葉片厚度對旋渦風機葉片噪聲的影響分析

左曙光， 胡 清， 韓惠君， 康 強

(同濟大學 新能源汽車工程中心,上海 201804)

葉片厚度對旋渦風機葉片噪聲的影響分析

左曙光， 胡 清， 韓惠君， 康 強

(同濟大學 新能源汽車工程中心,上海 201804)

利用三維CFD模型對旋渦風機內部流場進行模擬分析，獲得葉片表面的壓力脈動信息，以葉片表面壓力流場作為氣動聲源，通過求解FW-H方程，計算了葉片產生的遠場氣動噪聲；并以葉片表面的壓力脈動信號作為激勵源，計算了葉片振動產生的噪聲。計算結果表明葉片厚度在1 mm到4 mm的范圍，其氣動噪聲基本保持不變，結構噪聲隨葉片厚度減小而大幅增加，進一步分析得出葉片產生的噪聲以氣動噪聲為主，結構噪聲基本可以忽略。

旋渦風機;氣動噪聲;結構噪聲;葉片厚度

旋渦風機是一種用來輸送或者抽取氣體的裝置，因為它有結構簡單、體積小、質量輕、價格低廉等特點，因此應用十分廣泛。韓惠君等[1-2]建立旋渦風機性能的數學模型，研究了改變葉片參數對旋渦風機性能的影響，分析得出改變葉片厚度對風機性能影響很小，同時，通過疲勞分析，給出了符合疲勞強度的葉片厚度范圍，指出葉片厚度過厚，因此，可通過減小葉片厚度以實現輕量化的目的。但該文并沒有考慮葉片振動、噪聲問題，本文將對此問題進行研究。

旋渦風機作為一種旋轉機械，其噪聲包括氣動噪聲和結構噪聲。目前，對于旋渦風機氣動噪聲的研究文獻較少，關于其它旋轉機械氣動噪聲的研究，主要集中在軸流、離心、貫流等風機的內部流場模擬和氣動噪聲的預測上， Wolfram等[3]用試驗和仿真結合的方法研究了離心風機的非定常運動和氣動噪聲，指出了離散噪聲產生的原因。Cho等[4]利用非結構三角形網格和非穩(wěn)態(tài)二維N-S方程對橫流風機內流場進行計算，提出了用非均勻節(jié)距葉片來改善風機的離散噪聲。

劉敏[5]提出了一種貫流風扇氣動噪聲的預測模型，分析了風扇氣動噪聲源的產生機理、位置及強弱。毛義軍等[6]分析了離心風機葉片輻射噪聲特性。蘇虎[7]用二維CFD模型對旋渦風機內流場進行了分析，并分析了葉片彎角、葉片數等參數變化對風機噪聲的影響，但該文并沒有分析葉片厚度變化對風機噪聲的影響。

在風機結構噪聲方面，蔡建程等[8]數值模擬了離心風機蝸殼在非定常氣動力作用下的蝸殼振動噪聲。宋立廷[9]采用有限元和邊界元相結合的方法，對旋渦風機殼體振動聲輻射進行了預測，但并沒有計算葉片結構噪聲。戚美[10]分析了軸流通風機動葉片的聲振特性，通過改變葉片結構尺寸達到減振降噪目的，但并沒有葉片厚度變化對葉片結構噪聲的影響。此外，沒有查閱到綜合考慮分析葉片的氣動噪聲與結構噪聲的相關文獻。

本文針對燃料電池車用風機進行研究分析，風機型號為臺灣瑞昶電機有限公司的DG-600系列。首先完成了旋渦風機內部流場計算，以提取葉片表面的壓力脈動信號，接著分別建立了計算風機氣動噪聲與結構噪聲的仿真模型，研究了葉片厚度變化對氣動噪聲以及結構噪聲的影響，最后，對葉片噪聲中氣動噪聲和結構噪聲各自所占的比重進行了分析。

1 旋渦風機內部流場計算

1.1 物理模型建立

圖1顯示的是旋渦風機內流場計算的三維CFD模型，采用的是六面體網格，網格總數約550萬。仿真計算的參數為，風機轉速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。將旋渦風機的入口設為壓力入口邊界，出口設置為壓力出口邊界，其它邊界條件均為固壁邊界。

