采用正交試驗(yàn)與RSM 的車輛冷卻風(fēng)扇降噪研究

朱茂桃，唐 杰，李 娜，田春虎

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

軸流式冷卻風(fēng)扇是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，對(duì)保證發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行意義重大。對(duì)于一款制造精準(zhǔn)、裝配合理的冷卻風(fēng)扇，噪聲形式主要為氣動(dòng)噪聲［1］。氣動(dòng)噪聲一直是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)時(shí)的制約因素，控制和降低風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲對(duì)汽車降噪工程意義重大。

在國(guó)內(nèi)外學(xué)者的風(fēng)扇單體降噪研究中，張偉光等［2］運(yùn)用三維升力面理論求解風(fēng)扇噪聲，詳細(xì)研究了扇葉彎掠改型對(duì)風(fēng)扇降噪的積極作用。李作偉［3］建立了多組吸風(fēng)風(fēng)扇對(duì)比模型，詳細(xì)論證了通過(guò)優(yōu)化動(dòng)靜葉片數(shù)量與安裝角以改善噪聲性能的可能性。李楊［4］通過(guò)CFD 仿真對(duì)風(fēng)扇的周向傾角展開研究，并借助遺傳算法實(shí)現(xiàn)了降噪設(shè)計(jì)。劉家成等［5］通過(guò)非光滑表面技術(shù)，發(fā)現(xiàn)葉片表面的凹坑結(jié)構(gòu)對(duì)氣動(dòng)性能、繞流流場(chǎng)和噪聲特性具有積極作用。葉紫陽(yáng)［6］借助CFD 仿真，結(jié)合單一變量法對(duì)不同結(jié)構(gòu)的非光滑葉片風(fēng)扇進(jìn)行計(jì)算對(duì)比，分析了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)風(fēng)扇的氣動(dòng)性能和氣動(dòng)噪聲性能的作用。同航等［7］通過(guò)數(shù)值模擬發(fā)現(xiàn)波浪形前緣靜子葉片能夠使高速軸流風(fēng)扇的離散噪聲得到一定抑制。袁宏偉［8］發(fā)現(xiàn)擁有耦合仿生結(jié)構(gòu)的葉片降噪效果明顯，且能夠保證風(fēng)扇原有的氣動(dòng)性能。Park 等［9］通過(guò)研究葉片表面上的壓力信息，分析了由模型和尾流相互作用引起的寬頻噪聲的來(lái)源。Biedermann 等［10］通過(guò)試驗(yàn)的方法發(fā)現(xiàn)風(fēng)扇葉片引入前緣鋸齒結(jié)構(gòu)可以對(duì)2 000 Hz 以下的寬頻噪聲起到一定的抑制作用。王寬等［11］驗(yàn)證了考慮風(fēng)扇風(fēng)架的影響可提高氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)準(zhǔn)確性。但這些研究仿真中較少考慮風(fēng)架的氣動(dòng)作用，且缺少對(duì)平面葉型具體參數(shù)的優(yōu)化研究。

為實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇平面葉型參數(shù)優(yōu)化，達(dá)到降噪目的，充分考慮響應(yīng)曲面法在風(fēng)扇降噪問題中的適用性，針對(duì)冷卻風(fēng)扇平面葉型基本參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，得到噪聲性能的敏感參數(shù)及最優(yōu)參數(shù)水平潛在區(qū)間。在此基礎(chǔ)上，經(jīng)Box-Behnken 試驗(yàn)擬合出響應(yīng)曲面代理模型并求解得到最優(yōu)平面葉型參數(shù)組合。經(jīng)CFD/CAA 耦合仿真驗(yàn)證了優(yōu)化后風(fēng)扇的聲場(chǎng)與流場(chǎng)，為冷卻風(fēng)扇平面葉型參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)建立了一套完整的分析流程。

1 渦聲理論

渦聲理論［12］認(rèn)為，風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，葉片沖擊氣流使空氣呈現(xiàn)渦狀分布，而在氣流發(fā)展過(guò)程中，渦流逐漸潰散消失造成能量變化，進(jìn)而引發(fā)氣動(dòng)噪聲。渦聲理論改善了FW-H 方程和Lowson方程無(wú)法求解非周期性噪聲的局限性，可有效提高風(fēng)扇寬頻渦聲的計(jì)算精度。渦聲方程為:

