考虑进风口风筒和双机影响的动车组轴流冷却风机噪声特性试验研究

冀怡名，张淑敏，刘清源，圣小珍，徐凡，唐灵芝

考虑进风口风筒和双机影响的动车组轴流冷却风机噪声特性试验研究

冀怡名1，张淑敏1，刘清源1，圣小珍2，徐凡1，唐灵芝3

（1.西南交通大学牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031；2.上海工程技术大学 城市轨道交通学院，上海 201620；3.湖南天雁机械有限责任公司，湖南 衡阳 421005）

为了明确某企业研发的一款动车组轴流冷却风机的噪声水平和特性，参照国标GB/T 3767－2016布置试验测点，对此轴流风机产生的噪声进行了现场试验，并基于风机试验数据进行了噪声特性分析。结果表明：此轴流风机噪声主要由宽频和离散噪声组成，前者的占比约为后者的1.8倍；动叶片的前三阶BPF在离散噪声中占据主导地位；进风口处的风筒主要降低高频段的噪声；单、双风机运行时的噪声差值主要体现在动叶片的前两阶BPF上；通过静压来控制风机噪声时，应保持静压在1030～1150 Pa之间；出风口噪声的贡献率约为进风口的两倍；机壳振动声辐射主要表现在低频段；新样机出风口测点的A计权声压级降低了2.23 dB(A)，在离散噪声中，动叶片的第一阶BPF噪声下降幅度最大。

声学；轴流风机；噪声试验；噪声源；频谱分析；振动声辐射

高速列车的升级换代对列车的噪声水平要求越来越高，为此需要控制主要声源部件的噪声水平。动车组用冷却风机为牵引变压器散热，是高速列车主要的辅助设备之一，也是主要声源部件之一，研究其噪声特性对高铁噪声控制具有重要意义。

本文研究的动车组牵引变压器冷却风机采用轴流风扇结构，产生的噪声可分为三大类[1]：机械噪声、电磁噪声、气动噪声。机械噪声主要是指电机轴承和动叶轮连接处的挤压和碰撞所产生的声音；电磁噪声主要是由于电动机内部磁场变化导致外部构件振动所产生的声音；气动噪声主要是气体流过风机内部表面产生的压力脉动以及在一些区域产生涡流所导致的噪声；气动噪声为轴流风机噪声的主要成分。

国内外研究人员对轴流风机的噪声特性展开了大量研究。Lim T G[2]对轴流风扇采用后掠翼梢小翼和30%覆盖罩时的非定常流场和流致噪声特性进行了实验和数值分析，揭示了流动诱发噪声特性的改变；Jang C M[3]采用小波变换分析了某型风机转子叶片脉动压力的频率特性，利用大涡模拟结果得到了转子叶片上的脉动压力，发现了风机噪声的产生主要是由于风机内部的非定常流动，如叶尖涡和前缘分离涡；肖夏等[4]利用ANSYS-CFX软件对旋转机械进行有限元仿真模拟，得到其流场特征，还发现导流罩可以提高旋转机机械的工作效率；刘刚等[5]提出对叶片进行一定叶尖小翼处理可以降低风机的气动噪声。

降低噪音有很多方式，比如采用锯齿形叶片、叶片表面打孔、外部增加消音器、表面喷涂消音材料等[6-7]，而对于本文研究的冷却风机，由于安装空间的限制，对其结构不能大幅修改，所以只能对叶轮进行研究，通过改变叶片的参数来降低噪音。

上述文献中研究的轴流风机结构较为简单，多数是由一级动叶轮和一级导风叶轮组成。动车组用牵引变压器冷却风机的结构相对常见的冷却风机来说结构要复杂很多，是由进风口动叶轮、静叶轮、出风口动叶轮组合而成的复杂轴流风机，即具有“P＋M＋R”结构[8]。目前对这种复杂结构轴流风机的噪声特性研究文献不多，文献[9]根据GB/T 2888－2008[10]对本文所研究的风机优化前的噪声进行了测试，并结合一个简化的仿真模型，对噪声进行了初步分析，提出了降噪设计方案。

