空間站用離心風機噪聲分析及控制*

吳和遠 簡曉書 陳 強 朱志能

（1.貴州航天林泉電機有限公司；2.國家精密微特電機工程技術研究中心）

0 引言

隨著我國載人工程和空間站建設任務的不斷推進，需要在空間站飛行器中長期駐人。因此如何讓艙內(nèi)顯得安靜就尤為重要，據(jù)報道，噪聲對航天員的影響主要是聽力損傷。隨著噪聲對航天員的健康和安全的影響越來越明顯，艙內(nèi)的噪聲控制就顯得尤為重要?？刂圃肼曌钣行У拇胧┚褪菑穆曉刺庍M行降低?？臻g站內(nèi)設備不僅有總A聲級噪聲要求，且還需滿足穩(wěn)態(tài)噪聲頻譜要求[1]。

對于采用性能參數(shù)相似設計的風機，其噪聲可以采用已知的比A聲級參數(shù)進行噪聲估算[2]，而對全新研制風機，則需采用其他方法進行噪聲計算。目前對風機噪聲的研發(fā)大多還以試驗研究為主，試驗研究具有真實可靠等優(yōu)點，但試驗成本較高，設計周期較長，對離心式通風機降噪設計經(jīng)驗要求較高[3]；而采用數(shù)值模擬能夠提供的風機內(nèi)流場信息和聲場分布信息，有利于減短風機噪聲的研發(fā)周期與成功率。再根據(jù)風機噪聲特性，增加輔助降噪措施，可進一步降低風機運行噪聲。

1 風機噪聲特性分析

風機噪聲一般包括風機的氣動噪聲、機械噪聲和電磁噪聲[4-6]。當風機加工精密時，可大幅降低風機電磁噪聲和機械噪聲；這時風機運行時的氣動噪聲比機械噪聲和電磁噪聲高，成為主要噪聲源。

風機的氣動噪聲根據(jù)其頻譜特性可以分為離散噪聲和寬頻噪聲。

離散噪聲的特點主要是噪聲的頻譜具有離散峰值特性，它是離心式葉輪機械的主要噪聲類型。它的形成原因主要包括以下兩個方面：一是葉輪旋轉(zhuǎn)形成的自身噪聲；二是旋轉(zhuǎn)葉輪尾跡（蝸殼，擴壓器等）之間周期性作用形成的干涉噪聲。

一般來講，離散噪聲的基頻即是風機的葉片通過頻率，它的計算如公式（1）：

其中，f為離散噪聲的基頻，Hz；n為葉輪的轉(zhuǎn)速，r/min；Z為葉片數(shù)目；i為諧波序號，i=1,2,3,…；i=1為基頻。

旋轉(zhuǎn)噪聲i=1時的基頻噪聲最強，高次諧波依次遞減。

寬頻噪聲相對于離散噪聲而言，它無明顯的峰值特性。它的產(chǎn)生機理更為復雜，形成的噪聲更難控制。這主要由于氣流紊流和渦聲作用機理的雙重復雜性造成，寬頻噪聲的形成原因主要集中在以下幾個方面：進氣畸變、葉頂間隙流動、紊流邊界層失穩(wěn)和葉片表面渦脫落。由于寬頻噪聲的機理比較復雜，因此，其研究主要依賴于實驗手段。

2 風機方案確定與模型

在同樣氣動性能要求下，后彎葉片葉輪較前彎葉片葉輪產(chǎn)生較小的噪聲。確定風機型式時，應滿足流量壓力特性的前提下，同時考慮A聲級較小為原則。由于流量和風壓大，噪聲也大，因此，參數(shù)裕量不宜過大。由于旋轉(zhuǎn)噪聲的聲壓級大致與圓周速度的5～6次方成正比，當圓周速度增大一倍時，聲壓級增加近10～15dB；渦流噪聲的聲壓級與氣流速度的8次方成比例，因此在性能允許條件下，應盡量設計低轉(zhuǎn)速運行的風機[7-8]。本文設計的風機參數(shù)分別為：葉輪外徑0.27 m，葉輪出口葉片數(shù)為：進口12個、出口24個，裝配圖與葉輪模型如圖1所示。

