叶片厚度对旋涡风机叶片噪声的影响分析

左曙光， 胡 清， 韩惠君， 康 强

(同济大学 新能源汽车工程中心,上海 201804)

叶片厚度对旋涡风机叶片噪声的影响分析

左曙光， 胡 清， 韩惠君， 康 强

(同济大学 新能源汽车工程中心,上海 201804)

利用三维CFD模型对旋涡风机内部流场进行模拟分析，获得叶片表面的压力脉动信息，以叶片表面压力流场作为气动声源，通过求解FW-H方程，计算了叶片产生的远场气动噪声；并以叶片表面的压力脉动信号作为激励源，计算了叶片振动产生的噪声。计算结果表明叶片厚度在1 mm到4 mm的范围，其气动噪声基本保持不变，结构噪声随叶片厚度减小而大幅增加，进一步分析得出叶片产生的噪声以气动噪声为主，结构噪声基本可以忽略。

旋涡风机;气动噪声;结构噪声;叶片厚度

旋涡风机是一种用来输送或者抽取气体的装置，因为它有结构简单、体积小、质量轻、价格低廉等特点，因此应用十分广泛。韩惠君等[1-2]建立旋涡风机性能的数学模型，研究了改变叶片参数对旋涡风机性能的影响，分析得出改变叶片厚度对风机性能影响很小，同时，通过疲劳分析，给出了符合疲劳强度的叶片厚度范围，指出叶片厚度过厚，因此，可通过减小叶片厚度以实现轻量化的目的。但该文并没有考虑叶片振动、噪声问题，本文将对此问题进行研究。

旋涡风机作为一种旋转机械，其噪声包括气动噪声和结构噪声。目前，对于旋涡风机气动噪声的研究文献较少，关于其它旋转机械气动噪声的研究，主要集中在轴流、离心、贯流等风机的内部流场模拟和气动噪声的预测上， Wolfram等[3]用试验和仿真结合的方法研究了离心风机的非定常运动和气动噪声，指出了离散噪声产生的原因。Cho等[4]利用非结构三角形网格和非稳态二维N-S方程对横流风机内流场进行计算，提出了用非均匀节距叶片来改善风机的离散噪声。

刘敏[5]提出了一种贯流风扇气动噪声的预测模型，分析了风扇气动噪声源的产生机理、位置及强弱。毛义军等[6]分析了离心风机叶片辐射噪声特性。苏虎[7]用二维CFD模型对旋涡风机内流场进行了分析，并分析了叶片弯角、叶片数等参数变化对风机噪声的影响，但该文并没有分析叶片厚度变化对风机噪声的影响。

在风机结构噪声方面，蔡建程等[8]数值模拟了离心风机蜗壳在非定常气动力作用下的蜗壳振动噪声。宋立廷[9]采用有限元和边界元相结合的方法，对旋涡风机壳体振动声辐射进行了预测，但并没有计算叶片结构噪声。戚美[10]分析了轴流通风机动叶片的声振特性，通过改变叶片结构尺寸达到减振降噪目的，但并没有叶片厚度变化对叶片结构噪声的影响。此外，没有查阅到综合考虑分析叶片的气动噪声与结构噪声的相关文献。

本文针对燃料电池车用风机进行研究分析，风机型号为台湾瑞昶电机有限公司的DG-600系列。首先完成了旋涡风机内部流场计算，以提取叶片表面的压力脉动信号，接着分别建立了计算风机气动噪声与结构噪声的仿真模型，研究了叶片厚度变化对气动噪声以及结构噪声的影响，最后，对叶片噪声中气动噪声和结构噪声各自所占的比重进行了分析。

1 旋涡风机内部流场计算

1.1 物理模型建立

图1显示的是旋涡风机内流场计算的三维CFD模型，采用的是六面体网格，网格总数约550万。仿真计算的参数为，风机转速3 000 r/min，入口压力为0，出口压力为10 kPa，湍流模型为大涡模拟。将旋涡风机的入口设为压力入口边界，出口设置为压力出口边界，其它边界条件均为固壁边界。

图1 旋涡风机网格图Fig.1 Mesh graph of regenerative blower

1.2 叶片表面的压力脉动信号提取及分析

叶片表面的监测位置如图2所示，这样，待非定常计算结束时，便可以得到110个叶片表面压力脉动数据。

图2 风机叶片表面监测位置Fig.2 Monitor position of fan blade surface

图3显示了模型中一个叶片压力面的压力波动时域图和频域图。

作用在叶片上的压力时域图呈现出了明显的周期性特征，周期与风机转速一致，当风机转速为3 000 r/min时，压力变化一周的时间为0.02 s。而且无论是叶片的吸力面还是压力面，都无一例外的表现出了55倍频(2 750 Hz)的峰值频率，这说明风机噪声中的55倍频主要由叶片贡献。

