王俊杰，黃 燕，張 凡，王洪強(qiáng)，覃旗開，董大偉

（1.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 成都610031；2.上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 上海200093；3.南方英特空調(diào)有限公司, 重慶401120）

由于新能源汽車在日常行駛時(shí)缺少內(nèi)燃機(jī)噪聲的掩蓋，空調(diào)系統(tǒng)的噪聲將成為影響乘員舒適性的主要噪聲源，其中鼓風(fēng)機(jī)中含有的葉輪等旋轉(zhuǎn)部件是氣動(dòng)噪聲的主要噪聲源。為了滿足更嚴(yán)苛的新能源汽車NVH（Noise，vibration and harshness）標(biāo)準(zhǔn)，應(yīng)對(duì)此類空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)行詳細(xì)的氣動(dòng)噪聲特性研究。

目前大部分學(xué)者均通過實(shí)驗(yàn)或數(shù)值模擬方法對(duì)氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行研究。Tare 等[1]研究分析了氣動(dòng)噪聲與湍動(dòng)能系數(shù)的關(guān)系，并提出了通過調(diào)節(jié)葉片間距降噪的方法。趙立杰等[2]認(rèn)為風(fēng)扇葉尖間隙是產(chǎn)生氣動(dòng)渦流噪聲的主要來源。朱正權(quán)等[3]基于大渦模擬及FW-H（Ffowcs Williams-Hawkings）方程進(jìn)行某汽車空調(diào)調(diào)節(jié)系統(tǒng)離心風(fēng)機(jī)流場(chǎng)及氣動(dòng)噪聲仿真，認(rèn)為離心風(fēng)機(jī)的主要噪聲源是葉輪的旋轉(zhuǎn)噪聲以及蝸舌和出口處的渦流和回流。在離心風(fēng)機(jī)降噪方面，YANG 等[4]、李孟宇[5]選取了葉片出口角、蝸舌間隙、集熱器傾角及轉(zhuǎn)速作為變量對(duì)離心風(fēng)扇進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，經(jīng)改進(jìn)后汽車空調(diào)系統(tǒng)峰值噪聲明顯降低。Woodward 等[6]、Shibata[7]在離心壓氣機(jī)上采用后掠式扭曲葉片，同時(shí)使葉片在出風(fēng)口處適度前傾，降低靜子葉片前緣尾跡強(qiáng)度，減少流動(dòng)分離，使附面層和分界層所形成的旋渦迅速解體，從而降低氣動(dòng)噪聲。Younsi 等[8]通過設(shè)置較小的葉輪出口半徑減小了施加在旋轉(zhuǎn)葉片上的軸轉(zhuǎn)矩，使得葉輪靠近蝸舌區(qū)域呈現(xiàn)出更均勻的流場(chǎng)，以降低噪聲。Moreau 等[9]和Heo[10]等從優(yōu)化葉片鋸齒形和S 型尾緣角度減小漩渦的脫落幅度和尾緣處的壓力脈動(dòng)。Yamada 等[11]分析跨音速離心壓氣機(jī)的葉片數(shù)目對(duì)葉頂間隙流場(chǎng)的影響并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。劉曉峰等[12]研究某大涵道比的民用發(fā)動(dòng)機(jī)壓氣機(jī)軸流風(fēng)扇，認(rèn)為輪轂的下凹位置和深度對(duì)風(fēng)扇的流場(chǎng)和效率有很大的影響。