圖1 風機模型（裝配圖與葉輪）Fig.1 Fan model

3 風機噪聲分析

3.1 風機流場仿真

風機進行噪聲仿真分析時，首先進行風機內(nèi)部流場仿真計算，確定風機內(nèi)部流場處于高效狀態(tài)，再將流場仿真結(jié)果導入聲學計算軟件進行噪聲仿真。

簡化風機模型得到風機內(nèi)部流動模型（圖2），設置風機流動的基本計算參數(shù)：轉(zhuǎn)速2 400r/min，額定流量10m3/min，出風口額定全壓830Pa，環(huán)境參考壓力為1atm，進風口相對壓力設為0，葉輪的工作介質(zhì)是空氣，溫度是20℃，風機蝸殼和葉輪均為鋁合金，蝸殼和葉輪內(nèi)腔的表面粗糙度為3.2μm，采用k-Epsilon湍流模型，計算過程中采用的時間步長為0.000 1s。

圖2 風機的流體計算網(wǎng)格模型Fig.2 Fluid computing grid model

風機內(nèi)部流體的速度分布如圖3所示，風機內(nèi)部流體壓力如圖4所示，通過流場仿真計算，風機內(nèi)部流場均勻，無明顯進氣畸變、邊界層失穩(wěn)和葉片表面渦脫落情況，說明風機葉輪和葉型較好符合高效低噪風機設計要求。

圖3 風機內(nèi)部流體的速度分布Fig.3 Inner fluid velocity of fan

圖4 風機內(nèi)部壓力分布Fig.4 Pressure distribution inside the fan

葉輪中大葉片、小葉片上的壓力分布如圖5、圖6所示。

圖5 大葉片上的壓力分布Fig.5 Pressure distribution on the large blade

圖6 小葉片上的壓力分布Fig.6 Pressure distribution on the small blade

3.2 風機噪聲仿真

通過流場計算，得到不同時刻下葉片上的壓力值（脈動壓力），使用噪聲仿真軟件將風機葉片上的脈動壓力時域信號作傅立葉變換，即可得到葉片上的聲源頻域分布，再采用邊界元方法，可以計算風機輻射的噪聲。

建立風機噪聲聲學仿真模型，如圖7所示，由7 552個節(jié)點和7 659個單元構(gòu)成。

圖7 風機聲學仿真模型Fig.7 Noise simulation model

為了得到風機的輻射聲場，需要特別設置一個測量網(wǎng)格（場點網(wǎng)格），進口處和出口處的測量網(wǎng)格如圖8所示，是一個1.5×1.5m的正方形，距離為1m，正方形的中心與風機進口中心或出口中心重合。

圖8 風機進風口、出風口處的測量網(wǎng)格Fig.8 Noise measure grid of inlet and outlet

根據(jù)該風機設計參數(shù)，可由公式（1）得到葉片的通過頻率為480Hz，風機的噪聲集中在480×n（n=1,2,…）頻率點上比較大。采用噪聲仿真計算，在距離風機進口1m處風機葉片通過噪聲基頻(480Hz)、2倍基頻(960Hz)、3倍基頻(1 440Hz)、4倍基頻(1 920Hz)的噪聲有效值分布如圖9～圖12，遠離軸中心位置后，噪聲呈逐漸降低趨勢，在不同的頻率下，進風口噪聲強度分布不一致。

圖9 風機進風口噪聲分布（基頻480Hz）Fig.9 Noise distribution of air inlet(480Hz)

圖10 風機進風口噪聲分布（960Hz）Fig.10 Noise distribution of air inlet(960Hz)

圖11 風機進風口噪聲分布（1 440Hz）Fig.11 Noise distribution of air inlet(1 440Hz)

圖12 風機進風口噪聲分布（1 920Hz）Fig.12 Noise distribution of air inlet(1 920Hz)

圖13 風機出風口噪聲分布（基頻480Hz）Fig.13 Noise distribution of air outlet(480Hz)

圖14 風機出口噪聲分布（960Hz）Fig.14 Noise distribution of air outlet(960Hz)