本文在文献[9]工作的基础上，提出了新的降噪设计方案，并制造了新的样机。根据标准GB/T 2888－2008[10]和GB/T 3767－2016[11]对新样机进行了噪声测试。这次试验加入了进口风筒和双风机同开的工况。本文对这次试验结果进行了分析。

1 冷却风机噪声试验

1.1 冷却风机结构介绍

如图1所示，相比于文献[9]中的风机结构，新样机主要将进风口叶片数由11增加到14，出风口的叶片数由10增加到13，其他结构保持不变，风机额定转速仍为1470 r/min。改变叶片数的目的主要是改善风机内部的流场，从而降低噪声。

1.2 冷却风机噪声试验

本测试在某空旷厂房中进行，厂房可近似认为是半自由声场。如图2所示，风机底部由座架支撑，支撑高度为1.5 m[11]，能够有效避免地面对风机进风口（无风筒时）和出风口流场的影响。图2（a）为单台风机测试图，进风口安装有风筒，以便控制风机进风的静压，图2（b）为双台风机并联的测试图，两台风机之间的横向距离为70 cm，模拟动车组双风机的使用情况。试验所用设备如表1所示。

对于机械设备，通常通过测试设备所辐射的声功率级来评价设备的噪声水平。为得到风机声功率，不同于文献[9]，本文对新样机进行噪声试验时采用GB/T 3767－2016[11]。根据该标准确定了图3所示的噪声测点布置。从图3（a）可看出，相对于文献[9]，本文除测点分布位置不同外，还将测点数由8个增加到9个。对于双风机同时运行的噪声测试，测点全部分布在风机轴线所在水平面内，如图3（b）所示。

表1 试验设备

图1 轴流风机

图2 现场测试

图3 噪声测点布置

为了研究不同静压、有无风筒、双台风机运行等情况下的噪声特性，对风机进行了如表2所示的试验工况测试。

表2 试验工况

根据标准，首先对风机进行了背景噪声测试。测试结果表明，各工况下各测点的声压级与背景噪声的差值为18～61 dB(A)，均高于15 dB(A)，因此背景噪声满足测试要求。

2 测试结果及分析

2.1 风机噪声频谱特性分析

图4给出了工况5（静压524 Pa、有风筒）和工况2（静压1100 Pa、有风筒）测点1（进风口）和测点4（出风口）的噪声窄带频谱。可以看出，峰值频率均对应于进风口和出风口动叶轮的BPF（Blade Passing Frequency，叶片通过频率）阶次频率。表3给出了静压为524 Pa和1191 Pa时，工况2（静压1100 Pa、有风筒）测点3（右测点）的进风口和出风口的前3阶BPF频率对应的A计权声压级。

由表3可以看出，出风口和进风口相同的BPF阶次下，出风口对应的A计权声压级比进风口对应的A计权声压级大，因此，对于降低风机的离散噪声，可优先考虑出风口。

为了明确风机的离散噪声和宽频带噪声占比，需进行功率谱密度计算：

图4 测点1和测点4的噪声频谱

表3 测点3（右测点）在BPF阶次频率上的A计权声压级

根据式（1）对工况2测点3的声压进行计算，得到功率谱密度曲线。取离散频率处的带宽为12 Hz（旋转基频的一半），将功率谱密度在频率范围内积分可以求解得到不同离散噪声的声功率。

图5给出了动叶轮各阶BPF对风机总声能量的占比，可知，离散频率中，出风口的第一阶BPF占比最大，为11.72%，其次是进风口的第一阶BPF，为8.52%；占比较高的为动叶轮前三阶BPF，三阶以上的动叶轮BPF占比并不突出，均低于1%。出风口、进风口的动叶片离散噪声占比依次为18.9%、14.8%。

动叶片离散噪声声能量占比为33.7%，宽频带噪声（400～2000 Hz）的声能量占比为60.7%，由此可以看出该风机噪声以宽频带噪声为主，约为离散噪声的1.8倍。虽然离散噪声相对于宽频噪声占比较小，但是离散噪声也不能忽略，因为离散噪声对声品质的影响较大。

图5 动叶轮离散噪声占比

图6给出了工况2下测点1的1/3倍频程的A计权声压级图，低于最高值10 dB(A) 的频段区域为噪声显著频段（虚线框所示）[12]，由图6可以看出，该风机噪声的声能量主要集中在315～4000 Hz频段内，在0～1000 Hz范围内声压级随着频率的增大而显著增加，峰值出现在中心频率为1000 Hz处。

