丁 杰 ，張 平 ，劉海濤 ，李 華 ，趙清良 ，王永勝

（1. 湘潭大學(xué)土木工程與力學(xué)學(xué)院，湖南 湘潭 411105；2. 株洲中車時(shí)代電氣股份有限公司技術(shù)中心，湖南 株洲412001）

隨著乘客舒適性要求的提高，地鐵車輛的設(shè)備氣動(dòng)噪聲需要嚴(yán)格控制. 輔助變流器作為地鐵車輛的重要設(shè)備，由柜體、變流器模塊、變壓器、風(fēng)機(jī)和流道等部件組成，安裝于車廂底部，四周無裙板遮擋，自身產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲會(huì)直接輻射到車外乘客，也會(huì)以繞射、透射等方式傳播到車內(nèi)乘客，有必要對(duì)其進(jìn)行控制.

研究人員關(guān)注地鐵車輛的設(shè)備噪聲. 張曉排等[1]通過測(cè)量地鐵車輛在靜止情況的車內(nèi)噪聲發(fā)現(xiàn)，車輛的設(shè)備噪聲影響較大. 薛紅艷等[2]采用噪聲與振動(dòng)測(cè)試分析系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)試得知，車內(nèi)噪聲主要為輪軌噪聲和設(shè)備噪聲，近車頂處噪聲主要來自空調(diào)機(jī)組機(jī)械振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲和送風(fēng)口氣動(dòng)噪聲. 任海等[3]分析了地鐵車輛運(yùn)行時(shí)車內(nèi)噪聲的成因、傳播途徑，并針對(duì)噪聲源、隔聲、減振和吸聲等多方面提出控制措施. 變流器作為地鐵車輛的重要設(shè)備，對(duì)車內(nèi)外噪聲影響的研究尚未找到，僅找到研究自身噪聲大小、分布情況和簡(jiǎn)單降噪處理的文獻(xiàn)[4-5]. 隨著計(jì)算機(jī)發(fā)展和氣動(dòng)噪聲數(shù)值仿真方法日趨完善，利用數(shù)值仿真手段預(yù)測(cè)和控制變流器氣動(dòng)噪聲成為可能. 遺憾的是，尚未有變流器數(shù)值仿真的相關(guān)文獻(xiàn)，只能借鑒與之相類似的文獻(xiàn)，如空調(diào)系統(tǒng)等. 李啟良等[6]搭建了風(fēng)機(jī)、風(fēng)道的氣動(dòng)噪聲仿真模型，基于臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果建立了空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲數(shù)值仿真方法. 風(fēng)機(jī)是變流器、空調(diào)系統(tǒng)等設(shè)備的主要噪聲源. 預(yù)測(cè)和控制風(fēng)機(jī)噪聲能有效解決變流器等設(shè)備的氣動(dòng)噪聲問題. 在風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)方面，Lee等[7]計(jì)算了某空調(diào)用離心風(fēng)機(jī)葉片通過頻率噪聲，首先從非定常流場(chǎng)中提取聲源信息，然后結(jié)合邊界元方法計(jì)算其噪聲. Broatch等[8]采用渦分離模型對(duì)某離心壓縮機(jī)的壓力脈動(dòng)和氣動(dòng)噪聲進(jìn)行仿真研究，考慮了風(fēng)機(jī)殼體的影響，并預(yù)測(cè)到出口管道內(nèi)部的嘯叫聲. 優(yōu)化葉型和改善進(jìn)入來流均勻性是降低風(fēng)機(jī)噪聲的主要途徑. 左曙光等[9]研究了風(fēng)機(jī)葉片彎角、數(shù)目、葉輪與隔板的徑向間隙，明確葉輪與隔板的徑向間隙對(duì)風(fēng)機(jī)遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲的影響最大. 劉曉良等[10]研究了串列葉片不同葉片相對(duì)長(zhǎng)度和不同葉片相對(duì)周向位置對(duì)風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲的影響. 葉學(xué)民等[11]通過數(shù)值仿真發(fā)現(xiàn)逆流向斜槽、雙斜槽、上階梯葉頂和下階梯葉頂均可有效提高風(fēng)機(jī)性能，葉頂形狀改進(jìn)后聲壓級(jí)隨頻率增大發(fā)生小幅提高，頻譜形態(tài)發(fā)生明顯改變. 王樹立[12]通過改善離心風(fēng)機(jī)進(jìn)口速度均勻性實(shí)現(xiàn)噪聲降低2.2 dB（A）.