式中:B 為空氣流總焓，c 為聲速，D 為湍動(dòng)能，ω 為渦矢量，u 為速度矢量，ρ 為空氣密度。為去除對(duì)計(jì)算精度影響較小的冗雜因素，將空氣視為不可壓縮的恒溫流體［13］。則式(2)可簡(jiǎn)化為:

等式(3)左側(cè)項(xiàng)描述聲場(chǎng)傳播過(guò)程，右側(cè)項(xiàng)為氣流渦聲源。不難發(fā)現(xiàn)，若渦量為0，則噪聲值也為0，可直觀表明噪聲與空氣渦量的緊密聯(lián)系。

2 CFD/CAA 聯(lián)合仿真

2.1 流場(chǎng)計(jì)算

研究對(duì)象為某款8 葉片軸流吸風(fēng)式風(fēng)扇，其風(fēng)扇外徑為390 mm，輪轂直徑為158 mm，輪轂比為0.4，導(dǎo)風(fēng)罩內(nèi)徑為400 mm，寬為95 mm。以滿足計(jì)算精度要求為前提，建立僅保留電機(jī)主體結(jié)構(gòu)、風(fēng)架以及風(fēng)扇的簡(jiǎn)化模型。模擬真實(shí)試驗(yàn)狀態(tài)，建立直徑為396 mm 的圓柱形包絡(luò)體包裹環(huán)形葉片模型以模擬扇葉近壁面處的氣流狀態(tài)。建立橫截面與試驗(yàn)風(fēng)門截面一致(1 000 mm ×1 000 mm)、長(zhǎng)度為4 000 mm 的長(zhǎng)方體，并進(jìn)行布爾求差，即得風(fēng)洞模擬模型，如圖1 所示。該模型可有效避免仿真計(jì)算時(shí)回流現(xiàn)象的產(chǎn)生。

圖1 風(fēng)扇流場(chǎng)計(jì)算模型示意圖

為在保證計(jì)算精度的同時(shí)控制計(jì)算量，經(jīng)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，對(duì)風(fēng)扇流場(chǎng)計(jì)算模型的內(nèi)流域與外流域分別定義不同的網(wǎng)格密度及合適的相關(guān)度，均選用自適應(yīng)強(qiáng)的四面體網(wǎng)格單元，對(duì)扇葉附近網(wǎng)格進(jìn)行加密處理［14］。最終，將內(nèi)、外流域的網(wǎng)格尺寸分別設(shè)置成2 mm 與20 mm，網(wǎng)格總數(shù)約260 萬(wàn)。

進(jìn)行冷卻風(fēng)扇穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)計(jì)算，各項(xiàng)設(shè)置如下:空氣入口設(shè)為相對(duì)靜壓為0 Pa 的速度入口，出口設(shè)為與試驗(yàn)靜壓一致的壓力出口，除了入口處的5個(gè)面、出口處的1 個(gè)面以及內(nèi)外流域的交界面，其余壁面為無(wú)滑移絕熱壁面(如圖1 所示);湍流模型選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε 模型，方程離散格式為二階迎風(fēng)差分格式。在求解穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)結(jié)束之后，將求解的結(jié)果作為初場(chǎng)再進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，從而求解出葉片表面的壓力脈動(dòng)值。借助LES 大渦模擬，在內(nèi)外流域交界面選用瞬態(tài)轉(zhuǎn)子定子插值方法，采樣頻率與時(shí)間步長(zhǎng)遵循保證計(jì)算準(zhǔn)確性且節(jié)約計(jì)算資源的原則，根據(jù)下式確定［15］:

式中:fs為采樣頻率;Δt 為時(shí)間步長(zhǎng);fmax為采樣信號(hào)截止頻率，據(jù)試驗(yàn)可知噪聲分析的fmax值為2 500 Hz。