图6 风机测点1的1/3倍频程频谱特性

2.2 进口静压对风机噪声的影响分析

风机的进口静压越大，流体流经风机内部需要克服的阻力就越大，导致风机送风量减少，从而降低风机的性能。对此风机进行降噪时，需要保证该风机的冷却性能，因此，本文研究进口静压对风机噪声的影响，从而确定降噪时的最佳静压范围。

图7给出了工况3～7的测点3在不同进口静压下的A计权总声压级，可知，测点3的A计权总声压级随着进口静压的增加逐渐降低，且在超过额定静压1100 Pa时，风机的噪声下降速度明显快于其余静压段。这是由于风机进口静压超过其额定静压会使风机通风量急剧减少，从而降低风机的气动噪声。但通风量的减少会导致风机的性能降低，因此在通过增大进口静压降低风机噪声时，要综合协调风机的各项性能参数，不得以降低风机性能为代价。

图7 不同进口静压下风机的A计权总声压级

根据GB/T 3767－2016[11]利用声压法计算恒定转速下不同进口静压对应的风机的A计权声功率级，结果如表4所示。

表4 不同进口静压下风机的A计权声功率级

由表4分析可得，此风机的A计权声功率级随着进口静压的递增而逐渐减小。进一步对风机静压和A计权声功率级的关系进行拟合，如图8所示。得到关系式为：

由拟合关系可得，进口静压每增加100 Pa，风机的A计权声功率级降低0.53 dB(A)。在前期设计过程中，该风机的A计权声功率级要求低于100 dB(A)，根据静压与声功率的拟合关系，此时进口静压必须高于751.09 Pa。由风机的性能曲线[1]可知，随着流量的增大，风机的效率先增大后减小，而静压的增大意味着气体流动的阻力增大，从而导致风机流量的减少。为保证风机效率在60%～65%，综合考虑以上因素，后续对此风机进行降噪设计时，需要保证风机的进口静压控制在1030～1150 Pa。

图8 进口静压与A计权声功率级的拟合关系

将进风口和出风口测量面的声功率级近似认为进风口和出风口两个声源的声功率级，得到表5。可以看出，出风口的声功率级比进风口的高出约3 dB(A)，将声功率级换算成声功率后，得到出风口的噪声贡献率约为进风口的两倍。这是由于进风口采取了M型流线结构，改善了其进气情况，从而使得进风口的噪声降低，而出风口采取平面结构，使得气体在出风口正前方形成较大的漩涡，从而增加风机的气动噪声。为减少漩涡的产生，可在出风口增加一个导流器，使得气流平稳过渡，从而降低出风口的噪声。

表5 进风口、出风口的A计权声功率级

2.3 风筒对风机噪声的影响分析

风筒可隔离进风口的噪声，理论上可降低风机的噪声，为了了解风筒的降噪特性，本文研究进风口安装风筒对风机噪声特性的影响。

根据试验数据得到，进风口安装风筒时，进风口测点1、右侧测点3和出风口测点4的A计权声压级分别降低了4.5 dB(A)、1.1 dB(A)和0.5dB(A)，可见进风口安装的风筒可以降低风机的噪声，且主要降低进风侧的噪声。

由图9可以看出，噪声能量主要集中在315～4000 Hz频段内，315 Hz对应的频带内的降噪量最大（8.24 dB(A)），在630～4000 Hz频段的降噪量比较均匀，大约为4～5 dB(A)。