綜合以上文獻(xiàn)調(diào)研可知，有必要建立變流器氣動(dòng)噪聲源和傳播過程的數(shù)值仿真方法，并借鑒以往噪聲控制手段來實(shí)現(xiàn)變流器噪聲的控制. 為此，本文以存在噪聲超標(biāo)問題的某地鐵車輛輔助變流器為對(duì)象，通過數(shù)值仿真和試驗(yàn)相結(jié)合方法進(jìn)行氣動(dòng)噪聲研究，比較兩者結(jié)果差異，尋找噪聲超標(biāo)原因并施加相應(yīng)控制措施，為變流器開發(fā)提供參考.

1 聲類比理論與氣動(dòng)噪聲計(jì)算流程

1.1 理論基礎(chǔ)

旋轉(zhuǎn)機(jī)械類噪聲主要為渦流產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲，通常采用聲類比方法進(jìn)行計(jì)算. 該方法基于Lighthill法[13-14]，并結(jié)合Curle理論[15]，具體如下：

（1） Curle方程的體積分作為有限元區(qū)域的體源；

（2） Curle方程的面積分作為邊界條件；

（3） 自由場(chǎng)的格林函數(shù)作為其它邊界條件.

通過連續(xù)性方程和動(dòng)量方程簡(jiǎn)化得到Lighthill聲類比方程為

式中：t為時(shí)間；ρ為流場(chǎng)當(dāng)?shù)氐牧黧w密度；ρ0為流體參考密度；a0為聲速；xi、xj表示不同方向的坐標(biāo)；Tij為L(zhǎng)ighthill應(yīng)力.

在計(jì)算域Ω上積分，并乘以測(cè)試函數(shù) δρ ，可得

式中：δ為迪拉克函數(shù).

應(yīng)用分部積分產(chǎn)生弱變分形式為

式中：ni為物體表面的單位外法向矢量在i方向上的分量；Γ為計(jì)算域的邊界.

面積分上應(yīng)用應(yīng)力為

式中：總應(yīng)力 Aij= ρvivj+(p-p0)δij-τij；p0為(參考?jí)毫?；p為流場(chǎng)當(dāng)?shù)貕毫?；粘性?yīng)力， μ 為流體動(dòng)力粘度；克羅內(nèi)克符號(hào); xk為 k 方向坐標(biāo)；vi、vj和 vk分別為i、j和k方向的流體速度分量.

式（4）可以表示為

1.2 計(jì)算流程

根據(jù)式（1）～（5），輔助變流器氣動(dòng)噪聲可采用流場(chǎng)和聲學(xué)耦合的方法計(jì)算. 圖1為輔助變流器氣動(dòng)噪聲計(jì)算流程. 首先利用Pro/E等軟件建立輔助變流器三維CAD模型；然后利用ICEM-CFD軟件分別劃分計(jì)算流體力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）網(wǎng)格和聲學(xué)網(wǎng)格；再利用Fluent軟件對(duì)CFD網(wǎng)格進(jìn)行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算，獲得輔助變流器的氣動(dòng)噪聲源特性；接著進(jìn)行ICFD （inverse CFD）轉(zhuǎn)換，將速度和密度時(shí)域量快速傅立葉變換（fast Fourier transform，F(xiàn)FT），變換為頻域結(jié)果，插值映射到聲學(xué)網(wǎng)格上；最后進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算，通過聲類比法得到聲源在流道和外場(chǎng)的聲傳播特性.

