книги из ГПНТБ / Хорошев Г.А. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха

Необходимо отметить, что расчет звуковой мощности по зави­ симостям (47) и (50) применительно к компрессорным профилям может быть произведен лишь с определенной степенью точности, так как при выводе этих уравнений использовались частные экспе­ риментальные данные. Очевидно, что при градиентном обтекании эти данные могут принять другие значения, однако в первом при­ ближении для слабоизогнутых (компрессорных) лопаток эти за­ висимости могут быть использованы.

§17. Влияние начальной турбулентности на входе

врабочее колесо на шум вентилятора

Одним из наиболее интенсивных источников аэродинамического шума лопаточных аппаратов является турбулентность потока на входе в решетку профилей. Как правило, судовые системы венти­ ляции и кондиционирования воздуха проектируют так, чтобы по­ ток на всасывании в рабочее колесо был равномерным, а степень его турбулентности мала. Но в некоторых случаях этого достиг­ нуть не удается (например, в случае, когда вентилятор располо­ жен после поворота всасывающего воздухопровода). Тогда турбу­ лентность потока на входе в колесо может иметь повышенные значения (5—10%), и уровень шума вентилятора соответственно также будет высоким. Возникновение интенсивного шума в этом случае обусловлено пульсациями давления на лопатке вследствие пульсаций подъемной силы [96].

Пульсации подъемной силы в свою очередь вызваны мгновен­ ным изменением угла атаки потока на лопатку. В самом деле, предположим, что к входной кромке лопатки пришел вихрь, ори­ ентированный так, что вектор мгновенного значения скорости сме­ стился и угол атаки стал отрицательным. В следующий момент по­ дойдет вихрь, вращающийся в противоположную сторону, и угол атаки станет положительным. Естественно, что эти изменения угла атаки приведут к изменениям подъемной силы профиля, пульса­ циям давления и, следовательно, к генерированию шума.

Для определения акустической мощности, излучаемой лопа­ точным аппаратом вентилятора вследствие начальной турбулент­ ности потока, воспользуемся зависимостью (34). Разницу пульсационного давления можно рассматривать как пульсации локаль­ ной подъемной силы, на единицу площади и выражать в виде коэффициента местной, подъемной силы:

61

Если предположить, что любая пульсационная составляющая скорость меньше осредненной скорости, то

48лс3

Данное интегрирование относится только к одной поверхности лопатки.

В турбулентном потоке корреляционная площадь S зависит главным образом от размера вихрей набегающего турбулентного потока. Она будет изменяться по поверхности только с изменением масштаба турбулентности. Если хорда пластины достаточно мала, то при допущении постоянства скорости Ѵ\ по хорде выражение (53) преобразуется к виду

Учитывая нормальные составляющие пульсационнои скорости по отношению к поверхности и принимая ее постоянной по хорде, получаем

< с и > и = Ф-

где Ф — осредненный наклон кривой зависимости подъемной силы аэродинамической поверхности от угла атаки.

Тогда

Данная формула определяет акустическую мощность, излучае­ мую слабоизогнутым профилем в турбулентном воздушном по­ токе, турбулентность и средние свойства которого вдоль хорды изменяются незначительно. Для ее определения, в частности, не­ обходимо знать такие характеристики турбулентного потока, как плотность спектра и масштаб длины. Даже при наличии неполных сведений о характеристиках путем некоторого упрощения уравне­ ния (56) можно получить данные о предполагаемом уровне зву­ ковой мощности. Например, можно предположить, что большая

62

часть энергии спектра пульсации скорости турбулентного потока содержится в полосе центральной частоты f.

Среднеквадратичное значение пульсации скорости определится зависимостью

= CÜ2(ü')a,

Если обозначить корреляционные радиусы в направлении по­ тока и поперек потока через т\ и г2, то корреляционная площадь должна быть порядка ягіг2, т. е. должна быть равна площади эл-

Рис. 31. Уровни шума, излучаемого плоской пластинкой.

липса с полуосями гх и г2 . Исследования, проведенные Е. В. Вла­ совым и другими авторами, показали, что в турбулентных струях продольный размер вихря примерно в три раза больше попереч­ ного. С учетом этого можно принять, что S составляет величину порядка /у2.

