丁 杰，張 平，尚 敬，王永勝，曾亞平

（1.湘潭大學(xué) 土木工程與力學(xué)學(xué)院，湖南 湘潭 411105；2.株洲中車時代電氣股份有限公司，湖南 株洲 412001）

地鐵車輛輔助變流器氣動噪聲在近年受到關(guān)注，內(nèi)部冷卻風(fēng)機產(chǎn)生的氣動噪聲是變流器設(shè)備的主要噪聲源，了解其噪聲特性，明確其噪聲機理，從而針對性地進行低噪聲設(shè)計與開發(fā)具有重要意義。

國內(nèi)外對地鐵車輛輔助變流器氣動噪聲研究甚少。文獻[1-2]通過簡單實測方法得到變流器內(nèi)噪聲大小及分布情況，然后依據(jù)已有經(jīng)驗對變流器壁面、管道進行降噪處理。地鐵車輛輔助變流器氣動噪聲產(chǎn)生于自身旋轉(zhuǎn)的風(fēng)機，經(jīng)柜體內(nèi)部風(fēng)道向外輻射。變流器用風(fēng)機一般為離心風(fēng)機，研究人員對該類風(fēng)機的氣動噪聲控制開展了大量的研究。王嘉冰等采用逐步回歸法對大量的多翼離心風(fēng)機試驗數(shù)據(jù)進行擬合，得到噪聲與葉輪結(jié)構(gòu)參數(shù)及風(fēng)機性能參數(shù)間的近似關(guān)系式，并以噪聲為目標(biāo)函數(shù)進行了優(yōu)化計算[3]。劉國丹等針對初始設(shè)計中噪聲較高的問題，提出了十種改進方案，數(shù)值仿真和實驗表明優(yōu)化后的風(fēng)機噪聲比原風(fēng)機降低11.08%[4]。劉曉良等研究了串列葉片不同葉片相對長度和不同葉片相對周向位置對風(fēng)機氣動性能及氣動噪聲的影響[5]。研究表明，兩個參數(shù)對串列葉片式前向離心風(fēng)機效率和A聲級均有較大影響，合理的串列葉片設(shè)計能夠在保持氣動性能基本不變的情況下降低風(fēng)機的氣動噪聲。左曙光等采用聲學(xué)有限元方法對燃料電池車用漩渦風(fēng)機氣動噪聲進行計算，研究了風(fēng)機不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對氣動噪聲的影響[6]。

本文以存在噪聲超標(biāo)問題的某地鐵車輛輔助變流器為對象，通過數(shù)值仿真方法進行氣動噪聲優(yōu)化控制研究，比較優(yōu)化方案與原始模型的差異，尋找到能夠解決輔助變流器噪聲超標(biāo)的方案，為低噪聲輔助變流器開發(fā)提供參考。

1 輔助變流器氣動噪聲仿真方法

地鐵車輛輔助變流器用于車載空調(diào)、空壓機、設(shè)備通風(fēng)機、照明、插座等供電，主要由柜體、變流器模塊、變壓器、電抗器、離心風(fēng)機、接觸器和傳感器等組成。離心風(fēng)機主要由支撐部件、電機和葉輪（包含6個徑向后彎葉片）組成，空氣在離心風(fēng)機的作用下由柜體頂部進口流入，經(jīng)風(fēng)道后由柜體底部出口流出。

輔助變流器氣動噪聲產(chǎn)生于風(fēng)機，經(jīng)風(fēng)道傳播后向外界輻射，可以使用聲類比方法[7-9]進行噪聲預(yù)測。圖1為輔助變流器氣動噪聲計算流程圖。

圖1 輔助變流器氣動噪聲計算流程圖

首先利用Pro/E軟件建立輔助變流器3維CAD模型；然后利用ICEM-CFD軟件分別劃分CFD網(wǎng)格和聲學(xué)網(wǎng)格；再利用FLUENT軟件對CFD網(wǎng)格進行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)流場計算，獲得輔助變流器的氣動噪聲源特性；接著進行ICFD轉(zhuǎn)換，將速度和密度時域量進行快速傅立葉變換轉(zhuǎn)化為頻域結(jié)果，插值映射到聲學(xué)網(wǎng)格上；最后進行聲學(xué)計算，通過聲類比方法得到聲源在流道和外場的聲傳播特性。

