某轴流风机噪声特性与降噪研究

张啸天,王 陶,王伟利,黄 健,姜统飞,王良模

(1.南京理工大学 机械工程学院,江苏 南京 210094;2.苏州江南航天机电工业有限公司,江苏 苏州 215101; 3.航天江南集团有限公司,贵州 贵阳 550009)

近年来,车载方舱应用在很多方面,例如疫情防控、应急交通、科学试验等。随着车载方舱在各个领域得到广泛应用,同时该特种车辆内有人员居住和生活以及舱内的噪声问题也成为了国内外科研人员关注的重点。本文研究的轴流风机位于某车载方舱的进风口处,它类似于空调的室外机,其性能直接影响空调系统的噪声水平。

目前,对于轴流风机的降噪研究,国内外学者多从优化叶型结构参数方面进行设计。王雷等从仿生学角度,在对叶型进行改进的过程中,运用了鸮类锯齿尾缘结构,降低了轴流风机的噪声[1]。钟银辉等对叶片数量和叶间距分布特性模型进行仿真,研究了其对噪声和流量的影响,提出了一种降低风机离散噪声的新方法[2]。黄琪琪等研究了传统轴流风机和倾斜尾缘风机的噪声特性,通过数值模拟得到了倾斜角对轴流风机噪声的影响[3]。刘刚等设计了一种叶尖小翼结构,将其融合到叶片顶端后,对轴流风机进行了数值模拟,结果显示风机的宽频噪声得到了明显减弱[4]。Park等对一种扫掠叶片的性能和噪声水平进行了实验测试,研究了风扇叶片的扫频效应对其噪声特性的影响[5]。

除了改进叶片结构,轴流风机的降噪还可以通过改进风机罩的结构来实现。夏根水研究了轴流风机的导流罩曲率半径等影响因素,通过提高风机的进风量实现降噪[6]。刘健炜将轴流风机的出风口与风扇的间隙扩大一倍,风机降噪效果明显[7]。闫苗苗设计了一种U型挡板结构对风机罩优化,提高了风机罩的平均隔声量[8]。陆嘉伟等将风机罩的出风口改为一种环形结构,降低了轴流风机的噪声总声压级数值[9]。

伴随着计算机技术的飞速发展,计算流体力学(Computational fluid dynamics,CFD)辅助仿真计算在工程应用中得到了广泛的应用,成为了研究轴流风机噪声特性的一种常用方法。目前,轴流风机在风机罩结构改进方面的降噪研究还比较少。基于此,本文旨在基于RNGk-ε湍流模型和FW-H噪声模型对轴流风机的噪声进行数值模拟,研究某车载方舱轴流风机的噪声特性,以降低风机的噪声。

1 轴流风机噪声特性研究方法

轴流风机的噪声特性研究一般从稳态和瞬态两个维度进行数值模拟。虽然直接数值模拟的精度更高,但由于其对计算机内存和处理器的要求非常高,所以实际工程中一般采用非直接数值模拟方法。稳态分析中常用的是基于雷诺平均法的标准k-ε模型和RNGk-ε模型[10],而瞬态分析中常用的是大涡模拟(Large eddy simulation,LES)法。

1.1 稳态流场数值模拟方法

本文的稳态流场数值模拟过程中均使用了RNGk-ε模型。该模型能够有效降低小尺度运动的影响,适合解决高应变率流动问题。针对轴流风机的稳态流动问题,RNGk-ε模型的数值模拟效果较好,所对应的控制方程组为

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(3)

(4)

(5)

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式中:ρ为密度;k为湍流动能;ε为湍流耗散率;μ为动力粘度系数;Gk为湍动能产生项;Eij为时均应变率,是对标准k-ε湍流模型的改进之处。常数项值为:αk=αε=1.39,C2ε=1.68,Cμ=0.084 5,C1ε=1.42,γ0=4.377,β=0.012。

1.2 瞬态流场数值模拟方法

本文的瞬态流场数值模拟过程中均使用了LES方法。由于瞬态仿真过程的时间很短,同时流场中会产生大量的无序小尺度涡流,这些小尺度涡流会对大尺度涡流的运动产生影响。所以在瞬态流场求解过程中,通过模拟大尺度涡流近似小尺度涡流的思想,以保证瞬时计算精度。LES模型所对应的控制方程组为

(7)

(8)

(9)

式中:ρ为密度;p为气体压力;μ为动力粘度系数;τij为亚格子应力,体现了LES模型中小尺度涡对控制方程组的作用。

1.3 噪声特性分析方法

自然界的声源都是由单极子源组成的,多个单极子源系统经耦合形成偶极子源以及四极子源。对于轴流风机这类旋转机械的噪声源而言,单极子源和四极子源占比很少,偶极子源是轴流风机噪声的主要来源[5]。因此,本文将偶极子噪声作为评价标准,以研究轴流风机的噪声特性。

