陸嘉偉，王 陶，陳言東，王偉利，黃 健，王良模

(1.南京理工大學 機械工程學院， 南京 210094； 2.蘇州江南航天機電工業(yè)有限公司， 江蘇 蘇州 215300)

對于方艙這類用于工作、居住的特種車輛而言，艙內的噪聲水平極大地影響了內部人員的工作效率和居住心情。因此，本文以某方艙用于通風的軸流風機為研究對象，研究風機的降噪技術以提高方艙內部舒適性。

隨著當前計算流體力學(CFD)和計算氣動聲學(CAA)技術的發(fā)展，軸流風機的氣動噪聲研究成為熱點。目前大部分研究都從風機本體的降噪入手，風機葉片旋轉與空氣的相互作用是主要噪聲源，因此研究多針對葉片的結構進行調整。趙立杰等[1]和周翔[2]研究發(fā)現(xiàn)，減小風機葉尖間隙不僅可以提高風機的性能，還可以達到降噪的效果。周翔[2]和Nashimoto[3]等在風機葉片上安裝分流翼片，用于改善葉片表面的氣流分布情況，有效降低了噪聲。周翔[2]和周雪[4]在文中指出，在葉片合適的位置進行穿孔，控制孔徑的大小也能降噪。左曙光等[5]發(fā)現(xiàn)改變葉片厚度，氣動噪聲幾乎沒有變化，可從該角度對葉片進行輕量化設計。

但是，目前研究多集中在風機葉片的尺寸結構設計及其對風機氣動噪聲特性的影響，對于風機機罩降噪設計的研究較少?，F(xiàn)實中許多應用場合出于安全、美觀或其他考慮，會安裝風機罩，而風機罩結構的不合理設計也會產生噪聲，因此對風機罩的優(yōu)化設計問題進行研究同樣具有重要意義。張亞東等[6]對風機端蓋的柵格傾斜角度進行研究發(fā)現(xiàn)，出風口的結構嚴重影響了氣流流出，是產生氣動噪聲的重要因素。Yoshida等[7]也指出發(fā)動機風機罩在布置空間有限的情況下通常是不規(guī)則形狀，這對于氣動噪聲影響極大，需對其進行合理的結構優(yōu)化來降低噪聲。

常用的3種氣動噪聲模型分別是直接模擬模型、寬頻噪聲模型和FW-H噪聲模型。直接模擬模型計算量巨大，在工程計算中一般不作考慮。寬頻噪聲建立在穩(wěn)態(tài)運算的基礎上，耗費的計算資源少，可以快速定位噪聲源。該方法更適合于前期的結構優(yōu)化，在工程問題中的實用性很強[1]。張亞東[6]和王寬[8]等運用寬頻噪聲模型分別計算了發(fā)動機和風機的氣動噪聲分布情況，為優(yōu)化提供了參考。FW-H噪聲模型一般用于計算遠場噪聲，建立在瞬態(tài)分析的基礎上，針對氣動噪聲這類高度非定常問題，其結果較為準確可靠。范士杰等[9]運用了FW-H模型對風機作瞬態(tài)分析來預測接收者位置的噪聲大小。

本文首先運用大渦模擬(LES)方法進行非定常分析，通過FW-H模型分析風機的遠場監(jiān)測點處的氣動噪聲特性。將結果與加入風機罩后的氣動噪聲進行對比分析。進一步運用寬頻噪聲模型研究不同風機罩安裝距離下風機罩表面偶極子噪聲的變化規(guī)律。最后，基于數(shù)值模擬的結果，提出風機罩改進方案，通過仿真分析驗證優(yōu)化效果。

1 數(shù)值模擬方法

氣動噪聲的計算分為2個過程：首先是流場分析，采用Standardk-ε湍流模型進行穩(wěn)態(tài)計算得到流場分布[10]，并以穩(wěn)態(tài)流場結果作為初始值，繼續(xù)采用LES模型進行瞬態(tài)分析[11]，通過監(jiān)測點處的變量變化判斷收斂情況；然后是聲場計算，在瞬態(tài)分析結果的基礎上，激活FW-H模型，設置噪聲源和監(jiān)測點，可以得到遠場監(jiān)測點的聲壓頻譜曲線以及噪聲總聲壓級。在穩(wěn)態(tài)分析結果的基礎上，運用寬頻噪聲模型則可以得到風機和風機罩表面的偶極子噪聲分布情況。

