車用交流發電機氣動噪聲數值分析

張亞東， 董大偉， 閆　兵， 張繼業， 王媛文

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都　610031； 2.西南交通大學 機械工程學院，成都　610031)

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車用交流發電機氣動噪聲數值分析

張亞東1， 董大偉2， 閆兵2， 張繼業1， 王媛文2

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都610031； 2.西南交通大學 機械工程學院，成都610031)

摘要：以某型車用交流發電機(也稱爪極發電機)為研究對象，采用計算流體力學技術對交流發電機的空氣動力學特征進行了三維非定常數值模擬，應用滑移網格技術和大渦模擬方法對交流發電機進行氣動噪聲特性研究。得到大渦模擬在交流發電機噪聲數值預測方面其主要階次和對應的幅值與試驗對比有很好的一致性；前后扇葉為該型交流發電機的氣動噪聲聲源；第6、8、10、12和18等階次為該型交流發電機的主要氣動噪聲成分。在數值模擬基礎上，以低噪聲、高流量為優化目標，對交流發電機前端蓋徑向柵格分布角度進行氣動噪聲優化設計及降噪研究。得到前端蓋徑向柵格傾斜40°分布角度時交流發電機遠場氣動噪聲最低、質量流量最大。所得研究成果可為車用交流發電機的氣動性能和高轉速下噪聲的改進提供一種切實可行的參考依據。

關鍵詞：風扇；交流發電機；氣動噪聲；大渦模擬；寬頻帶噪聲源模型；Lighthill聲學比擬理論

車用交流發電機是通過皮帶輪連接發動機把機械能轉化為電能的裝置。交流發電機在正常運轉狀態下，噪聲源復雜，主要噪聲為機械結構噪聲、電磁噪聲、耦合噪聲(即氣體和固體彈性系統相互作用產生的噪聲)和氣動噪聲4部分。其中氣動噪聲在高速段(6 000 r/min以上)一般占主要部分，且最難以治理[1-6]。氣動噪聲產生的根源是扇葉表面壓力周期性脈動以及渦的脫落、產生和破裂。它的大小與交流發電機冷卻風扇結構、交流發電機轉速以及內部風道結構密切相關[2-4]。氣動噪聲主要為離散噪聲和寬頻噪聲，離散噪聲也稱旋轉噪聲，是旋轉扇葉周期性地打擊空氣質點或臨近部位(如端蓋柵格)引起空氣的壓力脈動所產生的離散噪聲，其中風扇扇葉設計不當是造成離散噪聲較突出的主要原因[4-5]。寬頻噪聲也稱渦流噪聲，是風扇在旋轉過程中，風扇扇葉與氣體相勻作用、耦合所輻射的寬頻帶噪聲，包括來流湍流噪聲、湍流邊界層噪聲、尾緣渦流脫落噪聲和葉尖渦流噪聲等[6]。

目前，針對交流發電機氣動噪聲問題，許多學者通過試驗研究方法，在交流發電機氣動噪聲特性、噪聲源、傳播途徑及降噪等方面做了大量研究[1,5,7-10]。Wang等[7]在考慮汽車交流發電機冷卻風扇旋轉噪聲過大問題中，提出矢量合成方法，得到最優的交流發電機前風扇扇葉分布角。Frederick等[8]對交流發電機噪聲傳播途徑進行了相關試驗，得到前后風扇在交流發電機中的主要作用機理等。Brungart等[9]通過測試分析，進一步驗證離心冷卻風扇的作用機理并進行降噪研究。張亞東等[10]針對交流發電機噪聲源以及各主要階次對總噪聲的貢獻量問題，對交流發電機進行了噪聲測試，得到12、18階次噪聲主要是前風扇的貢獻，6、8、10階次噪聲的貢獻主要是后風扇，第6、8、10、12、18等階次為該型交流發電機的主要氣動噪聲成分。由于交流發電機結構復雜(整體結構見圖1)，而前后風扇部位是氣流的噴射和回流區域，氣流流經時產生嚴重的分離現象，形成旋渦，產生復雜的氣動噪聲，已公開文獻對交流發電機氣動噪聲的數值研究相對甚少。Neise[11-12]指出可采用偶極子點聲源描述離心冷卻風扇高速旋轉引起的氣動噪聲。在Neise研究基礎上，Kim等[13]采用標準k-ε湍流模型研究交流發電機的氣動噪聲，結果表明在高轉速(14 000 r/min以上)數值模擬結果比試驗測量大12 dBA左右，且在交流發電機氣動噪聲預測中只考慮旋轉噪聲成分，忽略渦流噪聲對總噪聲的貢獻量。因此，同時考慮旋轉噪聲和渦流噪聲的交流發電機大渦數值模擬具有重要意義。

