翟術風 上官文斌

（1.廣州民航職業(yè)技術學院，廣東 廣州 510403；2.華南理工大學，廣東 廣州 510640）

【關鍵字】基頻；不等距風扇；降噪

0 前言

據(jù)國外相關研究表明,城市噪聲主要來源于交通噪聲,而交通噪聲主要來源于汽車噪聲。汽車噪聲主要是由發(fā)動機、車身與空氣的相互作用、輪胎與地面的作用以及傳動系統(tǒng)等產(chǎn)生的噪聲源組成的，因此汽車是一個包含不同類型汽車噪聲的綜合噪聲源[1]。研究表明，不同性質的汽車噪聲的特性以及所占總聲能的百分比均是不同的，其中影響最大的就是發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲。發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲源包括進排氣噪聲、介質燃燒噪聲、機體各部件振動輻射噪聲、冷卻散熱風扇的噪聲以及其他附件產(chǎn)生的噪聲。在過去很長一段時間內，由于自主品牌汽車企業(yè)技術起步較晚，造成國內的冷卻風扇技術相比于國外具有很大不足，開發(fā)模式依然是逆向開發(fā)，技術上的嚴重滯后使得冷卻風扇質量上也有一定的缺陷。為了保證發(fā)動機的散熱效果，延長發(fā)動機的使用壽命，各大廠家和工程師們也在不斷研究冷卻風扇的有效降噪措施以及性能方面的改進。其中，針對風扇結構上的改進是一個重要的研究方向，一直有新觀點被提出，自從1967年 Lowson M.V.[2]提出采用風扇葉片周向隨機布置的方式降低軸流式壓縮機基頻噪聲的想法后，該想法被各國學者不斷地應用并發(fā)展出了多種設計方法，進行不等距葉片風扇的研究對于提高發(fā)動機冷卻風扇的性能和降低冷卻風扇的噪聲具有一定的工程實用價值和研究意義。

Lowson M.V.[2]最先提出了采用風扇葉片周向隨機布置的方式降低軸流式壓縮機基頻噪聲的觀點，并推導出了等距葉片轉子的聲輻射公式。Mellin R.C.等[3]研究了葉片周向不等距分布調制噪聲的頻譜特性，推導出計算不等節(jié)距軸流風扇的離散噪聲的公式，給出了4至15葉片數(shù)的軸流風扇葉片的最佳周向分布方式。Ewald D.[4]等采用半經(jīng)驗的貝塞爾函數(shù)方法將一個葉片數(shù)為22的軸流風扇的BPF噪聲降低了8dB，并提出了另外兩種用于預測不等距風扇的分析方法，分別是脈沖近似和正弦波近似的傅里葉變換分析。

Yong Cho等[5]用非結構化三角網(wǎng)格求解算法對二維不可壓縮的Navier-Stokes方程進行精確求解，計算了橫流風扇的不穩(wěn)定粘性流場，通過計算可變節(jié)距的橫流風扇的性能與氣動噪聲，表明用A型隨機節(jié)距葉輪可以使葉片通過頻率下的旋轉噪聲發(fā)生調制，相比于等距風扇的BPF噪聲降低了5.7dB。Brentner K.S.[6]和Sullivan B.M.[7]等人定量研究了直升機主轉子采用不等距葉片的噪聲情況，結果表明調制葉片間距能降低主轉子的A聲級聲壓但并沒有使轉子的噪聲有主觀改善。

國內對于對于軸流風扇的研究不多，對不等距葉片的研究大多針對離心風扇和貫流風扇。在軸流風扇的研究上，孫曉峰[8]從葉輪離散噪聲計算出發(fā)，探討了軸流式風扇不等距葉片對基頻噪聲的影響，根據(jù)S.E.Wright[9]的BLH理論導出了不等距風扇的聲輻射公式。并指出，不等距與等距的相對變化在較大范圍內不會對風扇氣動性能產(chǎn)生大的影響。徐嘉甫[10]將葉片的不等距設計應用在電機風扇上，探究了葉片不等間隔大小和排列次序變化對諧波強度的影響，分析了不等距風扇的降噪機理，并設計了使感覺噪聲PNL最小的風扇葉片間隔角。

