車用軸流風(fēng)機(jī)離散噪聲與葉片分布特性研究

鐘銀輝 李以農(nóng),2 高 峰

1.重慶大學(xué)汽車工程學(xué)院，重慶，4000442.重慶大學(xué)機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶，400044

0 引言

車用風(fēng)機(jī)作為冷卻系統(tǒng)的核心部件，其工作噪聲對(duì)整車噪聲影響很大，特別是風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)，其工作噪聲往往是主要的噪聲源之一。汽車的電動(dòng)化消除了傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的掩蔽作用，使得車用風(fēng)機(jī)在某些工況下的“嗡嗡聲”及高頻噪聲顯得尤為突出，極大地影響了車輛的乘坐舒適性。

為了獲得大的空氣流量，現(xiàn)代汽車普遍采用軸流式冷卻風(fēng)機(jī)。風(fēng)機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，葉片產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于風(fēng)機(jī)的機(jī)械噪聲和電磁噪聲[1]。軸流風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲通?？煞譃殡x散噪聲和寬頻噪聲兩種。在風(fēng)機(jī)葉片等間距分布時(shí)，葉片尾跡氣流周期性地沖擊下游物體形成的聲壓脈動(dòng)疊加在葉片脈動(dòng)基頻及其諧頻上，使得離散噪聲的聲壓級(jí)遠(yuǎn)高于寬頻噪聲的聲壓級(jí)[2]。目前，許多學(xué)者都是通過(guò)改變?nèi)~片分布特性來(lái)降低離散噪聲的，其中不同數(shù)量葉片和非等間距分布方法因具有結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點(diǎn)而備受重視。

針對(duì)葉片數(shù)量方面的研究，張紅輝[3]從理論上得出了風(fēng)機(jī)葉片數(shù)量與聲功率的正比關(guān)系；張立等[4]利用數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)的方法證實(shí)改變?nèi)~片數(shù)量能夠降低風(fēng)機(jī)噪聲；張代勝等[5]通過(guò)仿真得出流量、總聲壓級(jí)與葉片數(shù)量的關(guān)系，指出在滿足流量情況下，合適的葉片數(shù)量能較好地降低噪聲。以上研究均未涉及風(fēng)機(jī)的離散噪聲均未涉及。

針對(duì)葉片非等間距分布方面的研究，根據(jù)Lighthill的氣動(dòng)聲學(xué)理論，WRIGHT等從不同角度導(dǎo)出了等間距葉片的聲輻射公式[1]；孫曉峰[6]在WRIGHT的基礎(chǔ)上，推出了不等間距葉片噪聲的聲輻射公式，成功預(yù)測(cè)出某不等間距葉片與等間距葉片在葉片通過(guò)頻率處噪聲比的降低幅值；伍先俊等[7]通過(guò)設(shè)計(jì)不等距葉片的措施將基頻處的噪聲峰值分散到其他頻率上，從而降低了離散噪聲；LEE等[8]采用多方案進(jìn)行了葉片的不等間距設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了數(shù)值仿真及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，指出采用合適的非等間距方案可以較好地降低離散噪聲；馬健峰等[9]根據(jù)葉片自平衡的分配方案進(jìn)行葉片的不等距設(shè)計(jì)、數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)研究，證明采用不等距葉片可以減小離心通風(fēng)機(jī)基頻噪聲的峰值，但總的噪聲級(jí)基本不變；劉志超等[10]通過(guò)仿真分析指出，非等距葉片分布能使旋渦自吸泵的脈動(dòng)主頻和幅值發(fā)生變化；湯黎明等[11]指出葉片不等距分布方案可獲得最大的流量和較低的噪聲值；張代勝等[5]、耿麗珍等[12]根據(jù)葉片自平衡的分配方案進(jìn)行葉片的不等間距設(shè)計(jì)及數(shù)值仿真，得出流量、總聲壓級(jí)與非等間距分布特性之間的關(guān)系，指出在滿足流量情況下，非等間距分布能較好地降低噪聲。以上均是通過(guò)舉例來(lái)說(shuō)明某非等間距分布方案對(duì)降低離散噪聲有效果,但沒(méi)有提出最優(yōu)降噪效果的非等間距分布方法。本文通過(guò)研究不同數(shù)量葉片和非等間距的分布特性來(lái)降低離散噪聲。

1 風(fēng)機(jī)離散噪聲相關(guān)理論

離散噪聲是離散頻率噪聲，源自葉片形成的空氣壓力脈動(dòng)。風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)時(shí)，每個(gè)葉片的兩側(cè)由于流速不同而產(chǎn)生壓力差，因此形成的流場(chǎng)以風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)速度旋轉(zhuǎn)，使得流場(chǎng)中任一點(diǎn)的壓力都發(fā)生周期性的變化。

