燃料電池車用旋渦風機氣動噪聲試驗及仿真研究*

康 強,左曙光,韓惠君,韋開君

(同濟大學新能源汽車工程中心，上海 201804)

前言

目前，燃料電池汽車研發的重點是動力系統的集成和控制，以及動力系統關鍵部件的開發，對于其振動和噪聲的研究尚未引起足夠重視。實際上處于開發階段的燃料電池車的噪聲水平與商業化的汽油車和柴油車相比并不具有明顯優勢，最主要的原因是燃料電池車上的空氣輔助系統(簡稱“空輔系統”)產生很大的噪聲[1]。

本文中研究的燃料電池轎車雖然消除了內燃機這個噪聲源，但卻增加了電機、燃料電池系統和冷卻系統等噪聲源，使振動噪聲源發生了根本的改變。空輔系統為燃料電池提供壓縮空氣，其中的空氣壓縮機在工作時產生明顯噪聲，而空氣濾清器在大進氣量時，會產生嘯叫聲。此外，驅動電機-變速器總成、冷卻水泵、空調壓縮機和動力轉向泵等作為運動件也將對車內噪聲產生影響。測試結果表明，空氣壓縮機產生的氣動噪聲是燃料電池車的主要噪聲源，其噪聲特性為高頻、尖銳，聲品質差[1]。文獻[2]中對一輛重型載貨車的燃料電池空氣壓縮機系統的噪聲進行了試驗研究，并提出了一些被動噪聲控制方法。文獻[3]中介紹了對NuCellSys新一代空輔系統(采用渦旋式壓縮機)采取的降噪措施。國內對燃料電池空輔系統用空氣壓縮機的研究仍處于初級階段。大部分研制的壓縮機在能夠滿足流量、壓力和效率的情況下并不能滿足振動和噪聲的要求，因此低噪聲和小型化技術是空氣壓縮機研究的一個關鍵方向。

本文中研究的燃料電池汽車采用的空氣壓縮機為旋渦風機，其高頻噪聲對車內外噪聲貢獻很大。目前國內外對旋渦風機的研究主要應用于工農業生產中，對于其具體的噪聲機理及其相應的降噪方法的研究還不多見[4]。通常在加裝了消聲器后，旋渦風機的噪聲值為70～80dB(A)，對于壓縮機或鼓風機來說是較低的。但對燃料電池轎車來說，由于取消了內燃機等傳統汽車上的噪聲源，旋渦風機的噪聲更顯突出。因此，對燃料電池轎車旋渦風機的噪聲進行深入的研究具有重要的工程意義。

1 旋渦風機振動噪聲臺架測試

為進一步研究旋渦風機自身的振動和噪聲特性，以便從源頭上進行控制，設計加工了旋渦風機振動噪聲測試臺架，可分別測試進出口管道和進出口消聲器對旋渦風機噪聲的影響。測試臺架主要由旋渦風機、驅動電機、變頻器、消聲器、蝶閥、進出口管路、渦街流量傳感器、壓力傳感器、鋼絲軟管和支架等組成。為減少電機噪聲對風機噪聲的影響，將電機用吸音材料包裹起來。

根據GB T2888—1991《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》和ISO 3744，在旋渦風機周圍布置聲學麥克風測點位置，如圖1所示。

試驗測試了多種工況，本文中只研究風機進出口不帶消聲器并用管道將進出口氣流引向室外時風機所產生的噪聲。根據旋渦風機的轉速范圍測試了風機在穩定轉速(1 000～3 800r/min、間隔400r/min)和加速工況下的振動與噪聲信號。

將半球面上5個測點的聲壓級取對數平均，得到旋渦風機平均聲壓級隨轉速的變化曲線，如圖2所示。它在1 000r/min時的聲壓級僅為55dB(A)，在3 800r/min時達到78dB(A)，跟轉速基本成線性關系。

加速工況下C2點的噪聲云圖見圖3。

由圖3可以看出，旋渦風機噪聲的主要峰值頻率為風機轉頻的55倍及其諧頻，此外，在相對較低的500～1 300Hz范圍內也存在較高的峰值。其中55倍為葉片通過頻率，而500～1 300Hz為風機殼體和葉輪的前幾階模態頻率范圍，故在此頻率范圍內輻射的噪聲較高，尤其是在高轉速時。為研究其噪聲產生的原因和規律，以數值仿真的方法計算旋渦風機內流場特性及其遠場輻射噪聲，為以后的優化設計提供參考。

2 旋渦風機內流場的計算與分析

2.1 結構參數

所研究的旋渦風機結構如圖4和圖5所示，其相應的結構參數見表1。

2.2 網格劃分

為更準確地設定進出口邊界條件和加快計算的收斂，將進出口段分別沿各自方向延長一段。計算域由4部分組成：進口流域、葉片旋轉區域、蝸殼區域和出口流域。為適應旋渦風機內部結構的復雜性，采用多塊網格生成方法構建高質量非結構網格?？紤]到不同流動區域的重要性差異，對旋轉葉輪內部、拐角和間隙處壁面附近的網格進行了加密，最終生成的網格有550萬個單元,如圖6所示。

