточном нагнетателе в зависимости от
конструкции языка
Рассмотрим возможности снижения тонального шума в двухпоточных центробежных нагнетателях газа путем изменения конструкции рабочего колеса. В целях снижения тонального шума расфазировку источников звуковых волн возможно выполнить на рабочем колесе в двухпоточной конструкции нагнетателя путем смещения рабочих лопаток одной стороны колеса относительного другой при равном числе лопаток, а также путем изменения числа рабочих лопаток на колесе с разных сторон, используя эффект взаимного гашения волн при их интерференции в симметричных конструкциях.
Рис.З. Конструктивные схемы рабочих колес с двухсторонним подводом: вариант 1 -смещение рабочих лопаток одной стороны относительно другой при равном числе лопаток, вариант 2 - различное число рабочих лопаток на колесе с разных сторон.
1 - рабочее колесо; 2 - диффузор; 3 - несущий диск рабочего колеса; 4 - лопатки рабочего колеса; 5 - покрывные диски рабочего колеса; 6 - язык.
На рис. 3. Показаны конструктивные схемы рабочих колес в двухпоточных центробежных нагнетателях газа.
В рассмотренных конструктивных схемах излучателями звуковых волн на частоте следования будут являться два венца рабочих лопаток, симметрично расположенных по обе стороны колеса. Представляется целесообразным организовать так процесс сложения звуковых волн (интерференция) за счет их расфазировки, чтобы акустическая мощность за счет взаимного гашения волн снижалась.
Hi
Рис. 4. Графическое изображение интерференции двух акустических волн
Рассмотрим наиболее простой случай [2] сложения двух плоских волн с одинаковой амплитудой и частотой в т. А. Излучатели И) и И2 работают синфазно, ход лучей соответственно равен X! и Х2 (угол встречи меньше 90°, см. рис.4 а). Результат сложения этих двух акустических колебаний зависит от соотношения разности хода лучей (ХгХ2) и длины волны X. Если разность хода лучей равна нулю или на ней укладывается четное число полуволн, то колебания приходят в точку А в фазе и амплитуда результирующих колебаний возрастает (см. рис. 4 б). В том случае, когда на разности хода лучей укладывается нечетное число полуволн - колебания суммируются, в противофазе и амплитуда результирующей волны становится минимальной, а при равенстве амплитуд составляющих волн - колебания «гасятся» (см. рис. 4 в). Известно [2], что амплитуда акустического давления в суммарной волне от двух источников равна
Р = 2P,Cos к(х2 -xt) * sin к(х2-х,) СО1 —
к 2 2
где Рк - амплитуда звукового давления на лопаточной частоте (см. уравнение 1)
X! и Х2 - ход лучей, т.е. расстояние прошедшее волнами от начальной (х=0) точки до их встречи.
К - коэффициент перевода аргумента в радианную меру
, со 2п
(О - угловая частота с - скорость звука X - длина волны
Из уравнения (2) видно, что амплитуда Рк звукового давления зависит от разности хода лучей (при постоянной частоте f = const). Максимальное значение Рк приобретает при условии
что соответствует равенству
к(х2-х{)
= ПК
2
или
к(х2-х]) = 2 пк,
(3)
где (п=0,1,2,3,...)
Рк равно нулю при
что возможно только при условии
или
к(х2-х]) = (2п + і)п; а 2л
(4)
Проведя подстановку к = — = — преобразуем уравнения (3) и (4), получаем
с X
х2 - х1 = пХ (в разности хода лучей укладывается четное число полуволн) и
х2-х1-(2п-1)'^ (в разности хода лучей укладывается нечетное число полуволн).
С целью оценки влияния конструкции рабочего колеса двухпоточного центробежного нагнетателя на снижение тонального шума выполнены экспериментальные и теоретические исследования. Экспериментальные исследования выполнены на модельной ступени нагнетателя Н-8500 [3] на различных режимах. Были испытаны рабочие колеса со смещением лопаток по шагу на величину ИЗ ; Х/2 в сравнении с колесом без смещения лопаток в венцах. Получены экспериментальные зависимости по оценке влияния смещения рабочих лопаток в соседних венцах на экономичность и уровень шума. Анализ показывает, что уровень шума взаимодействия снизился на 5-7 дБ в широком диапазоне по расходу при смещении лопаток соседних венцов на половину шага I, снизился также и уровень суммарного шума. Несколько возросла экономичность исследованной ступени при смещении лопаток в соседних венцах на половину шага.