綜上所述，目前關(guān)于風(fēng)機(jī)葉輪氣動(dòng)噪聲方面的研究多集中于氣動(dòng)噪聲的影響因素分析，以及通過對(duì)葉片安裝角、葉片結(jié)構(gòu)、葉輪輪徑比、葉片分布、蝸舌等參數(shù)的優(yōu)化來降低氣動(dòng)噪聲方面。對(duì)于離心風(fēng)機(jī)中輪轂結(jié)構(gòu)對(duì)氣動(dòng)噪聲特性的影響研究成果較少，尤其是對(duì)于應(yīng)用于新能源汽車的空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)，由于其輪轂結(jié)構(gòu)受限于電機(jī)安裝位置和葉片高度程度較大，輪轂型線對(duì)鼓風(fēng)機(jī)的流場(chǎng)和聲場(chǎng)具有較大的影響，這對(duì)于為新能源汽車氣動(dòng)噪聲的降低提出了更高的設(shè)計(jì)要求。其次汽車用空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)葉輪被安置于受限空間內(nèi)，其氣動(dòng)力不僅增加了葉輪的輻射噪聲，還影響到附近的結(jié)構(gòu)件，周期性的結(jié)構(gòu)部件振動(dòng)也對(duì)氣動(dòng)噪聲的輻射做出了較大的貢獻(xiàn)，因此在對(duì)新能源汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲的研究中需要進(jìn)一步對(duì)其輪轂結(jié)構(gòu)以及氣動(dòng)力作用部件進(jìn)行噪聲特性分析，使其滿足乘坐舒適性方面的更高要求。

1 實(shí)驗(yàn)與數(shù)值計(jì)算方法

1.1 研究對(duì)象

實(shí)驗(yàn)所用的空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)系統(tǒng)如圖1 所示，右側(cè)上部為進(jìn)風(fēng)口，在其下方安置有空濾、蝸殼、葉輪等結(jié)構(gòu)，最下方為電機(jī)及其法蘭盤，左側(cè)安置有分配箱?？諡V主要的作用是對(duì)從進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入的新鮮空氣進(jìn)行過濾，提高車內(nèi)的空氣質(zhì)量。分配箱是利用內(nèi)部流道和風(fēng)門來控制和分配從蝸殼出來的氣流，從而實(shí)現(xiàn)汽車內(nèi)全部空間的風(fēng)力調(diào)控。本文主要針對(duì)如圖1（b）所示的右側(cè)進(jìn)風(fēng)箱開展研究。

圖1 空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)系統(tǒng)示意圖

1.2 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)系統(tǒng)噪聲測(cè)定實(shí)驗(yàn)在半消聲實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行。實(shí)驗(yàn)室的聲學(xué)環(huán)境符合GB/T6882－2016[13]要求，經(jīng)測(cè)試，實(shí)驗(yàn)室背景噪聲為16 dB，遠(yuǎn)低于運(yùn)行工況噪聲值，無需進(jìn)行聲壓級(jí)修正。試驗(yàn)設(shè)備包括：DATaRec-4 數(shù)據(jù)采集卡、Artemis 采集分析系統(tǒng)、GRAS 麥克風(fēng)和測(cè)試用筆記本，具體型號(hào)、參數(shù)和數(shù)量如表1所示。

表1 主要試驗(yàn)設(shè)備型號(hào)及參數(shù)

試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)如圖2 所示，測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)滿足JB/T 4330－1999[14]。在空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)前方左右兩側(cè)各布置一個(gè)麥克風(fēng)，如圖2所示，左側(cè)麥克風(fēng)為POS1，右側(cè)麥克風(fēng)為POS2，均戴有風(fēng)罩并避開氣流對(duì)其沖擊。汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)在額定工況工作，即轉(zhuǎn)速為3 500 r/min。

圖2 測(cè)試平臺(tái)及麥克風(fēng)安裝位置

1.3 數(shù)值計(jì)算方法

在進(jìn)行實(shí)際流場(chǎng)仿真計(jì)算時(shí)將對(duì)流場(chǎng)、聲場(chǎng)影響不大的電機(jī)和電機(jī)法蘭盤部分進(jìn)行簡化，優(yōu)化后的三維計(jì)算模型如圖3所示，其主要幾何參數(shù)如表2所示。

圖3 鼓風(fēng)機(jī)計(jì)算三維模型

表2 汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)參數(shù)