由于叶片旋转与周围的空气相互作用产生了压差,导致轴流风机在工作时产生了偶极子噪声。这偶极子噪声的大小与叶型的结构参数相关。叶片的周期旋转存在一个基频,也就是叶片通过频率(Blade passing frequency,BPF)。在噪声声压级频谱曲线上,由于叶片的周期旋转,偶极子噪声表现为在基频的倍数处,也即高次谐频处出现离散峰值。叶片通过频率fi可由以下公式计算得到

(10)

式中:n为转速,单位为m;z为风扇的叶片数;i为谐波序号,i=1,2,3…;ρ1为偶极子噪声的基频;ρj为偶极子噪声的高次谐频,其中j=2,3,4…。

本文的噪声特性分析方法是:首先在瞬态流场中,采用LES方法对风机进行数值模拟,得到风机的噪声声压级频谱曲线。然后在稳态流场中,使用RNGk-ε模型分析风机和风机罩表面偶极子噪声的分布云图,研究轴流风机的噪声特性。最后,探究风机罩的安装距离和机罩出风口形状对轴流风机降噪的影响。

2 轴流风机噪声特性CFD仿真分析

轴流风机噪声特性CFD仿真的过程如下。首先,建立轴流风机的三维几何模型和计算域模型,并对计算域进行网格划分和网格无关性验证处理。进而,在瞬态流场仿真环境下,运用滑移网格法和计算声比类(Ffowcs Williams-Hawkings,FW-H)噪声模型[11],得到风机的噪声声压级频谱。最后,在稳态流场仿真环境下,采用多重参考系法和宽频噪声模型,得到风机和风机罩壳体的噪声分布情况,完成风机的CFD仿真分析过程。

2.1 几何模型的建立

图1为方舱轴流风扇的几何模型。该风扇有5片叶片,风机的峰值转速为每秒1 400。图2为原型风机罩的几何模型,风机罩的出风口是由72个均匀排列的圆角矩形组成。

图1 轴流风扇的三维几何模型

图2 风机罩的几何模型

2.2 计算域的建立与网格划分

将风机周围的圆柱形空间设置为旋转域,以模拟真实的流场环境。为了更好地贴合计算域的边界,旋转部分采用了四面体网格。为减小进口、出口边界条件对风机旋转部分产生的影响,将进口和出口部分进行了延展处理。该风机壳体的内径为260 mm,叶顶间隙为10 mm,故旋转域直径为240 mm,剩余部分为静止域,交界处通过共享拓扑实现数据的交换,完成计算域的建立。由于旋转域和风机体直接相连,为了显示局部特征,需要进行网格加密,加密后的计算域示意图如图3所示。

图3 计算域示意图

2.3 网格无关性验证

为了消除网格划分引起的仿真误差,在CFD仿真过程中,需要对计算域进行网格无关性验证。在保证网格单元质量的前提下,本文设计了4种划分网格的方案。经过网格划分,各方案中的网格单元数分别为420 551、816 397、2 028 883和3 232 558,其他参数见表1所示。

表1 网格无关性验证

从表1可以看出:随着网格节点数量的不断增加,4种划分方案测得的偶极子噪声值的变化量在2%以内,可以认为网格划分对流场的噪声求解结果没有明显影响。虽然网格越密,计算结果精度越高,但也会大大增加计算时间,结合硬件条件考虑后,选用第3种方案进行后续求解计算。

2.4 风机CFD仿真结果

风机CFD仿真分析采用了瞬态分析方法。首先,利用RNGk-ε模型对风机进行稳态流场仿真。然后将稳态仿真结果作为初始值,同时将旋转域更改为滑移网格模型,进行瞬态流场仿真过程。参考卢勇的试验[12],在距离风机水平方向1 m处设立了监测点。最后,运用快速傅里叶变换(Fast Fourier transform,FFT)得到了监测点处的噪声声压级频谱,如图4所示。

图4 风机的噪声声压级频谱

由式(10)计算得,该款轴流风机的基频为233 Hz。从图4可以看出:在基频处,偶极子噪声出现了离散峰值,在466 Hz、699 Hz等高次谐频处附近均出现了离散峰值。前3个阶次的离散峰值比较明显,在4阶谐频处在出现了离散极小值,这种例外情况可能是频带的选取不同所导致的[9]。在更高阶频率处,宽频噪声占据了主导地位。因此,研究轴流风机降噪时,应着重观察前三阶高次频率处的噪声声压级数值变化。

在监测点处对该风机的偶极子噪声进行监测,仿真得到该风机的噪声总声压级为45.6 dB。参考许风玉对轴流风机的仿真研究[13],考虑到实际风机噪声来源还有驱动电机等部件,噪声值会更高。而经过调研,市面上相同规格风机的标定噪声在40～50 dB左右,所以,仿真结果是可靠的。

2.5 原型风机罩CFD仿真结果

为了研究安装风机罩后的风机噪声总声压级数值,将滑移网格模型的旋转域改为多重参考系模型。在稳态流场下,对风机罩进行了CFD仿真分析,得到了风机和风机罩表面偶极子噪声分布情况,如图5所示。图中可以看出:偶极子噪声主要来源于风机的叶片顶端,并且集中分布在叶片边缘的迎风面一侧(见图5(a))。机罩的噪声主要存在于出风口边缘一侧。一方面,由于风机罩的出风口间距较小,气流在此聚集形成大量涡流;另一方面,孔口的截面突变导致空气流速不均匀,产生了较大的噪声(见图5(b))。