葉片等間距分布的風(fēng)機(jī)離散噪聲頻率

(1)

式中，n為諧波數(shù)，當(dāng)n=1時(shí)，f為風(fēng)機(jī)離散噪聲基頻，即第1階脈動(dòng)噪聲頻率；B為風(fēng)機(jī)葉片數(shù)；N為風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。

(2)

取控制面f(xi,t)=0為扇葉面，由無(wú)穿透條件un=vn可得FW-H方程最常用的一種形式：

(3)

其中，F(xiàn)i為葉片表面負(fù)荷分量；等號(hào)右邊3項(xiàng)分別代表厚度聲源、載荷聲源和四極子聲源。厚度聲源和載荷聲源是面聲源(由Dirac函數(shù)決定)，取決于葉片表面的形狀、運(yùn)動(dòng)速度以及非定常氣動(dòng)力，在低速和亞音速流動(dòng)中，面聲源貢獻(xiàn)占總的氣動(dòng)貢獻(xiàn)的絕大部分；四極子聲源是體聲源(由Heaviside函數(shù)決定)，它與控制面附近的非線性流動(dòng)密切相關(guān)，當(dāng)控制面附近達(dá)到跨音速或超音速時(shí)，四極子噪聲尤為突出。

因車用軸流風(fēng)機(jī)處于低速和亞音速流動(dòng)中，故四極子噪聲可以忽略。假設(shè)體積密度為常數(shù)，進(jìn)入到流體中的非平衡質(zhì)量流相當(dāng)于一個(gè)單極子，故厚度聲源可以忽略，此時(shí)，F(xiàn)W-H方程可表示為

(4)

對(duì)于葉片轉(zhuǎn)子，外力Fi應(yīng)是氣流與葉片的相互作用力，用其相互作用的壓力場(chǎng)來(lái)表示。

如果葉片與氣流的相互作用力呈現(xiàn)周期性，則可以將作用力展開成傅里葉級(jí)數(shù)，但對(duì)于非等間距葉片，它與氣流的相互作用不作周期為2π/B的周期性變化，因而不能直接展開，本文從諧波法角度導(dǎo)出作用力表達(dá)式。任意一個(gè)葉片轉(zhuǎn)子與來(lái)流相互作用的脈動(dòng)壓力場(chǎng)可表示為[6]

(5)

圖1 風(fēng)扇相關(guān)參數(shù)示意圖Fig.1 The sketch map of fan’s relevant parameters

一種常見(jiàn)的不等間距分布規(guī)律如下：[13]

φ＇=φ+Δθsin(mφ)

(6)

式中，Δθ為最大的兩葉片夾角改變量，即單葉片的調(diào)制振幅，-π/B≤Δθ≤π/B；m為調(diào)制量的循環(huán)次數(shù)。

另外，θB=BΔθ為最大調(diào)整角，主要調(diào)整離散噪聲峰值及其旁瓣對(duì)應(yīng)的峰值。

由式(5)和式(6)可得該類不等間距葉片脈動(dòng)壓力場(chǎng)

(7)

由于轉(zhuǎn)子以角速度ω旋轉(zhuǎn)，所以壓力場(chǎng)也是隨時(shí)間變化的，即

(8)

對(duì)任意一個(gè)諧波分量而言：

(9)

由于

(10)

(11)

式中，J0、J2n均屬于第一類貝塞爾函數(shù)。

故式(9)可寫為

(12)

所以任意一個(gè)子諧波的分量是：

Jv(nBΔθ)[cos((nB+vm)(φ-ωt)+φ0)+
(-1)vcos((nB-vm)(φ-ωt)+φ0)]

如圖1所示，任意一個(gè)子諧波輻射到觀察點(diǎn)x1的聲壓為[6]

(13)

ξF=FnB(cosγcosθ)

(14)

(15)

任意一個(gè)諧波的聲輻射應(yīng)是各個(gè)子諧波的疊加，即

(16)

式(16)即為非等間距葉片分布在穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)力作用下的聲輻射公式。在式(16)中，有

ΗnB=nBJnB(nBMasinθ)

(17)

ΗnB±vm=(nB±vm)JnB±vm[(nB±vm)Masinθ]

(18)

當(dāng)Δθ=0時(shí)，即葉片等間距時(shí)，貝塞爾函數(shù)J0(nBΔθ)=1,Jv(nBΔθ)=0(v>0),則有

(19)