將葉輪組件作為旋轉(zhuǎn)區(qū)域，使其按照給定方向作轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)；將蝸殼、空濾、進(jìn)風(fēng)口等流場(chǎng)區(qū)域作為靜止區(qū)域，使其在仿真時(shí)處靜止?fàn)顟B(tài)。兩區(qū)域間相對(duì)運(yùn)動(dòng)及數(shù)據(jù)傳遞分別通過滑移網(wǎng)格和Fluent軟件中的interface 命令完成。經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，確定后續(xù)計(jì)算時(shí)葉輪區(qū)域網(wǎng)格按2 mm進(jìn)行劃分，靜止區(qū)域網(wǎng)格按4 mm進(jìn)行劃分，網(wǎng)格總數(shù)為879萬[15]。

穩(wěn)態(tài)計(jì)算時(shí)選用RNGk-ε湍流模型，利用SIMPLE 算法進(jìn)行求解，將計(jì)算域入口設(shè)定為速度入口，將計(jì)算域出口設(shè)為回流；旋轉(zhuǎn)區(qū)域運(yùn)動(dòng)方式設(shè)定為Frame Motion，轉(zhuǎn)速選取為額定工況時(shí)的3 500 r/min；將厚度為34 mm的空濾段設(shè)定為多孔介質(zhì)層Porous Zone，孔隙率為0.8。

將瞬態(tài)計(jì)算時(shí)旋轉(zhuǎn)區(qū)域運(yùn)動(dòng)方式設(shè)置為Mesh Motion，開啟FW-H方程，并選擇旋轉(zhuǎn)和靜止區(qū)域組件作為輸出聲源信息的區(qū)域，用于半自由聲場(chǎng)計(jì)算。瞬態(tài)計(jì)算時(shí)間的選取主要取決于關(guān)注的頻率成分以及計(jì)算的收斂性。根據(jù)轉(zhuǎn)速可知空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)基頻為58.3 Hz，該型鼓風(fēng)機(jī)葉輪為43 片，氣動(dòng)噪聲主要分布在前43階，第43階次葉頻頻率為2 506.9 Hz，因此本文關(guān)注的最大頻率fmax=5 000 Hz。根據(jù)采樣定理[16]設(shè)定對(duì)應(yīng)的時(shí)間步長為Δt=3×10-5s。經(jīng)試算確認(rèn)用4 個(gè)旋轉(zhuǎn)周期保證湍流流場(chǎng)的充分發(fā)展，最終迭代步數(shù)為N=3 000。

1.4 數(shù)值計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)對(duì)比驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真可靠性，在仿真計(jì)算中參照實(shí)驗(yàn)位置設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置，通過FFT 與A 計(jì)權(quán)處理可得到兩監(jiān)測(cè)點(diǎn)的噪聲頻域圖，將仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比對(duì)，如圖4 所示。該汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)的主要噪聲為葉輪自身旋轉(zhuǎn)形成的離散噪聲和寬頻噪聲，實(shí)測(cè)與仿真結(jié)果均在2 500 Hz 附近出現(xiàn)峰值，且仿真結(jié)果所得的POS 1和POS 2 位置的43階次葉頻噪聲分別為43.5 dB 和45.6 dB，與實(shí)驗(yàn)值43.6 dB 和46.9 dB 較為接近。但仿真結(jié)果中低于700 Hz 的低頻噪聲部分與試驗(yàn)相比有一定誤差，這一方面是由于存在低頻的機(jī)械噪聲，另一方面是由于鼓風(fēng)機(jī)采用的電機(jī)為2 極、12 齒槽結(jié)構(gòu)，額定轉(zhuǎn)速為3 500 r/min，故700 Hz處峰值是電機(jī)電磁噪聲引起，仿真時(shí)并未考慮鼓風(fēng)機(jī)機(jī)械部分產(chǎn)生的機(jī)械噪聲與電機(jī)的電磁噪聲，而這兩種噪聲主要集中于中低頻段。