圖1 旋渦風機網格圖Fig.1 Mesh graph of regenerative blower

1.2 葉片表面的壓力脈動信號提取及分析

葉片表面的監(jiān)測位置如圖2所示，這樣，待非定常計算結束時，便可以得到110個葉片表面壓力脈動數據。

圖2 風機葉片表面監(jiān)測位置Fig.2 Monitor position of fan blade surface

圖3顯示了模型中一個葉片壓力面的壓力波動時域圖和頻域圖。

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

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

2 葉片氣動噪聲分析

2.1 葉片產生的氣動噪聲仿真計算

本文采用Fluent軟件中的聲類比積分(基于FW-H方程)模塊計算葉輪產生的氣動噪聲，計算的氣動噪聲聲源為旋渦風機110個葉片上的壓力波動信號，遠場監(jiān)測點位置的選擇按照GB T2888-91的規(guī)定，選擇了距離風機中心位置1 m處的6個點，分別是風機軸線方向上兩個，徑向方向上4個，如圖4所示，

圖4 旋渦風機遠場噪聲監(jiān)測點Fig.4 Monitor position of fan far field noise

在X,Y,Z方向各取一個監(jiān)測點，以下所示為風機在三個監(jiān)測位置的聲壓頻域圖。

從圖5中可以看出，葉輪遠場噪聲三個監(jiān)測點的聲壓頻譜中均含有55倍頻成分，另外三個監(jiān)測點的聲壓頻譜與以上三點類似，都含有55倍頻成分，與試驗測得的峰值頻率一致，證明該模型能夠反映出旋渦風機葉片的主要噪聲特性。為了分析葉片氣動噪聲的方向性，計算出六個監(jiān)測點處的總聲壓級，整理到表1中。

圖5 監(jiān)測點處的聲壓頻域圖Fig.5 FFT of sound pressure at monitor position

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

由表1可知，葉片產生的遠場噪聲中徑向方向的噪聲遠大于軸向方向的噪聲，可見，葉片產生的遠場氣動噪聲主要沿徑向傳播。

2.2 不同葉片厚度下氣動噪聲分析

為了說明葉片厚度對葉片氣動噪聲的影響，本文在葉片厚度為1 mm到4 mm的范圍內共取了十個點，分析計算聲功率級隨葉片厚度的變化特性，如圖6。

圖6 風機葉片聲功率級隨葉片厚度的變化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，葉片產生的聲功率級均在112 dB到117 dB的范圍內，最大聲功率級與最小聲功率級之間相差僅為4.2%，與原模型相比，葉片厚度減小為1 mm時，聲功率級增加了1.7%?？梢哉J為葉片厚度從4 mm減小到1 mm的過程中，聲功率級基本上沒有變化，即葉片產生的遠場噪聲基本上沒有發(fā)生變化。

3 葉片結構聲輻射分析

3.1 葉片產生的結構噪聲仿真計算

計算葉片產生的結構噪聲時，首先對葉輪的葉片進行頻率響應分析，獲得葉輪上所有節(jié)點的振動速度，以此作為邊界條件應用Virtual.Lab分析軟件，計算得到葉輪遠場監(jiān)測點上的聲壓分布。圖7是進行葉片頻率響應分析的有限元模型，其中，葉片上的脈動壓力來自由風機內流場計算，葉輪的約束為固定旋轉中心孔的內表面。

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

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

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

為了評價葉片產生的遠場噪聲，建立了以葉輪中心為球心，半徑為1 m的球形場點監(jiān)測網格。表2列舉了葉片振動在6個遠場監(jiān)測點處的噪聲聲壓級。

從表2中可以看出，葉片振動產生的噪聲聲壓級為負值，說明此時葉片剛度足夠大，振動幅值很小，產生的葉片結構噪聲也相當小基本上可以不予考慮。

表2 旋渦風機葉片振動產生的噪聲聲壓級(dB)

