对 FBD 系列，额定功率 55kW 的矿用轴流式通风机叶轮的气动噪声进行数值分析，采用大涡模拟(LES)和 Fw—H 声学模型进行数值计算。得到FBD型矿用轴流式通风机叶轮旋转区域各噪声计算点的频谱图。通过对比发现通风机一级叶轮的气动噪声主要由因叶片周期转动引起的旋转噪声组成，在二级叶轮处由于紊流絮乱导致涡流噪声明显从而使得二级叶轮的气动噪声主要由旋转噪声和涡流噪声组成。在叶轮旋转 区域从 叶轮的叶根到叶尖的过程 中，气动噪声先增大后减小。对一级叶轮而言，叶片前缘噪声略大于后缘，而二级叶轮叶片的后缘噪声略大于前缘 。
在矿山掘进工作中，井下作业 自然条件复杂 ，空气中掺杂着有毒有害气体和矿尘。所 以矿井巷道通风十分重要。而通风机的噪声是掘进工作 中的主要噪声源之一 ,其中气动噪声 占总噪声的 45％ 。就矿用局部通风机而言 ，其进口和机壳周 围的噪声高达 120dB 以上，工人听力受损程度严重。而且掩蔽井下安全警报信号，从而造成事故。所以对矿用轴流式通风机内部气动噪声分析显得尤为重要。
目前，国内外对通风机气动噪声的研究大多集中于机壳和叶片结构 。尤其是对通风机叶片结构的研究认为旋转桨叶的噪声一般由叶片自身旋转引起的离散噪声即单极子声源，刚和叶片表面紊流压力脉动引起的频率连续分布的宽频噪声即偶极子声源组成，由于涡流脱落也会导致四极子声源的产生 。通过仿生学直接改变叶片翼型的研究得出了不同翼型下的不同气动特性，对通风机噪声在巷道内的传播规律做了研究，然而对通风机 内部气动噪声的产生及传播规律的研究并不充分。随着计算机技术的发展 ，数值模拟法得 到广泛进行数值 模拟法大大减少了试验时间和成本。利用 CFD 数值计算的方法分别对离心通 风机的噪声和内部流域 进行了计算，并与实际试验结果对比得到了较小的误 差证明了数值汁算的可行性 。
本文以 FBD 系列．额定功率为 55kW 矿用轴流式通风机模型为基础 ，在额 定转速为 3000r／m in，额 定 压 力 为5050Pa，且不考虑叶轮与机壳的轴 向间隙的情况下，在一级叶轮单独运行时，运FLUENT 对矿用轴流式通风机的一级叶轮的气动噪声进行数值分析。
FB D 系列通风机为矿川隔爆 型设备，一般由集风器 、I 级机体 、 I 级叶 轮 、 Ⅱ级 机体 、 Ⅱ级 叶轮 、隔 爆 型 i 相异 步电动机 、消声扩散锥组成，如 1所示。
运用UG提取轴流式通风机模型的内部流域。为使进出口不出现回流现象，分别对进出口流域作加长处理，因为此模型为不可压缩流体，边界布置到 2 —4 倍通风机的特征长度 。此模型的进出El特征长度为800mm ，因此把进口加长1600mm，出口加长3200mm 。在运用hypermesh对流域进行 网格划分时对叶 片进行非结构化网格划分并加密，如图2所示。由于壁面对湍流流动 的影响较大，故在机壳壁面设置为3层边界层网格，每层网格厚度为 0.1，如图3示 。共划分了约300万个网格。
1) 湍流模型的选择：为观察通风机流域的涡流变化以及与后期的声学模型相结合 。选用大涡模型(LES) 。
2 ) 噪声模型的选择 ：为节约汁算资源 ，采用噪声比拟模型(FW —H 模型 )。
3 ) 求解器 及算法的选择 ：由于压力基耦合求解器(PBCS)具有计算内存少的优点所以采川PBCS求解器。为加快收敛，采用POIS二阶迎风算法(second—order—upwind )。
4 ) 边界条件的设置：把进口压力没置为额定压力5050Pa。出口压力设置为背值0。叶轮的旋转区域采用滑移网格一级叶轮转速设置为额定转速3000r／min二级叶轮转速设置为一3000r／min。
5) 时间步长及步数的设置：以叶轮旋转1。所用时间即0．00005555s 为时间步长 ．以叶轮旋转15圈及5400步为时间步数。以5400步所得的非定常流计 算结果作为FW—H声学模型计算的初始值，噪声计算时间步数设置为1800 步。图3中柱面和扩散锥为机壳壁面设置为3层边界层网格每层网格厚度为0．1。
在FLUENT中运用Fw—H 声学模型对轴流通风机的气动噪声进行计算。由于叶片的周期运动，会使叶轮上的流体发生周期性涨缩为更好的观察叶片前缘到后缘声压级的变化，以垂直于轴线方向把一级叶轮划分为 5 个截面。以一级叶轮轮毂中心为坐标原点，出 口轴线方向为 z 轴正方向，以过原点 的两两相互垂直的径 向分别 为 X 、Y 轴。且以指向外部方 向为正方向建立坐标 系，如图 4 所示。截面的 z 轴 坐 标 分 别 为 一32m m (叶 片 前 缘 所 在 位 置 )、一16m m 、Om m 、16m m、32m m (叶片后缘所在位置)。在每个截面的径向即 Y 轴方向上分别取 7 个噪声计算点，其 Y轴坐标分别为 270mm 、290mm 、310r a m 、330r am 、350mm 、370mm 、390mm ，旋转区域截面及计算点所在位置如图 5所示。图 5 中左图为截面所在坐标位置(从左到右依次为 1～5截面)，右图为每个截面上计算点 Y 轴的坐标位置。