表1 旋渦風機流道主要結構參數

2.3 CFD模型設置

CFD計算包括三維黏性可壓縮流的定常和非定常計算。定常計算的湍流模型采用RNGk-ε模型，近壁面采用標準壁面函數，壓力-速度的耦合采用SIMPLE方法。將定常計算的結果作為非定常計算的初值。非定常計算采用離散渦模擬(DES)，其中小尺度渦的模擬采用基于混合長度理論的亞格子Smagorinsky模型。非定常計算的壓力-速度耦合采用PISO方法。壓力項、動量項、湍動能和湍流耗散率項的離散都采用2階迎風格式，時間項離散采用2階隱式格式。旋轉葉片與殼體之間的動靜交界面置于葉頂間隙的中間位置。對于定常計算，采用多參考坐標系MRF模型處理動靜交界面；對于非定常計算，采用滑移網格技術。CFD計算邊界條件如下。

進口邊界條件：水力直徑為53mm，給定進口壓力，取相對壓力為0。

出口邊界條件：水力直徑為53mm，給定出口壓力，取相對壓力為20kPa。

本文中共設定了風機的4個轉速進行計算：1 400、2 200、3 000和3 800r/min。每個工況設定葉輪轉動一圈為800個步長。相應的計算參數呈現周期性變化后即認為收斂。

此外，在流場內部設置一些監測點和監測面，可以反映葉輪旋轉過程中流場內部的壓力波動情況。從入口到出口設定5個監測點，以監測葉片和隔舌上的壓力隨時間的變化歷程，如圖7所示。

2.4 計算結果

圖8為3 000r/min工況下旋渦風機內流場壓力云圖?？梢钥闯觯鋲毫娜肟诘匠隹诰鶆蛟龃蟆u聲理論把輻射的噪聲大小與渦量聯系起來，主要關心流場中渦量的大小、變化和運動情況，對流場中細節問題和復雜流動現象進行了簡化。圖9為瞬時渦量云圖，由圖可見，流道中前半部分渦量大于后半部分的渦量，表示流道內的前半部分是主要的氣動噪聲源。

圖10為旋渦風機葉輪表面聲功率級的分布，由圖可見，噪聲最強的位置也是位于從入口至大約流道中部的葉輪葉片上，與渦量分析的結果一致。

圖11分別為不同轉速工況下得到的監測點p2、葉片和出口隔舌的壓力脈動信號頻譜圖。從圖中可見：在靜止的p2點和隔舌上，壓力脈動均反映出明顯的55倍頻，并且隨著轉速的升高其峰值逐漸增大；而旋轉的葉片上的壓力脈動則反映出42倍頻，正好等于進口到出口流道無隔板區域內的葉片數量，如圖4和圖7所示。這是由于旋轉葉片在經過隔板時，由于隔板有一個傾斜角度，使經過隔板的葉片周圍流場逐漸減弱，直到基本消失，故葉片上的壓力脈動表現為42倍，且頻譜峰值模糊，不如55倍頻清晰；此外，在3 000r/min以上時，葉片上壓力脈動頻率反映出500～1 000Hz的成分，對應于旋渦風機在高轉速下試驗測試的噪聲信號頻譜。可見，旋渦風機噪聲主要由流場內部壓力波動引起，其頻率具有一一對應的關系。

3 旋渦風機氣動噪聲的計算與分析

目前工程上計算氣動噪聲學的方法一般采用Lighthill聲類比法。對Lighthill方程的求解大多數采用積分解法[5]，如Curle方程和FW-H方程。其中對于外流場問題可采用自由空間格林函數求解；然而對于幾何邊界復雜的內流場問題，格林函數難以得到，只有對部分很規則的空間，如自由空間、封閉球空間和無限大平板半空間等，才能得到其解析表達式，故該方法的應用受到很大局限，求解風機遠場聲輻射問題時不得不將問題簡化為自由空間問題，將其作為緊湊聲源，忽略蝸殼和進出口管道等對聲傳播的影響[6-7]。因此，聲傳播在復雜固壁內的反射與折射等問題得不到體現，也不能包含結構的彈性效應，計算結果存在較大誤差，限制了其適用性。另一種求解方法是將Lighthill方程轉化為變分形式，采用有限元法求解，這樣可以將聲源進行空間離散以考慮結構和聲的相互作用[8]。這種方法可適用于任何復雜的幾何結構，有利于工程應用，本文中主要基于此方法計算旋渦風機氣動噪聲。

Lighthill方程的形式為

(1)