1.1 穩(wěn)態(tài)分析方法

穩(wěn)態(tài)計算選擇工程計算應用較為廣泛的基于RANS模擬的Standardk-ε湍流模型，該模型擁有較好的收斂性。忽略重力的影響，壓力速度耦合方式采用SIMPLE。湍流動能和湍流耗散率方程的求解先采用1階迎風格式加快收斂速度，再用2階迎風格式提高求解精度。收斂條件設定為殘差小于10-3且所觀測的變量基本保持穩(wěn)定。

湍流動能k和湍流耗散率ε的控制方程[12]分別為：

(1)

(2)

式中:ρ為密度；μ為動力黏度系數(shù)；μt為湍流黏性系數(shù)；Gk為平均速度梯度引起的湍流動能生成項；常數(shù)C1ε=1.44，C2ε=1.92，σk=1，σε=1.3。

軸流風機是旋轉機械，氣流屬于非定常運動，旋轉域需使用多參考坐標系(MRF)模型[13-14]，可將非定常問題轉化為定常問題，得到穩(wěn)態(tài)流場的計算結果。

1.2 瞬態(tài)分析方法

瞬態(tài)計算選用LES模型，亞格子模型為Smagorinsky-Lilly模型，壓力速度耦合采用PISO，連續(xù)性方程為PRESTO!格式，時間差分格式為2階隱式。收斂條件同樣為殘差小于10-3且所觀測的變量基本保持穩(wěn)定。MRF模型只適用于穩(wěn)態(tài)分析，在瞬態(tài)分析時，旋轉域部分需要將MRF模型切換為滑移網(wǎng)格模型。

除此以外，瞬態(tài)分析的時間步長尤為重要，通常步長越小收斂性越好，但是會增加計算時間。此處綜合考慮計算時間以及收斂性，經(jīng)過試算，最終以5×10-5為步長，計算1 500個時間步，直到觀測的變量基本保持穩(wěn)定方可結束計算。

LES方法直接計算流場中尺度較大渦運動的瞬時N-S方程，并用亞格子模型來模擬小尺度渦的影響，其控制方程[12]為：

(3)

(4)

(5)

式中：δij為單位張量；μi為亞格子湍流黏性系數(shù)；Sij為求解尺度下的應變張量的分量：

(6)

1.3 氣動噪聲分析方法

任何實際聲源都可以看作由適當相位和幅值的單極子的一個分布系統(tǒng)所組成，可以采用偶極子和四極子這種單極的特殊組合，將之直觀反映出來，通常貢獻最大的部分是偶極子噪聲[15-16]，與實際仿真結果相符，因此以下的分析僅考察偶極子噪聲。

寬頻噪聲模型的湍流參數(shù)通過RANS方程求解，然后利用半經(jīng)驗修正模型計算噪聲功率。其中，求解偶極子噪聲和四極子噪聲分別采用Turbulent Boundary Layer Noise源項模型和Proudman方程[17]，得到噪聲源的聲功率級。Fluent中用Surface Acoustic Power Level(dB)來評價局部偶極子噪聲源對總噪聲的貢獻。

1969年，F(xiàn)fowcs Williams和Hawkings將Curle方程推廣到考慮運動物體邊界影響，得到了目前廣泛運用的FW-H方程，其微分形式如下(等式右邊3項分別為單極子、偶極子和四極子聲源[6,11])：

▽f]-

(7)

(8)

式中:p′為氣體壓強；p為靜壓；ni為法向；vn為法向速度；a0為聲速；δ(f)為δ函數(shù)；H(f)為Heaviside函數(shù)。

2 CFD模型建立

2.1 幾何模型

圖1為某方艙用于通風的軸流風機模型，帶有6片旋轉葉片，該風機的最大轉速為2 400 r/min。圖2為公司原來所采用的風機罩示意圖，出口為72個形狀大小相同且等間距排列的圓角矩形。