距離風機出口1m處風機葉片通過噪聲基頻(480Hz)、2倍基頻(960Hz)、3倍基頻(1 440Hz)、4倍基頻(1 920Hz)的噪聲有效值分布如圖13～圖16。在靠近進風口側(cè)，風機噪聲明顯逐漸加大；在驅(qū)動電機側(cè)，噪聲呈逐漸下降趨勢，在不同的頻率下，進風口噪聲強度分布不一致。

圖15 風機出口噪聲分布（1 440Hz）Fig.15 Noise distribution of air outlet(1 440Hz)

圖16 風機出口噪聲分布（1 920Hz）Fig.16 Noise distribution of air outlet(1 920Hz)

進行1倍～10倍基頻噪聲仿真計算，得出風機進口和出口測量網(wǎng)格中心位置在諧波頻率上的噪聲值如表1所示。

表1 測量網(wǎng)格中心位置處的噪聲頻譜值（距離1m）Tab.1 Noise spectrum of the measure grid center

采用軟件對噪聲值進行1倍頻程換算，得出風機進出風口處1倍頻程上噪聲頻譜值，如表2。

表2 進口和出口處的倍頻程噪聲值Tab.2 Noise spectrum of the measure grid center

3.3 仿真結(jié)果處理

A計權(quán)聲壓級噪聲能較好的反映人耳對噪聲強度與頻率的主觀感覺[9]，要得到總的A聲級噪聲，需對表1的仿真結(jié)果進行A聲級疊加計算。

在對多個聲源進行噪聲疊加計算時，需先對各聲源進行聲壓計算，見公式（3）。

式中，pi為各聲源的聲壓，N/m2；Lpi為第i處聲源的聲壓級，dB；p0為基準聲壓，p0=2×10-5N/m2。

各聲源聲壓與總聲壓級的關系見公式（4）。

式中，Lp為總聲壓級，dB；p1～pi為各聲源的聲壓，N/m2；p0為基準聲壓。

結(jié)合表1、公式（3）、公式（4）進行風機噪聲總聲壓級計算，得出風機進口和出口測量網(wǎng)格中心位置處的噪聲數(shù)值如表3所示。

表3 測量網(wǎng)格中心位置處的噪聲仿真結(jié)果Tab.3 Noise simulation results

3.4 風機噪聲實測與分析

風機樣機結(jié)構(gòu)和噪聲測試現(xiàn)場如圖17。

圖17 風機樣機噪聲測試現(xiàn)場Fig.17 Noise test site

圖18為該風機在額定工況運行時距離風機進口1m處測量的噪聲頻譜圖，圖中噪聲峰值點頻率為葉片通過頻率。

圖18 風機樣機實測噪聲頻譜Fig.18 Noise spectrum of fan

對風機噪聲頻譜進行A計權(quán)聲壓級計算，得出風機進口1m處的A計權(quán)聲壓級噪聲為70.5dB（A），倍頻程噪聲頻譜對比如圖19所示。

圖19 風機倍頻程A計權(quán)聲壓級計算測試對比圖Fig.19 Noise spectrum contrast

對比表3可看到，風機實測噪聲與仿真計算結(jié)果趨勢一致，風機噪聲仿真值高于實測值，且偏差較小，隨距離增加而噪聲降低；通過對比圖19和表1，在非旋轉(zhuǎn)頻率點上，風機噪聲實測值略大于仿真值，這主要是由于仿真時主要考慮的是風機旋轉(zhuǎn)噪聲；雖然風機的渦流噪聲較小，但其頻譜范圍較寬[10]，因此在高頻時，其倍頻程聲壓級疊加聲壓值在實際中還是需要考慮的。

4 噪聲控制

在確定風機流場后，風機采用消聲蝸殼與進口消聲器對風機進行噪聲控制。

4.1 消聲蝸殼

當蝸殼不做消聲處理時，蝸殼面板是聲音的強反射面，入射聲能量被吸收得很少，聲波在蝸殼內(nèi)連續(xù)被反射，形成混響聲場，導致聲壓級很高。

雙層消聲蝸殼采用穿孔板和吸聲材料構(gòu)成，穿孔板與蝸殼殼體之間形成空腔，由于聲波穿過穿孔板后在蝸殼與穿孔板間形成的空腔內(nèi)反復震蕩被吸聲材料消耗吸聲，降低被測聲場的聲壓級，單層消聲蝸殼的簡化示意圖如圖20所示。

