左曙光， 胡 清， 韓惠君， 康 強(qiáng)

(同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心,上海 201804)

葉片厚度對(duì)旋渦風(fēng)機(jī)葉片噪聲的影響分析

左曙光， 胡 清， 韓惠君， 康 強(qiáng)

(同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心,上海 201804)

利用三維CFD模型對(duì)旋渦風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行模擬分析，獲得葉片表面的壓力脈動(dòng)信息，以葉片表面壓力流場(chǎng)作為氣動(dòng)聲源，通過求解FW-H方程，計(jì)算了葉片產(chǎn)生的遠(yuǎn)場(chǎng)氣動(dòng)噪聲；并以葉片表面的壓力脈動(dòng)信號(hào)作為激勵(lì)源，計(jì)算了葉片振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲。計(jì)算結(jié)果表明葉片厚度在1 mm到4 mm的范圍，其氣動(dòng)噪聲基本保持不變，結(jié)構(gòu)噪聲隨葉片厚度減小而大幅增加，進(jìn)一步分析得出葉片產(chǎn)生的噪聲以氣動(dòng)噪聲為主，結(jié)構(gòu)噪聲基本可以忽略。

旋渦風(fēng)機(jī);氣動(dòng)噪聲;結(jié)構(gòu)噪聲;葉片厚度

旋渦風(fēng)機(jī)是一種用來輸送或者抽取氣體的裝置，因?yàn)樗薪Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、質(zhì)量輕、價(jià)格低廉等特點(diǎn)，因此應(yīng)用十分廣泛。韓惠君等[1-2]建立旋渦風(fēng)機(jī)性能的數(shù)學(xué)模型，研究了改變?nèi)~片參數(shù)對(duì)旋渦風(fēng)機(jī)性能的影響，分析得出改變?nèi)~片厚度對(duì)風(fēng)機(jī)性能影響很小，同時(shí)，通過疲勞分析，給出了符合疲勞強(qiáng)度的葉片厚度范圍，指出葉片厚度過厚，因此，可通過減小葉片厚度以實(shí)現(xiàn)輕量化的目的。但該文并沒有考慮葉片振動(dòng)、噪聲問題，本文將對(duì)此問題進(jìn)行研究。

旋渦風(fēng)機(jī)作為一種旋轉(zhuǎn)機(jī)械，其噪聲包括氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲。目前，對(duì)于旋渦風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲的研究文獻(xiàn)較少，關(guān)于其它旋轉(zhuǎn)機(jī)械氣動(dòng)噪聲的研究，主要集中在軸流、離心、貫流等風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流場(chǎng)模擬和氣動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)上， Wolfram等[3]用試驗(yàn)和仿真結(jié)合的方法研究了離心風(fēng)機(jī)的非定常運(yùn)動(dòng)和氣動(dòng)噪聲，指出了離散噪聲產(chǎn)生的原因。Cho等[4]利用非結(jié)構(gòu)三角形網(wǎng)格和非穩(wěn)態(tài)二維N-S方程對(duì)橫流風(fēng)機(jī)內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，提出了用非均勻節(jié)距葉片來改善風(fēng)機(jī)的離散噪聲。

劉敏[5]提出了一種貫流風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)模型，分析了風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲源的產(chǎn)生機(jī)理、位置及強(qiáng)弱。毛義軍等[6]分析了離心風(fēng)機(jī)葉片輻射噪聲特性。蘇虎[7]用二維CFD模型對(duì)旋渦風(fēng)機(jī)內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行了分析，并分析了葉片彎角、葉片數(shù)等參數(shù)變化對(duì)風(fēng)機(jī)噪聲的影響，但該文并沒有分析葉片厚度變化對(duì)風(fēng)機(jī)噪聲的影響。

在風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲方面，蔡建程等[8]數(shù)值模擬了離心風(fēng)機(jī)蝸殼在非定常氣動(dòng)力作用下的蝸殼振動(dòng)噪聲。宋立廷[9]采用有限元和邊界元相結(jié)合的方法，對(duì)旋渦風(fēng)機(jī)殼體振動(dòng)聲輻射進(jìn)行了預(yù)測(cè)，但并沒有計(jì)算葉片結(jié)構(gòu)噪聲。戚美[10]分析了軸流通風(fēng)機(jī)動(dòng)葉片的聲振特性，通過改變?nèi)~片結(jié)構(gòu)尺寸達(dá)到減振降噪目的，但并沒有葉片厚度變化對(duì)葉片結(jié)構(gòu)噪聲的影響。此外，沒有查閱到綜合考慮分析葉片的氣動(dòng)噪聲與結(jié)構(gòu)噪聲的相關(guān)文獻(xiàn)。