图9 工况1和2测点1的1/3倍频程频谱特性

此外，在低频段，风机风筒几乎无法起到降噪效果，甚至出现噪声增加的情况。这可能是由于在低频段时，风筒存在低频的振动噪声，从而导致噪声的增加。

由表6可以看出，在离散频率中，风筒主要降低了进风口和出风口的第1阶BPF噪声，且降低幅度明显大于第2和第3阶。

表6 工况1和2时测点1的动叶片BPF对应的A计权声压级及其差值

2.4 单、双分机运行时的噪声对比研究

动车组车厢的下部两侧各安装一台该冷却风机，以适应动车组列车较大的散热需求。风机个数的增加，必然会导致噪声的增加，所以本文对比研究单、双风机运行时的噪声特性。

测试结果表明，单台风机运行时对称测点1的A计权声压级为96.08 dB(A)，双台运行时的A计权声压级为98.97 dB(A)，两者相差2.89 dB(A)，根据声源叠加原理，两个相同的声压级在同一点叠加后的差值为3 dB(A)，试验结果和理论计算有一定偏差，是因为风机加工过程中存在加工误差，无法保证两台风机完全一致，从而无法保证两个风机在对称测点1上产生相同的声压级。

为了更清楚地了解两种情况下各频段的噪声差值，给出了图10。由图可知，该风机的声能量集中频段315～4000 Hz内，在中心频率为315 Hz处的差值最大，为11.57 dB(A)，其次是630 Hz，为8.41 dB(A)；800～4000 Hz频段内噪声的差值较小。

图10 单、双机运行时对称测点1的1/3倍频程图

由表7可以看出，单台风机和双台风机的噪声差值主要体现在前两阶BPF上。

表7 单、双机运行时对称测点1的动叶片BPF对应的A计权声压级及其差值

再回到图10分析，动叶片的第1、2阶BPF在315～800 Hz频段内，这导致了图10中315～800 Hz噪声差值较大；在风机的显著频段内，动叶片前两阶BPF噪声仅影响315～800 Hz频段，对800～4000 Hz频段的影响较小，而噪声属于宽中频噪声，所以，虽然动叶片的前两阶BPF噪声差值较大，但总的噪声差值却很小。

3 基于脉动球源理论的风机机壳振动的声辐射估算

大量文献[3-7]表明，在对风机进行气动噪声的数值仿真时，很多模型都没有考虑机壳振动对声场的影响。但对于本文研究的复杂风机，机壳振动的声辐射在数值仿真时是否可被忽略，还未明确。所以本文对该风机机壳振动的声辐射进行估算。

测试时，在机壳表面布置了加速度测点，为了简化问题，将该测点的振动近似视为整个机壳整体的平均振动水平，基于脉动球源理论估算其所辐射的声场[14]。

图11给出了由工况1测点2的试验总噪声声压和由机壳振动所辐射的声压对比，可以看出，当频率低于300 Hz时，机壳振动辐射的噪声和实际测试的噪声十分接近，差值在5 dB(A)以内，对试验总噪声的影响较大；随着频率增大，机壳振动所辐射的噪声对试验总噪声的影响越来越小。

经计算，机壳振动辐射的A计权声功率级为83.23 dB(A)，风机整体的A计权声功率级为98.13 dB(A)，将声功率级换算成声功率，得到机壳振动辐射的声功率占风机整体的3.24%。

图11 测点2（右测点）的机壳振动估算噪声和试验总噪声

因此，在仿真计算时，当研究内容需要考虑低频段噪声时，机壳振动的声辐射不可被忽略；但机壳振动辐射噪声对整体风机噪声的贡献较小，为了简化计算和节省时间，数值模拟时可以不考虑机壳振动的声辐射。

需要指出的是，本文只是对机壳振动做定性分析来指导仿真计算，而不是传递路径分析。如果需要了解机壳振动传递最重要的路径及其贡献，则需要进行传递路径分析。

4 新样机与文献[9]风机的噪声对比

前面已经指出，为了降低气动噪声，新样机是在文献[9]的基础上，增加了动叶片数。为了了解新样机的降噪效果，采用文献[9]中的噪声测试方法对新样机进行噪声测试，对不同测点的A计权总声压级进行对比，如图12所示。

图12 新样机与文献[9]风机噪声对比

由图12可知，相比于文献[9]风机，新样机的声压级均有所下降，其中测点1～6和进风口测点7的A计权声压级降低了约1.5 dB(A)，出风口测点8的A计权声压级降低了2.23 dB(A)，可以看出，新样机的气动噪声相对于文献[9]中的风机有明显下降。

根据文献[17]可知，两级叶轮的叶片数量与风机流场的稳定性和风机效率密切相关，新型风机的叶片数设计使得风机内部气流均匀性增加，流动更加连续，压力脉动减弱，从而降低了风机的噪声。