圖4 仿真與實(shí)驗(yàn)噪聲頻譜圖對(duì)比

評(píng)估空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)的總聲壓級(jí)時(shí)對(duì)總聲壓級(jí)進(jìn)行A 計(jì)權(quán)，POS 1 測(cè)點(diǎn)實(shí)驗(yàn)值與仿真值分別為65.9 dB和60.8 dB，POS 2 測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)數(shù)值為66.8 dB 和62.1 dB。仿真結(jié)果與試驗(yàn)存在5 dB 左右誤差的原因主要在于：流場(chǎng)數(shù)值仿真計(jì)算中忽略了電磁噪聲、機(jī)械噪聲對(duì)整體聲壓級(jí)的影響，這主要體現(xiàn)在700 Hz及以下；半消聲室各消聲壁面及試驗(yàn)臺(tái)對(duì)噪聲存在折射、反射現(xiàn)象，對(duì)總聲壓級(jí)造成了一定的影響；建立仿真模型時(shí)對(duì)原模型進(jìn)行了一定的簡化，而實(shí)際上簡化部分可能對(duì)噪聲聲壓級(jí)產(chǎn)生一定的影響；由數(shù)值仿真計(jì)算所得的是基于自由聲場(chǎng)的計(jì)算結(jié)果，而實(shí)際試驗(yàn)是在半自由聲場(chǎng)中進(jìn)行，因此計(jì)算結(jié)果與實(shí)際有部分差距。但綜合來說，數(shù)值仿真計(jì)算具有可行性，計(jì)算結(jié)果具有可靠性。

2 原型鼓風(fēng)機(jī)計(jì)算結(jié)果

圖5 為汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)葉輪及其截面（Z=0.05 m）聲功率級(jí)分布圖，發(fā)現(xiàn)葉輪輪轂與葉片頂部的聲功率級(jí)明顯高于其他部位，且靠近蝸舌位置的葉片聲功率級(jí)要高于其他部分。圖6所示的在葉片附近設(shè)置的流動(dòng)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)頻譜顯示該空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)的峰值壓力為2 500 Hz 時(shí)的43 階次葉頻噪聲。推測(cè)是作為導(dǎo)流器的輪轂及后續(xù)的葉片流道設(shè)置不合理促使葉片和氣流產(chǎn)生強(qiáng)烈的周期性相互作用，形成了階次噪聲。

圖5 葉輪聲功率級(jí)分布

圖6 葉片附近處壓力脈動(dòng)頻譜圖

圖7 為鼓風(fēng)機(jī)葉輪整體及截面（Z=0.05 m）的湍動(dòng)能分布云圖，可以看出葉片底部靠近輪轂處、葉片頂部、靠近蝸舌處的葉片的湍流運(yùn)動(dòng)較為強(qiáng)烈。

圖7 葉輪湍流動(dòng)能分布

鼓風(fēng)機(jī)葉輪某截面的流動(dòng)狀況如圖8 所示，可見在葉輪輪轂表面出現(xiàn)了明顯的氣體流動(dòng)周向不均勻現(xiàn)象，低速區(qū)域回流明顯，高速區(qū)域流速過大，如圖8（b）所示。氣流在導(dǎo)流器輪轂上從軸向流動(dòng)轉(zhuǎn)為徑向流動(dòng)過程中流動(dòng)的不合理會(huì)導(dǎo)致葉片上氣動(dòng)載荷不均勻，截取聲強(qiáng)較高的兩葉片之間的氣流矢量流動(dòng)圖8（c），通過觀察發(fā)現(xiàn)在葉片氣流入口處有低速回流現(xiàn)象，進(jìn)氣角和幾何進(jìn)口角不匹配導(dǎo)致部分能量耗損?？拷伾嗵幍娜~片氣流出口處流速較高，蝸舌處氣流有局部回流至葉片流道內(nèi)，見圖8（e），周期性的氣流對(duì)蝸舌處的打擊以及渦流運(yùn)動(dòng)既增大了聲功率又影響了運(yùn)行效率。