Составлена программа расчета на ЭВМ по оценке тонального шума исследованной модельной ступени нагнетателя с использованием формул 1, 2, 3, 4. Получена теоретическая зависимость изменения тонального шума при различных конструкциях рабочего колеса модельной ступени двухпоточного нагнетателя. На рис. 5 представлены результаты экспериментальных и теоретических исследований по влиянию конструкции рабочего колеса (рис.З, вариант 1) двухпоточного нагнетателя на уровень тонального шума при различном смещении рабочих лопаток по шагу в венцах. Как видно, снижение уровня шума (ДЬ= Ь б.см,- Ь с.см.) следует рассматривать как разность уровней шума двух ступеней двухпоточных нагнетателей, когда рабочие лопатки в венцах ступени были без смещения Ь б.см. и со смещением Ь с.см.
Результаты теоретического прогнозирования хорошо согласуются с экспериментальными результатами, особенно в области оптимального смещения по шагу М=0,5.
На рис. 6 представлены расчетные результаты оценки снижения уровня тонального шума ДЬ1; путем расфазировки источников звуковых волн в двухпоточной конструкции нагнетателя при различном числе рабочих лопаток в обоих венцах рабочего колеса (см. рис. 3, вариант 2). Использована прежняя программа расчета на ЭВМ по оценке тонального шума в двухпоточных нагнетателях при трех вариантах конструкции рабочих колес.
Л Т. — Ьг- — Ь
б.см с.см
I
Рис. 5. Влияние смещения рабочих лопаток на уровень шума.
---------------- теория
эксперимент
ДЬ,
Рис. 6. Зависимость уровня шума от количества рабочих лопаток г2 во втором венце
двухпоточного колеса
_____________ с учетом интерференции
без учета интерференции
Вариант I - г^12; г2 =12; Вариант II - г,=12; ъ2 =18; Вариант III - г1=12; г2 =24; где Ъ\ и ъ2 - число рабочих лопаток в первом и втором венце рабочего колеса. Как видно, снижение уровня тонального шума шума ЛЬь путем расфазировки источников звуковых волн в двухпоточных конструкциях нагнетателей при различном числе рабочих лопаток в обоих венцах рабочего колеса без учета интерференции незначительно и составляет приблизительно 1 дБ. при изменении числа рабочих лопаток во втором венце от г2 =12 до г2 =24. Однако учет явления интерференции в суммарной волне при сложении двух источников приводит к снижению уровня тонального шума ДЬ| на 3 дБ при изменении числа рабочих лопаток во втором венце от гх =12 до г2 =24. Указанный результат, полученный расчетным путем, целесообразно подтвердить экспериментальными результатами.
Таким образом, за счет правильного выбора конструкции рабочего колеса возможно снизить уровень тонального шума двухпоточного нагнетателя.
50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00
Ь„./.(дБ)
Рис. 7. Изменение тонального шума в двухпоточном нагнетателе в зависимости от конструкции языка, с учетом интерференции
Изменение тонального шума в двухпоточном нагнетателе в зависимости от конструкции языка (рис. 2), но с учетом влияния интерференции было оценено по формулам 1, 2, 3, 4, результаты представлены на рис. 7, 8. Как видно, применение конструкции языков № 4 и № 5 является предпочтительным.
Результаты исследований рекомендуется использовать при проектировании и модернизации двухпоточных нагнетателей.
Lnc'Z, дБ 100
95
90
85
80
75
70
65
60
i 95 ‘
' / j ,
/ 87 87,5
/ , i
/ // ; / Щ Ш
s f Ш v4//A s* 75 ,
/ / / ШШ ФЖ 'A '/r/A / ; i
•-V, ‘/V, / ; : 68
'' 'Л’У'/.'.’ ШМ . V • Ч. V. I
/ / !
1 2 3 4 5
тип языка
Рис. 8. Уровень шума в зависимости от конструкции языка, с учетом нтерференции (0=45°)
ЛИТЕРАТУРА
1. Хорошев Г.А., Петров Ю.П., Егоров Н.Ф. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха. Ленинград, "Судостроение". 1974.
2. Власов Е.Н. Цулимов И.В., Александров В.Е. Пути акустического совершенствования центробежных двухпоточных нагнетателей газа.// Проблемы экологии газовой промышленности. 2000. №2.
3. Власов Е.Н., Ванюшина А.Ю., Мамаев В.К. Способы снижения аэродинамического шума центробежных нагнетателей с безлопаточным диффузором.// Труды НГО “Судостроение” 1985. Выпуск 410.
UDC 613.644:622.691.4
DECREASING OF TONE NOISE IN TWO-FLOW CENTRIFUGAL FORCE PUMPS
E.N. Vlasov
Department of Thermal Engineering and Turbines Peoples’ Friendship University of Russia Miklukho-Maklaya St., 6, 117198, Russia
Methods of noise decreasing by means of acoustic sources phase changes with changes in construction of the flowing part are presented.