本文主要涉及交流發電機氣動噪聲聲源、遠場氣動噪聲分析和降噪研究。結合RNGk-ε湍流模型和寬頻帶噪聲源模型，對交流發電機高速旋轉時各個部位表面氣動噪聲源的分布進行研究。結合大渦模擬(LES)和Lighthill聲學比擬理論對交流發電機遠場氣動噪聲進行研究，得到交流發電機氣動噪聲的時頻特性。在數值分析基礎上，進行交流發電機氣動噪聲降噪研究，通過優化前端蓋徑向柵格傾斜角度，得到低噪聲大流量的交流發電機前端蓋徑向柵格傾斜分布角度規律。文中研究成果能夠為交流發電機的氣動性能和噪聲特性的改進等問題提供一定的工程應用價值。

1車用交流發電機和風扇介紹

圖1為交流發電機外部和內部視圖，主要有前端蓋、后端蓋、定子、轉子(包括前風扇、后風扇、爪極、骨架、磁場繞組和集電環等)、電壓調節器、整流器、電刷、絕緣套和罩蓋等組成。車用交流發電機的散熱系統為前后兩個離心風扇，前風扇主要冷卻爪極和磁場繞組線圈，由9片扇葉組成(圖2右圖所示)；后風扇主要冷卻整流器和電刷等電子器件，10片扇葉構成。與普通風扇較規則的進出口形狀不同，交流發電機冷卻風扇的進出口都是由分布在前后端蓋軸向和徑向的諸多柵格組成。這樣的進出口設計，使得整個交流發電機流場計算域既包含內流場也包含外流場，內流場呈半開放式，計算域有別于一般離心風機。半開放式的流場結構、較復雜的電子器件部分以及轉子與定子之間較小的間隙(僅1.5 mm)等使得流體計算域較復雜，造成CFD計算周期長。

圖1　交流發電機外部和內部視圖Fig.1 External and internal views of the alternator

2車用交流發電機氣動噪聲計算方法

采用基于有限體積法的商業CFD軟件Fluent計算特定轉速下交流發電機的非定常氣動特性方程組。交流發電機氣動噪聲的計算需經歷2個階段：第一階段是流場計算。首先采用RNGk-ε湍流模型計算穩態流場，再將穩態結果作為瞬態的初始條件，采用LES方法計算瞬態流場，獲得監測點的脈動壓力；第二階段為聲場計算。在穩態流場計算結果基礎上，采用瞬態RNGk-ε湍流模型和寬頻帶噪聲源模型計算交流發電機氣動噪聲聲源。在LES瞬態計算基礎上，結合Lighthill聲學比擬理論計算交流發電機遠場氣動噪聲，用FW-H方程計算聲場并提取聲源信息進行脈動壓力計算。

2.1交流發電機氣動噪聲數學模型

對于湍流的模擬，目前在工程中普遍采用雷諾平均(Reynolds-averaged Navier-Stokes equations，RANS)方法[14]，其基本思想是建立經驗公式或方程使雷諾方程封閉，從而可對其求解。

本文穩態計算中選用較為廣泛的基于RANS模擬的標準k-ε模型，利用SIMPLE算法求解，連續性方程采用標準格式離散，動量方程、湍動能方程和湍流耗散率方程采用二階迎風格式離散。標準k-ε模型是基于湍動動能k和耗散率ε兩輸運方程的半經驗模型，控制方程[14]為

(1)

(2)

式中:ρ為氣體的密度；μ為氣體的動力黏度系數；μt為紊流黏性系數；Gk為由于平均速度梯度引起的湍動動能生成項，常數C1ε=1.44，C2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3。

大渦數值模擬通過低通濾波(LES濾波器)，過濾掉流場中包括脈動運動在內的湍流瞬時運動時小于某尺度的渦旋，直接利用N-S方程精確求解所有大尺度湍流渦旋的運動，從而能夠捕捉到雷諾平均模擬方法不能計算的許多非穩態、非平衡過程中出現的大尺度效應和擬序結構，而對于過濾掉的小尺度渦旋可通過建立模型(亞格子模型)計算其運動。因此，湍流大渦數值模擬可以獲得流動的動態特性，而雷諾平均模擬只能提供定常的氣動力特性且模型的系數常常帶有經驗性，湍流直接數值模擬只能作為低雷諾數簡單湍流的研究工具[15]。聲場計算中所用的FW-H方程的偶極子聲源項正是由流場邊界上的脈動壓力所決定的。綜上分析，LES模型是目前計算湍流脈動較理想的方法。