將式(14)、式(15)、式(17)、式(18)代入式(19)可得

(20)

在風(fēng)機(jī)軸線上布置一個(gè)麥克風(fēng)，則θ=0°，nBMasinθ=0，JnB(nBMasinθ)=JnB(0)。只有當(dāng)n=0時(shí)，JnB(0)=1，其余狀態(tài)下JnB(0)=0，故式(20)可寫為

(21)

(22)

(23)

(24)

將式(21)～式(23)代入式(24)可得

(25)

通過(guò)仿真可得到風(fēng)扇的轉(zhuǎn)矩T、沿軸向e3的作用力F、葉片在每個(gè)單元對(duì)應(yīng)的垂直于葉片的作用力FnB、作用力FnB與e3之間的夾角γ，由此可得出風(fēng)機(jī)的聲壓級(jí)公式。

2 非等間距葉片優(yōu)化方法

對(duì)于任意一個(gè)諧波，不等間距葉片分布不像等間距那樣對(duì)應(yīng)著明顯的峰值，而是由許多對(duì)應(yīng)于振幅為J0(nBΔθ)(ξT-ξF)ΗnB的頻帶組成的，即不等間距葉片分布使頻率發(fā)生了調(diào)制。

(26)

基于式(26)可得相對(duì)于等間距葉片任意一個(gè)諧波下降的聲壓級(jí)：

(27)

由第一類貝塞爾函數(shù)得

(28)

將θB=BΔθ代入式(27)及式(28)，同時(shí)取n=1，可得第1階脈動(dòng)諧波噪聲減小量ΔS與最大調(diào)整角θB之間的關(guān)系：

(29)

為了確定θB的范圍，以工程常用的9葉片為例，根據(jù)式(6)進(jìn)行非等間距分布，如圖2所示。由圖2可知，θB為2.7 rad時(shí)葉片之間有間隙；θB為π rad時(shí)，葉片間隙為0，處于臨界點(diǎn)；θB為3.6 rad時(shí)，葉根附近出現(xiàn)了明顯的葉片重合現(xiàn)象，故將θB設(shè)定在-π～π rad范圍內(nèi)。

(a)θB=2.7 rad (b)θB=π rad(c)θB=3.6 rad圖2 不同最大調(diào)整角θB對(duì)應(yīng)的非等間距分布Fig.2 Unequal interval distributions corresponding to different maximum adjustment anglesθB

(30)

為了得到該方程的極值點(diǎn)，對(duì)式(30)求導(dǎo)后設(shè)為0，可得θB取實(shí)數(shù)-2.406 rad、2.406 rad，圖3所示均為最大值，由于此函數(shù)為偶函數(shù)，故在此范圍內(nèi)存在唯一的正實(shí)數(shù)2.406 rad，使得第1階脈動(dòng)噪聲降幅最大。

圖3 噪聲峰值減小量與最大調(diào)整角之間的關(guān)系Fig.3 The relation between the decrease of sound pressure levels and the max adjustment angle

為了驗(yàn)證θB=2.406 rad時(shí)ΔS是否為最大值，采用仿真模擬及實(shí)驗(yàn)的方式進(jìn)行分析驗(yàn)證。本文車用軸流風(fēng)機(jī)以工程常用9葉片、轉(zhuǎn)速2 400 r/min為例進(jìn)行仿真模擬。由式(1)得，第1階脈動(dòng)噪聲頻率為360 Hz。最大調(diào)整角θB分別取0、0.9 rad、1.8 rad、2.406 rad、2.7 rad、π rad,其中,θB為0.9 rad、1.8 rad、2.406 rad、2.7 rad、π rad時(shí)均是非等間距方案, 為了與等間距方案的效果作對(duì)比,將θB=0的等間距方案也考慮在內(nèi)進(jìn)行分析。

將最大調(diào)整角θB=2.406 rad及對(duì)應(yīng)的單葉片調(diào)制角Δθ=0.267 rad代入式(6)，分別以等間距葉片位置φ=40°，80°，120°，160°，200°，240°，280°，320°，360°作為基本條件，可得表1所示的數(shù)據(jù)。由表1可知，在θB=2.406 rad時(shí)，非等間距葉片相對(duì)于等間距葉片變化值不超過(guò)26.2%。按表1中θB=2.406 rad對(duì)應(yīng)的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行葉片分布設(shè)計(jì)，即可得到9葉片的最佳非等間距分布方案。針對(duì)其余非等間距方案，可參照表1得出相應(yīng)的幾何模型進(jìn)行仿真模擬。