本文針對(duì)燃料電池車用風(fēng)機(jī)進(jìn)行研究分析，風(fēng)機(jī)型號(hào)為臺(tái)灣瑞昶電機(jī)有限公司的DG-600系列。首先完成了旋渦風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)計(jì)算，以提取葉片表面的壓力脈動(dòng)信號(hào)，接著分別建立了計(jì)算風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲與結(jié)構(gòu)噪聲的仿真模型，研究了葉片厚度變化對(duì)氣動(dòng)噪聲以及結(jié)構(gòu)噪聲的影響，最后，對(duì)葉片噪聲中氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲各自所占的比重進(jìn)行了分析。

1 旋渦風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)計(jì)算

1.1 物理模型建立

圖1顯示的是旋渦風(fēng)機(jī)內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算的三維CFD模型，采用的是六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)約550萬。仿真計(jì)算的參數(shù)為，風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min，入口壓力為0，出口壓力為10 kPa，湍流模型為大渦模擬。將旋渦風(fēng)機(jī)的入口設(shè)為壓力入口邊界，出口設(shè)置為壓力出口邊界，其它邊界條件均為固壁邊界。

圖1 旋渦風(fēng)機(jī)網(wǎng)格圖Fig.1 Mesh graph of regenerative blower

1.2 葉片表面的壓力脈動(dòng)信號(hào)提取及分析

葉片表面的監(jiān)測(cè)位置如圖2所示，這樣，待非定常計(jì)算結(jié)束時(shí)，便可以得到110個(gè)葉片表面壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)。

圖2 風(fēng)機(jī)葉片表面監(jiān)測(cè)位置Fig.2 Monitor position of fan blade surface

圖3顯示了模型中一個(gè)葉片壓力面的壓力波動(dòng)時(shí)域圖和頻域圖。

作用在葉片上的壓力時(shí)域圖呈現(xiàn)出了明顯的周期性特征，周期與風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速一致，當(dāng)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，壓力變化一周的時(shí)間為0.02 s。而且無論是葉片的吸力面還是壓力面，都無一例外的表現(xiàn)出了55倍頻(2 750 Hz)的峰值頻率，這說明風(fēng)機(jī)噪聲中的55倍頻主要由葉片貢獻(xiàn)。

圖3 P1面的壓力時(shí)域圖和頻域圖Fig.3 Time and frequency domain figure of P1 pressure

2 葉片氣動(dòng)噪聲分析

2.1 葉片產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲仿真計(jì)算

本文采用Fluent軟件中的聲類比積分(基于FW-H方程)模塊計(jì)算葉輪產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲，計(jì)算的氣動(dòng)噪聲聲源為旋渦風(fēng)機(jī)110個(gè)葉片上的壓力波動(dòng)信號(hào)，遠(yuǎn)場(chǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置的選擇按照GB T2888-91的規(guī)定，選擇了距離風(fēng)機(jī)中心位置1 m處的6個(gè)點(diǎn)，分別是風(fēng)機(jī)軸線方向上兩個(gè)，徑向方向上4個(gè)，如圖4所示，

圖4 旋渦風(fēng)機(jī)遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)Fig.4 Monitor position of fan far field noise

在X,Y,Z方向各取一個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，以下所示為風(fēng)機(jī)在三個(gè)監(jiān)測(cè)位置的聲壓頻域圖。

從圖5中可以看出，葉輪遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲三個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓頻譜中均含有55倍頻成分，另外三個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓頻譜與以上三點(diǎn)類似，都含有55倍頻成分，與試驗(yàn)測(cè)得的峰值頻率一致，證明該模型能夠反映出旋渦風(fēng)機(jī)葉片的主要噪聲特性。為了分析葉片氣動(dòng)噪聲的方向性，計(jì)算出六個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的總聲壓級(jí)，整理到表1中。