LES控制方程仍然為不可壓縮黏性流體的N-S方程，LES中大尺度的速度為濾波速度，定義為

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

瞬態計算選用LES方法，亞格子模型為Smagorinsky-Lilly模型，近壁處采用標準壁面函數，時間差分格式為二階隱式，壓力速度耦合采用PISO算法，連續性方程采用PRESTO!格式離散，動量方程采用Bounded Central Differencing格式離散。收斂判據為變量殘差絕對值小于10-3且設置在端蓋上的進出口流量監測面的變化呈現周期性，方可結束該階段計算。

此外，計算時需要考慮時間步長Δt、瞬態計算時間和遠場聲場計算時間。遠場聲場計算時間的選取主要取決于關注的頻率成分以及計算的收斂性兩個方面。當風扇轉速為14 000 r/min時，關注前20階噪聲，則對應的頻率為fmax=14 000×20/60=4 666.67 Hz，根據采樣定理可知，對應的時間步長Δt≤1/(2×fmax)=1.07×10-4。又LES計算非定常流場中時間推進步長越小越好，結合收斂性，經過試算，最終確定Δt=1×10-5作為時間步長。首先經過60/n×3(n表示轉速)個時間步的計算以保證湍流流場充分發展，然后再計算60/n×3個時間步，并存儲每一時間步的聲源數據，作為遠場聲場計算的輸入，以進行氣動載荷的特性分析。

計算在一臺擁有32核心2.8 GHz CPU和64 G內存的工作站上進行，總共花費時間約為35天，可見大渦模擬對計算機資源的消耗較大。

2.2交流發電機氣動噪聲計算數值模型

2.2.1基本假設

(1) 車用交流發電機旋轉速度最大設計限制為18 000 r/min，以前后端蓋軸向最大尺寸為特征長度，可見外部流場的雷諾數Re>106，流場處于湍流狀態。

(2) 忽略和簡化交流發電機內部和外部復雜結構細節，如整流器等零件小于0.5 mm的散熱孔、線圈繞組用等效柵格簡化、忽略小圓角和倒角等。為控制計算規模保證精度，前后扇葉小圓角和倒角不簡化。

2.2.2數值模型的建立

圖2　交流發電機和前風扇表面網格分布Fig.2 The mesh distribution on the surface of the alternator and front-fan

圖2為最大尺寸為4 mm的交流發電機表面網格，對流體影響明顯區域，最大網格尺寸控制在2 mm。由于前后扇葉結構復雜且高速旋轉，使其最大網格尺寸控制在0.5 mm之內并進行局部加密。交流發電機的氣動噪聲計算域選為球體，大小是交流發電機特征長度(交流發電機軸向最大尺寸)的8倍，放置位置見圖3(a)所示。流體空間分為旋轉和靜止部分：前風扇、后風扇和爪極等組件為旋轉部分，按照恒定轉速旋轉；前端蓋、后端蓋、定子和整流器等附近流場為固定部分，計算過程中保持靜止。數值計算時，利用滑移網格技術實現前風扇、后風扇和爪極與端蓋、定子和整流器等部件的相對運動。滑移表面如圖3(b)所示，相互交界面用“interface對”來處理旋轉部分和靜止部分。由于轉子部位與定子之間氣隙徑向間距只有1.5 mm，因此網格最大控制尺寸定為0.05 mm。在風扇扇葉流體流動區域網格大小為0.5 mm，能夠更好的捕捉湍流小尺度渦旋(局部網格截面見圖4)。

圖3　邊界條件Fig.3 Boundary conditions

圖4　計算網格Fig.4 Computational grids

圖5　y+云圖Fig.5 y+ contour

為了驗證網格的無關性，本文做了y+計算(y+定義為與速度、黏性以及剪切力等有關的第一層網格質心到壁面距離的無量綱距離。y+的合理性能夠驗證第一層邊界網格設置是否合理[16]，一般文獻推薦最大值為150)，見圖5所示，y+最大值為94。可見本文所需網格滿足網格無關性。

計算域中的進口邊界屬于閉邊界條件，已知邊界條件只有旋轉速度，根據試驗條件，旋轉速度設置為交流發電機的恒定轉速。

2.3交流發電機氣動噪聲聲源的計算方法

試驗研究[1,5,10]表明，交流發電機氣動噪聲為寬頻帶噪聲，因此可應用較為廣泛的Proudman方程[17]計算噪聲源。Proudman和Lilly兩位學者由Lighthill方程出發，研究各向同性湍流的氣動噪聲聲功率PA(單位為W/m3)的計算方法，并獲得同樣的計算公式：