3.2 不同葉片厚度下結構噪聲分析

在葉片厚度從1 mm到4 mm的變化范圍內取4個葉片厚度，分別計算了葉片振動產生的結構噪聲，圖9中列舉了葉片振動在6個遠場監(jiān)測點處的噪聲聲壓級。

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

由圖9中可以看出，當葉片厚度從4 mm向1 mm變化時，葉片結構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，葉片結構噪聲大幅增大。這是因為隨葉片厚度降低，葉片的剛度也會減小，導致葉片的振動幅度增大，由此提高了葉片的結構噪聲。

4 葉片噪聲貢獻分析

上文分別建立了計算葉片氣動噪聲和結構噪聲的模型，分析了葉片產生的氣動噪聲和結構噪聲，下面分析兩個噪聲在葉片噪聲中所占的比重，直觀上發(fā)現葉片氣動噪聲大于結構噪聲，選取結構噪聲最大的極端情況，即葉片厚度為1 mm的葉輪進行分析，各個監(jiān)測點處的總聲壓級如表3。

表3 葉厚為1 mm 的旋渦風機葉片產生的總噪聲

可以看出，沿著徑向方向的噪聲不論是氣動噪聲，還是結構噪聲，都大于沿著軸向的噪聲?？梢娙~輪產生的噪聲主要還是沿著徑向方向傳播。

由于聲源單位時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算氣動噪聲和結構噪聲各自所占的比例。計算結果見表4。

表4 葉厚為1 mm 的旋渦風機葉片產生的各噪聲比例

從上表可以看出，即使在葉片厚度為1 mm時，氣動噪聲占總噪聲的比例也遠遠大于結構噪聲，尤其是在徑向方向上，幾乎所有的噪聲均為氣動噪聲。因此，旋渦風機葉片產生的噪聲主要氣動噪聲，結構噪聲基本上可以忽略，而葉片產生的氣動噪聲在葉片厚度為1 mm到4 mm的范圍內基本不變，所以可將葉片厚度減小為1 mm，相比原模型，葉輪的質量減輕了18.7%。

5 結 論

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

[ 1 ] 韓惠君. 考慮噪聲的旋渦風機葉片輕量化優(yōu)化分析[D].上海：同濟大學，2013.

[ 2 ] 韓惠君，左曙光.葉片參數對旋渦風機性能的影響[J].流體機械，2012,40(7)：15-19. HAN Hui-jun, ZUO Shu-guang. Effect of blade parameters on performance of regenerative blower[J]. Fluid Machinery, 2012,40(7)：15-19.

[ 3 ] Wolfram D, Carolus T H. Experimental and numerical investigation of the unsteady flow field and tone generation in an isolated centrifugal fan impeller[J]. Journal of Sound and Vibration,2010，329(21):4380-4397.

[ 4 ] Cho Y, Moon Y J. Discrete noise prediction of variable pitch cross-flow fans by unsteady Navier-Stokes computations[J]. Journal of Fluids Engineering,2003,125(3):543-550.

[ 5 ] 劉敏.基于數值模擬及實驗的貫流風扇氣動噪聲特性研究 [D].武漢：華中科技大學，2009.

[ 6 ] 毛義軍，祁大同.離心風機葉片噪聲數值研究I:聲源分析[C]//中國工程熱物理學會流體機械2009年學術會議論文集,2009:1-5.

[ 7 ] 蘇虎.燃料電池車用旋渦風機氣動噪聲研究[D].上海：同濟大學，2012.

[ 8 ] 蔡建程，祁大同，盧傅安.離心風機蝸殼振動輻射噪聲的數值預測[J].應用力學學報，2009，26(1):115-119. CAI Jian-cheng, QI Da-tong, LU Fu-an. Prediction of noise radiation by the vibration volute structure of centrifugal fan[J]. Chinese Journal of Applied Mechanics, 2009，26(1):115-119.

[ 9 ] 宋立廷. 燃料電池車用旋渦風機結構聲輻射研究[D].上海：同濟大學，2012.

[10] 戚美. 軸流通風機動葉片的聲振分析及其應用[D].青島：山東科技大學，2005.

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