圖1 輔助變流器氣動(dòng)噪聲計(jì)算流程Fig.1 Calculation flowchart for aerodynamic noise in auxiliary converter

2 模型與仿真方法

2.1 仿真對(duì)象

圖2為某地鐵車輛輔助變流器結(jié)構(gòu)布局和冷卻風(fēng)流向示意圖. 輔助變流器柜體骨架由鈑金件組焊而成，外部均為板結(jié)構(gòu). 離心風(fēng)機(jī)安裝在輔助變流器柜體內(nèi)，主要由支撐部件、電機(jī)和葉輪組成，其中風(fēng)機(jī)葉輪包含6個(gè)徑向后彎葉片，運(yùn)行過程中通過電機(jī)直接驅(qū)動(dòng). 冷卻空氣在風(fēng)機(jī)的抽吸下由柜體頂部的2個(gè)進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入流道，依次冷卻變流器模塊、電抗器和變壓器等，最后由出風(fēng)口吹出. 進(jìn)出風(fēng)口布置有濾網(wǎng)，進(jìn)風(fēng)口和柜體中面積較大的板上粘貼了吸聲材料.

圖2 結(jié)構(gòu)布置和冷卻風(fēng)流向示意Fig.2 Schematic diagrams of structure layout and cooling air flow

2.2 網(wǎng)格劃分

基于Pro/E軟件建立的輔助變流器三維CAD模型中，各零部件包含了豐富的細(xì)節(jié)特征，比如加強(qiáng)筋、支座、板邊、布線管、螺栓等. 這些流道的突出物雖然會(huì)對(duì)氣流產(chǎn)生擾動(dòng)，但由于流道氣流速度較低（2 m/s以下），自身產(chǎn)生的噪聲影響不大. 在本次建模中對(duì)這些突出物予以簡(jiǎn)化. 簡(jiǎn)化原則主要有：（1） 提取與空氣流動(dòng)和氣動(dòng)噪聲傳播相關(guān)的幾何模型，如濾網(wǎng)、流道、風(fēng)機(jī)、變流器模塊散熱器、電抗器、變壓器和部分柜體結(jié)構(gòu)等；（2） 刪除對(duì)氣流擾動(dòng)和噪聲傳播影響較小的部件，如螺栓、支座等；（3） 進(jìn)出風(fēng)口的濾網(wǎng)通過設(shè)置合適阻尼參數(shù)的多孔介質(zhì)材料進(jìn)行等效.

輔助變流器內(nèi)部流道復(fù)雜，利用ICEM-CFD軟件采用四面體網(wǎng)格和六面體網(wǎng)格相結(jié)合的網(wǎng)格劃分方法. 風(fēng)機(jī)是輔助變流器氣動(dòng)噪聲主要噪聲源，需要?jiǎng)澐志?xì)且合理的六面體網(wǎng)格，在保證風(fēng)機(jī)區(qū)域網(wǎng)格質(zhì)量的同時(shí)，為了更好地滿足大渦模擬（LES）要求，風(fēng)機(jī)壁面首層網(wǎng)格質(zhì)心到壁面的無量綱距離約為3. 輔助變流器流道壁面劃分三角形網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸大多集中在3～10 mm，得到的面網(wǎng)格和體網(wǎng)格數(shù)分別為400萬和1 100萬. 風(fēng)機(jī)區(qū)域的結(jié)構(gòu)化體網(wǎng)格如圖3所示，整個(gè)計(jì)算域的CFD網(wǎng)格如圖4所示.

圖3 風(fēng)機(jī)區(qū)域的體網(wǎng)格Fig.3 Volume mesh of fan region

圖4 輔助變流器計(jì)算域的CFD網(wǎng)格Fig.4 CFD mesh of computational domain for auxiliary converter