图3 P1面的压力时域图和频域图Fig.3 Time and frequency domain figure of P1 pressure

2 叶片气动噪声分析

2.1 叶片产生的气动噪声仿真计算

本文采用Fluent软件中的声类比积分(基于FW-H方程)模块计算叶轮产生的气动噪声，计算的气动噪声声源为旋涡风机110个叶片上的压力波动信号，远场监测点位置的选择按照GB T2888-91的规定，选择了距离风机中心位置1 m处的6个点，分别是风机轴线方向上两个，径向方向上4个，如图4所示，

图4 旋涡风机远场噪声监测点Fig.4 Monitor position of fan far field noise

在X,Y,Z方向各取一个监测点，以下所示为风机在三个监测位置的声压频域图。

从图5中可以看出，叶轮远场噪声三个监测点的声压频谱中均含有55倍频成分，另外三个监测点的声压频谱与以上三点类似，都含有55倍频成分，与试验测得的峰值频率一致，证明该模型能够反映出旋涡风机叶片的主要噪声特性。为了分析叶片气动噪声的方向性，计算出六个监测点处的总声压级，整理到表1中。

图5 监测点处的声压频域图Fig.5 FFT of sound pressure at monitor position

监测点峰值处声压/dBX=166．1X=-165．7Y=1109Y=-1112Z=1107Z=-1108

由表1可知，叶片产生的远场噪声中径向方向的噪声远大于轴向方向的噪声，可见，叶片产生的远场气动噪声主要沿径向传播。

2.2 不同叶片厚度下气动噪声分析

为了说明叶片厚度对叶片气动噪声的影响，本文在叶片厚度为1 mm到4 mm的范围内共取了十个点，分析计算声功率级随叶片厚度的变化特性，如图6。

图6 风机叶片声功率级随叶片厚度的变化Fig.6 Influence of blade thickness on fan blade sound power level

由图6可以看出，在不同叶片厚度下，叶片产生的声功率级均在112 dB到117 dB的范围内，最大声功率级与最小声功率级之间相差仅为4.2%，与原模型相比，叶片厚度减小为1 mm时，声功率级增加了1.7%。可以认为叶片厚度从4 mm减小到1 mm的过程中，声功率级基本上没有变化，即叶片产生的远场噪声基本上没有发生变化。

3 叶片结构声辐射分析

3.1 叶片产生的结构噪声仿真计算

计算叶片产生的结构噪声时，首先对叶轮的叶片进行频率响应分析，获得叶轮上所有节点的振动速度，以此作为边界条件应用Virtual.Lab分析软件，计算得到叶轮远场监测点上的声压分布。图7是进行叶片频率响应分析的有限元模型，其中，叶片上的脉动压力来自由风机内流场计算，叶轮的约束为固定旋转中心孔的内表面。

图7 叶片频率响应分析模型Fig.7 Analysis model of blade frequency response

图8是叶尖处提取的振动速度频谱图。从频谱图可以看出，振动速度的峰值集中在1 250 Hz，3 850 Hz，与激励中的1 244 Hz，3 831 Hz的峰值频率误差均在0.5%以内，可以认为速度频谱图中的峰值是由于激励引起的。

图8 1 mm叶片在叶尖位置的速度响应Fig.8 Speed response on tip position of 1mm-blade

为了评价叶片产生的远场噪声，建立了以叶轮中心为球心，半径为1 m的球形场点监测网格。表2列举了叶片振动在6个远场监测点处的噪声声压级。

从表2中可以看出，叶片振动产生的噪声声压级为负值，说明此时叶片刚度足够大，振动幅值很小，产生的叶片结构噪声也相当小基本上可以不予考虑。

表2 旋涡风机叶片振动产生的噪声声压级(dB)

3.2 不同叶片厚度下结构噪声分析

在叶片厚度从1 mm到4 mm的变化范围内取4个叶片厚度，分别计算了叶片振动产生的结构噪声，图9中列举了叶片振动在6个远场监测点处的噪声声压级。

图9 各叶片厚度下不同监测点处的声压级Fig.9 Sound pressure level of different monitor points in each blade thickness

由图9中可以看出，当叶片厚度从4 mm向1 mm变化时，叶片结构噪声随叶片厚度的减小而增大，特别是叶片厚度由3 mm减小到1 mm过程中，叶片结构噪声大幅增大。这是因为随叶片厚度降低，叶片的刚度也会减小，导致叶片的振动幅度增大，由此提高了叶片的结构噪声。

4 叶片噪声贡献分析

上文分别建立了计算叶片气动噪声和结构噪声的模型，分析了叶片产生的气动噪声和结构噪声，下面分析两个噪声在叶片噪声中所占的比重，直观上发现叶片气动噪声大于结构噪声，选取结构噪声最大的极端情况，即叶片厚度为1 mm的叶轮进行分析，各个监测点处的总声压级如表3。