Характерная частота конвекционной турбулентности может быть выражена как ѵ/Іи где 1\ — типичная «длина волны» вихрей. Исследования турбулентных струй свидетельствуют о том, что 1\ больше, чем гх. Как показали исследования, эффективное расстоя­ ние между вихрями одинаковой ориентации, обладающими боль­ шой энергией, оказывается примерно в 2я раз больше корреляци­ онного в направлении потока радиуса вихря. В этом случае Sco2 приобретет значение порядка щ2, и акустическая мощность, излу­ чаемая решеткой z профилей, согласно уравнению (56) будет равна

48яс3 "

63

Экспериментальная проверка этой зависимости была осущест­ влена И. Шарландом [96] для двух случаев: изолированной пла­ стины, обтекаемой потоком воздуха, вытекающим из круглого от­ верстия, и ротора осевого вентилятора.

Пластину размером 25 мм по хорде и 63 мм в поперечном на­ правлении помещали в воздушную струю, выходящую из форсунки диаметром 25 мм. На рис. 31 показаны уровни воздушного шума, возникающего при обтекании данной пластины. Кривая 3 соответ­ ствует случаю, когда пластина размещалась около выхода струи, так что большая ее часть находилась в среде относительно спокой-

Рис. 32. Зависимость уровня шума осевого вен­ тилятора от угла закрытия жалюзи.

ного потока. Кривая 1 соответствует случаю, когда пластина уста­ навливалась в такой точке, где поток по всей поверхности пластины был турбулентным. Приведенные кривые наглядно показывают, что излучение шума значительно (на 10—12 дБ) увеличивается при наличии турбулентности в потоке впереди пластины. Оценка шума, создаваемого пластиной в полностью турбулентном потоке

спериментом. Турбулентность в вентиляторе создавали путем по­ мещения непосредственно в раструбе заборной трубы изогнутого в кольцо круглого стержня диаметром 0,9 см. Диаметр кольца был равен осредненному диаметру рабочего колеса и примерно в 20 раз больше диаметра самого стержня. В этом случае расчетное и эк­ спериментальное значения уровней шума вентилятора также имели удовлетворительное совпадение.

В работе [80] описано влияние жалюзи на шум осевого венти­ лятора. При изменении угла наклона жалюзи изменялась турбу­ лентность потока на входе в рабочее колесо вентилятора. На

64

рис. 32 показано изменение общего уровня воздушного шума вен­ тилятора в зависимости от угла наклона жалюзи. Как видно из рисунка, в этом случае не наблюдается такого резкого увеличе­ ния уровня шума, хотя характеристики турбулентности должны были бы изменяться значительно (уровень шума увеличивается только на 5—8 дБ). Это, очевидно, объясняется изменением импе­ данса выходного сечения вентилятора при уменьшении живого се­ чения на входе в вентилятор. Однако качественная картина изме­ нения уровня шума вентилятора от турбулентности натекающего потока полностью подтверждается и в этом случае.

§ 18. Неоднородность структуры потока за рабочим колесом

Рассмотрим, как влияет на возникновение шума в судовых вен­ тиляторах обтекание неоднородным потоком лопаточного аппа­ рата или какого-либо тела, находящегося за лопаточным аппара­ том (например, языка улитки центробежного вентилятора, растяжки двигателя осевого прямоточного вентилятора). Под неод­ нородностью потока понимается различие в скоростном и стати­ ческом давлении в аэродинамическом следе за каждой лопаткой и в области основного потока. Шум, возникающий вследствие воз­ действия неоднородного потока на обтекаемое тело, проявляется, как было показано в § 2 и 3, на частотах

При выводе зависимости интенсивности звукового давления на частоте f примем следующие допущения:

— форма входной кромки обтекаемого тела — прямоугольная и симметричная относительно вектора скорости набегающего по­ тока;

—звуковой импульс, возникающий в районе обтекаемого тела, распространяется без искажения через межлопаточные каналы рабочего колеса и всасывающий воздухопровод;

—корпус вентилятора абсолютно жесткий;

—переменная аэродинамическая сила, действующая на тело, изменяется по такому же закону, как и скорость потока на выходе из решетки лопаток.