聲學(xué)計(jì)算所需的網(wǎng)格尺寸由計(jì)算頻率決定. 風(fēng)機(jī)葉片數(shù)為6，轉(zhuǎn)速為2 900 r/min，可知基頻為290 Hz.風(fēng)機(jī)在基頻處會(huì)產(chǎn)生明顯噪聲峰值，且風(fēng)機(jī)噪聲往往呈現(xiàn)明顯的倍頻效應(yīng)，因此噪聲計(jì)算需覆蓋5倍基頻，即分析到1 500～2 000 Hz左右. 根據(jù)聲學(xué)網(wǎng)格需要保證每波長(zhǎng)6～8個(gè)網(wǎng)格的原則，計(jì)算得到聲學(xué)網(wǎng)格尺寸不超過28.3 mm（每波長(zhǎng)取6個(gè)網(wǎng)格），即可滿足2 000 Hz計(jì)算要求. 基于上述原則，利用ICEM-CFD軟件得到如圖5所示的聲學(xué)網(wǎng)格. 為了有效體現(xiàn)輔助變流器進(jìn)風(fēng)口和流道內(nèi)部多處的吸聲材料，在吸聲材料所在位置定義為與吸聲系數(shù)相對(duì)應(yīng)的導(dǎo)納邊界.

圖5 輔助變流器聲學(xué)網(wǎng)格Fig.5 Acoustic mesh of auxiliary converter

輔助變流器外部還需要參照噪聲試驗(yàn)的條件建立聲傳播區(qū)域，為簡(jiǎn)化起見，設(shè)置一個(gè)包圍輔助變流器柜體的立方體區(qū)域，區(qū)域的底面距離柜體底部1.05 m，設(shè)置為全反射的剛性壁面，區(qū)域的其余5個(gè)面均距離柜體表面1 m，設(shè)置為表征無反射邊界的無限元邊界，并針對(duì)該區(qū)域劃分體網(wǎng)格.

2.3 仿真計(jì)算方法

采用基于有限體積法的Fluent軟件進(jìn)行輔助變流器氣動(dòng)噪聲源計(jì)算時(shí)，為提高計(jì)算過程的收斂性，首先進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算，得到流場(chǎng)時(shí)均量，分析風(fēng)機(jī)、流道內(nèi)的速度、壓力和流線分布特征，然后將穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果作為瞬態(tài)計(jì)算的初始場(chǎng)，最后進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算. 穩(wěn)態(tài)計(jì)算采用雷諾時(shí)均方程的RNG湍流模型，并結(jié)合非平衡壁面函數(shù)[16]，瞬態(tài)計(jì)算采用大渦模擬的S-L亞格子模型[17]. 考慮流體可壓縮性，密度通過理想氣體狀態(tài)方程計(jì)算得到. 按照輔助變流器內(nèi)部動(dòng)靜關(guān)系，將計(jì)算域分成進(jìn)出風(fēng)口區(qū)域和風(fēng)機(jī)區(qū)域. 不同區(qū)域之間通過滑移網(wǎng)格交界面進(jìn)行信息傳遞. 進(jìn)出風(fēng)口邊界條件設(shè)置為壓力邊界，在固壁處采用無滑移邊界條件. 壓力和速度的耦合求解采用SIMPLE算法，壓力項(xiàng)離散采用標(biāo)準(zhǔn)差分格式，動(dòng)量項(xiàng)采用邊界中心差分格式，時(shí)間采用二階隱式格式. 仿真計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)取葉片轉(zhuǎn)過2° 對(duì)應(yīng)的時(shí)間，即1.149 ×10-4s，其截止頻率為4 350 Hz，滿足風(fēng)機(jī)試驗(yàn)結(jié)果中所關(guān)注的頻率范圍. 每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)迭代15次，以保證每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)的計(jì)算收斂. 仿真過程中，風(fēng)機(jī)瞬態(tài)計(jì)算進(jìn)入第3圈后，監(jiān)控量呈周期性波動(dòng)，因此從第4圈開始輸出聲源區(qū)域的密度和速度，直至第8圈才停止流場(chǎng)計(jì)算的迭代.