圖1 軸流風機三維模型

圖2 風機罩示意圖

2.2 計算域建立

風機殼的內徑為130 mm，風機葉頂間隙為1 mm，因此為保證計算域的合理性[2]，此處將旋轉域直徑設置為129 mm，留0.5 mm與風機殼之間的間隙為靜止域，兩者交界面設置為“interface”，用于數(shù)據(jù)傳遞[1]，如圖3所示。

圖3 風機旋轉域示意圖

計算域主要分為4部分，分別是入口擴展段、旋轉域、管道段以及出口擴展段，具體的尺寸參數(shù)如圖4所示。

圖4 計算域設置

旋轉域全部采用與幾何貼合更好的四面體網(wǎng)格，對葉片所在區(qū)域進行加密處理。為了保證風機核心區(qū)域氣流流動的穩(wěn)定性，對入口和出口段的計算域進行適當?shù)难娱L處理[18]。入口、出口擴展段以及管道段形狀較規(guī)則，因此采用六面體網(wǎng)格進行劃分，后續(xù)加入風機罩后，出口擴展段幾何變得復雜，改為四面體網(wǎng)格劃分。圖5為單風機時的計算域網(wǎng)格模型。

圖5 計算域網(wǎng)格模型

2.3 網(wǎng)格無關性驗證

網(wǎng)格劃分時網(wǎng)格質量主要考察對Fluent計算收斂性影響較大的偏斜率和長寬比。為了消除網(wǎng)格劃分帶來的計算誤差，需要對模型進行網(wǎng)格無關性檢驗[1-2]。在保證網(wǎng)格質量的前提下，選擇了4種不同數(shù)量的網(wǎng)格，單元數(shù)分別為 624 213、1 092 503、1 965 067和 3 491 473。將風機表面的偶極子噪聲以及出口面速度作為監(jiān)測目標，最終得到的3組數(shù)據(jù)如表1所示。

從表1中數(shù)據(jù)看出，隨著網(wǎng)格的不斷加密，計算結果趨于穩(wěn)定。網(wǎng)格數(shù)達到200萬以上時，速度值基本變化不大，偶極子噪聲變化不超過2%，可以認為計算結果與網(wǎng)格數(shù)量之間已無明顯關聯(lián)。對于非結構網(wǎng)格來說，通常網(wǎng)格數(shù)量的增加會使計算結果更準確，但也并非越多越好。綜合考慮準確性以及計算效率，控制網(wǎng)格數(shù)量在200萬左右。

表1 網(wǎng)格無關性驗證

2.4 邊界條件

入口設置為壓力入口，總壓設置為0 Pa，出口設置為壓力出口，表壓設置為0 Pa。風機表面選擇旋轉壁面，以風機軸為旋轉軸，旋轉速度設置為風機最大轉速2 400 r/min，其余壁面則設置為靜止壁面。計算域4部分之間的接觸面均設置為“interface”，用于實現(xiàn)數(shù)據(jù)傳遞。

3 仿真結果分析

3.1 軸流風機氣動噪聲分析

3.1.1單風機分析結果

為得到監(jiān)測點處的噪聲聲壓級頻譜曲線，參考相關試驗在風機正前方1 m處設置監(jiān)測點[11]。圖6為監(jiān)測點處的噪聲聲壓級頻譜曲線。軸流風機的噪聲分為旋轉噪聲和渦流噪聲，其中旋轉噪聲為離散噪聲，在噪聲頻譜中體現(xiàn)為離散峰值，是由葉片周期性旋轉造成的。渦流噪聲為寬頻噪聲，在噪聲頻譜中體現(xiàn)為平穩(wěn)寬闊的部分[2,9]。