此外在圖8（d）所示流場(chǎng)中還發(fā)現(xiàn)葉輪入口處的空濾平面附近和葉片頂部也具分布有較高的湍動(dòng)能，葉片的頂部旋轉(zhuǎn)氣流流動(dòng)對(duì)其產(chǎn)生了強(qiáng)烈的氣流激振作用。由綜合分析可知流場(chǎng)的不合理分布所導(dǎo)致的輪轂、葉片和氣流周期性相互作用是產(chǎn)生階次噪聲的主要原因之一。

圖8 葉輪流動(dòng)狀況分析

3 輪轂型線影響分析

3.1 輪轂型線

通過以上仿真分析可以發(fā)現(xiàn)輪轂部位的聲功率明顯大于其他部分，該處有大量低速氣體聚集，湍動(dòng)能強(qiáng)度較大，氣流在葉輪離心力下要在后盤區(qū)域逐漸轉(zhuǎn)為徑向流動(dòng)，因而不理想的輪轂型線設(shè)計(jì)會(huì)產(chǎn)生渦流，增大對(duì)葉片的沖擊和導(dǎo)致氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生，因此本節(jié)擬討論輪轂型線對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響，設(shè)計(jì)3種輪轂型線優(yōu)化方案，改變?nèi)~輪輪轂型線的凹凸程度，對(duì)葉輪其余結(jié)構(gòu)不做處理，圖9為葉輪輪轂型線結(jié)構(gòu)改變前后示意圖，方案一為原模型。對(duì)改后結(jié)構(gòu)進(jìn)行流場(chǎng)及聲場(chǎng)仿真計(jì)算，仿真方法、噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)、壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)設(shè)置均與原模型一致。

圖9 輪轂型線優(yōu)化方案

3.2 輪轂型線流場(chǎng)和聲場(chǎng)分析

圖10為對(duì)葉輪進(jìn)行輪轂線型優(yōu)化后與原模型質(zhì)量流量和效率的對(duì)比結(jié)果。優(yōu)化后的模型其葉輪出口監(jiān)測(cè)面處的質(zhì)量流量相比原模型均略有增大，最大增加0.6 g/s；原模型效率為73.9%，方案二效率與原模型相比降低了0.23%，其余各方案效率較原模型相比整體變化不大；通過流動(dòng)壓力檢測(cè)發(fā)現(xiàn)，方案四的葉輪進(jìn)出口流動(dòng)阻力相比原模型降低4.6%，有利于提高整體流量及整機(jī)效率，二者分別提高0.4 g/s與0.78%。

圖10 原始模型與優(yōu)化模型中質(zhì)量流量和效率對(duì)比

圖11 為葉輪的優(yōu)化模型與原模型中噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)總聲壓級(jí)以及43階次葉頻噪聲峰值的對(duì)比結(jié)果，可以看出方案四降低各測(cè)點(diǎn)的總聲壓級(jí)以及43 階次葉頻氣動(dòng)噪聲最為明顯，POS1 與POS2 兩個(gè)測(cè)點(diǎn)總聲壓級(jí)分別降低了2.1 dB 與4.2 dB，43 階次葉頻氣動(dòng)噪聲則分別降低了4.2 dB與5.0 dB。因此對(duì)葉輪進(jìn)行輪轂型線優(yōu)化能有效降低氣動(dòng)噪聲，方案四降低各測(cè)點(diǎn)的總聲壓級(jí)以及43 階氣動(dòng)噪聲最為明顯。

圖11 原始模型與優(yōu)化方模型中兩測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)對(duì)比