為保證風(fēng)機區(qū)域的網(wǎng)格質(zhì)量，利用ICEM-CFD軟件用精細(xì)且合理的六面體網(wǎng)格對風(fēng)機進行劃分，因輔助變流器內(nèi)部流道較為復(fù)雜，采用四面體為主的網(wǎng)格劃分方式，網(wǎng)格尺寸大多集中在3 mm～10 mm，生成的網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 CFD網(wǎng)格

網(wǎng)格數(shù)量約為1 100萬。為確保流場計算結(jié)果的收斂性，首先通過穩(wěn)態(tài)流場計算得到收斂的初場，再通過瞬態(tài)流場計算得到收斂的瞬態(tài)流場。穩(wěn)態(tài)流場計算采用Fluent軟件的RNG湍流模型并結(jié)合非平衡壁面函數(shù)和多參考坐標(biāo)系法，密度通過理想氣體狀態(tài)方程計算得到，所有固壁給定無滑移邊界條件。瞬態(tài)流場計算采用大渦模擬的S-L亞格子模型和滑移網(wǎng)格法，風(fēng)機轉(zhuǎn)速為2 900 r/min，時間步長取葉片轉(zhuǎn)過2°對應(yīng)的時間，即1.149′10-4s，每時間步長迭代次數(shù)為15次。從風(fēng)機進入4圈開始，輸出聲源區(qū)域的密度和速度，直至第8圈停止流動計算的迭代。

為建立滿足2 000 Hz計算要求的輔助變流器聲學(xué)網(wǎng)格，根據(jù)聲學(xué)網(wǎng)格需要保證每波長6～8個網(wǎng)格的原則，可知聲學(xué)網(wǎng)格尺寸不超過28.3 mm，利用ICEM-CFD軟件得到數(shù)量為310萬的聲學(xué)網(wǎng)格。采用聲學(xué)軟件Actran的直接頻域響應(yīng)方法進行輔助變流器內(nèi)外氣動噪聲傳播計算。風(fēng)機類旋轉(zhuǎn)機械氣動噪聲計算的聲源處理方法主要有：將葉片表面作為聲源和將旋轉(zhuǎn)交接面作為聲源。前者主要呈現(xiàn)旋轉(zhuǎn)流動導(dǎo)致葉片表面非定常壓力脈動而形成的偶極子聲源，后者不僅能夠收集到葉片表面的偶極子聲源，還能夠接收到旋轉(zhuǎn)區(qū)域內(nèi)由速度脈動而形成的四極子聲源，因而更加接近實際情況。分別將風(fēng)機旋轉(zhuǎn)交接面和輔助變流器內(nèi)部管道區(qū)域定義為面聲源和體聲源，因葉片通道內(nèi)的渦流往外傳播噪聲，會通過交接面進行計算，因此考慮葉片通道內(nèi)的流動對聲壓級的影響。輔助變流器進口和風(fēng)道布置吸聲材料的位置定義為與吸聲系數(shù)相對應(yīng)的導(dǎo)納邊界，其他壁面均為全反射的剛性壁面。在輔助變流器進出口設(shè)置相應(yīng)的聲傳播區(qū)域，該區(qū)域邊界定義為無限元邊界。