圖6 噪聲聲壓級頻譜曲線

大量研究表明[2,10-11,19]，軸流風機離散噪聲一般在基頻以及高次諧波處會出現(xiàn)峰值，其中基頻處的值在整個頻段范圍內最大。在轉速恒定情況下，葉片等距分布的軸流風機的基頻，也叫葉片通過頻率(BPF)，可用式(9)計算得到[2]，基頻的倍數(shù)稱為高次諧波。

(9)

式中:n為風機轉速；z為葉片數(shù)量。

經(jīng)計算得，本文所研究風機的基頻為240 Hz，從圖6可知，在基頻240 Hz以及高次諧波480 Hz、720 Hz等頻率點處均出現(xiàn)了離散峰值，前四階峰值較為明顯，并以基頻處峰值為最高點，隨頻率增加峰值依次衰減，與上述結論相符。寬頻噪聲部分隨著頻率增加逐漸降低且趨于平緩，因此風機的降噪應集中在基頻及其前幾階高次諧波處。

參考王寬[8]和范士杰[9]對車用風機的仿真和實驗研究，此處仿真未考慮驅動電機以及附件振動的噪聲。經(jīng)仿真得，該風機氣動噪聲的總聲壓級為47.7 dB，市場上同類型尺寸風機產品的實測噪聲值處于40～50 dB區(qū)間，因此仿真結果具有一定的可靠性。

3.1.2帶風機罩分析結果

穩(wěn)態(tài)分析結束后，首先激活寬頻噪聲模型來定位噪聲源，得到偶極子噪聲分布，如圖7所示。圖7(a)顯示最大的噪聲來源位于風機葉片，集中在葉片邊緣處，且迎風側的葉片邊緣處噪聲強度明顯大于另一側。圖7(b)顯示風機罩的偶極子噪聲主要分布在貼近旋轉域處。風機殼體和風機罩之間的間距極小，縫隙大小僅2 mm，氣流在此處流動阻力大，風機罩的阻擋使該處易產生大量渦流。該位置又靠近風機罩的出風口，孔口截面積的突變造成出風口流速高，極易產生噪聲。

圖7 原方案偶極子噪聲分布

瞬態(tài)分析結束后，在與上文相同監(jiān)測點處得到的聲壓頻譜曲線如圖8所示。加入風機罩后，遠場噪聲由風機本體以及風機罩兩部分噪聲耦合而成，噪聲的離散峰值，尤其是在基頻及其高次諧波處有明顯提高，寬頻噪聲部分也有所提高。經(jīng)計算得噪聲的總聲壓級從47.7 dB提高為60.8 dB，可見風機罩的存在會帶來大量的噪聲，需對風機罩進行合理的優(yōu)化設計，尋求有效的降噪手段。

圖8 噪聲聲壓級頻譜曲線

3.2 風機罩安裝距離對噪聲的影響

由于風機殼體邊緣離風機罩距離過近，造成了該間隙處流動阻力大，流速和壓強的變化極為復雜，產生了較大的噪聲。為了分析風機罩與風機距離對氣動噪聲的影響，現(xiàn)調整風機罩的安裝距離，調整后的安裝距離從5 mm到20 mm，以5 mm為間隔總共形成4種方案。此處采用穩(wěn)態(tài)分析后激活寬頻噪聲模型的方法，對風機罩表面的偶極子噪聲變化規(guī)律進行分析，總結出一定的設計規(guī)律。

仿真得到4種方案的偶極子噪聲分布云圖如圖9所示。從噪聲分布云圖可以看出：隨著風機和風機罩之間距離的增加，風機罩表面的偶極子噪聲值急劇降低，證明安裝距離對風機罩表面的噪聲強度影響極大。偶極子噪聲的分布也隨著安裝距離增加開始發(fā)生改變。間隙加大到一定值后，噪聲源不再集中于風機罩貼近旋轉域處，逐漸地變?yōu)轱L機罩骨架及各出風口棱邊處，此時氣流發(fā)展充分，從各出風口均勻流出，起主導作用的影響因素是出風口氣流流速。