分析方案四的流動(dòng)情況，截取y=0 截面的湍動(dòng)能云圖與流線圖與原模型進(jìn)行對(duì)比，如圖12和圖13所示，可發(fā)現(xiàn)在對(duì)葉輪進(jìn)行輪轂型線優(yōu)化后，輪轂和葉片之間氣流的回流與原模型相比強(qiáng)度降低，葉片、輪轂處湍動(dòng)能強(qiáng)度降低，即氣流對(duì)輪轂和葉片的沖擊減小，減少了氣流動(dòng)能的損耗，與聲場(chǎng)仿真結(jié)果一致，由于氣流對(duì)輪轂及葉片的沖擊減弱，因此通過葉輪監(jiān)測(cè)面的質(zhì)量流量以及鼓風(fēng)機(jī)整機(jī)效率也略有增加。

圖12 y=0截面湍動(dòng)能云圖及局部放大圖

圖13 y=0 截面流線圖對(duì)比

4 葉頂弧度影響分析

4.1 葉頂弧度

原有葉片頂弧為直角結(jié)構(gòu)，而根據(jù)對(duì)原始模型的分析可以看出，葉片頂部具有較高的湍流動(dòng)能，氣流在此處有較高的能量損失，這是由于氣流在該處軸向速度較大，徑向速度較小，有較大的沖角，因而渦流更大，流動(dòng)分離更為明顯，這也是該處聲功率強(qiáng)度較大的原因。故有必要對(duì)葉輪葉片頂角弧度進(jìn)行分析，優(yōu)化氣流在此處的流動(dòng)狀況，降低該處的湍流動(dòng)能，減小氣流對(duì)葉片頂部的沖擊，進(jìn)而降低氣動(dòng)噪聲。原有葉片頂端采用直角設(shè)計(jì)（方案一），擬采用倒圓角30 度、45 度、60 度3 種方案作為設(shè)計(jì)優(yōu)化方案，對(duì)葉輪其余結(jié)構(gòu)均不做處理，如圖14 所示。對(duì)改后結(jié)構(gòu)進(jìn)行流場(chǎng)及聲場(chǎng)仿真計(jì)算，仿真方法、噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)、壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)設(shè)置均與原模型一致。

圖14 葉頂?shù)箞A角優(yōu)化方案

4.2 倒圓角葉片流場(chǎng)和聲場(chǎng)分析

圖15 為對(duì)葉片頂部進(jìn)行倒圓角處理后與原模型總聲壓級(jí)以及43階階次噪聲峰值對(duì)比結(jié)果，由圖可知，在對(duì)葉輪進(jìn)行頂弧角度優(yōu)化處理后，在POS2測(cè)點(diǎn)處方案四的總聲壓級(jí)降低了2.7 dB，同時(shí)其43階氣動(dòng)噪聲最大降低了4.0 dB；而在POS1測(cè)點(diǎn)處方案二的總聲壓級(jí)最大降低1.6 dB，方案四的43 階氣動(dòng)噪聲降低了2.9 dB。

圖15 原始模型與優(yōu)化模型噪聲對(duì)比

而葉輪出口監(jiān)測(cè)面處的數(shù)據(jù)如圖16所示，可見各模型的質(zhì)量流量較原模型均略有增大，最大增加5.14 g/s，效率較原模型相比雖略有降低但變化不大，最大降低約1.24%。因此綜合評(píng)估，方案四在基本不降低性能的基礎(chǔ)上具有最優(yōu)的降噪效果。

圖16 原始模型與優(yōu)化模型質(zhì)量流量與效率對(duì)比

圖17為優(yōu)化方案四的葉輪湍動(dòng)能分布，與原模型對(duì)比如圖7（a）所示，可見原始葉輪在葉片頂部區(qū)域具有高湍動(dòng)能，在進(jìn)行葉片頂弧優(yōu)化處理后，葉輪上無整體湍動(dòng)能峰值明顯的部位，且頂部湍動(dòng)能降低。說明葉片頂部的倒圓角設(shè)計(jì)對(duì)于該區(qū)域氣流流動(dòng)有改善作用，從而降低了氣動(dòng)噪聲。