3 仿真與實(shí)驗(yàn)分析驗(yàn)證

針對(duì)不同數(shù)量葉片，本文基于離散噪聲理論采用仿真優(yōu)化的方法獲取葉片數(shù)量與噪聲、流量、效率之間的變化規(guī)律，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證；針對(duì)非等間距葉片分布中，θB=2.406 rad為最優(yōu)降噪的方案，通過(guò)仿真與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證其效果，同時(shí)分析其對(duì)流量和效率的影響。

表1 非等間距葉片相關(guān)參數(shù)

風(fēng)機(jī)的流量qv是指通過(guò)計(jì)算域進(jìn)口或出口邊界面空氣的體積流量。

軸流風(fēng)機(jī)的全壓是出口全壓與進(jìn)口全壓之差，具體可表示為

(31)

式中，p1為葉輪進(jìn)口全壓；p2為葉輪出口全壓；pst1為葉輪進(jìn)口靜壓；v1為葉輪進(jìn)口流速；pst2為葉輪出口靜壓；v2為葉輪出口流速。

風(fēng)機(jī)扭矩T由作用于葉輪表面各單元的正壓力與剪切力形成的力矩累加得到，本次計(jì)算統(tǒng)計(jì)了作用在輪轂、葉片以及外邊緣的力矩。

全壓效率η可表示為

(32)

式中，nw為風(fēng)機(jī)在穩(wěn)態(tài)運(yùn)行下的轉(zhuǎn)速。

3.1 仿真

本文采用FLUENT軟件進(jìn)行仿真分析。

3.1.1仿真模型的建立

由于風(fēng)機(jī)原模型比較復(fù)雜，所以在導(dǎo)入FLUENT軟件前，要將一些對(duì)風(fēng)機(jī)流場(chǎng)和聲場(chǎng)影響較小的曲面去掉，以此來(lái)降低對(duì)計(jì)算機(jī)硬件的要求和節(jié)約計(jì)算時(shí)間，簡(jiǎn)化之后的風(fēng)機(jī)三維模型見(jiàn)圖4。其余不同葉片數(shù)量及非等間距方案的風(fēng)機(jī)均基于此模型進(jìn)行相應(yīng)的改變，然后進(jìn)行仿真分析。

圖4 風(fēng)機(jī)簡(jiǎn)化模型Fig.4 Fan model simplified

基于實(shí)物簡(jiǎn)化的風(fēng)機(jī)仿真模型共分為進(jìn)口域、出口域、動(dòng)域和靜域4個(gè)部分。圖5為沿著X向(軸向)剖開的YZ網(wǎng)格的局部平面圖，從中可以看出：風(fēng)機(jī)作為動(dòng)域置于管道靜域中，風(fēng)機(jī)直徑為409 mm，輪轂比為0.4。整體計(jì)算域?yàn)閳A柱形管道，管道直徑為2 200 mm，X向?yàn)榱鲃?dòng)方向，進(jìn)口域X向長(zhǎng)度為1 650 mm，出口域X向長(zhǎng)度為6 050 mm，靜域X向長(zhǎng)度為1 160 mm，管道X向總長(zhǎng)度為8 860 mm。圖6為動(dòng)靜域網(wǎng)格局部放大圖，從中可以看出：動(dòng)域包含葉片、輪轂以及與靜域的連接面，靜域包含軸對(duì)稱的護(hù)風(fēng)罩、與動(dòng)域的連接面、與進(jìn)口域以及與出口域的連接面。轉(zhuǎn)子中心為坐標(biāo)原點(diǎn)，由于轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)部分的流體比較復(fù)雜，需要更加密集的網(wǎng)格來(lái)捕捉流場(chǎng)信息，故將動(dòng)域單獨(dú)劃分為一個(gè)計(jì)算域。同理，將靜域也單獨(dú)劃分為一個(gè)計(jì)算域。對(duì)風(fēng)機(jī)的靜域進(jìn)行了不同程度的延伸，即形成了進(jìn)出口域，這樣就保證了來(lái)流和出流的均勻性，也保證了計(jì)算流場(chǎng)的穩(wěn)定性。進(jìn)出口區(qū)域?qū)?jīng)過(guò)風(fēng)機(jī)做功前后的流體進(jìn)行模擬，各劃分為一個(gè)計(jì)算域。