表3 叶厚为1 mm 的旋涡风机叶片产生的总噪声

可以看出，沿着径向方向的噪声不论是气动噪声，还是结构噪声，都大于沿着轴向的噪声。可见叶轮产生的噪声主要还是沿着径向方向传播。

由于声源单位时间辐射的能量与声压的有效值的平方是成正比的，因此采用声压的平方来计算气动噪声和结构噪声各自所占的比例。计算结果见表4。

表4 叶厚为1 mm 的旋涡风机叶片产生的各噪声比例

从上表可以看出，即使在叶片厚度为1 mm时，气动噪声占总噪声的比例也远远大于结构噪声，尤其是在径向方向上，几乎所有的噪声均为气动噪声。因此，旋涡风机叶片产生的噪声主要气动噪声，结构噪声基本上可以忽略，而叶片产生的气动噪声在叶片厚度为1 mm到4 mm的范围内基本不变，所以可将叶片厚度减小为1 mm，相比原模型，叶轮的质量减轻了18.7%。

5 结 论

本文分别计算了叶片厚度变化对叶片气动噪声和结构噪声的影响。研究表明，叶片厚度从4 mm减小到 1 mm的过程中，叶片气动噪声基本没有发生变化，叶片结构噪声则显著增大。随后通过分析两个噪声在叶片噪声中所占的比重，发现气动噪声占总噪声的比例远远大于结构噪声，因此叶片厚度变化对叶片总噪声影响很小。基于以上结论，可以通过减少叶片厚度达到叶轮轻量化的目的，将叶片厚度从4 mm减小到1 mm，叶轮的质量减轻了18.7%。

[ 1 ] 韩惠君. 考虑噪声的旋涡风机叶片轻量化优化分析[D].上海：同济大学，2013.

[ 2 ] 韩惠君，左曙光.叶片参数对旋涡风机性能的影响[J].流体机械，2012,40(7)：15-19. HAN Hui-jun, ZUO Shu-guang. Effect of blade parameters on performance of regenerative blower[J]. Fluid Machinery, 2012,40(7)：15-19.

[ 3 ] Wolfram D, Carolus T H. Experimental and numerical investigation of the unsteady flow field and tone generation in an isolated centrifugal fan impeller[J]. Journal of Sound and Vibration,2010，329(21):4380-4397.

[ 4 ] Cho Y, Moon Y J. Discrete noise prediction of variable pitch cross-flow fans by unsteady Navier-Stokes computations[J]. Journal of Fluids Engineering,2003,125(3):543-550.

[ 5 ] 刘敏.基于数值模拟及实验的贯流风扇气动噪声特性研究 [D].武汉：华中科技大学，2009.

[ 6 ] 毛义军，祁大同.离心风机叶片噪声数值研究I:声源分析[C]//中国工程热物理学会流体机械2009年学术会议论文集,2009:1-5.

[ 7 ] 苏虎.燃料电池车用旋涡风机气动噪声研究[D].上海：同济大学，2012.

[ 8 ] 蔡建程，祁大同，卢傅安.离心风机蜗壳振动辐射噪声的数值预测[J].应用力学学报，2009，26(1):115-119. CAI Jian-cheng, QI Da-tong, LU Fu-an. Prediction of noise radiation by the vibration volute structure of centrifugal fan[J]. Chinese Journal of Applied Mechanics, 2009，26(1):115-119.

[ 9 ] 宋立廷. 燃料电池车用旋涡风机结构声辐射研究[D].上海：同济大学，2012.

[10] 戚美. 轴流通风机动叶片的声振分析及其应用[D].青岛：山东科技大学，2005.

Influence of blade thickness on regenerative blower’s blade noise

ZUO Shu-guang， HU Qing， HAN Hui-jun， KANG Qiang

(Clean Energy Automotive Engineering Center, Tongji University, Shanghai 201804, China)

A regenerative blower’s inner flow field was simulated by using a three-dimensional CFD model, and the face dynamic pressure fluctuation of each blade was attained. Then, by solving the FW-H equation the far field aerodynamic noise of each blade was calculated. Taking a blade’s dynamic pressure as excitation source, the vibration noise radiated by the blade was calculated. The calculation results showed that the aerodynamic noise of a blade keeps from varying when its thickness is within a range of 1～4 mm; the vibration noise of a blade obviously increase with decrease in its thickness; the noise of a blade is mainly the aerodynamic one, its vibration noise or structural noise can be negligible.

regenerative blower; aerodynamic noise; structural noise; blade thickness

国家自然科学基金(51075302)

2013-05-03 修改稿收到日期：2013-11-21

左曙光 男，教授，1968年生

TH445

A

10.13465/j.cnki.jvs.2014.08.023