一種離心風機蝸殼減振降噪的數值優化方法(3)

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3．2無質量約束的優化設計去除質量約束后，將蝸殼前后側板和蝸板的3個厚度作為設計變量，將速度平方和作為目標甬數．整個優化過程運行了53步，其中隨機優化法完成優化的步數為51，一階優化的步數為2．由于優化次數太多，所以這里僅列出了由隨機優化方法和一階優化方法計算得到的兩組最優序列。4優化前后的聲場計算為了進一步討論結構減振與降噪之間的關系，在此列出了優化前后石家莊市風機廠蝸殼的主要結構參數和計算結果，本文使用SYSNOISE軟件計算了蝸殼振動向外輻射的聲場(見圖3)，由于采用的是直接邊界元方法，因此邊界元網格模型為封閉式結構，即用虛擬面將蝸殼進出口封閉，邊界元模型進出口為自由邊界．將由ANSYS得到的振動響應計算結果從細網格到粗網格進行插值后作為其他單元的速度邊界條件，其中空氣的物理參數設置如下：密度p=1．225kg／m3，聲速c=340 m／s．為了便于對比優化前后的結果，本文分別將蝸殼壁面振動速度和場點聲壓以級差L。k的形式來表示，并分別取參考速度為1．0×10一m／s。參考聲壓為2．0X 10～Pa．級差的計算式為L：nlg爭(5)nmf式中：a為選擇系數，n=20；A“為振動速度或場點聲壓的有效值，Ad一2--1／2A；Ad為振動速度或場點聲壓的參考值．根據插值結果獲得的各蝸殼壁面振動速度的最大幅值如表4所示．若速度級差的取值范圍為o～63 dB，優化前后蝸殼壁面的振動速度幅值分布如圖4～圖6所示．從圖4～圖6可以看出，優化前石家莊市風機廠蝸殼的主要振動部位是在其出口處，其他部位的振動幅值較小，所以優化前石家莊市風機廠蝸殼的出口是主要的噪聲源．質量不變經優化設計的蝸殼出口振動幅度有所降低，無質量約束經優化設計的蝸殼出口振動幅度降低的程度更大，無質量約束壁面整體振動幅值比前兩種均有所下降且分布更加均勻．為了獲得蝸殼振動產生的噪聲在空間中的分布情況，本文在石家莊市風機廠中心建立了半徑為1 m的球形殼體，再利用該球體表面上的聲壓來觀察優化前后蝸殼在基頻580 Hz處的場點聲壓分布情況．
本文根據場點最大聲壓值設置了場點聲壓的取值范圍(20～75 dB)，聲壓分布如圖7～圖9所示．從圖7～圖9可以看出，優化后蝸殼的整體聲壓均比優化前有所下降。其中無質量約束優化后的蝸殼噪聲輻射聲壓比質量不變優化后的蝸殼噪聲輻射聲壓下降得更為明顯，具體結果如表6所示．通過與原蝸殼聲學計算結果比較可以看出，質量不變優化后的蝸殼噪聲輻射的最大聲壓提高了0．89 dB，無質量約束優化后的蝸殼噪聲輻射的最大聲壓下降了5．42 dB，經過這兩種方式優化后的蝸殼噪聲輻射聲功率均明顯下降，其中無質量約束優化后蝸殼的輻射聲功率最小．從減振優化設計和聲學數值計算結果可以看出．經過減振優化設計后的蝸殼，其壁面噪聲輻射聲功率和整體場點聲壓均有所降低．且振動速度越小，噪聲下降得越明顯，所以通過減小蝸殼振動，可以降低結構輻射噪聲．
5結論本文研究了T9—19No．4A型前向離心石家莊市風機廠的減振降噪問題。結果如下．
(1)針對離心石家莊市風機廠蝸殼提出了一種減振降噪的數值優化設計方法．為了節約優化迭代中的聲場計算開銷，優化迭代僅針對蝸殼結構振動最小而展開，聲場計算僅涉及結構振動優化的最終結果而進行．本文利用ANSYS軟件對石家莊市風機廠蝸殼進行了參數化建模，并選擇了蝸殼壁面振動速度的平方和作為目標函數．優化結果表明：若質量和蝸殼壁厚在限定的范圍內，必然存在一個蝸殼壁厚尺寸的相對最佳組合，利用該組合可在不增加蝸殼材料成本的前提下實現減小蝸殼振動的優化設計；在無質量約束下，通過全局優化可以進一步找到蝸殼局部壁厚尺寸的最佳組合，由此取得減小蝸殼振動的最佳優化設計結果．
(2)針對優化前后的蝸殼結構，利用聲學仿真軟件s1恪N()ISE對蝸殼振動輻射噪聲進行了計算．結果表明，通過小蝸殼振動來優化蝸殼壁厚尺寸，可以達到降低蝸殼振動的輻射聲功率的目的，而且蝸殼壁面振動速度平方和越小，蝸殼壁面輻射聲功率就越，J、．
(3)本文是以基頻激勵下蝸殼結構振動與振動聲輻射的關系作為研究對象的，實際上還應考慮其他脈動頻率(如基頻的高次諧波)．如果要定量驗證本文方法的正確性，還需利用實驗的方法，但目前的數值結果至少表明本文方法是一條可以繼續探索的途徑，其為離心壓縮機及其進出口都連接管道系統的離心風機的降噪研究提供了有益的參考．