采用聲學(xué)軟件Actran的直接頻域響應(yīng)方法進(jìn)行輔助變流器內(nèi)外氣動(dòng)噪聲傳播計(jì)算時(shí)，將風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)交界面和輔助變流器內(nèi)部流道區(qū)域分別定義為面聲源和體聲源. 為了能將流動(dòng)計(jì)算所得各時(shí)間步輸出的速度和密度有效輸入到兩類聲源中，需要進(jìn)行圖1所示的ICFD轉(zhuǎn)換步驟. ICFD轉(zhuǎn)換首先進(jìn)行FFT變換，將速度和密度時(shí)域量轉(zhuǎn)成頻域結(jié)果，然后采用積分法插值映射到聲學(xué)網(wǎng)格中. 由于通常聲學(xué)網(wǎng)格尺寸遠(yuǎn)小于流體網(wǎng)格，因而映射過程必然帶來誤差. 應(yīng)該指出的是輔助變流器的聲學(xué)網(wǎng)格約為所對(duì)應(yīng)區(qū)域流體網(wǎng)格的一半，映射誤差較小. 在高性能圖形工作站（128 G內(nèi)存，8核CPU）上，以10 Hz為頻率間隔，完成一個(gè)工況的計(jì)算大約需要24 h.

3 數(shù)值仿真方法驗(yàn)證

輔助變流器噪聲試驗(yàn)在凌晨于空曠的制造車間進(jìn)行，將輔助變流器吊裝在臺(tái)架上，柜體底面距離地面1.05 m，噪聲測(cè)點(diǎn)如圖6所示. 柜體頂部?jī)蓚€(gè)進(jìn)風(fēng)口，正上方1 m分別布置1#和2#傳聲器；柜體四周離板中心1m 分別布置 3#、4#、5#和 6#傳聲器；柜體底部出風(fēng)口正下方0.4 m和0.885 m各布置7#和8#傳聲器；柜體底部離板中心0.4 m布置9#傳聲器. 試驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn)，輔助變流器處于滿載工況時(shí)，噪聲較大且呈現(xiàn)明顯的風(fēng)機(jī)基頻噪聲.

圖6 噪聲試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)示意Fig.6 Measuring point location for noise test

對(duì)于旋轉(zhuǎn)機(jī)械噪聲問題，式（5）右邊第1項(xiàng)為L(zhǎng)ighthill面聲源，第2項(xiàng)為L(zhǎng)ighthill體聲源，Actran軟件的體聲源與面聲源設(shè)置與之對(duì)應(yīng). 分別基于面聲源、體聲源、面聲源+體聲源的設(shè)置，通過仿真計(jì)算可以得到各測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)頻譜. 圖7為7#測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)頻譜. 由于噪聲能量主要集中在中低頻，即290 Hz附近，超過900 Hz的聲壓級(jí)較小，因此主要分析10～900 Hz的對(duì)比結(jié)果. 從圖7可以看出，噪聲曲線最大峰值頻率為290 Hz，對(duì)應(yīng)第1階葉頻；基于面聲源的曲線與基于面聲源+體聲源的曲線吻合度較高，說明單獨(dú)考慮面聲源和同時(shí)考慮面聲源與體聲源差異較小，面聲源對(duì)輔助變流器噪聲貢獻(xiàn)率較大，后續(xù)類似計(jì)算可只考慮面聲源，而忽略體聲源.

圖8給出7#～9#測(cè)點(diǎn)仿真與試驗(yàn)對(duì)比曲線.從圖8（a）可以看出，距出風(fēng)口0.4 m的7#測(cè)點(diǎn)仿真結(jié)果與試驗(yàn)吻合度較高，290 Hz頻率處峰值僅相差3 dB（A）. 仿真和試驗(yàn)得到的總聲壓級(jí)分別為79.8 dB（A）和 82.3 dB（A），相差 2.5 dB（A）. 由于輔助變流器噪聲主要集中在三倍頻范圍內(nèi)，為便于曲線的清晰對(duì)比，故在圖8（b）和圖8（c）的對(duì)比曲線中只展示0～900 Hz頻譜曲線. 從圖8（b）可以看出，距出風(fēng)口0.885 m的8#測(cè)點(diǎn)仿真與試驗(yàn)得到的總聲壓級(jí)分別為 74.1 dB（A）和 76.8 dB（A），相差2.7 dB（A）. 從圖 8（c）可以看出，距輔助變流器底部中心點(diǎn)0.4 m的9#測(cè)點(diǎn)仿真與試驗(yàn)得到的總聲壓級(jí)相差較小，但在290 Hz處有稍大差距，約為4.0 dB（A），這可能是仿真未考慮固體邊界對(duì)出風(fēng)口傳播出來的噪聲吸收或耗散作用.