在风机外安装风机罩以后,图6是在监测点处测得的噪声声压级频谱。曲线图显示:产生的偶极子噪声由风机和风机罩耦合而成,离散极大值出现在前5阶谐频处,前3阶离散极值出现递减的趋势,在第5阶谐频处出现回升。仿真结果显示:安装机罩后的噪声总声压级从45.6 dB增加到59.2 dB。这是由于风机与风机罩的距离较小、同时风机罩不均匀排布的出风口增大了空气阻力,导致此处出现了局部涡流,阻碍了空气的流出。由于此处的空气流速很快,进一步导致了噪声的产生。

图5 原方案偶极子噪声云图

图6 安装机罩后的噪声声压级频谱

3 轴流风机降噪研究

根据风机罩的CFD仿真结果可知,风机罩的安装增加了风机的偶极子噪声。故需要对该风机罩结构进行改进设计,以达到降噪的目的。

3.1 风机与机罩的间距对噪声的影响

为了探寻风机罩的安装距离对风机产生偶极子噪声水平的影响,研究采用了调整风机与机罩间距的方法。该方法将机罩安装距离分别调整为10 mm、15 mm、20 mm和25 mm 4种方案,以寻找风机罩表面偶极子噪声的变化规律。

按照4种改进方案,分别对风机罩进行稳态流场仿真,图7是仿真得到的噪声分布对比图。从噪声云图可以看出,风机罩表面噪声极值的分布情况基本相同,极值基本上出现在相同的位置。同时注意到,随着风机与机罩之间距离的不断增加,风机罩出风口处噪声的极大值明显减小。在间距增加到25 mm时,噪声总声压级从59.2 dB降低到了51 dB,这说明风机与机罩的间距对噪声的产生影响很大。

图7 4种方案下的噪声分布云图对比

虽然增大风机罩的安装距离可以实现对轴流风机的降噪,但在工程应用中,风机罩的安装距离是受实际结构限制的。如果继续增大安装距离,会影响周边设备的安装。

3.2 机罩出风口外形对噪声的影响

除了风机罩的安装位置会影响偶极子噪声的产生,机罩出风口的外形也是影响偶极子噪声产生的重要途径。根据文献[9]可知,适当加大开孔面积有利于气流流出。所以,优化风机罩的出风口结构是一种可行的改进思路。

根据原型机罩的仿真结果可知,由于风机罩的出风口间距较小以及孔口面积发生突变,导致产生了较大的噪声。为了减小由于风机罩出风口不合理外形产生的噪声,本文设计了一种扇形出风口,图8是改进后的机罩几何模型。出于安全考虑,在满足手指无法伸入机罩出风口的前提下,将扇形结构的内圈间距设计为2 mm,外圈间距设计为5 mm。该扇形结构均匀排列,可以有效减小孔口面积突变产生的噪声。

图8 改进后的机罩三维几何模型

经过稳态流场计算,得到了改进后的风机罩噪声分布云图。从图9可以看出,偶极子噪声较为均匀地分布在贴近旋转域处,且偶极子噪声的极大值有所降低。

图9 改进后的噪声分布云图

经过瞬态流场计算,得到了改进后的噪声声压级频谱,如图10所示。与原型机罩仿真结果相同的是:出风口改为扇形以后,风机与机罩耦合后的离散噪声极大值仍然出现在高阶谐频处,并且前3阶离散极值出现递减的趋势。不同的是:从第4阶离散极值开始就出现了回升,偶极子噪声极值分布地更加平均,这有利于降低风机的噪声。改进方案的偶极子噪声降低到了53.8 dB,与原方案仿真得到的59.2 dB相比,噪声总声压级数值降低了9.1%,降噪效果明显。

图10 改进后的噪声声压级频谱

4 结论

(1)建立了某轴流风机CFD仿真模型,仿真得出:在瞬态流场下,轴流风机的噪声声压级为45.6 dB。安装风机罩后,噪声总声压级增大到59.2 dB。在稳态流场下,偶极子噪声主要来源于风机的叶片顶端,并且集中分布在叶片边缘的迎风面一侧。机罩的噪声主要存在于出风口边缘一侧。

(2)轴流风机噪声的来源主要是偶极子源。由于叶片的周期旋转,偶极子噪声在基频的倍数频率处会出现极大值,但在某些高次谐频处可能会出现例外,这可能是频带的选取不同所导致的。

(3)采用调整风机罩安装距离和出风口形状对某轴流风机进行了改进设计。仿真得出:风机罩安装距离增加到25 mm时,噪声从59.2 dB降低到了51 dB;将风机罩出风口改为扇形结构后,扇形结构内圈间距为2 mm、外圈间距为5 mm,噪声从59.2 dB降低到了53.8 dB,噪声总声压级数值降低了9.1%。因此,调整风机罩安装距离和出风口形状可以有效降低轴流风机噪声。