圖20 單層吸聲蝸殼原理示意圖Fig.20 Noise absorption volute principle

通過雙層吸聲蝸殼的吸聲量計算（計算過程省略），再根據(jù)產(chǎn)品所處安裝位置的體積限制，選取穿孔板厚度1×10-3m，開孔率15%，吸聲材料（三聚氰胺泡棉）厚度0.9×10-2m，消聲蝸殼結(jié)構(gòu)如圖21所示。

圖21 消聲蝸殼結(jié)構(gòu)圖Fig.21 Noise absorption volute structure

4.2 進風口消聲器

消聲器是利用多孔吸聲材料來吸收聲能，當聲波通過襯貼多孔吸聲材料的進風口、出風口時，聲波將激發(fā)多孔吸聲材料中的無數(shù)小孔中的空氣分子產(chǎn)生劇烈的運動，其中大部分聲能用于克服摩擦阻力和粘滯阻力并轉(zhuǎn)變成熱能而消耗掉，從而降低風機所產(chǎn)生的空氣動力噪聲。

一般而言，消聲器的消聲量與消聲器的結(jié)構(gòu)形式、長度、通道面積和吸聲材料的性能有關。

對于直筒消聲器，其消聲量△L可按公式（5）進行計算[11]。

式中,φ(α0)為材料吸聲系數(shù)；α0為消聲系數(shù)；P為通道截面周長，m；S為通道截面積，m2；L為消聲器的長度，m。

由公式(5)可知，當消聲器結(jié)構(gòu)確定好后，其消聲量與吸聲材料的吸聲性能成正比。由于該風機為特殊用途，對結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量有著非常嚴格的限制，同時由圖18可知風機噪聲頻率較寬，因此需要設計吸聲性能良好，并且密度輕，厚度薄的吸聲材料用于本風機消聲[12]。

根據(jù)風機本體的噪聲頻譜特性和三聚氰胺泡棉的吸聲特性，設計消聲器穿孔板厚度1×10-3m，開孔率15%，吸聲材料平均厚度2.5×10-2m，并折彎流道增加吸聲面積，消聲結(jié)構(gòu)如圖22。

圖22 進風口消聲器Fig.22 Air inlet muffler

4.3 降噪方案實施與效果評價

在采用消聲蝸殼、進風口消聲器技術措施后，風機工作在額定工況時，進風口噪聲測試值為58.2dB（A），小于要求值60dB（A），風機進風口噪聲相比原來降低12.3dB（A）。風機測試現(xiàn)場如圖23、噪聲頻譜如圖24，實測噪聲頻譜與噪聲評價NR指數(shù)的對比如圖25，滿足艙內(nèi)穩(wěn)態(tài)噪聲醫(yī)學要求。

圖23 風機產(chǎn)品噪聲測試現(xiàn)場Fig.23 Noise test on site

圖24 風機降噪前后噪聲頻譜對比Fig.24 Noise spectrum of fan

圖25 風機倍頻程聲壓級與NR指數(shù)對比圖Fig.25 Noise spectrum contrast

5 結(jié)論

本文通過對風機噪聲特性、風機選型、并進行流場和噪聲仿真分析，得到風機的噪聲頻譜特性，并據(jù)此采用消聲蝸殼和進風口消聲器的噪聲控制方法，降低了風機額定點噪聲12.3dB(A)，并得出以下結(jié)論：

a）風機的流場與聲場的聯(lián)合仿真，可以模擬風機運行時的氣流和輻射聲場，噪聲仿真值與實際值較為接近，有一定的參考價值；

b）風機進風口及出風口噪聲，隨距離增加呈逐漸下降趨勢，在不同的頻率下，進風口噪聲強度分布不一致；

c）采用消聲蝸殼、進風口消聲器，可以全頻段大幅度降低風機運行噪聲。