(8)

式中：u為湍流速度、l表示湍流尺度、a0為聲速、a為模型常量。采用湍動能k和湍流耗散率ε，式(8)可以表示為：

(9)

其中：

(10)

數值計算時，αε=0.1。在特定的湍流區域內，Proudman方程可求出體積單元某位置處的噪聲功率，聲功率定義為

(11)

式中:Pr表示參考聲功率，Pr=10-12W/m3。

數值計算時，首先利用RNGk-ε湍流模型計算交流發電機穩態和瞬態流場，并提取出瞬態流場中各節點的湍流動能和湍流耗散率，然后利用Proudman方程計算體積單元某節點處的噪聲聲功率，進而可獲得交流發電機各個表面的聲功率級分布特性。

2.4交流發電機氣動噪聲的計算方法

在Lighthill聲學比擬理論方面，1952年，Lighthill在未做任何簡化的前提下，由Navier-Stokes方程出發，得到著名的Lighthill方程[18]，標志著氣動聲學的誕生，對氣動聲學在實際中的應用奠定了很好的基礎，并在旋轉機械理論方面得到廣泛應用，但其僅局限于無邊界的自由空間。1955年，Curle采用Kirchhoff方法將Lighthill方程推廣到考慮靜止物體邊界的影響，得到Curle方程[19]。1969年，Ffowcs Williams和Hawkings采用廣義函數法將Curle方程推廣到考慮運動物體邊界的影響，得到Ffowcs Williams-Hawking方程[20](簡稱FW-H方程)其微分形式為

(12)

FW-H模型表達式表示聲壓是由于瞬態變化的質點力和加速度引起，等式(12)右邊分別為單極子聲源、偶極子聲源和四極子聲源。根據Neise[11-12]研究，本文只考慮偶極子聲源所引起的交流發電機氣動噪聲問題。因此，可將各扇葉非穩態波動力簡化為點力[21]，方程(12)可簡化為：

(13)

式中:Fi為各葉片上周期性波動的點力；r是聲源點到觀察點的距離；xi，yi是觀察點和聲源的位置。Mr為觀察點r方向上的對流馬赫數。

方程(13)表明由點力引起的氣動噪聲是力對時間一階偏導數的函數。對每個扇葉應用方程(13)并進行疊加即可計算出自由場中的聲壓。本文計算忽略了端蓋等結構的散射、反射和折射對聲場計算的影響。

3交流發電機氣動噪聲計算分析

3.1交流發電機氣動噪聲流場特性

圖6(a)為交流發電機(轉速為14 000 r/min)軸向某截面的速度云圖，可見爪極部位的速度比前后風扇扇葉大，最大速度在定子與轉子之間的氣隙處。圖6(b)為交流發電機壓力云圖，在定子和轉子爪極部位壓力比前后扇葉大，形成高壓區，前后扇葉的正面較背面壓力大。圖6(c)為交流發電機轉子表面壓力云圖，前后扇葉壓力分布不均勻，高壓區分布在爪極表面，定子線圈繞組處于低壓區；壓力分布均從葉片前緣至后緣逐漸增大；扇葉中上部分壓力較大，表明這部分是風扇做功的主要區域，靠近葉根部分壓力較小，這是因為這一區域的線速度較小。

以上數值模擬結果表明，扇葉正面高壓間斷拍打氣流進而冷卻爪極部件時，從葉頂流過的流體直接沖擊壓力面并沿壓力面向下沖擊，而吸力面主要是緩沖并吸收流體動能，不直接受到流體沖擊，因此流體在吸力面附近的動能損失小，越靠近壓力面流體流速越小，反之，越靠近吸力面流體的流速越大。同時可見設計后風扇擋片的目的：擋片用于對流場氣流流動區域進行部分阻隔，造成氣流回流明顯，同時擋片對前風扇的部分高壓氣流擠壓到爪極中，以增強爪極、磁場繞組和轉子線圈部分的冷卻。

圖6　軸向剖面速度、壓力和轉子表面壓力云圖Fig.6 Pressure and velocity and surface pressure of the rotor contour in the vertical cross-section

圖7為前扇葉某一截面相對速度矢量圖，可以看到風扇扇葉部位二次流現象較明顯。這是由于扇葉正背面壓差梯度大，造成空氣流動沖擊易在葉片前緣葉尖附近形成回流，在葉片圓弧輪廓附近形成二次流，壓力過小時易在扇葉尾部出口附近形成尾流現象。二次流不但消耗流動動能，而且降低風扇功率、增大氣動噪聲以及在內流道產生的脈動效應使流體具有不穩定性。因此，優化扇葉結構從而減小扇葉部位二次流，這是交流發電機降噪中最有效的措施方法。