圖5 計(jì)算域分布網(wǎng)格圖Fig.5 The mesh sketch of computing region distribution

圖6 動(dòng)靜域網(wǎng)格局部圖Fig.6 Local sketch of rotating and static domain mesh

3.1.2網(wǎng)格劃分

采用前處理軟件ICEM對(duì)仿真對(duì)象進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于靜域區(qū)和旋轉(zhuǎn)區(qū)的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格不能滿足不規(guī)則區(qū)域的網(wǎng)格要求，故采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。為了統(tǒng)一，進(jìn)出口域也使用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。在劃分網(wǎng)格時(shí)，不同的計(jì)算目的對(duì)網(wǎng)格的要求也不同，所以，本文根據(jù)計(jì)算目的及流場(chǎng)處理的要求對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。進(jìn)口域和出口域采用規(guī)則拉伸的五面體棱柱網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為28 mm；動(dòng)域中的葉尖及前后緣處網(wǎng)格尺寸為0.3～0.8 mm，為了研究風(fēng)機(jī)表面的流場(chǎng)及噪聲特性，在固體表面增加5層邊界層網(wǎng)格，主要為五面體棱柱網(wǎng)格，第一層網(wǎng)格尺寸控制在0.01 mm，其余位置為四面體網(wǎng)格，尺寸主要控制在6 mm。同時(shí)考慮實(shí)際情況，提高精度，在護(hù)風(fēng)罩表面也增加5層的五面體棱柱網(wǎng)格用于流場(chǎng)及噪聲計(jì)算，第1層網(wǎng)格尺寸控制在0.1 mm，其余為四面體網(wǎng)格，尺寸主要控制在24 mm。以上邊界層網(wǎng)格均采用標(biāo)準(zhǔn)的固體邊界處理方式，保證仿真結(jié)果的真實(shí)有效性，模型總網(wǎng)格數(shù)大約為935萬(wàn)。

3.1.3計(jì)算方法及初始邊界條件的設(shè)定

在風(fēng)機(jī)流道中流動(dòng)的介質(zhì)是空氣，風(fēng)機(jī)運(yùn)動(dòng)區(qū)域內(nèi)的流體屬于湍流運(yùn)動(dòng)，內(nèi)部流體可認(rèn)為是不可壓縮氣體，不考慮能量守恒方程，忽略重力對(duì)流場(chǎng)的影響。定常計(jì)算選取RNGk-ε湍流模型，壓力-速度耦合采用壓力耦合方程組的半隱式方法(SIMPLE)算法，選用非耦合隱式求解器。為了提高計(jì)算精度，控制方程的數(shù)值離散方法采用二階精度迎風(fēng)差分格式，迭代求解采用亞松弛因子。葉輪動(dòng)域采用多重參考坐標(biāo)系MRF，將動(dòng)域的非定常流動(dòng)視為定常流動(dòng)，各項(xiàng)的收斂殘差為10-5，以出口處的質(zhì)量流量作為控制指標(biāo)進(jìn)行觀察，初始進(jìn)出口的相對(duì)壓力均為0,速度為0,風(fēng)機(jī)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速為2 400 r/min。以定常計(jì)算收斂所得到的流場(chǎng)數(shù)據(jù)作為計(jì)算初場(chǎng)，基于壓力的隱式二階算法，采用大渦模擬(LES)的亞格子Smaqorinsky-Lilly模型重新計(jì)算流場(chǎng)。壓力與速度耦合采用壓力隱式分裂算子(PISO)算法，交界面設(shè)置在動(dòng)域和靜域的交界處，使用滑移網(wǎng)格。

在距風(fēng)機(jī)中心背風(fēng)1 m處布置一個(gè)噪聲觀測(cè)點(diǎn)進(jìn)行仿真計(jì)算，噪聲預(yù)測(cè)采用FLUENT軟件中的FW-H聲學(xué)模型來(lái)模擬，并用快速傅里葉變換(FFT)方法對(duì)噪聲時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，獲得噪聲頻譜特性。

3.1.4仿真結(jié)果的初步驗(yàn)證

為了保證仿真結(jié)果的有效性和準(zhǔn)確性，從聲壓波動(dòng)的時(shí)域數(shù)據(jù)及Yplus值兩方面來(lái)進(jìn)行初步的分析驗(yàn)證。

風(fēng)機(jī)觀測(cè)點(diǎn)處聲壓隨時(shí)間的變化如圖7所示。由圖7可知，從第3個(gè)周期開始整個(gè)風(fēng)機(jī)噪聲觀測(cè)點(diǎn)的聲壓波動(dòng)處于一個(gè)較為穩(wěn)定的狀態(tài)，故對(duì)時(shí)域數(shù)據(jù)從第3個(gè)周期開始進(jìn)行提取，每個(gè)點(diǎn)采樣時(shí)間為0.000 1 s，每個(gè)周期為0.025 s，即250個(gè)時(shí)間步，取大約8個(gè)周期的穩(wěn)定數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT變換，從而進(jìn)行相應(yīng)的頻譜分析。