本文的研究對象是發(fā)動機軸流不等距葉片風扇，從冷卻風扇噪聲方面著手，闡述了不等距風扇氣動噪聲的建模方法與計算方法，建立了與實際情況一致的風扇氣動噪聲仿真模型，利用Fluent計算了不等距葉片風扇的旋轉噪聲，并與試驗結果做了對比，驗證了該計算方法的正確性，最后對不等距風扇的噪聲頻譜曲線做了詳細分析。

1 噪聲實驗

對不等距風扇進行氣動噪聲試驗，按照標準，在半消聲室中進行不等距風扇實物的氣動噪聲試驗，半消聲室與氣動噪聲測試裝置如圖1所示。半消聲室及實驗設備由寧波雪龍集團有限公司提供，長度為4m，寬度為3.8m，高度為3.4m，實驗室后側裝有電機，通過驅動軸與不等距風扇輪轂相連，帶動風扇轉動。

2 噪聲仿真模型

本文計算不等距風扇的氣動噪聲采用CFD仿真的方法，其中氣動噪聲計算采用大渦模擬(LES)算法。首先忽略風扇支架、驅動軸和護風圈等部分，坐標原點設在風扇的質心，Z軸與風扇中心軸線重合，氣流下游方向為正向，建立半消聲室流場模型如圖2所示。

首先在hypermesh里對建立的不等距風扇幾何模型進行面網(wǎng)格的劃分，劃分結果與風扇面網(wǎng)格尺寸為2mm-6mm。其次風扇旋轉區(qū)劃分體網(wǎng)格，受風扇面網(wǎng)格尺寸大小的限制，風扇旋轉區(qū)的體網(wǎng)格也比較小，最大尺寸為6mm。再對半消聲室流場模型劃分體網(wǎng)格，由于進出口區(qū)的氣流比較穩(wěn)定且要控制網(wǎng)格總數(shù)，所以進口區(qū)和出口區(qū)的體網(wǎng)格尺寸較大，而為了使其與旋轉區(qū)體網(wǎng)格之間在尺寸上逐漸過渡，分別在進口區(qū)與風扇旋轉區(qū)之間，以及出口區(qū)與風扇旋轉區(qū)之間增加過渡區(qū)R2和過渡區(qū)R3。

由于風扇面網(wǎng)格為三角形，風扇旋轉區(qū)最適用的體網(wǎng)格類型為四面體網(wǎng)格，通過在外圓柱面上劃分三角形面網(wǎng)格，再與風扇面網(wǎng)格一起閉合生成旋轉區(qū)的四面體網(wǎng)格。由于同樣的原因，進口過渡區(qū)的體網(wǎng)格也采用四面體網(wǎng)格。逐漸過渡，出口過渡區(qū)的體網(wǎng)格采用五面體網(wǎng)格，而在進口區(qū)和出口區(qū)，為了減少體網(wǎng)格數(shù)量，采用的體網(wǎng)格類型為六面體網(wǎng)格。最終得到的劃分結果為旋轉流體區(qū)體網(wǎng)格總數(shù)為1.28×106，兩個過渡區(qū)體網(wǎng)格總數(shù)為5.72×105，進口區(qū)和出口氣體網(wǎng)格總數(shù)為2.34×105，半消聲室仿真模型體網(wǎng)格總數(shù)為 2.08×106。

將上步在Hypermsh軟件中劃分好網(wǎng)格的模型導入到前處理軟件Gambit中設立邊界條件。確定邊界條件時，將模型的進口平面設為壓力進口邊界，進口壓力為0；模型的出口平面設為壓力出口邊界，出口壓力為0；風扇的表面設為旋轉壁面邊界；其余的表面被缺省設置為靜止壁面邊界。將過渡區(qū)與進出口區(qū)域接觸的面設為非一致網(wǎng)格邊界，使得六面體網(wǎng)格與四面體網(wǎng)格結合起來，滿足軟件計算要求。