將數值模擬結果進行后處理，得到圖8所示的前風扇、后風扇速度粒子追蹤圖。可見冷卻風扇的主要作用機理：前風扇扇葉從前端蓋軸向柵格吸入空氣對爪極、線圈和定子繞組等組件進行冷卻，從前端蓋徑向柵格排出空氣進行散熱；后風扇扇葉從軸向罩蓋吸入空氣對整流器等電子設備和定子繞組線圈等組件冷卻，從后端蓋徑向柵格排除空氣進行散熱。

圖7　前扇葉相對速度矢量圖Fig.7 Relative velocity vector in horizontal section of front-fan

圖8　前風扇、后風扇粒子追蹤圖Fig.8 Traces of front-fan and rear-fan

3.2交流發電機氣動噪聲聲場特性

圖9為車用交流發電機進行寬頻帶噪聲源模型數值模擬分析得到的轉子聲功率級分布云圖。由圖9可看出，轉子聲功率級峰值達到100 dB以上(14 000 r/min轉速工況)。前扇葉和后扇葉表面聲功率最高，而其余部件表面聲功率級很小。聲功率較大的前扇葉和后扇葉處，脈動壓力值也較大(見圖6(b)所示)，產生的氣動噪聲也較強。由此可知，前扇葉和后扇葉為交流發電機的主要噪聲源，且此交流發電機的聲源區域發生在氣流易分離、湍流運動較劇烈處。因此在降低交流發電機氣動噪聲和減少風扇區域氣流擾動中可重點考慮前后風扇扇葉結構和氣流流經通道結構參數。

圖9　轉子聲功率級Fig.9 Acoustic power level of the rotor

選擇前扇葉和后扇葉部位作為噪聲源，對交流發電機以1 800 r/min、3 500 r/min、6 000 r/min、10 000 r/min、12 000 r/min和14 000 r/min轉速空載運行工況時的交流發電機氣動噪聲進行數值模擬。同時進行交流發電機噪聲對比試驗，實驗在西南交通大學汽車工程研究所的電機半消聲室[10]內整機狀態下進行。該實驗室經中國測試技術研究院檢測，得到其在不同測試表面的環境修正量，其中1 m處環境修正量0.1 dBA；背景噪聲為25～27 dBA，實驗室低頻截止頻率為160 Hz，在1.25 m測量半徑上，各主要1/3倍頻帶(中心頻率為160 Hz～5 000 Hz)環境修正量不大于2 dB[22]。測試結果表明，實驗室的聲學環境已達到標準GB/T6882-2008的要求[23]。

測點選擇參考“某汽車廠五點法發電機噪聲測試標準”，在距交流發電機中心0.5 m處的五測點(前測點、右測點、后測點、左測點和上測點)以及前側方向45°、軸向0.2 m處的第6測點。試驗臺架圖片和測點布置示意圖見圖10所示。

圖10　實驗臺架示意圖Fig.10 Test bench diagram

將數值模擬分析得到的脈動壓力值，經過FW-H數值模擬計算，得到恒定轉速下的交流發電機遠場氣動噪聲聲壓級。圖11為前測點和后測點的轉速聲壓級與試驗對比曲線，由于篇幅有限，其余測點均未列出。仿真分析得到的遠場聲壓級接近試驗結果，最大誤差為8 dB，轉速聲壓級曲線與試驗對比其總趨勢具有一致性。隨著轉速的增加，計算值和試驗值均增大，且實驗值比計算值增加更快，這主要是由于實驗測試值還包括機械噪聲，電磁噪聲、氣體和固體彈性系統相互作用產生的耦合噪聲等。在高轉速下數值模擬結果較試驗值偏小的主要原因為：數值計算過程中忽略了端蓋等結構的散射、反射和折射對聲場計算的影響。

通過FFT變換，得到恒定轉速下的聲壓脈動頻譜結果，運用階次分析原理，通常階次與轉速的關系可表示為

(14)

式中:f為信號頻率(Hz)，O為階次，rpm為參考軸轉速(r/min)。可見階次與轉速有直接的對應關系。階次分析實質上是將等時間間隔的信號轉換成等角度間隔的信號，再對其進行頻譜分析的一種信號處理方法。因此本文后續分析均采用階次分析方法。