圖7 風(fēng)機(jī)觀測(cè)點(diǎn)處聲壓隨時(shí)間的變化曲線Fig.7 The graph of sound pressure varying with time at observation point

針對(duì)5層邊界層網(wǎng)格，采用標(biāo)準(zhǔn)的固體表面方法進(jìn)行邊界層的近壁面處理。以4葉片(用于不同數(shù)量葉片的研究)為例，圖8a所示的風(fēng)機(jī)吸力面?zhèn)群蛨D8b所示的風(fēng)機(jī)壓力面?zhèn)鹊腨plus值均在1左右，滿足近壁面網(wǎng)格處理的要求，尤其葉片部分的Yplus值在0～1之間，保證了仿真的準(zhǔn)確性，其余模型也滿足Yplus值的要求。

(a)吸力面?zhèn)?(b)壓力面?zhèn)葓D8 風(fēng)機(jī)吸力面和壓力面的Yplus值Fig.8 The Yplus value of suction side and pressure side of axial fan on the first model

3.2 實(shí)驗(yàn)方法

本次實(shí)驗(yàn)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 400 r/min，結(jié)合仿真的其他輸入條件，為仿真計(jì)算提供對(duì)比依據(jù)。

3.2.1風(fēng)機(jī)流量實(shí)驗(yàn)

風(fēng)機(jī)的流量實(shí)驗(yàn)采用MGS(metal gear solid)風(fēng)機(jī)性能測(cè)試系統(tǒng)，通過(guò)控制風(fēng)道阻力，可測(cè)試、獲取不同全壓下風(fēng)機(jī)的流量，通過(guò)傳感器采集數(shù)據(jù)并輸入數(shù)據(jù)采集儀，經(jīng)過(guò)A/D轉(zhuǎn)換，將數(shù)據(jù)傳入計(jì)算機(jī)。

3.2.2風(fēng)機(jī)單體噪聲實(shí)驗(yàn)

風(fēng)機(jī)單體噪聲實(shí)驗(yàn)如圖9所示，將風(fēng)機(jī)單體四角通過(guò)彈性繩固定在臺(tái)架的上下橫梁上，使得風(fēng)機(jī)與臺(tái)架隔開，保證了風(fēng)機(jī)產(chǎn)生的振動(dòng)不會(huì)通過(guò)彈性繩傳至臺(tái)架上，引起臺(tái)架振動(dòng)，產(chǎn)生噪聲干擾。外接穩(wěn)壓電源，驅(qū)動(dòng)風(fēng)機(jī)在規(guī)定的轉(zhuǎn)速下運(yùn)行，采用LMS噪聲振動(dòng)測(cè)試設(shè)備，在距風(fēng)機(jī)中心背風(fēng)1 m處布置一個(gè)傳聲器作為觀測(cè)點(diǎn)進(jìn)行噪聲實(shí)驗(yàn)。

圖9 風(fēng)機(jī)單體噪聲實(shí)驗(yàn)Fig.9 Bracket experiment of single fan’s noise

3.3 仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

本文通過(guò)仿真得到了風(fēng)機(jī)的流量、全壓、扭矩等流場(chǎng)參數(shù)，進(jìn)一步分析得出了流量與全壓之間的關(guān)系，以及通過(guò)式(32)得出了全壓效率與流量之間的關(guān)系；另外，基于穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)收斂的結(jié)果再進(jìn)行瞬態(tài)流場(chǎng)仿真分析，獲取聲壓時(shí)域數(shù)據(jù)，然后對(duì)其進(jìn)行FFT分析，進(jìn)一步得出離散噪聲及相應(yīng)的總聲壓級(jí)。基于仿真的相關(guān)條件及結(jié)果進(jìn)行相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

3.3.1不同數(shù)量葉片對(duì)噪聲、流量及效率的影響

在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下對(duì)4葉片至11葉片等間距風(fēng)機(jī)進(jìn)行噪聲、流量及效率的仿真計(jì)算，以7葉片和9葉片風(fēng)機(jī)為主要對(duì)象進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