2.2 聲場(chǎng)計(jì)算

待冷卻風(fēng)扇的氣動(dòng)性能分析結(jié)束后，依據(jù)式(1)計(jì)算出渦聲源分布，利用渦聲理論定性分析渦量與噪聲的關(guān)聯(lián)。將風(fēng)扇視為緊致聲源，截取殘差曲線中穩(wěn)定轉(zhuǎn)動(dòng)5r 區(qū)間內(nèi)脈動(dòng)平穩(wěn)的流場(chǎng)數(shù)據(jù)并導(dǎo)入LMS Virtual.lab 軟件，經(jīng)積分變換得到各坐標(biāo)軸方向的等效旋轉(zhuǎn)偶極子聲源。導(dǎo)入風(fēng)架孔網(wǎng)格作為風(fēng)扇噪聲邊界以模擬風(fēng)架孔對(duì)風(fēng)扇聲場(chǎng)的作用。采用間接邊界元法建立半徑為1 m、球心為風(fēng)扇中心點(diǎn)的球形場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格，并將風(fēng)扇軸線與球面交匯點(diǎn)作為聲壓級(jí)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，最終建立的聲場(chǎng)計(jì)算模型如圖2 所示。按照試驗(yàn)工況(實(shí)測(cè)轉(zhuǎn)速2 471 r/min，出口靜壓0.8 Pa)，依據(jù)渦聲理論及Lowson 方程，同時(shí)求解時(shí)域條件下的寬頻噪聲及離散噪聲，并記錄兩監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的聲壓級(jí)。

圖2 聲場(chǎng)計(jì)算模型示意圖

2.3 噪聲試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證氣動(dòng)聲學(xué)的仿真結(jié)果，在半消音室環(huán)境中完成風(fēng)扇噪聲性能試驗(yàn)，進(jìn)出口噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)布置位置與聲學(xué)仿真模型相同，采用B＆K PULSE 3 560 B 多分析儀采集風(fēng)扇噪聲數(shù)值，具體噪聲性能試驗(yàn)布置及試驗(yàn)場(chǎng)景如圖3 所示。

圖3 冷卻風(fēng)扇噪聲性能試驗(yàn)布置及試驗(yàn)環(huán)境

圖4 為風(fēng)扇進(jìn)氣側(cè)A 點(diǎn)處的聲壓級(jí)頻譜試驗(yàn)值與仿真值?？梢园l(fā)現(xiàn):監(jiān)測(cè)點(diǎn)A 處的數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有一致的波動(dòng)趨勢(shì)，風(fēng)扇噪聲以低頻離散噪聲為主導(dǎo)，且均在二階諧頻處達(dá)到最大峰值;A 點(diǎn)處的聲壓級(jí)仿真結(jié)果較試驗(yàn)值略低，且寬頻噪聲仿真誤差大于離散噪聲仿真誤差，誤差原因總結(jié)如下:①數(shù)值仿真結(jié)果存在偏差，如未精確模擬風(fēng)架附近因空氣渦流引起的噪聲;②因風(fēng)扇噪聲試驗(yàn)環(huán)境為半消音室環(huán)境，該環(huán)境下會(huì)出現(xiàn)聲波反射及折射現(xiàn)象，造成試驗(yàn)誤差;③風(fēng)扇實(shí)際工作時(shí)產(chǎn)生的扇葉振動(dòng)噪聲及電機(jī)電磁噪聲會(huì)增大噪聲試驗(yàn)監(jiān)測(cè)值。聲壓級(jí)離散趨勢(shì)與數(shù)值均符合試驗(yàn)結(jié)果，可憑此CFD/CAA 耦合仿真方法對(duì)風(fēng)扇噪聲做進(jìn)一步研究。

圖4 A 點(diǎn)處聲壓級(jí)頻譜

3 正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

3.1 試驗(yàn)?zāi)康?/h3>

為明確風(fēng)扇噪聲的敏感平面葉型參數(shù)，以實(shí)測(cè)轉(zhuǎn)速2 471 r/min、出口靜壓0.8 Pa 工況為例對(duì)風(fēng)扇平面葉型參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，并借助試驗(yàn)結(jié)果分析各變量對(duì)風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲性能與氣動(dòng)性能的作用趨勢(shì)。

3.2 方案確定

圖5 為軸流冷卻風(fēng)扇葉片平面葉型示意圖。其中，葉背、前緣、葉盆和后緣共4 條曲線封閉構(gòu)成平面葉型，參數(shù)對(duì)冷卻風(fēng)扇整體造型及氣動(dòng)噪聲性能作用明顯。以原型冷卻風(fēng)扇模型為優(yōu)化對(duì)象，選用雙多項(xiàng)式模型［16］擬合中弧線和厚度曲線，對(duì)葉片參數(shù)進(jìn)行參數(shù)化表達(dá)。