2 氣動噪聲仿真與試驗對比

2.1 仿真結(jié)果分析

經(jīng)過穩(wěn)態(tài)流場計算可以得到穩(wěn)定情況下柜體內(nèi)部的空氣速度分布、壓力分布和漩渦分布等結(jié)果，經(jīng)過瞬態(tài)流場計算可以得到隨時間變化的速度分布、壓力脈動均方根值分布、總聲壓級分布等計算結(jié)果。圖3為經(jīng)過穩(wěn)態(tài)流場計算得到的風(fēng)機中心垂直截面壓力分布云圖。可以看出由于風(fēng)機做功使空氣流過風(fēng)機后便可以獲得一定的靜壓頭。風(fēng)機截面同時顯示一團低壓區(qū)域，這是由于該處有較強漩渦存在，說明當(dāng)前條件風(fēng)機進口流動均勻性較差，風(fēng)機內(nèi)部將會產(chǎn)生更多漩渦，從而增加了氣動噪聲。對瞬態(tài)數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計平均處理后可知，風(fēng)機的風(fēng)量為2 338 m3/h，壓差為1 090 Pa，滿足風(fēng)量不低于2 000 m3/h的設(shè)計要求。

圖3 風(fēng)機中心垂直截面壓力分布

經(jīng)過聲學(xué)計算后可以得到氣動聲源分布、聲傳播分布、監(jiān)測點頻譜曲線等結(jié)果。圖4給出頻率為290 Hz聲傳播的聲壓級分布云圖。

圖4 聲傳播的聲壓級分布云圖

由圖4可知噪聲從風(fēng)機產(chǎn)生后，通過流道傳播到輔助變流器進出口。由于輔助變流器兩個進口有吸聲材料，內(nèi)外聲壓級差距明顯，表明該吸聲材料布置和吸聲效果較好。出口處僅有濾網(wǎng)無吸聲材料，內(nèi)部噪聲直接傳遞出來，出口處聲壓級比進口大。由于輔助變流器柜體壁板隔聲，內(nèi)部聲壓級比外部聲壓級約大35.0 dB(A)。

2.2 試驗驗證

為了解輔助變流器的噪聲特性及驗證仿真方法的可行性，進行了噪聲試驗。通過臺架使輔助變流器柜體底面距離地面1.05 m，在輔助變流器周邊布置傳聲器，試驗現(xiàn)場如圖5所示。

圖5 試驗現(xiàn)場

通過測點的試驗數(shù)據(jù)分析可知，輔助變流器噪聲主要集中在3倍頻（基頻為290 Hz）范圍內(nèi)，1 000 Hz以上聲壓級較低，故對比曲線僅顯示0～1 000 Hz。圖6為距出口0.4 m測點的仿真與試驗對比曲線。

圖6 聲壓級頻譜仿真與試驗對比

可以看出290 Hz頻率處峰值相差3.0 dB(A)，仿真和試驗總聲壓級分別為79.8 dB(A)和82.3 dB(A)，相差為2.5 dB(A)。多個測點處的仿真與試驗值對比可說明仿真與試驗的吻合度較高，后續(xù)優(yōu)化可基于已建立的仿真預(yù)測方法進行。

3 降噪優(yōu)化方案及結(jié)果

3.1 增加整流網(wǎng)

為改善風(fēng)機進口速度不均勻性，在風(fēng)機進口端增加網(wǎng)孔為邊長為5 mm的正方形、厚度為15 mm整流網(wǎng)。加裝整流網(wǎng)并經(jīng)仿真計算發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機風(fēng)量降為2 033 m3/h，壓差為990 Pa，但速度不均勻度得到降低，風(fēng)機進口速度均勻性得到改善，進口0.4 m處測點總聲壓級降低1.0 dB(A)，其中風(fēng)機風(fēng)量和壓差降低的原因是整流網(wǎng)改變了風(fēng)機進口和出口的流動，且增加了系統(tǒng)阻力。

圖7為增加整流網(wǎng)的優(yōu)化模型與原始模型距出口0.4 m處測點聲壓級頻譜仿真結(jié)果對比。

圖7 有無整流網(wǎng)的聲壓級頻譜對比

可以看出，增加整流網(wǎng)后的輔助變流器氣動噪聲特性仍表現(xiàn)為在290 Hz頻率處出現(xiàn)峰值，然而該頻率峰值由原來的74.3 dB(A)降低到72.9 dB(A)，降幅為1.4 dB(A)，總聲壓級降低2.5 dB(A)。