圖7 7# 測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜Fig.7 Sound pressure level spectrum of measurement point 7#

圖8 不同測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜仿真與試驗(yàn)對(duì)比Fig.8 Comparison between numerical simulation and test for sound pressure level spectrum at different measuring points

除290 Hz頻率外，仿真與試驗(yàn)的聲壓級(jí)頻譜均在70、105、250 Hz出現(xiàn)極大值，這可能與空腔模態(tài)有關(guān)，即發(fā)生空腔共振. 為了準(zhǔn)確了解是否發(fā)生空腔共振，使用Actran軟件進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，得到輔助變流器流道的前20階空腔模態(tài)頻率，如表1所示. 從表1可以看出，空腔的第1階、第3階和第9階模態(tài)頻率分別為 70.14、106.44 Hz和 247.14 Hz，與 70、105 Hz和250 Hz非常接近. 可見，這些頻率出現(xiàn)極大值應(yīng)是發(fā)生空腔共振，在后續(xù)優(yōu)化中，應(yīng)予以避免.

表1 前20階空腔模態(tài)頻率Tab.1 20 lowest-order mode frequencies of cavity Hz

4 噪聲超標(biāo)原因分析與降噪措施

4.1 噪聲超標(biāo)原因分析

通過噪聲試驗(yàn)可知輔助變流器噪聲超標(biāo)1.5 dB（A），不滿足主機(jī)廠提出的噪聲指標(biāo)要求，為此，可以分別從聲源和聲傳播兩方面尋找原因. 圖9給出頻率為290 Hz的面聲源+體聲源仿真得到的表征聲源強(qiáng)度的應(yīng)力張量云圖. 結(jié)合圖9（a）的整體分布結(jié)果和圖9（b）的截面分布結(jié)果可以看到，噪聲來自風(fēng)機(jī)，表現(xiàn)為風(fēng)機(jī)周期性旋轉(zhuǎn)而導(dǎo)致明顯的離散噪聲. 風(fēng)機(jī)區(qū)域應(yīng)力張量值遠(yuǎn)大于其它區(qū)域，若風(fēng)機(jī)附近隔板或壁板隔聲量偏弱，會(huì)出現(xiàn)噪聲直接穿透的情況. 進(jìn)風(fēng)口區(qū)域應(yīng)力張量值較小，不是主要噪聲源.

圖9 氣動(dòng)噪聲源的應(yīng)力張量分布云圖Fig.9 Stress tensor distribution nephogram of aerodynamic noise source

圖10 給出頻率為290 Hz聲傳播的聲壓級(jí)分布云圖，可以看出，噪聲從風(fēng)機(jī)產(chǎn)生后，通過流道傳播到輔助變流器進(jìn)出風(fēng)口. 由于輔助變流器兩個(gè)進(jìn)風(fēng)口有吸聲材料，內(nèi)外聲壓級(jí)差距明顯，表明該吸聲材料布置和吸聲效果較好. 出風(fēng)口處僅有濾網(wǎng)無吸聲材料，內(nèi)部噪聲直接傳遞出來，出風(fēng)口處聲壓級(jí)比進(jìn)風(fēng)口大. 由于輔助變流器柜體壁板隔聲，內(nèi)部聲壓級(jí)比外部聲壓級(jí)約大35.0 dB（A）.