圖5 平面葉型示意圖

對(duì)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行參數(shù)化建模時(shí)，確定對(duì)平面葉型作用較強(qiáng)的7 個(gè)獨(dú)立參數(shù)，即中弧線上的內(nèi)弦長(zhǎng)(B0)、最大相對(duì)撓度(Fmax)、最大撓度相對(duì)位置(Pmax)、厚度曲線上的最大相對(duì)半徑(Rmax)、最大半徑相對(duì)位置(Tmax)、相對(duì)前緣半徑(R1)和相對(duì)后緣半徑(R2)。利用正交試驗(yàn)研究平面葉型參數(shù)對(duì)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)及性能的影響，為盡量避免其他因素對(duì)分析優(yōu)化結(jié)果產(chǎn)生影響，依然將原型風(fēng)扇的風(fēng)架模型裝配到參數(shù)化模型中。綜合考慮各參數(shù)的相關(guān)性及風(fēng)扇內(nèi)流場(chǎng)分布特點(diǎn)，最終確定的試驗(yàn)因素與試驗(yàn)水平數(shù)據(jù)如表1 表示。

表1 試驗(yàn)因素及水平數(shù)據(jù)

為探究各試驗(yàn)因素對(duì)冷卻風(fēng)扇的標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量及進(jìn)風(fēng)口噪聲總聲壓級(jí)的作用效果，在不降低風(fēng)扇氣動(dòng)性能的前提下改善其噪聲性能，參照L32(49)標(biāo)準(zhǔn)正交試驗(yàn)表可得32 種平面葉型設(shè)計(jì)方案，如表2 所示，其中:A～G 為各試驗(yàn)因素代號(hào)，H、I 為空列。

表2 正交試驗(yàn)方案和結(jié)果

續(xù)表(表2)

3.3 極差分析

將表2 中各平面葉型參數(shù)組合導(dǎo)入三維風(fēng)扇參數(shù)化模型，并應(yīng)用前述的CFD/CAA 聯(lián)合仿真方法對(duì)32 款風(fēng)扇模型進(jìn)行求解，標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量Qv0、進(jìn)風(fēng)口噪聲總聲壓級(jí)LA的數(shù)值仿真結(jié)果如表2 所示。為進(jìn)一步明確各因素水平的作用效果，通過(guò)極差分析法對(duì)平面葉型正交試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行更為直觀的表達(dá)，分析結(jié)果見表3。其中，H 列與I 列2 個(gè)空列對(duì)標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量的極差值僅為3.70 與3.67，對(duì)進(jìn)風(fēng)口噪聲的極差值僅為0.10 與0.11，相較于其他參數(shù)所對(duì)應(yīng)的極差值顯得很小，由此表明試驗(yàn)中偶然誤差較小。

表3 極差分析結(jié)果

在極差分析法中，極差R 值越大，則該因素對(duì)評(píng)價(jià)指標(biāo)的敏感性越大［17］。因此，對(duì)比表3 中的R 值可得:內(nèi)弦長(zhǎng)B0與最大相對(duì)撓度Fmax對(duì)冷卻風(fēng)扇標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量及進(jìn)風(fēng)口噪聲聲壓級(jí)的影響頗為顯著，厚度曲線上的最大相對(duì)半徑Rmax對(duì)風(fēng)扇的標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量的影響比較顯著，后緣半徑R2對(duì)風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口噪聲聲壓級(jí)影響比較顯著。其中，各因素對(duì)冷卻風(fēng)扇標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)量的影響顯著程度由大到小依次為A、B、F、C、D、E、G，對(duì)于風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口氣動(dòng)噪聲值，各因素的影響顯著程度由大到小為A、B、E、C、F、D、G。通過(guò)比較表3 中各個(gè)因素不同水平對(duì)于進(jìn)風(fēng)口噪聲的平均效果值，可以確定降噪效果最優(yōu)的水平組合為A4、B2、C2、D2、E1、F1、G4，即B0=60 mm、Fmax=0.05、Pmax=0.4、R1=0.02、R2=0.01、Rmax=0.044、Tmax=0.8。

基于以上分析，為進(jìn)一步明確各平面葉型參數(shù)對(duì)冷卻風(fēng)扇性能的作用效果，結(jié)合表1 和表2的正交試驗(yàn)結(jié)果，把各平面葉型參數(shù)的4 個(gè)水平值作為橫坐標(biāo)，把風(fēng)量和噪聲的試驗(yàn)值作為縱坐標(biāo)，分別繪制折線圖以更加清晰地反映趨勢(shì)走向，如圖6 所示。