首先進行穩(wěn)態(tài)流場計算，求解器選擇Steady，湍流模型選擇RNG k-ε，求解器選擇基于壓力的分離式求解(Pressure-Based)，在分離求解器中，定常狀態(tài)計算選擇壓力速度耦合方程組的SIMPLE算法。對于離散方法的使用，梯度選項設為格林-高斯基于節(jié)點，壓力設為標準格式，動量設為一階迎風格式，湍流動能與湍流耗散率設為二階迎風格式。進出口邊界湍流強度與湍流直徑分別設為5%和10m。使用多重參考模型（MRF模型）對旋轉區(qū)進行處理，其他區(qū)域使用絕對靜止坐標系，在交界面處則利用相對速度方程進行轉化。當監(jiān)測的各項殘差小于 1×10-4時，認為穩(wěn)態(tài)計算收斂。

穩(wěn)態(tài)計算收斂后，將穩(wěn)態(tài)計算得到的流場各數(shù)值結果作為初場進行瞬態(tài)計算，將湍流模型改為LES大渦模型，使用動網(wǎng)格系（DM模型）對旋轉區(qū)進行處理，在分離求解器中，非定常狀態(tài)計算選擇壓力速度耦合方程組的PISO算法，湍流動能設為PRESTO格式。檢測面處的迭代模式設為Time Step，最后引入FW-H噪聲求解模型計算，設定好噪聲接收點與噪聲源，經(jīng)過FFT變換后可得各監(jiān)測點的頻譜曲線，研究風扇氣動噪聲的特性。風扇氣動噪聲的計算流程如圖3所示。

3 結果與分析

選取風扇工作區(qū)間內的六組轉速(1800rpm、2100rpm、2400rpm、2700rpm、3000rpm 和 3300rpm)進行計算，圖4為不等距風扇氣動噪聲的試驗值與計算值對比圖。

不等距風扇的仿真值與試驗值并不是完全相同，仍然有一定的誤差，可能是因為：忽略了地面對聲波的反射以及散射等作用；簡化了不等距風扇的模型和一些配件；建立的有限元仿真模型與實際試驗的模型仍然有差距。

FW-H方程[11]：

式（1）右邊的三項分別代表單極子源、偶極子源和四極子源，G為基于自由空間的格林函數(shù)。

利用FW-H噪聲求解模型將所有監(jiān)測點處壓力參數(shù)進行快速傅里葉變換（FFT），便可得到各監(jiān)測點聲壓級(SPL)的頻譜曲線，如圖 5所示。

由圖5不等距風扇的聲壓級頻譜曲線可以看出，風扇氣動噪聲隨著頻率的增大逐漸降低，在低頻處聲能高，而高頻處聲能低，最后趨于平緩。旋轉噪聲和渦流噪聲的聲壓級-頻率特性完全不同，旋轉噪聲是以離散的峰值形式表現(xiàn)在基頻及倍頻處，而在其他頻率處則是連續(xù)寬頻的渦流噪聲。特別是當風扇高速旋轉時，冷卻風扇內部產(chǎn)生的空氣流場較復雜，風壓速度等數(shù)據(jù)不會一成不變，而是瞬時的不斷產(chǎn)生變化，復雜的流場導致了渦流噪聲在高頻范圍內很容易產(chǎn)生，因此旋轉噪聲在低頻處特別是前幾階諧波處峰值明顯，而在高頻范圍內對應的各階次諧波則表現(xiàn)相反，影響較小。

4 總結

闡述了發(fā)動機冷卻風扇的噪聲產(chǎn)生機理及噪聲的分類特征，并詳細介紹了測試氣動噪聲的半消聲室與噪聲采集設備及其測試與計算的原理。接著對不等距風扇進行了數(shù)值計算，建立了不等距風扇的半消聲室仿真模型，對模型進行網(wǎng)格劃分，在對模型進行設置后便開始進行仿真計算，并將仿真計算結果與試驗結果進行對比驗證。

氣動噪聲計算值與試驗值的數(shù)據(jù)對比表明，發(fā)現(xiàn)CFD仿真方法的精度非常高，其相對于試驗的誤差不超過4%，驗證了使用CFD方法預測風扇氣動噪聲的可行性。并得到了該不等距風扇的噪聲類型、各主要階次噪聲的聲能占比等數(shù)據(jù)。對風扇氣動噪聲的有限元模型與仿真方法對于風扇氣動噪聲的預測與研究提供了鋪墊。