圖17 方案四中湍動(dòng)能分布

葉片頂部湍動(dòng)能的降低也減弱了對(duì)葉輪上方薄弱平面即空濾下表面的氣流沖擊力，如圖18 所示。該平面較薄，且距離葉輪較近，為30 mm，較大的旋轉(zhuǎn)氣動(dòng)力會(huì)作用于上方平面上，引起該結(jié)構(gòu)振動(dòng)，是氣動(dòng)噪聲另一個(gè)重要的傳播路徑。從圖18 可以發(fā)現(xiàn)，方案四中葉輪附近氣流對(duì)上方空濾表面的激振力較原模型相比降低了15%。

圖18 原始模型與優(yōu)化模型激振力對(duì)比

對(duì)該鼓風(fēng)機(jī)原模型的實(shí)驗(yàn)研究也表明[17]，葉輪上方空濾表面受到的氣動(dòng)載荷也加劇了噪聲的傳播和輻射。如圖19所示，當(dāng)原始模型中該平面被均勻貼上膠泥即改變其阻尼特性后，測(cè)得的43階次葉頻噪聲受到明顯抑制。因此葉片頂部的流場(chǎng)不只影響旋轉(zhuǎn)氣流的湍流噪聲和階次噪聲，也會(huì)對(duì)周圍的薄弱面進(jìn)行激振，加劇結(jié)構(gòu)振動(dòng)和流固耦合噪聲。對(duì)葉輪頂弧角度進(jìn)行優(yōu)化處理后的仿真分析也驗(yàn)證了這一點(diǎn)。

圖19 葉輪上方平面貼膠泥示意圖

4.3 降噪效果檢驗(yàn)

由于實(shí)際條件所限，僅制作了倒圓角葉輪優(yōu)化樣件。在相同的實(shí)驗(yàn)條件下（進(jìn)風(fēng)箱、蝸殼、電機(jī)、分配箱等其它部件均保持一致，且空濾平面上未貼膠泥），對(duì)方案四中60 度倒圓角葉輪鼓風(fēng)機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行了測(cè)試，原模型樣件和優(yōu)化方案四樣件測(cè)試結(jié)果對(duì)比如圖20 所示。原始樣件及優(yōu)化樣件的測(cè)試結(jié)果和仿真計(jì)算結(jié)果匯總在表3 中。對(duì)比測(cè)試結(jié)果可知，100 Hz 以下中低頻段幅值變化不大，100 Hz～700 Hz內(nèi)優(yōu)化結(jié)構(gòu)的幅值略有增加，平均在3 dB以內(nèi)，700 Hz 以上的頻段除了2 500 Hz 外幅值也基本變化不大，重點(diǎn)關(guān)注的階次2 500 Hz 處幅值則在結(jié)構(gòu)優(yōu)化后有較大幅度的降低（優(yōu)化樣件中POS1 和POS2測(cè)點(diǎn)43階次葉頻噪聲相比原始樣件分別降低4.0 dB 和8.6 dB），最終表3 中兩種結(jié)構(gòu)的總聲壓級(jí)測(cè)試結(jié)果表明優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的總聲壓級(jí)更低（總聲壓級(jí)相比原始樣件分別降低了3.4 dB、3.7 dB）。其中100 Hz～700 Hz 內(nèi)幅值誤差略有增加，對(duì)總聲壓級(jí)的貢獻(xiàn)不大，因此本文在分析過程中暫時(shí)將其忽略不計(jì)。高頻段2 500 Hz 處噪聲主要由葉輪旋轉(zhuǎn)引起，與葉輪結(jié)構(gòu)密切相關(guān)，可以反映階次噪聲的優(yōu)化效果。另外總聲壓級(jí)考慮了所有頻率疊加的影響，其優(yōu)化前后的對(duì)比可以反映聲波最終的輻射效果。從這兩方面來看，葉輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化后降噪效果明顯。原始結(jié)構(gòu)和優(yōu)化結(jié)構(gòu)仿真計(jì)算的結(jié)果對(duì)比也和上述規(guī)律一致，但優(yōu)化結(jié)構(gòu)實(shí)驗(yàn)值與原始結(jié)構(gòu)實(shí)驗(yàn)值相比降噪幅度更大的原因在于仿真計(jì)算中未包含流固耦合計(jì)算，故由葉輪旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致的對(duì)其上方空濾平面激振所產(chǎn)生的噪聲并未包含在內(nèi)，但實(shí)際噪聲測(cè)量中則包含了該部分噪聲。這也進(jìn)一步表明根據(jù)優(yōu)化方案四對(duì)葉頂弧度所進(jìn)行優(yōu)化有效降低了氣動(dòng)噪聲。