圖6 各參數(shù)對(duì)風(fēng)扇性能影響趨勢(shì)曲線

對(duì)比圖6(a)(b)中各因素的影響趨勢(shì)走向不難得出:適當(dāng)增大中弧線的內(nèi)弦長(zhǎng)度、減小厚度曲線的后緣半徑值以及最大相對(duì)半徑、選擇合適的最大相對(duì)撓度范圍，可有效降低冷卻風(fēng)扇噪聲值。與此同時(shí)，風(fēng)扇的進(jìn)口風(fēng)量也會(huì)隨之增大。分析原因如下:增大平面葉型的中弧線內(nèi)弦長(zhǎng)，可增大扇葉與空氣的接觸面積，為受到葉片作用力的空氣提供更加充足的流動(dòng)、轉(zhuǎn)向空間，從而減緩氣流對(duì)葉片的沖擊，風(fēng)扇噪聲性能與氣動(dòng)性能隨之改善;葉片工作面與非工作面兩側(cè)的高速氣流于葉片后緣處交匯，減小后緣半徑可縮減葉片后緣處因氣流交匯形成的真空地帶，可有效避免渦流現(xiàn)象的產(chǎn)生，進(jìn)而降低噪聲;同樣，減小最大相對(duì)半徑，可以減小葉片吸力面的彎曲程度，避免吸力面表面凸起現(xiàn)象的發(fā)生，使氣流可以處于更廣的順壓梯度區(qū)，從而有效推遲邊界層由層流向湍流的轉(zhuǎn)捩，減小尾渦強(qiáng)度，提高風(fēng)扇的氣動(dòng)性能和噪聲性能;選擇合適的最大相對(duì)撓度可減輕葉片壓力面對(duì)氣流的阻礙作用，也可減小渦流區(qū)域面積，改善風(fēng)扇的噪聲性能與氣動(dòng)性能。

綜合以上分析，可發(fā)現(xiàn)平面葉型參數(shù)對(duì)風(fēng)扇風(fēng)量與噪聲具有相似的作用趨勢(shì)，即改變平面葉型參數(shù)優(yōu)化風(fēng)扇噪聲性能的同時(shí)，氣動(dòng)性能也會(huì)隨之優(yōu)化，因此在對(duì)風(fēng)扇進(jìn)行響應(yīng)曲面法優(yōu)化時(shí)，只采用噪聲值的單一評(píng)價(jià)指標(biāo)即可。

4 基于RSM 的平面葉型參數(shù)優(yōu)化

4.1 Box-Behnken 試驗(yàn)

Box-Behnken 試驗(yàn)是目前構(gòu)造響應(yīng)面的常用方法［18-19］。經(jīng)正交試驗(yàn)分析，可得出對(duì)冷卻風(fēng)扇空氣入口處噪聲值影響較大的因素為B0、Fmax、Rmax及R2，以此作為Box-Behnken 試驗(yàn)的試驗(yàn)因素。依據(jù)極差分析結(jié)果及圖6 中的折線趨勢(shì)，估算出利于改善噪聲評(píng)價(jià)指標(biāo)的最佳參數(shù)范圍作為Box-Behnken 試驗(yàn)的水平值。具體方案設(shè)計(jì)及噪聲值仿真結(jié)果如表4 所示。

表4 Box-Behnken 試驗(yàn)方案和結(jié)果

續(xù)表(表4)

4.2 回歸模型構(gòu)建

參照RSM 模型的二次多項(xiàng)式表達(dá)方法［20］，擬合噪聲響應(yīng)值的試驗(yàn)結(jié)果，得到噪聲聲壓級(jí)的回歸方程:

為驗(yàn)證式(5)在風(fēng)扇降噪優(yōu)化問題中的合理性，應(yīng)用SAS 軟件對(duì)模型進(jìn)行方差分析，結(jié)果如表5 所示。其中，計(jì)算該回歸方程的校正決定系數(shù)=0.913 3，表明回歸模型中的變量可涵蓋91.33%的噪聲值范圍，代理模型擬合作用顯著。x2、x1x2的P 值均低于0.01，x2x4的P 值低于0.05，表明該響應(yīng)面回歸模型滿足模擬真實(shí)試驗(yàn)點(diǎn)的顯著性要求。