圖5 監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的聲壓頻域圖Fig.5 FFT of sound pressure at monitor position

監(jiān)測(cè)點(diǎn)峰值處聲壓/dBX=166．1X=-165．7Y=1109Y=-1112Z=1107Z=-1108

由表1可知，葉片產(chǎn)生的遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲中徑向方向的噪聲遠(yuǎn)大于軸向方向的噪聲，可見，葉片產(chǎn)生的遠(yuǎn)場(chǎng)氣動(dòng)噪聲主要沿徑向傳播。

2.2 不同葉片厚度下氣動(dòng)噪聲分析

為了說明葉片厚度對(duì)葉片氣動(dòng)噪聲的影響，本文在葉片厚度為1 mm到4 mm的范圍內(nèi)共取了十個(gè)點(diǎn)，分析計(jì)算聲功率級(jí)隨葉片厚度的變化特性，如圖6。

圖6 風(fēng)機(jī)葉片聲功率級(jí)隨葉片厚度的變化Fig.6 Influence of blade thickness on fan blade sound power level

由圖6可以看出，在不同葉片厚度下，葉片產(chǎn)生的聲功率級(jí)均在112 dB到117 dB的范圍內(nèi)，最大聲功率級(jí)與最小聲功率級(jí)之間相差僅為4.2%，與原模型相比，葉片厚度減小為1 mm時(shí)，聲功率級(jí)增加了1.7%。可以認(rèn)為葉片厚度從4 mm減小到1 mm的過程中，聲功率級(jí)基本上沒有變化，即葉片產(chǎn)生的遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲基本上沒有發(fā)生變化。

3 葉片結(jié)構(gòu)聲輻射分析

3.1 葉片產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲仿真計(jì)算

計(jì)算葉片產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲時(shí)，首先對(duì)葉輪的葉片進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，獲得葉輪上所有節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度，以此作為邊界條件應(yīng)用Virtual.Lab分析軟件，計(jì)算得到葉輪遠(yuǎn)場(chǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)上的聲壓分布。圖7是進(jìn)行葉片頻率響應(yīng)分析的有限元模型，其中，葉片上的脈動(dòng)壓力來自由風(fēng)機(jī)內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算，葉輪的約束為固定旋轉(zhuǎn)中心孔的內(nèi)表面。

圖7 葉片頻率響應(yīng)分析模型Fig.7 Analysis model of blade frequency response

圖8是葉尖處提取的振動(dòng)速度頻譜圖。從頻譜圖可以看出，振動(dòng)速度的峰值集中在1 250 Hz，3 850 Hz，與激勵(lì)中的1 244 Hz，3 831 Hz的峰值頻率誤差均在0.5%以內(nèi)，可以認(rèn)為速度頻譜圖中的峰值是由于激勵(lì)引起的。

圖8 1 mm葉片在葉尖位置的速度響應(yīng)Fig.8 Speed response on tip position of 1mm-blade

為了評(píng)價(jià)葉片產(chǎn)生的遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲，建立了以葉輪中心為球心，半徑為1 m的球形場(chǎng)點(diǎn)監(jiān)測(cè)網(wǎng)格。表2列舉了葉片振動(dòng)在6個(gè)遠(yuǎn)場(chǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的噪聲聲壓級(jí)。

從表2中可以看出，葉片振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲聲壓級(jí)為負(fù)值，說明此時(shí)葉片剛度足夠大，振動(dòng)幅值很小，產(chǎn)生的葉片結(jié)構(gòu)噪聲也相當(dāng)小基本上可以不予考慮。

表2 旋渦風(fēng)機(jī)葉片振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲聲壓級(jí)(dB)

3.2 不同葉片厚度下結(jié)構(gòu)噪聲分析

在葉片厚度從1 mm到4 mm的變化范圍內(nèi)取4個(gè)葉片厚度，分別計(jì)算了葉片振動(dòng)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲，圖9中列舉了葉片振動(dòng)在6個(gè)遠(yuǎn)場(chǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的噪聲聲壓級(jí)。

圖9 各葉片厚度下不同監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的聲壓級(jí)Fig.9 Sound pressure level of different monitor points in each blade thickness