При выводе уравнения для спектральной составляющей звуко­ вого давления рассмотрим для простоты случай, когда решетка профилей неподвижна, а обтекаемое тело, находящееся за решет­ кой, движется вдоль оси решетки со скоростью и, равной скорости движения решетки (рис. 33). Когда движущееся тело находится в середине межлопаточного канала, на него действует аэродина­

эта сила за короткий промежуток времени изменяется, в резуль­ тате чего тело будет воздействовать на окружающую среду с пе­ ременной силой, которая по своим свойствам является акустиче­ ским источником звука осциллирующего типа [72]. Если обтекае-

Рис. 33. Схема обтекания тела неоднородным потоком.

мым телом является лопатка рабочего колеса осевого вентиля­ тора, выполненного по схеме НА + РК, наряду с появлением пульсационной аэродинамической силы на входной кромке лопатки

неоднородным потоком какого-либо тела [73]. Совместим проек­ цию входной кромки этого тела на плоскость, нормальную вектору скорости набегающего потока с плоскостью хоу (рис. 34). Поло­ жительное направление оси z примем совпадающим с направле­ нием, обратным движению потока. Обозначим через AF (%) пуль­ сирующую аэродинамическую силу, действующую на единичный

66

нием расстояния от выходных кромок лопаток, то эта сила также зависит от расстояния As обтекаемого тела до выходных кромок лопаток. Положим, что эта сила в зависимости от расстояния As изменяется по закону X(As). Тогда ее можно представить в виде

В свою очередь этот элемент будет воздействовать на окружаю­ щую среду с такой же по величине, но противоположно направлен­ ной силой. В элементе dS на среду действует сила AFl(x)X(As)dS. Очевидно, что

Для элемента dS потенциал скоростей, обусловленный сосредото­ ченной силой, будет равен [12]

где Zi = AF%(x)X(As)dS, ki — волновое число;

г — расстояние до точки замера; р — плотность окружающей среды.

Потенциал скоростей, обусловленный всей системой сил, дей­

где /г( т ) — аэродинамическая сила, действующая на обтекаемое тело, находящееся на некотором расстоянии от выходных кромок лопаток.

В зависимости от конструкции рабочих колес вентилятора сила F (х) может быть периодической (при постоянном шаге лопаток) и

Рис. 35. Трапецеидальная эпюра скорости и положение наклонного тела в различные моменты времени.

паток колеса) и может быть разложена в ряд Фурье:

Тогда выражение для звукового давления может быть запи­ сано в виде

68

Как видно из выражения (69), для расчета звукового давления необходимо знать закономерность изменения силы F(т) или фор­ му аэродинамического следа по шагу на выходе из решеток про­ филей.

Рис. 36. Эпюра скорости на выходе из рабочего колеса по шагу лопаток.

следа на' выходе из рабочих колес судовых вентиляторов с по­

бежных вентиляторов с радиальными лопатками й у осевых вентиляторов

при производительности номинальной и,больше номинальной. Определим коэффициенты Фурье для случая трапецеидальной

формы эпюры скорости на выходе из решетки лопаток, наиболее часто встречающегося у судовых вентиляторов. Развернем на пло­ скость эпюру скорости за рабочим колесом вентилятора (см. рис. 35). Там же показано взаимное расположение обтекаемого тела, наклоненного на угол Ѳ относительно эпюры в различные моменты времени хп- Для наглядности и простоты дальнейших выводов будем считать, что форма входной кромки обтекаемого тела — прямоугольная. При перемещении обтекаемого тела из по­ ложения 0 в положение 3 сила, действующая на него, изменяется приближенно по тому же закону, что и Дп (рис. 37). Величины хп определяются следующими зависимостями:

69

где а — угловая скорость вращения рабочего колеса.

Сила F (х) изменяется во времени по следующему закону:

Подставляя выражение (74) в формулу для амплитуды звуко­

В зависимости (75) неизвестной величиной остается пульсаци онная аэродинамическая сила

F = Fi - F 2,

где F1 — полная аэродинамическая сила, действующая на обте­ каемое тело, когда оно находится в центре межлопаточного канала;

70