表5 噪聲值LA 的回歸方程方差分析

為明確后緣半徑R2、內(nèi)弦長(zhǎng)B0、最大相對(duì)撓度Fmax及最大相對(duì)半徑Rmax之間的交互作用對(duì)噪聲響應(yīng)面波動(dòng)的影響情況，繪制如圖7 所示的響應(yīng)面。

圖7 各試驗(yàn)因素對(duì)噪聲值LA 的響應(yīng)面示意圖

4.3 優(yōu)化方案及數(shù)值驗(yàn)證

以尋求最小噪聲值為最終優(yōu)化任務(wù)，求解響應(yīng)面回歸模型的最優(yōu)值，經(jīng)正交試驗(yàn)結(jié)果填充，最終確定的最優(yōu)參數(shù)組合為:B0=57.53 mm、Fmax=0.066、Pmax=0.4、R1=0.02、R2=0.02、Rmax=0.026、Tmax=0.8，RSM 代理模型預(yù)測(cè)優(yōu)化后的風(fēng)扇總聲壓級(jí)為66.28 dB。而優(yōu)化前總聲壓級(jí)為70.80 dB。

對(duì)平面葉型參數(shù)優(yōu)化后的風(fēng)扇參數(shù)化模型通過(guò)CFD/CAA 進(jìn)行仿真驗(yàn)證，如圖8 所示為優(yōu)化前后A 點(diǎn)(進(jìn)風(fēng)口)處噪聲聲壓級(jí)頻譜。由圖8 可見:優(yōu)化后的冷卻風(fēng)扇聲壓級(jí)分布變化較為顯著，進(jìn)風(fēng)口A 點(diǎn)處的高頻渦流噪聲值雖有增加，但低頻離散噪聲的離散程度及聲壓級(jí)峰值均有明顯降低，且A 點(diǎn)處噪聲總聲壓級(jí)為66.83 dB，較優(yōu)化前下降5.6%，離散噪聲峰值下降19 dB。經(jīng)CFD 穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)計(jì)算，其進(jìn)口風(fēng)量較初始模型增加3.4%。由此說(shuō)明，該RSM 優(yōu)化方案在不減弱冷卻風(fēng)扇風(fēng)量的前提下，實(shí)現(xiàn)了對(duì)風(fēng)扇噪聲性能的大幅優(yōu)化，達(dá)到了優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖8 優(yōu)化前后監(jiān)測(cè)點(diǎn)A 處聲壓級(jí)頻譜

5 結(jié)論

1)應(yīng)用CFD/CAA 聯(lián)合仿真方法，在冷卻風(fēng)扇流場(chǎng)分析基礎(chǔ)上完成噪聲性能計(jì)算，通過(guò)半消音室環(huán)境下的噪聲性能試驗(yàn)驗(yàn)證了CFD/CAA 聯(lián)合仿真方法在風(fēng)扇氣動(dòng)聲學(xué)計(jì)算中的關(guān)鍵作用。

2)通過(guò)正交試驗(yàn)及極差分析，確定對(duì)氣動(dòng)噪聲性能和氣動(dòng)噪聲性能影響較大的平面葉型參數(shù)為B0、Fmax、Rmax及R2，且各參數(shù)對(duì)氣動(dòng)性能與噪聲性能的影響趨勢(shì)相似。

3)在正交試驗(yàn)基礎(chǔ)上，依托RSM 擬合出預(yù)測(cè)冷卻風(fēng)扇噪聲的代理模型，模型的校正決定系數(shù)=0.913 3，擬合良好，可準(zhǔn)確反映風(fēng)扇噪聲聲壓級(jí)對(duì)各平面葉型參數(shù)的響應(yīng)結(jié)果。

4)經(jīng)響應(yīng)面分析最終確定以噪聲優(yōu)化為目標(biāo)的平面葉型參數(shù)優(yōu)化方案，經(jīng)驗(yàn)證，優(yōu)化后的冷卻風(fēng)扇模型噪聲總聲壓級(jí)為66.83 dB，下降幅度達(dá)5.6%，氣動(dòng)性能也有小幅改善，說(shuō)明響應(yīng)曲面法適用于冷卻風(fēng)扇的降噪優(yōu)化設(shè)計(jì)。