圖12為數值模擬分析得到的交流發電機前測點和后測點的噪聲聲壓頻譜與試驗對比圖，橫坐標為頻率，縱坐標是聲壓的振幅。分析得到交流發電機的主要頻域特性：該型交流發電機的主要噪聲為旋轉噪聲和渦流噪聲；主要階次及幅值與試驗對比在低頻部分有很好的一致性，高頻部分主要階次不明顯且幅值小于實測值；第6、8、10、12和18等階次是該型交流發電機氣動噪聲的主要影響階次(與試驗測試結果一致，可參看文獻[10])。

圖11 轉速聲壓級對比曲線Fig.11Comparisonofsound-spectrumlevels圖12 前測點和后測點聲壓頻譜圖Fig.12Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints圖13 前測點和后測點聲壓頻譜圖Fig.13Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints

4交流發電機氣動噪聲數值預測與優化

4.1不同湍流模型對氣動噪聲的影響規律

為了研究不同湍流模型對交流發電機氣動噪聲的影響規律和使用范圍，對比分析RANS湍流模型與LES湍流模型的交流發電機氣動噪聲數值預測。LES湍流模型的迭代策略見上述分析。采用RANS湍流模型時，穩態計算選用RNGk-ε湍流模型，利用SIMPLE算法求解，連續性方程采用標準格式離散，動量方程、湍動能方程和湍流耗散率方程均采用二階迎風格式離散。穩態結果為瞬態計算提供初值條件，瞬態計算時，選用RNGk-ε湍流模型，壓力速度耦合采用PISO算法，連續性方程采用PRESTO!格式離散，動量方程采用二階迎風格式離散，時間步長Δt、瞬態計算時間和遠場聲場計算時間與LES湍流模型相同。

圖13所示為采用RANS湍流模型計算得到的前測點和后測點聲壓頻譜與試驗對比圖。由圖13可見雷諾平均模擬在1 400 Hz以內有很好的模擬效果。由圖12得到，采用LES湍流模型得到的交流發電機遠場氣動噪聲頻譜，在5 000 Hz以內主要階次和對應的幅值與試驗對比有很好的一致性。

圖14為選擇RANS中的RNGk-ε湍流模型、LES湍流模型的數值模擬結果與實驗值各測點總噪聲聲壓級對比分析圖。由圖14可得，RNGk-ε湍流模型用于交流發電機流聲場數值計算結果比LES大渦數值模擬差。可見，LES湍流模型在交流發電機氣動噪聲數值預測方面其各個測點的總噪聲聲壓級與試驗對比有很好的一致性。

圖14　不同湍流模型的聲壓級對比分析Fig.14 Comparison of different turbulence models SPL and experiments

4.212 000 r/min工況的交流發電機氣動噪聲時頻特性

圖15為交流發電機在12 000 r/min轉速工況下的前后測點的脈動壓力時程曲線。由圖15可知，交流發電機遠場脈動壓力在時域內其數值隨著時間推移呈現一定的周期。

圖16為12 000 r/min轉速工況的交流發電機氣動噪聲數值模擬得到的聲壓值，經過FFT變換后的頻譜圖。由圖16可知：該型交流發電機在高速段空載工況下，各個測點總噪聲的主要階次相同，都是由6、8、10、12、18等階次成分組成，各階次成分的幅值也較為接近；第36階次不是該型交流發電機氣動噪聲的主要影響階次；旋轉噪聲為各主要階次基本組成成分，渦流噪聲對高頻噪聲影響明顯。

圖17為12 000 r/min轉速工況下，交流發電機氣動噪聲數值模擬得到的脈動聲壓值，經過FFT變換后的1/3倍頻程。由圖17可得：交流發電機遠場氣動噪聲具有較寬的頻譜，氣動噪聲的主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz頻率以內，其主要階次為6～30階次，可見交流發電機氣動噪聲主要貢獻于30階以下的主要階次成分。在224 Hz～1 800 Hz頻率范圍內，氣動噪聲的1/3倍頻程隨著頻率的增加而迅速增大；當頻率大于5 600 Hz時，氣動噪聲的1/3倍頻程隨著頻率的增加而緩慢減小。

圖15 前測點和后測點脈動壓力時程曲線Fig.15Timehistorycurveofthefluctuatingpressureoffrontandrearmeasuringpoints圖16 前測點和后測點聲壓頻譜圖Fig.16Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints圖17 前測點和后測點1/3倍頻程頻譜Fig.171/3octavebandspectrumoffrontandrearmeasuringpoints

4.3優化前端蓋柵格傾斜角度的交流發電機氣動噪聲特性分析

根據圖6～圖8所示的交流發電機某一前后扇葉截面壓力和速度云圖可見，前端蓋徑向柵格結構對氣流流速有很大的影響。相對而言，后端蓋徑向柵格結構對氣流流速影響較小。因此本文以下主要探討前端蓋徑向柵格傾斜角度對交流發電機氣動噪聲的影響規律，進一步尋求低噪聲大流量的前端蓋徑向柵格最優傾斜分布角度。