為了分析離散噪聲的特性，以9葉片為例進(jìn)行仿真。通過(guò)對(duì)風(fēng)機(jī)中心背風(fēng)1 m處觀測(cè)點(diǎn)的噪聲時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT變換獲得噪聲頻譜，結(jié)果如圖10所示。由圖10可知，9葉片表現(xiàn)出明顯的離散噪聲特性，第1階脈動(dòng)噪聲峰值最大。從4葉片至11葉片離散噪聲中提取第1階脈動(dòng)噪聲進(jìn)行分析，結(jié)果如圖11所示。由圖11可知，除了7葉片與11葉片,其余隨著葉片數(shù)量增加，離散噪聲也相應(yīng)增大(從式(25)看，風(fēng)機(jī)離散噪聲幅值與葉片數(shù)存在正比關(guān)系，但受葉片的轉(zhuǎn)矩、表面作用力等參數(shù)的影響，風(fēng)機(jī)離散噪聲也產(chǎn)生相應(yīng)的波動(dòng)，此與仿真結(jié)果近似)。7葉片第1階脈動(dòng)頻率(280 Hz)對(duì)應(yīng)的噪聲峰值(最小)為54.5 dB(A)，10葉片第1階脈動(dòng)頻率(400 Hz)對(duì)應(yīng)的噪聲峰值(最大)為64.1 dB(A)，兩者相差9.6 dB(A)。同時(shí)還可以看出7葉片、9葉片第1階脈動(dòng)噪聲峰值的實(shí)驗(yàn)值比仿真值分別大3 dB(A)、2.6 dB(A)?？梢?jiàn)，選擇合適的葉片數(shù)量對(duì)離散噪聲的影響很大。

圖10 9葉片噪聲頻譜Fig.10 9 blade noise spectrum

圖11 第1階脈動(dòng)噪聲隨葉片數(shù)變化情況Fig.11 Fluctuation noises of the first order vary with different number of blades

從4葉片至11葉片，總聲壓級(jí)的變化規(guī)律與離散噪聲的結(jié)果一致，如圖12所示。由圖12可知，7葉片對(duì)應(yīng)的噪聲為71.8 dB(A)(最小)，10葉片對(duì)應(yīng)的噪聲為74.9 dB(A)(最大)，兩者相差3.1 dB(A)，7葉片、9葉片實(shí)驗(yàn)值比仿真值分別大1.5 dB(A)、1 dB(A)。可見(jiàn)，離散噪聲降低使得總聲壓級(jí)也相應(yīng)降低。

圖12 總聲壓級(jí)隨葉片數(shù)變化情況Fig.12 Totalsound pressure levels vary with different number of blades

不同數(shù)量葉片對(duì)應(yīng)的流量隨全壓的變化如圖13所示。由圖13可知，隨著全壓的增加，不同數(shù)量葉片對(duì)應(yīng)的流量均減小，其中，4葉片至6葉片的風(fēng)機(jī)流量明顯不足，7葉片至11葉片的風(fēng)機(jī)流量減小的幅度變緩，在高壓下保持高流量的能力較強(qiáng)。在相同全壓條件下，最大流量與最小流量的差別較大，以100 Pa為例，其差值達(dá)到2 558 m3/h。7葉片、9葉片對(duì)應(yīng)流量的仿真值與實(shí)驗(yàn)值最大相差均不超過(guò)159 m3/h。

圖13 不同數(shù)量葉片對(duì)應(yīng)的流量隨全壓變化曲線Fig.13 Fluxes vary with total pressure corresponding to the different number of blades

將流量、轉(zhuǎn)速等參數(shù)代入式(32)可得全壓效率隨流量的變化，如圖14所示。由圖14可知，效率均隨著流量的增加先增大后減小。在風(fēng)機(jī)的主要工作區(qū)域(683 m3/h≤qv≤3 930 m3/h)，7葉片至11葉片的效率均不低于35%，整體明顯大于4葉片至6葉片的效率。綜合來(lái)說(shuō)，7葉片風(fēng)機(jī)的效率最高(最高達(dá)到45%)，高效率的流量范圍也較寬。7葉片、9葉片風(fēng)機(jī)全壓效率的仿真值與實(shí)驗(yàn)值最大相差均不超過(guò)2%。

圖14 不同數(shù)量葉片對(duì)應(yīng)的效率隨流量變化曲線Fig.14 Efficiencies vary with flux corresponding to the different number of blades

3.3.2非等間距風(fēng)機(jī)對(duì)噪聲、流量及效率的影響

為了驗(yàn)證θB=2.406 rad為最優(yōu)降噪的方案，選擇9葉片風(fēng)機(jī)進(jìn)行仿真及實(shí)驗(yàn)分析(9葉片離散噪聲較為明顯，且為工程常用葉片)，在風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下，仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果在趨勢(shì)上均是一致的，如圖15～圖18所示。