为了进一步分析新型风机的降噪效果，给出了图13、表8。由图13可以看出，由于动叶轮叶片数的变化，新样机噪声的离散频率有所改变。由表8可以看出，试验风机在出风口和进风口的第1阶BPF处的降噪量明显大于第2、3阶处的降噪量，由此可得，新样机主要是降低了第1阶BPF处的噪声。

图13 新样机与文献[9]风机测点4（出风口）的噪声窄带频谱图

表8 新样机与文献[9]风机的各阶BPF频率所对应的A计权声压级及其差值

由以上分析可得，通过调整风机动叶轮的叶片数，使得风机噪声水平有明显下降。离散噪声的降低表明了风机内部气流的不稳定性有所缓解，而宽频带噪声的降低说明由于叶片处涡脱落和气体冲击叶片所造成的压力脉动有所降低[17]。

5 结语

本文通过对动车组轴流冷却风机进行噪声试验，研究了不同工况下的噪声特性以及机壳振动对噪声的贡献等，具体结论如下：

（1）风机的噪声主要是宽频噪声和离散噪声，前者占比为后者的1.8倍，动叶片的前3阶BPF为离散噪声的主要部分；该风机噪声的声能量主要集中在315～4000 Hz范围内，其峰值出现在1000 Hz附近。

（2）风筒主要降低动叶片的第1阶BPF噪声；单、双风机运行时的噪声差值主要体现在动叶片的前两阶BPF噪声差值上。

（3）风机的A计权声功率级随着静压的增大呈线性降低，在降低风机噪声时，需将静压控制在1030～1150 Pa；出风口的噪声贡献率约为进风口的两倍。

（4）机壳振动声辐射主要表现在低频段；当研究内容需要考虑低频段噪声时，机壳振动的声辐射不可被忽略。

（5）新样机出风口测点的A计权声压级降低了2.23 dB(A)，且宽频和离散噪声均有所降低；在离散噪声中，动叶片的第1阶BPF噪声降低幅度最大。

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Experimental Study on Noise Characteristics of Axial Cooling Fan for EMU Considering the Influence of Air Inlet Duct and Double Fans

JI Yiming1，ZHANG Shumin1，LIU Qingyuan1，SHENG Xiaozhen2，XU Fan1，TANG Lingzhi3

( 1.State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China;2.School of Urban Railway Transportation, Shanghai University of Engineering Science, Shanghai 201620, China; 3.Hunan Tianyan Machinary Co.,Ltd., Hengyang 421005, China)

In order to clarify the noise level and characteristics of an axial cooling fan on multiple units developed by an enterprise, the measuring points are arranged according to the national standardGB/T 3767-2016 to test the noise produced by the axial flow fan and analyze the noise characteristics based on the test data of the fan. The results show that: the noise of the axial flow fan is mainly composed of broadband and discrete noise, the proportion of the former is about 1.8 times that of the latter; the first three order BPF of the moving blade is dominant in the discrete noise; the air duct at the inlet mainly reduces the noise of high frequency band; the noise difference between the single and double fans is mainly reflected in the first two order BPF of the moving blade; when the fan noise is controlled through the static pressure, the static pressure is expected to be kept between 1030 Pa and 1150 Pa; the contribution rate of the air outlet noise is about twice that of air inlet; the acoustic radiation of casing vibration mainly occurs in the low frequency band; the A-weighted sound pressure level at the outlet measuring point of the new fan decreases by 2.23 dB(A); the first-order BPF noise of the moving blade decreases the most among the discrete noises.

acoustics；axial flow fan；noise test；noise source；spectrum analysis；vibration sound radiation

TH432.1

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.09.006

1006-0316 (2021) 09-0035-09

2021-01-15

国家重点研发计划（2016YFE0205200）；国家自然科学基金（U1314201）

冀怡名（1996－），男，山西晋中人，硕士研究生，主要研究方向为轨道交通噪声振动控制，Email：354810343@qq.com。

通讯作者：圣小珍（1962－），男，江西永新人，博士，教授、博士生导师，主要研究方向为振动噪声理论，Email：shengxiaozhen@hotmail.com。