脱硝烟囱噪声CFD仿真分析

         脱硝高温电除尘器出口烟囱处在运行时有明显的低频噪音问题，对周边的生产生活产生了严重的影响。为探究低频噪音的产生机理以及提出降噪方案，对出口风机到烟囱处进行CFD仿真，模拟其气流脉动，以期对噪音的改善起到帮助性作用。

1.模型建立

根据图纸对系统进行三维建模，模型包括三部分：进口静止部分、风机叶轮区域旋转部分、以及喇叭口扩散段和烟囱处的静止部分。

图1 计算模型

2.边界条件

进口边界条件按照风量换算成速度进口（22.92m/s）,出口为压力出口，出口压力设置为0Pa，固壁面设置为无滑移。风机叶轮区域设置为旋转域，转速为990rpm，旋转域模型采用MRF，旋转域与静止域之间以Domain Interface连接，以保证数据的传递。

由于该区域内的气流为带旋转域的非定常复杂流动，同时为了检测流域内部各个部位的压力脉动，需进行瞬态计算，时间步长给定为0.0006s，每一个时间步内迭代10次。

压力监测点分别布置在下图的P1~P9处，其中P1、P2和P3点处在烟囱进口孔板后侧；P4、P5和P6三点在风机出口到烟囱进口之间的扩散段；P7、P8和P9在烟囱中心线上。

图2 瞬态计算监测点布置

3.计算结果及分析

3.1 原始方案

3.1.1计算域整体流场分布

图3为瞬态计算条件下某一时刻烟道内气流的流线分布，从中可以看到气流从进口进入计算域后，经过叶轮的旋转作用，在喇叭口内形成了十分紊乱的湍流运动，后经由烟囱排出。

图3 烟道内气流流线分布

一般而言，管路中的噪音来源主要包括三方面：压力脉动、气流噪音和管路振动。因此我们根据瞬态仿真结果，从压力脉动和气流两方面进行分析。

3.1.2 压力脉动分析

压力脉动是由于气流在流场中运动时，由于某种周期性的扰动（如风机的周期性旋转、涡流的周期性运动等）对气流产生周期性的作用，使得流场中的压力往往会出现周期性的变化，当压力脉动过大时，则会导致噪音的产生，以及局部动应力的增大，使设备出现明显振动。

对各测点处的压力脉动频域信号进行频域分析，得到图4所示的压力脉动频域图如下，从频谱结果来看，压力脉动幅值最高的区域出现在P4点和P5两点，P4点在8.14Hz的主频下脉动幅值为67.3Pa，P5点同样在8.14Hz频段出现的幅值为25.7Pa。即喇叭口处的压力脉动最为剧烈，这是由于这里的压力脉动来源主要是叶轮旋转所产生的，而这两个点所处的位置距离叶轮是最近的，因此受到叶轮的影响也是最明显的。随着喇叭口的扩散作用，以及烟囱进口孔板的作用，下游处其他测点处的压力脉动有所减弱，幅值均在20Pa以下，而烟囱轴线上的P7、P8、P9三点的幅值分别8.1Pa，4.9Pa和5.3Pa，在所有测点中最小，这是由于随着气流向下游自由流动，流场的扩散作用会使其向更加稳定的方向发展。

图4 各测点处压力脉动频域分布
t=t0	t=t0+0.03s		t=t0+0.06s
t=t0+0.09s	t=t0+0.12s		t=t0+0.15s
t=t0+0.18s	t=t0+0.21s
图5 不同时刻喇叭口进口气流矢量分布

对P4和P5两点即压力脉动最为剧烈的喇叭口进口区域的流场流动状态进行分析，图5是某时刻t0以及其后0.21s时间段内喇叭口进口处的流场分布，从图中可以看到，P4点位于风机轮毂尾翼后缘处，而气流从进口通过叶轮轮毂的时候会发生绕流，在轮毂后缘容易有卡门涡街的出现，卡门涡易引起设备产生震动，进而激发产生噪音。从图中可以看出，轮毂后的卡门涡（图中红圈位置）在t0~t0+0.12s完成一个运动周期，因此其频率约为8.3Hz，十分接近P4和P5两点压力脉动出现幅值的主频频率值8.14Hz，因此可以认为P4和P5两点处的压力脉动是由轮毂后缘的卡门涡所致。

3.1.3 局部气流流场分析

管路中噪声的另一个来源是气流噪声，也即管路中由于气流流速分布不均匀，导致局部存在高风速，这会致使流体质点之间产生摩擦，因而振动加剧，导致噪音的产生。图6是管道中心截面处的速度分布图，能够从图中看出，由于风机对气流的作用，气流在风机出口位置分布很不均匀（这是由于风机叶轮高速旋转，气体质点受到离心力的作用，会有向管道四壁运动的趋势，因而在风机出口圆形管道截面处，流速分布呈四周大中间小的分布状态），在这种不均匀来流的情况下，气流在喇叭口没有完全扩散开，导致进入烟囱时仍然以一种极不均匀的方式在运动，而局部高风速则是导致噪音的一大原因。