3.2 增加葉片數(shù)

原風(fēng)機葉片數(shù)為6片，在高速旋轉(zhuǎn)過程中葉片在同一條直線上且形狀對稱，振動能量互相傳遞和疊加，易發(fā)生共振，增強噪聲源，因此考慮將葉片數(shù)增加為7片，通過抑制對稱引起的共振來進行降噪優(yōu)化。增加風(fēng)機葉片后，風(fēng)機風(fēng)量為2 403 m3/h，壓差為953 Pa。一般而言，均勻來流時，葉片數(shù)由6增加為7，保持葉型和厚度不變情況下的葉輪實度變大，若保持轉(zhuǎn)速不變，則風(fēng)量應(yīng)減小。然而，在非均勻來流時可能有所不同，有時也會出現(xiàn)風(fēng)量稍有增加、壓升減少、風(fēng)機做功能力不同的現(xiàn)象，因此本文的風(fēng)量較原始模型有了較小幅度增加。

增加葉片數(shù)后，其他計算條件不變，進口0.4 m處測點因明顯降低主要頻段的噪聲能量，總聲壓級降幅超過3.0 dB(A)，降噪效果明顯。圖8為增加葉片數(shù)的優(yōu)化模型與原始模型距出口0.4 m處測點聲壓級頻譜仿真結(jié)果對比。

圖8 調(diào)整葉片數(shù)的聲壓級頻譜對比

可以看出原始模型對應(yīng)噪聲主要能量在250 Hz～350 Hz的頻段上。葉片數(shù)增加到7片后，雖然峰值能量相當(dāng)，但噪聲主要能量對應(yīng)頻段變窄，為此該測點總聲壓級降低約1.5 dB(A)。

3.3 增加共振腔

共振腔可有效抑制單頻噪聲，已在工業(yè)降噪中廣泛應(yīng)用?；诠舱袂辉O(shè)計原則，可按照式（1）得到共振腔的關(guān)鍵參數(shù)。

式中：f為共振頻率，Hz；n為共振階次；c為聲速，m/s；L為管長，m；r為共振腔半徑，m。

考慮到柜體可用空間，確定共振腔長度為250 mm，截面的寬和高均為100 mm。圖9為增加共振腔后的風(fēng)機區(qū)域漩渦分布。

圖9 風(fēng)機區(qū)域漩渦分布

可以看出旋渦主要在葉片進口及底部前緣，其中葉片上端面附近漩渦分布較多。漩渦越過葉片前緣后逐漸脫離葉片表面，并向葉片的壓力面擴散，擴散后的大渦經(jīng)過葉片出口流至輔助變流器出口區(qū)域。增加共振腔后，風(fēng)機風(fēng)量為2 300 m3/h，壓差為1 023 Pa，因共振腔改變了風(fēng)機進口和出口的流動，且增加了系統(tǒng)阻力，因此較原始模型稍有降低。

增加共振腔后，進口0.4 m處測點200 Hz處聲壓級降低超過5.0 dB(A)，總聲壓級降低4.0 dB(A)。圖10為增加共振腔的優(yōu)化模型與原始模型距出口0.4 m處測點聲壓級頻譜仿真結(jié)果對比。

圖10 有無共振腔的聲壓級頻譜對比

增加共振腔后，雖然基頻處的聲壓級增加0.6 dB(A)，但250 Hz、360 Hz、600 Hz～800 Hz處的聲壓級降低，總聲壓級仍有0.5 dB(A)的降幅。