為了與理論相對(duì)應(yīng)，對(duì)第1階脈動(dòng)噪聲進(jìn)行分析驗(yàn)證，其與最大調(diào)整角θB的關(guān)系如圖15所示。由圖15可知，第1階脈動(dòng)噪聲值從大至小對(duì)應(yīng)的最大調(diào)整角θB依次為0、0.9 rad、π rad、1.8 rad、2.7 rad、2.406 rad。最大調(diào)整角為2.406 rad相比0對(duì)應(yīng)的第1階脈動(dòng)噪聲降幅達(dá)到18.9 dB(A)。這兩個(gè)調(diào)整角的實(shí)驗(yàn)值比仿真值分別大2.4 dB(A)、2.6 dB(A)。可見(jiàn)，最大調(diào)整角為2.406 rad方案對(duì)離散噪聲的改善效果最明顯，這與理論推導(dǎo)結(jié)果在趨勢(shì)上是一致的。

圖15 第1階脈動(dòng)噪聲隨最大調(diào)整角θB變化情況Fig.15 Fluctuation noises of the first order vary with max adjustment angle θB

不同最大調(diào)整角θB對(duì)應(yīng)總聲壓級(jí)的變化規(guī)律與離散噪聲的仿真結(jié)果一致，如圖16所示。由圖16可知，最大調(diào)整角為2.406 rad相比0總聲壓級(jí)降幅2.2 dB(A)，以上兩個(gè)仿真值與實(shí)驗(yàn)值分別相差1.2 dB(A)、0.5 dB(A)。

圖16 總聲壓級(jí)隨最大調(diào)整角θB變化情況Fig.16 Totalsound pressure levels vary with max adjustment angle θB

為了分析最大調(diào)整角θB為2.406 rad方案對(duì)流量的影響，進(jìn)行了相應(yīng)的流量隨全壓的變化分析，如圖17所示。由圖17可知，在相同全壓條件下，最大調(diào)整角為2.406 rad與0對(duì)應(yīng)流量的差別較小，以100 Pa為例，僅相差187 m3/h，此仿真值與實(shí)驗(yàn)值僅相差9 m3/h。

圖17 θB=0與θB=2.406 rad時(shí)流量隨全壓變化的仿真值及實(shí)驗(yàn)值Fig.17 Simulation and experiment of θB=0 and θB=2.406 rad fluxes vary with total pressure

圖18 θB=0與θB=2.406 rad時(shí)效率隨流量變化的仿真值及實(shí)驗(yàn)值Fig.18 Simulation and experiment of θB=0 and θB=2.406 rad efficiencies vary with flux

為了分析最大調(diào)整角θB為2.406 rad方案對(duì)效率的影響，進(jìn)行了相應(yīng)的效率隨流量的變化分析，如圖18所示。由圖18可知，在風(fēng)機(jī)的主要工作區(qū)域(683 m3/h≤qv≤3 930 m3/h)，θB=2.406 rad與θB=0對(duì)應(yīng)的效率均不低于35%，在相同流量下，最大差值為6.5%，此仿真值與實(shí)驗(yàn)值僅相差0.3%。

以上實(shí)驗(yàn)值與仿真模擬值的誤差均在5%允許范圍內(nèi)，說(shuō)明仿真模型是可靠的。誤差主要是由于對(duì)風(fēng)機(jī)模型進(jìn)行了一定程度的簡(jiǎn)化、實(shí)驗(yàn)過(guò)程的測(cè)量誤差以及仿真分析方法固有的誤差等因素引起的。

4 結(jié)論

(1)針對(duì)等間距軸流風(fēng)機(jī)，在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下，隨著全壓的增大，各葉片的流量均減?。?葉片風(fēng)機(jī)的效率最高(最大達(dá)到45%)，高效率的流量范圍也較寬，而且在離散噪聲和總聲壓級(jí)方面均最小，因此，從噪聲、流量和效率綜合來(lái)看，采用7葉片方案的風(fēng)機(jī)效果最好，這在實(shí)驗(yàn)結(jié)果中也得到了驗(yàn)證，研究結(jié)果為風(fēng)機(jī)葉片數(shù)量的選擇提供了新的依據(jù)。

(2)通過(guò)理論分析提出了一種針對(duì)不同數(shù)量等間距葉片均采用最大調(diào)整角為2.406 rad即可達(dá)到最優(yōu)降噪效果的方法，并且對(duì)流量及效率無(wú)明顯影響,利用9葉片在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下的仿真模擬與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了這一結(jié)論。