图6 喇叭口及烟囱进口处流速分布

由于噪音在烟囱进口处十分明显，因此我们对烟囱进口前格栅位置的局部流场进行分析，取图2中截面1上的流速分布结果如图7所示。可以看出，截面1上流速分布极不均匀，部分栅格内部流速几乎接近0m/s，而整个截面上的最大流速点流速达到了48.6m/s，过高的局部风速也是导致噪音产生的一个重要原因。

图7 截面1处流速分布图

3.2 改进方案

3.2.1 压力脉动分析

表1列出了原始方案和改进方案下流场内9个测点处的压力脉动主频频率点和幅值的对比情况。从对比结果来看，所有测点处的压力脉动均有明显改善，P8点、P9点的压力脉动幅值降幅甚至达到了92.18%和90.57%，压力脉动幅值降幅最小的P2点降幅也达到了41.35%。

表1 两种方案下各个测点压力脉动对比

	原始		改进
测点	主频/Hz	幅值/Pa	主频/Hz	幅值/Pa	降幅
P1	4.88	11.80	3.26	4.70	60.17%
P2	1.63	8.27	3.26	4.85	41.35%
P3	1.63	18.94	3.26	2.20	88.38%
P4	8.14	67.29	6.51	35.09	47.85%
P5	8.14	25.70	6.51	4.09	84.09%
P6	8.14	11.70	6.51	5.11	56.32%
P7	3.26	5.32	3.26	2.00	62.41%
P8	1.63	8.06	6.51	0.63	92.18%
P9	1.63	4.88	1.63	0.46	90.57%

由于P4和P5两点为原始方案中压力脉动最剧烈的位置，因此在改进方案中，我们着重分析P4和P5两个压力脉动测点处的流态变化情况。从表1中能够看到，P5点的压力脉动幅值相比于原始方案已经降低了84.09%，只有4.09Pa,已经趋于稳定，这是由于修改导流板之后，在喇叭口扩散段的气流扩散作用更加均匀。而不像原始方案中气流逐渐集中在某一个区域，而喇叭口大部分区域则被大面积的旋涡所占据，而旋涡的周期性运动则是到时压力脉动剧烈的决定性因素。由于P4点处在风机轮毂的背风区，因此该点的压力脉动仍旧在9个测点中最剧烈。根据图8，我们能够看出P4点的压力脉动来源主要是由于轮毂背风区所产生的尾涡，从图中能够看到当t=t0时，轮毂侧后方开始形成旋涡，随着时间的推移，旋涡逐渐向下游扩散并发展，带动了下游P4点附近的压力变化。当t=t0+0.09s时刻，旋涡基本脱离轮毂表面，在其他方向上的气流的冲击以及喇叭口的扩散相互作用之下，旋涡开始逐渐变小，经历t=t0+012s之后到t=t0+0.15s时，旋涡几近消失，而此时轮毂侧壁面形成了新的旋涡，开始了新一个周期的压力脉动变化。这个周期历时大约在0.15s左右，换算成频率值大约在6.6Hz左右，与压力脉动频域分析的结果中最高幅值所对应的6.51Hz一致。而原始方案中P4点的压力脉动主频值为8.14Hz，与改进方案的主频值有所不同，这主要是由于在原始方案中P4点处在两个导流板之间，而导流板内部的压力变化不但收到轮毂尾部产生的卡门涡的影响，还要受到卡门涡在导流板上形成的二次卡门涡的影响，这直接导致了两个导流板之间出现了“叶道涡”，压力脉动频率主要是由于该“叶道涡”的影响所致。

t=t0	t=t0+0.03s	t=t0+0.06s
t=t0+0.09s	t=t0+0.12s	t=t0+0.15s
t=t0+0.18s	t=t0+0.21s	t=t0+0.24s
图8 不同时刻喇叭口进口气流矢量分布

3.2.2 局部气流流场分析

增加导流板之后，从图9能够看出，在中心轴线截面上的速度分布更加均匀，局部大面积的低速区基本消失，而且烟囱内部的速度基本处于5~16m/s范围内，相比于图7，低速区明显面积明显减少，气流在此处的流动会更加稳定。

图9 喇叭口及烟囱进口处流速分布

图10是改进方案截面1上的气流流速分布情况，从图中能够看出，该方案下截面1处的气流流动更加趋于均匀化，局部高风速点消失，最高风速从48.6m/s降低到了25.5m/s，降低了约47.5%，有利于消除局部高风速引起的气流噪音。同时该方案下高风速主要集中在截面1下侧，气流从此处进入烟囱内，有助于使烟囱内的流动更加顺畅，避免气流阻力的升高，这也是烟囱内P8和P9两点压力脉动幅值降幅达到90%的原因。

4、 总结

1、由于气流在经过风机轮毂发生绕流时，轮毂后侧产生的卡门涡会致使喇叭口进口处存在较强的压力脉动，而压力脉动则会在一定程度上导致噪音的出现。

2、原始方案气流流速分布不均会导致烟囱进口处存在局部过高的风速，最大风速点的流速达到了48.6m/s，容易产生气流噪声。

3、经过改进方案的导流后，最高风速点降低到了25.5m/s，同时压力脉动各个测点压力脉动幅值有明显减弱，降低了41%~92%左右，原始方案中压力脉动最剧烈的P4、P5点分别降低了47.09%和84.09%。