圖10 聲傳播的聲壓級(jí)分布云圖Fig.10 Sound pressure level distribution of sound propagation

通過以上分析可知，輔助變流器噪聲超標(biāo)的原因之一是風(fēng)機(jī)噪聲過大. 為了進(jìn)一步明確風(fēng)機(jī)噪聲產(chǎn)生機(jī)理，提取0.18 s時(shí)刻風(fēng)機(jī)的漩渦分布如圖11所示. 從圖11可以看到漩渦主要在葉片前緣產(chǎn)生，而且前緣靠近上輪轂面漩渦分布最廣. 漩渦越過葉片前緣后逐漸開始脫離葉片表面，并慢慢向葉片壓力面擴(kuò)散，擴(kuò)散后大渦經(jīng)過葉片出口傳遞到輔助變流器柜體出風(fēng)口區(qū)域. 風(fēng)機(jī)漩渦過多且強(qiáng)度過大是其噪聲超標(biāo)的原因所在. 除風(fēng)機(jī)葉片自身不合理外，還可能來自風(fēng)機(jī)進(jìn)口處不均勻的速度分布.

圖11 風(fēng)機(jī)區(qū)域漩渦分布云圖Fig.11 Vortex distribution nephogram of fan region

4.2 降噪措施

為了改善風(fēng)機(jī)進(jìn)口速度不均勻，在風(fēng)機(jī)進(jìn)口端增加整流網(wǎng). 整流網(wǎng)網(wǎng)孔為邊長(zhǎng)5 mm的正方形，厚度為15 mm，如圖12所示. 加裝整流網(wǎng)并經(jīng)仿真計(jì)算發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機(jī)流量無明顯改變，但速度不均勻度降低，風(fēng)機(jī)進(jìn)口速度均勻性得到改善.

圖12 方形整流網(wǎng)Fig.12 Square honeycomb

圖13 為有無整流網(wǎng)時(shí)7#測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜對(duì)比.可以看出，增加整流網(wǎng)后的輔助變流器氣動(dòng)噪聲特性仍表現(xiàn)為290 Hz頻率處出現(xiàn)峰值，然而該頻率峰值由原來的 74.3 dB（A）降低至 72.9 dB（A），降幅為1.4 dB（A）. 另外，在原來空腔共振頻率70 Hz和250 Hz等頻率處噪聲均明顯降低. 增加整流網(wǎng)后，總聲壓級(jí)降低2.5 dB（A），解決了輔助變流器噪聲超標(biāo)1.5 dB（A）的問題. 該措施應(yīng)用在產(chǎn)品中進(jìn)行噪聲測(cè)試，發(fā)現(xiàn)各測(cè)點(diǎn)的噪聲頻譜與仿真結(jié)果的趨勢(shì)基本一致，總聲壓級(jí)降低2.4 dB（A），降噪效果較為明顯，說明降噪方案的可行性和仿真方法的準(zhǔn)確性. 現(xiàn)已將增加整流網(wǎng)的降噪方案成功應(yīng)用到產(chǎn)品中.

圖13 有無整流網(wǎng)的聲壓級(jí)頻譜對(duì)比Fig.13 Comparison of sound pressure spectrum with and without honeycomb

5 結(jié) 論

（1） 輔助變流器各測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜的仿真與試驗(yàn)結(jié)果不僅趨勢(shì)一致，而且量值相差較小，表明采用基于聲類比方法預(yù)測(cè)輔助變流器氣動(dòng)噪聲是正確可行的；

（2） 面聲源對(duì)輔助變流器氣動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)率大，而體聲源貢獻(xiàn)率小，單獨(dú)計(jì)算面聲源的聲傳播時(shí)得到噪聲曲線與同時(shí)考慮面聲源和體聲源基本相同，后續(xù)同樣類型仿真可僅采用面聲源進(jìn)行聲傳播計(jì)算；

（3） 風(fēng)機(jī)進(jìn)口速度不均勻是輔助變流器氣動(dòng)噪聲超標(biāo)的原因之一，通過在風(fēng)機(jī)進(jìn)口端增加方形整流網(wǎng)，相同測(cè)點(diǎn)總聲壓級(jí)降低2.5 dB（A），解決了輔助變流器噪聲超標(biāo)問題；

（4） 輔助變流器噪聲進(jìn)一步優(yōu)化及其早期設(shè)計(jì)階段氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)，均可采用本文建立的氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)方法.