由圖9中可以看出，當(dāng)葉片厚度從4 mm向1 mm變化時(shí)，葉片結(jié)構(gòu)噪聲隨葉片厚度的減小而增大，特別是葉片厚度由3 mm減小到1 mm過程中，葉片結(jié)構(gòu)噪聲大幅增大。這是因?yàn)殡S葉片厚度降低，葉片的剛度也會(huì)減小，導(dǎo)致葉片的振動(dòng)幅度增大，由此提高了葉片的結(jié)構(gòu)噪聲。

4 葉片噪聲貢獻(xiàn)分析

上文分別建立了計(jì)算葉片氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲的模型，分析了葉片產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲，下面分析兩個(gè)噪聲在葉片噪聲中所占的比重，直觀上發(fā)現(xiàn)葉片氣動(dòng)噪聲大于結(jié)構(gòu)噪聲，選取結(jié)構(gòu)噪聲最大的極端情況，即葉片厚度為1 mm的葉輪進(jìn)行分析，各個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的總聲壓級(jí)如表3。

表3 葉厚為1 mm 的旋渦風(fēng)機(jī)葉片產(chǎn)生的總噪聲

可以看出，沿著徑向方向的噪聲不論是氣動(dòng)噪聲，還是結(jié)構(gòu)噪聲，都大于沿著軸向的噪聲?？梢娙~輪產(chǎn)生的噪聲主要還是沿著徑向方向傳播。

由于聲源單位時(shí)間輻射的能量與聲壓的有效值的平方是成正比的，因此采用聲壓的平方來計(jì)算氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲各自所占的比例。計(jì)算結(jié)果見表4。

表4 葉厚為1 mm 的旋渦風(fēng)機(jī)葉片產(chǎn)生的各噪聲比例

從上表可以看出，即使在葉片厚度為1 mm時(shí)，氣動(dòng)噪聲占總噪聲的比例也遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于結(jié)構(gòu)噪聲，尤其是在徑向方向上，幾乎所有的噪聲均為氣動(dòng)噪聲。因此，旋渦風(fēng)機(jī)葉片產(chǎn)生的噪聲主要?dú)鈩?dòng)噪聲，結(jié)構(gòu)噪聲基本上可以忽略，而葉片產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲在葉片厚度為1 mm到4 mm的范圍內(nèi)基本不變，所以可將葉片厚度減小為1 mm，相比原模型，葉輪的質(zhì)量減輕了18.7%。

5 結(jié) 論

本文分別計(jì)算了葉片厚度變化對(duì)葉片氣動(dòng)噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲的影響。研究表明，葉片厚度從4 mm減小到 1 mm的過程中，葉片氣動(dòng)噪聲基本沒有發(fā)生變化，葉片結(jié)構(gòu)噪聲則顯著增大。隨后通過分析兩個(gè)噪聲在葉片噪聲中所占的比重，發(fā)現(xiàn)氣動(dòng)噪聲占總噪聲的比例遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于結(jié)構(gòu)噪聲，因此葉片厚度變化對(duì)葉片總噪聲影響很小?；谝陨辖Y(jié)論，可以通過減少葉片厚度達(dá)到葉輪輕量化的目的，將葉片厚度從4 mm減小到1 mm，葉輪的質(zhì)量減輕了18.7%。

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Influence of blade thickness on regenerative blower’s blade noise

ZUO Shu-guang， HU Qing， HAN Hui-jun， KANG Qiang

(Clean Energy Automotive Engineering Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

A regenerative blower’s inner flow field was simulated by using a three-dimensional CFD model, and the face dynamic pressure fluctuation of each blade was attained. Then, by solving the FW-H equation the far field aerodynamic noise of each blade was calculated. Taking a blade’s dynamic pressure as excitation source, the vibration noise radiated by the blade was calculated. The calculation results showed that the aerodynamic noise of a blade keeps from varying when its thickness is within a range of 1～4 mm; the vibration noise of a blade obviously increase with decrease in its thickness; the noise of a blade is mainly the aerodynamic one, its vibration noise or structural noise can be negligible.

regenerative blower; aerodynamic noise; structural noise; blade thickness

國家自然科學(xué)基金(51075302)

2013-05-03 修改稿收到日期：2013-11-21

左曙光 男，教授，1968年生

TH445

A

10.13465/j.cnki.jvs.2014.08.023