表3 空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲試驗(yàn)與數(shù)值模擬對(duì)比分析/dB

將根據(jù)優(yōu)化方案四所得的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果也進(jìn)行了對(duì)比，由于存在電機(jī)噪聲與機(jī)械噪聲的干擾，POS1 和POS2 測(cè)點(diǎn)實(shí)驗(yàn)值的總聲壓級(jí)分別高于仿真值3.2 dB 和3.7 dB，而43 階次葉頻噪聲實(shí)驗(yàn)值則略低于仿真計(jì)算值，POS1 和POS2 兩測(cè)點(diǎn)的實(shí)驗(yàn)值分別比仿真值低1.0 dB和3.3 dB，但誤差均小于5 dB，和原模型的實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比結(jié)論一致。

綜上所述，對(duì)葉輪頂弧的優(yōu)化能夠有效降低氣動(dòng)噪聲，在對(duì)汽車空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)行降噪分析時(shí)應(yīng)考慮葉輪頂弧的影響。

5 結(jié)語

本文通過數(shù)值模擬計(jì)算和實(shí)驗(yàn)測(cè)試分析了應(yīng)用于新能源汽車的空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲特性，并研究了輪轂線性和葉片頂弧對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響。具體結(jié)論如下：

(1)在葉輪輪轂處、葉片頂部、靠近蝸舌處的葉片的湍流運(yùn)動(dòng)和聲功率較為突出，流場(chǎng)的不合理分布所導(dǎo)致輪轂、葉片和氣流的周期性相互作用是產(chǎn)生階次噪聲的主要原因之一。

(2)輪轂型線對(duì)進(jìn)入葉片流道內(nèi)的氣流起重要的導(dǎo)向作用，優(yōu)化模型可以在質(zhì)量流量和效率變化不大的情況下，使輪轂和葉片之間氣流的回流和湍動(dòng)能強(qiáng)度較原模型降低，使氣流對(duì)輪轂和葉片的沖擊減小，從而降低氣流動(dòng)能的損耗和氣動(dòng)噪聲的幅值。仿真結(jié)果表明在兩個(gè)測(cè)點(diǎn)位置總聲壓級(jí)分別最多降低2.1 dB 與4.2 dB，43 階次葉頻氣動(dòng)噪聲分別最多減小4.2 dB與5.0 dB。

(3)葉片頂部不只影響旋轉(zhuǎn)氣流的湍流噪聲和階次噪聲，也會(huì)對(duì)周圍的薄弱面產(chǎn)生激振，加劇結(jié)構(gòu)振動(dòng)和流固耦合噪聲。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，在質(zhì)量流量和效率變化不大的情況下，優(yōu)化后的模型總聲壓級(jí)在兩個(gè)測(cè)點(diǎn)位置處分別最多降低3.4 dB 與3.7 dB，43階次葉頻噪聲分別最多減小4.0 dB與8.6 dB。