圖18為改變交流發電機前端蓋徑向柵格傾斜角度的示意圖。改變后的交流發電機徑向柵格傾斜角度相對原始模型(0°傾斜角)傾斜10°、20°、30°、40°、50°、60°、70°和80°角度，其余結構均未改變。

圖18　前端蓋徑向柵格傾斜角度改變前后示意圖Fig.18 Diagram of changing the angle of front end cover to radial grid

圖19為車用交流發電機前后風扇某一截面的壓力流線圖。相對原始模型，前端蓋徑向柵格傾斜40°的前扇葉區域流線比較均勻、流線比較整齊且前端蓋柵格部位的漩渦比原始模型的漩渦少。可見前端蓋徑向柵格對氣流流動影響最大，從而增大氣動噪聲，后續優化扇葉結構以及降噪中，應注重考慮前扇葉和前端蓋徑向柵格結構對風扇流量及氣動噪聲的影響因素。

圖19　前扇葉截面流線圖Fig.19 Velocity streamline of front-blade

圖20為交流發電機改變前端蓋徑向柵格傾斜角度與原始模型總噪聲聲壓級對比結果(14 000 r/min轉速工況)，由圖20可知，隨著前端蓋徑向柵格傾斜角度的增大，各個測點的總噪聲聲壓級先增大后減小再增大。其中前端蓋徑向柵格傾斜角度為40°時，各個測點的總噪聲聲壓級最小，各個測點聲壓級平均降幅約為9.6%。前測點和前側45°兩測點的總聲壓級在前端蓋傾斜角度為40°時，平均降幅約為4.58 dB，降噪效果較明顯。

圖20　改變前端蓋徑向柵格角度的聲壓級比較Fig.20 Comparison of sound-spectrum levels of the angle of front end cover

圖21為交流發電機前端蓋徑向柵格改變傾斜角度后與原始模型的質量流量對比結果，由圖21可知，前端蓋徑向端蓋傾斜40°后各個監測面的質量流量均增大，監測面3的質量流量與原始模型對比，兩者相差為2.28 g/s，其余監測面最多相差1.22 g/s。

圖21　改變前端蓋柵格角度的質量流量比較Fig.21 Comparison of mass flow of the angle of front end cover

5結論

本文分別采用RNGk-ε湍流模型和大渦模擬計算了交流發電機的穩態和瞬態流場。基于穩態流場計算結果，利用寬頻帶噪聲源模型計算了交流發電機氣動噪聲聲源；基于瞬態流場計算結果，分析了監測點脈動壓力的時域及頻域特性，并采用Lighthill聲學比擬理論計算了交流發電機遠場氣動噪聲。分析得出以下結論：

(1) 交流發電機主要的氣動噪聲聲源區域位于氣流容易分離、湍流運動比較劇烈的前扇葉和后扇葉處。優化交流發電機扇葉結構參數(如扇葉直徑、扇葉寬度、扇葉進入角度、扇葉出口角度、扇葉弦長、扇葉個數和扇葉分布角度等)、前端蓋徑向柵格結構以及后風扇扇葉擋片高低等因素，這是減少氣流擾動，降低氣動噪聲和增大風扇流量的有效方法。

(2) 該型交流發電機的氣動噪聲主要影響階次為6、8、10、12和18等階次。各主要階次成分基本來源于冷卻風扇旋轉噪聲，渦流噪聲對高頻噪聲影響明顯。

(3) LES湍流模型在交流發電機噪聲預測方面其主要階次和對應的幅值與試驗對比有很好的一致性；RNGk-ε湍流模型，在1 400 Hz以內有很好的模擬效果。對于5 000 Hz以內的主要階次和對應的幅值與試驗對比發現，LES湍流模型有很好的一致性。

(4) 遠場氣動噪聲具有寬頻特性，且主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz頻率以內。

(5) 優化交流發電機前端蓋徑向柵格傾斜為40°分布角度時交流發電機遠場氣動噪聲最低、質量流量最大。

參 考 文 獻

[1] 劉敏，董大偉，閆兵,等. 車用交流發電機噪聲特性及噪聲源測試分析[J]. 重慶理工大學學報:自然科學，2010，24(6)：13-17.

LIU Min，DONG Da-wei，YAN Bing，et al. Test and analysis of noise characteristics and noise source of vehicle alternator[J]. Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science，2010，24(6)：13-17.