式中：Tij=ρvivj+(p-c02ρ)δij-τij，稱為Lighthill應力張量；ρ為流體密度；t為時間；c0為未受擾動流體的聲速；p為流體中的壓力；δij為克羅內克符號；τij為黏性應力張量；xi和xj為位移；vi和vj為流體速度。

3.1 Lighthill方程變分解法

Lighthill聲類比公式也可通過變分原理進行改寫，然后通過有限元法進行求解。Lighthill聲類比理論的強變分形式[9]為

(2)

式中：δρ是一個測試函數；Ω是計算域。運用格林定理對空間導數積分，獲得弱變分形式：

(3)

Γ=?Ω，若定義總應力張量

Σij=ρvivj+(p-p0)δij-τij

(4)

則式(3)變為

(5)

這就是Lighthill方程的變分形式。在方程右端有兩個氣動聲源項：一個是體積源項，另一個是面源項。體積源導入到包含能量的渦結構區域中，面源導入到計算域的控制界面上。在計算旋轉機械時，為了更精確地描述源項，選擇靠近轉子的面。

3.2 氣動聲學有限元計算模型

建立的旋渦風機聲學模型見圖12。進口和出口用管道模態模擬無限長管道，即不考慮旋渦風機進出口處的射流噪聲。將非定常流場計算結果插值到圖12所示的體聲源網格和面聲源網格，其中面聲源網格用于計算葉輪旋轉區域的聲源。體聲源網格外部建立旋渦風機殼體的實體網格，在殼體以外的區域建立一個包圍旋渦風機的聲傳播區域，最外層用無限元的面網格模擬自由空間的無反射邊界條件。

3.3 噪聲計算結果

3.3.1 聲壓級對比

在風機外部1m球面處分別沿x-y，y-z和x-z平面布置一圈場點，可計算出各點處的聲壓級頻譜圖，將所有點的聲壓級頻譜曲線取平均，可得旋渦風機平均聲壓級頻譜曲線。本文中僅計算旋渦風機轉速在3 000r/min下產生的噪聲，結果如圖13所示。

圖中將變分解法、積分解法計算得到的平均聲壓級與試驗測試得到的平均聲壓級進行了對比?？梢钥闯?，用變分方法時考慮到了殼體對聲波的作用，計算結果與試驗值較吻合，平均聲壓級僅相差2.7dB(A)。而用格林函數的積分解法進行計算時，平均聲壓級比試驗值高32.9dB(A)，可見對于內流場的問題所做的簡化將導致結果產生很大的誤差。此外，從頻譜圖上看，數值計算結果均可反映出其最主要的峰值頻率2 750Hz(55倍頻)。在中低頻時，變分解法得到的噪聲頻譜與試驗結果比較吻合，但在高頻時頻譜相差很大，這主要受限于數值算法本身的精度，它的色散和耗散性使其在高頻時的計算誤差很大[10]。

3.3.2 聲場分布

圖14為有限元法計算的2 750Hz下旋渦風機流場內、外部空間分布的聲壓級云圖?？梢钥闯?，由于殼體的存在，其聲壓級從內部輻射到外部時顯著減小。

3.3.3 噪聲指向性

綜合各場點的聲壓級可得到旋渦風機的噪聲指向性圖，如圖15所示。

定義軸向為y方向，垂向為z方向，水平方向為x方向?？梢钥闯觯趚-y和y-z平面，不同方向聲壓級最大相差10dB(A)左右，x-z平面，即旋渦風機徑向平面，不同方向聲壓級最大相差4dB(A)左右。從圖15(a)和圖15(b)可見，沿旋渦風機軸向方向的聲壓級最低，為61dB(A)左右；從圖15(b)和圖15(c)可見，進口側聲壓級比出口側聲壓級大3dB(A)左右。據此，在進行整車布置時，應使旋渦風機軸線方向或者出口端方向面向駕駛員位置，以減小駕駛員位置處的噪聲。此外，也可根據上述規律對旋渦風機采取相應的降噪措施。

4 結論

(1) 試驗測試的燃料電池車用旋渦風機噪聲特性表明，其主要峰值頻率為55倍頻和在500～1 300Hz范圍內，其平均聲壓級與轉速成線性關系。

(2) 利用離散渦模擬方法計算了旋渦風機內部非定常流動，從渦量和表面聲功率級的對比說明，流道內前半部分是氣動噪聲的主要聲源；而由壓力波動分析可知，流場內壓力脈動頻譜基本上反映遠場噪聲的頻譜。

(3) 用有限元法計算遠場氣動噪聲，克服了積分方法不能求解復雜邊界格林函數的缺點，雖然建模較復雜，計算時間較長，但計算結果與實際更加吻合，非常適用于內流場問題。這為進行噪聲優化設計提供了重要的參考。

(4) 根據旋渦風機噪聲指向性圖，在進行整車布置時，應使旋渦風機軸線方向或出口端方向面向駕駛員位置，以減小駕駛員位置處的噪聲。

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