綜合來看，調節(jié)風機罩的安裝距離仍需要考慮實際的安裝條件。雖然繼續(xù)將距離增加，噪聲可以得到降低，但是會占據(jù)更多的空間，妨礙其他設備的安裝，且會影響美觀。

圖9 4種安裝距離下的偶極子噪聲分布云圖

3.3 風機罩優(yōu)化方案

3.3.1改進后風機罩

風機罩的安裝位置常受到空間的限制，增加安裝距離時常無法實現(xiàn)，對出風口形狀進行改進是另一個可行的方案。

經(jīng)上述分析得，原方案的主要噪聲源位置大致分布在風機罩貼近旋轉域的骨架位置，該位置的骨架阻礙氣流流出，考慮將這一范圍內的材料盡可能去除，重新設計的出風口形狀為環(huán)形，中間加十字形的支撐架。為了減小出風口截面積的突變，在滿足開孔處手指無法伸入的前提下，可以適當加大核心出風區(qū)域的開孔面積，使氣流的流出更加順暢。環(huán)形骨架和中間的十字形支撐架寬度均設置為2 mm，為安全起見，將空隙寬度設置為5 mm。優(yōu)化設計后的風機罩出風口形狀如圖10所示。

圖10 風機罩改進方案示意圖

3.3.2氣動噪聲分析

首先仍進行穩(wěn)態(tài)分析，激活寬頻噪聲模型觀察噪聲源的位置變化。改進方案的偶極子噪聲分布云圖如圖11所示，可見偶極子噪聲最大值仍位于風機罩貼近旋轉域處，但噪聲強度有明顯衰減。隨著核心位置出風面積的增加，出風口處的流速有所下降，使噪聲得到一定抑制。

圖11 改進方案偶極子噪聲分布云圖

瞬態(tài)分析結束后，在與上文相同監(jiān)測點處得到的聲壓頻譜曲線如圖12所示。與原方案不同的是，出口形狀改為環(huán)形后，風機本體與風機罩噪聲耦合之后的離散峰值最大值并不在風機基頻處，而是出現(xiàn)在二次諧波處，類似情形在Hu等[19]的研究中也有提及。不過，各離散峰值處的噪聲值均有顯著降低，改進方案的噪聲總聲壓級降低為56.7 dB，相比于原方案的60.8 dB，降噪效果較為明顯。

圖12 噪聲聲壓級頻譜曲線

4 結論

運用計算流體力學和計算氣動聲學的方法，借助Fluent中的噪聲模型來快速評估風機罩表面偶極子噪聲貢獻，得到風機遠場監(jiān)測點噪聲聲壓級頻譜，可以為實際的風機罩結構設計提供有效的指導意見，大大縮短了開發(fā)周期。

通過對某軸流風機罩的氣動噪聲分析可以得出以下結論：

1) 風機噪聲主要由離散噪聲和寬頻噪聲組成，離散噪聲一般出現(xiàn)在風機基頻及其高次諧波處，由葉片周期性旋轉產生，通常在基頻處取最大值。寬頻噪聲分布區(qū)域較為集中，隨著頻率的增加逐漸降低且趨于平緩。

2) 風機罩的加入會大大增加風機噪聲，其中離散噪聲的增加尤為明顯。由于風機罩與風機之間間隙極小，氣流運動較為復雜，風機罩表面偶極子噪聲集中于貼近旋轉域處。

3) 隨著風機罩與風機之間距離的增加，風機罩表面的偶極子噪聲強度顯著降低，且分布區(qū)域由貼近旋轉域處轉變?yōu)轱L機罩骨架及各出風口棱邊處，此時間隙拉大，氣流充分發(fā)展，對噪聲起主導作用的是出風口處氣流流速。但是距離過大時會占據(jù)安裝空間且影響美觀，需要根據(jù)實際情況考慮。

4) 風機罩貼近旋轉域處是偶極子噪聲主要分布區(qū)域，應考慮去除這部分材料。環(huán)形出風口擁有良好的降噪效果，核心區(qū)域的出風面積適當加大，可以降低出風口處氣流流速，氣流流出也更加順暢。