3.4 綜合優(yōu)化措施

采用將整流網(wǎng)、葉片數(shù)和共振腔方案綜合考慮后的優(yōu)化模型，對其進行仿真計算與降噪效果評估。前面分析出風(fēng)機進口流速不均勻度對噪聲有較大影響，故將如圖11所示不同方案的風(fēng)機進口截面的流速分布進行對比分析。圖11（a）表示原始模型，可知葉片吸力面附近出現(xiàn)了明顯低速區(qū)域，這是由于流體液流角高于葉片前緣的角度，使得流體主要在葉片吸力面分離脫體。圖11（b）表示增加整流網(wǎng)模型，可知6個葉片的吸力面附近均發(fā)生流動分離，且分離的尺寸類似，這說明當(dāng)前轉(zhuǎn)速下風(fēng)機進口液流角大于實際流動角度，且葉片角從進口到出口變化太快，導(dǎo)致流動分離在尾緣處逐漸增強。圖11（c）表示增加葉片數(shù)模型，可知左側(cè)葉輪流道內(nèi)有非常明顯的速度梯度，葉片吸力面附近出現(xiàn)了明顯低速區(qū)域，但相比6個葉片有所改善。圖11（d）表示增加共振腔模型，可知右側(cè)共振腔具有導(dǎo)流作用，使流體向變壓器附近流動，但是左側(cè)的共振腔阻礙了流體向下游變壓器流動，由于風(fēng)機的主要目的是用于冷卻變壓器，因此在左側(cè)安裝共振腔必然對變壓器散熱產(chǎn)生不利影響。圖11（e）表示綜合各種方案的優(yōu)化模型，可知葉輪底部區(qū)域速度分布非常均勻，葉片流道內(nèi)低速區(qū)域多集中在葉片上部吸力面尾緣附近，葉片底部前緣均沒有明顯的速度梯度，這說明流動分離不明顯。

圖12為優(yōu)化模型與原始模型距出口0.4 m和進口0.4 m處測點聲壓級頻譜仿真結(jié)果對比?？梢钥闯稣麄€頻段的聲壓級均有不同程度的降低，出口測點和進口測點在基頻處的聲壓級分別降低3.5 dB(A)和3.0 dB(A)，整個頻段的總聲壓級分別降低為7.1 dB(A)和9.0 dB(A)。

一般而言，多種優(yōu)化方法會互相影響，其疊加效果不好于單個優(yōu)化方法效果的代數(shù)和。例如，通過改變?nèi)~片數(shù)已經(jīng)減小了共振引起的噪聲，再增加共振腔可能會削弱增加葉片數(shù)和共振腔各自作用的效果。然而在仿真過程中發(fā)現(xiàn)奇數(shù)葉片破壞了葉片的對稱性，減小了葉片周圍壓力波動的共振，共振腔則是通過某頻率的腔體共振達到消聲效果，與消聲器類似。由于各種方法對流場產(chǎn)生的作用是非線性的，綜合效果并非單獨的線性疊加，出現(xiàn)了上述綜合優(yōu)化措施降噪效果比3種方法各種作用結(jié)果直接疊加的效果更明顯的情況。出現(xiàn)這種非線性情況的內(nèi)在機理值得后續(xù)深入研究。

圖11 不同方案的風(fēng)機進口截面流速分布

圖12 采取綜合優(yōu)化措施前后的聲壓級頻譜對比

4 結(jié)語

在試驗驗證采用基于聲類比方法預(yù)測地鐵車輛輔助變流器氣動噪聲的正確性后，評估了增加整流網(wǎng)、葉片數(shù)和共振腔等優(yōu)化方案，得到以下結(jié)論：

（1）增加整流網(wǎng)可以改善風(fēng)機速度不均勻性，進出口測點總聲壓級分別降低1.0 dB(A)和2.5 dB(A)；

（2）將原6片的葉片數(shù)增加到7片后，進出口測點總聲壓級分別降低3.0 dB(A)和1.5 dB(A)；

（3）增加共振腔后，進出口測點總聲壓級分別降低4.0 dB(A)和0.5 dB(A)；

（4）采用綜合優(yōu)化方案可以使進出口測點總聲壓級分別降低9.0 dB(A)和7.1 dB(A)，具有顯著的降噪效果，本文的研究可有效指導(dǎo)地鐵車輛輔助變流器的降噪工作。

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