二级叶轮噪声计算点的布置与一级叶轮相同,同样以二级叶轮轮毂中心为坐标原点，出口轴线方向为 Z 轴正方向，以过原点的两两相互垂直的径向分别为 x 、Y 轴，以同样的数值在垂直于 z 轴方向取 5 个截面。又以同样 的数值分别在 5 个截面上取 7个噪声计算点。共计 35 个噪声计算点。
4.1 一级叶轮旋转 区域噪声计算点 的数值计 算结果分析
由计算可得一级叶轮的旋转基频为 700Hz。其整数倍基频谐 波频率为：1400H z、2 100H z、2800H z、3500H z。一级叶轮噪声计算点的频谱图如图 6 所示，在一级叶轮建立的坐标系中，以坐标为(0 ，370 ，0 )的计算点的噪声频谱图为例(一级叶轮旋转区域其他噪声计算点的频谱分布规律与此计算点类似)所示，声压级较大峰值所对应的噪声频率分别 699．3H z、 1398．6H z、2097．9H z、2797．2H z、3496．5H z，其声压 级分 别为 ：158．9dB 、157dB 、154．5dB 、150．7dB 、144．7dB。因为噪声频谱图声压级峰值对应的频率和～级叶轮旋转基频及其谐波的频率相差较小且峰值最为突出，由此得出一级叶轮旋转区域 的气动噪声主要由因叶片周期旋转引起的旋转噪声组成，且随着基频倍数的增加谐波噪声在减小 。
级叶轮旋转区域不同截面各计算点的最大噪声分布如图7所示分，别对一级叶轮旋转区域5个截面上每个计算点的噪声频谱图进行分析，得到每个计算点处噪声 的最大声压级。以 Y 轴坐标值 即噪声计算点离所在截面圆心的距离为横坐标，计算点的最大声压级为纵坐标 ，对比同一截面不同点的声压级可得随着离轴心距离的增加即从 叶根到叶尖的过程中，噪声计算点的最大声压级先增大后减小。对比不同截面各计算点的声压级，发现截面 2 、1 的声压级曲线在截面 4、5 的上方即叶片前缘处的声压级大于后缘。
图7 一级叶轮旋转区域不同截面各计算点的最大噪声分布图
4.2 二级叶轮旋转 区域噪声计算点的数值计算结果分析
二级叶轮叶片数 目比一级叶轮少 ，其旋转基频随之减小，由计算可得二级叶轮旋转基频为 500H z，其谐波频率为IO00Hz、1500H z、2000Hz、2500H z。二级叶轮噪声计算点的频谱如图8所示，在二级叶轮建立的坐标系中，同样以坐标为(0，370，0)的计算点的噪声频谱图为例(二级叶轮旋转区域其他噪声计算点的频谱分布规律与此计算点类似) 所示，声压级较大峰值所对应的噪声频率分别497．9H z、1504．5H z、2002．5H z、2500．5H z，其值与二级叶轮基频及谐波频率误差较小。对 比一级叶轮的噪声频谱图发现，虽然二级叶轮的气动噪声同样 以旋转噪声为主，但对气动噪声的影响不如一级叶轮强烈，主要是因为当气体经过一级叶轮后。由于二级叶轮反向转动使得二级叶轮旋转区域的紊流更加混乱从而导致涡流噪声的产生，从图8中可明显看到在基频及谐波频率附近的声压级产生了较大的波动。
二级叶轮旋转区域不同截面各计算点的最大噪声分布如图9所示，分别取二级叶轮旋转区域5个截面上每个计算点噪声的最大声压级，以Y轴坐标值即噪声计算点离所在截面圆心的距离为横坐标，计算点的最大声压级为纵坐标，对比同一截面不同点的声压级发现由于二级叶轮旋转区域紊流絮乱导致旋转噪声产生的同时涡流噪声的影响增大，从而使得二级叶轮旋转区域噪声规律不明显，但从叶根到叶尖的过程中任然有着先增大后减小 的趋势。对 比不同截面各计算点的声压级，发现截面 2、1 的声压级曲线在截面 4 、5 的下方即叶片前缘处的声压级小于后缘。
图9 二级叶轮旋转区域不同截面各计算点的最大噪声分布图
1) 通过对FBD系列，额定功率为55kW，额定转速为3000r／rain ，额定压力为5050Pa的矿用轴流式通风机叶轮旋转区域的噪声模拟数值分析得出一级叶轮的气动噪声主要由因叶片周期旋转引起的离散噪声 即旋转噪声组成；二级叶轮由于紊流絮乱导致涡流噪声明显从而使得二级叶轮的气动噪声主要由旋转噪声和涡流噪声组成。
2) 叶轮旋转区域，在远离轴心中即叶根到叶尖的过程中，噪声计算点的最大声压级先增大后减小。对一级叶轮而言，叶片前缘噪声略大于后缘；二级叶轮叶片的后缘噪声略大于前缘
文章来源：正麦科工CAE
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