[2] Mather J S B，Savidge J，Fisher M J. New observations on tone generation in fans[J]. Journal of Sound and Vibration，1971，16(3): 407-418.

[3] Fitzgerald J M，Lauchle G C. Reduction of discrete frequency noise in small, subsonic axial-flow fans[J]. Journal of the Acoustical Society of America，1984，76(1)：158-166.

[4] Suh S J，Chung J T，Lim B D，et al. Case history：Noise source identification of an automobile alternator by rpm dependent noise and vibration spectrum analysis[J]. Noise Control Engineers Journal，1991，37(1)：31-36.

[5] 張亞東. 車用交流發電機氣動噪聲特性分析與降噪研究[D].成都：西南交通大學，2014.

[6] Jeon W H, Rew H S, Kim C J. Aeroacoutic characteristics and noise reduction of a centrifugal fan for a vacuum cleaner[J]. KSME International Journal，2004，18(2)：185-192.

[7] Wang Y W，Dong D W，Xie X，et al. Spectral optimization of fan rotation noise based on vector composition method[J]. Key Engineering Materials，2014，584：131-136.

[8] Frederick D M，Lauchle G C. Aerodynamically-induced noise in an automotive alternator[J]. Noise Control Engineering Journal，1995，43(2)：29-37.

[9] Brungart T A，Meyer G A，Lauchle G C. Flow in automotive alternators[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part D:Journal of Automobile Engineering，1996，210(4)：283-292.

[10] 張亞東，董大偉，閆兵,等. 車用交流發電機氣動噪聲試驗研究[J]. 噪聲與振動控制，2014，34(3)：107-110.

ZHANG Ya-dong，DONG Da-wei，YAN Bing，et al. Experiment study on aerodynamic noise of an automotive alternator[J]. Noise and Vibration Control，2014，34(3)：107-110.

[11] Neise W. Review of noise reduction methods for centrifugal fans[J]. Journal of Engineering for Industry,1982,104(2):151-161.

[12] Neise W. Review of fan noise generation mechanisms and control methods[C]//An International INCE Symposium，Senlis，France，1992：45-56.

[13] Kim W，Jeon W H，Hur N，et al. Development of a low noise cooling fan for an alternator using numerical and doe methods[J]. International Journal of Automotive Technology，2011，12(2)：307-314.

[14] 王福軍. 計算流體動力學分析：CFD軟件原理與應用[M]. 清華大學出版社，2004.

[15] 崔桂香，許春曉，張兆順.湍流大渦數值模擬進展[J]. 空氣動力學學報，2004，22(2)：121-129.

CUI Gui-xiang，XU Chun-xiao，ZHANG Zhao-shun. The progress of turbulent eddy simulation[J]. Aerodynamics Journal，2004，22(2)：121-129.

[16] Wallace J M, Foss J F. The measurement of vorticity in turbulent flows[J]. Annual Review of Fluid Mechanics, 1995, 27(1): 469-514.

[17] Proudman I. The generation of noise by isotropic turbulence[J]. Proceedings of the Royal Society of London, Series A, Mathematical and Physical Sciences, 1952，214(1116)：119-132.

[18] Lighthill M J. On sound generated aerodynamically: Par1: General theory[J]. Proceedings of the Royal Society of London Series A，Mathematical and Physical Sciences，1952，211(1107)：564-587.

[19] Curle N. The influence of solid boundaries upon aerodynamic sound[J]. Proceedings of the Royal Society of London Series A，Mathematical and Physical Sciences，1955，231(1187)：506-514.

[20] Ffowcs-Williams J E，Hawkings D L. Sound generation by turbulence and surfaces in arbitrary motion[J]. Philosophical Transactions for the Royal Society of London Series A, Mathematical and Physical Sciences，1969，264(1151)：321-342.

[21] Lowson M V. The sound field for singularities in motion[J]. Proceedings of the Royal Society of London Series A, Mathematical and Physical Sciences, 1965, 286(1407): 559-572.

[22] 辛陽，董大偉，閆 兵,等. 汽車用發電機NVH性能測試聲學實驗室設計及鑒定[J]. 噪聲與振動控制，2012，32(3):146-151.

XIN Yang，DONG Da-wei，YAN Bing，et al. Design and appraisal of acoustics laboratory for NVH performance test of vehicle’s alternators[J]. Noise and Vibration Control，2012，32(3)：146-151.

[23] 郝豫川，周遠波，謝榮基. 西南交通大學汽車電機聲功率測實驗室檢測報告[R]. 成都：中國測試技術研究院，2010.

基金項目：高速鐵路基礎研究聯合基金資助項目(U1234208);中央高校基本科研業務費資金資助項目(2682014CX042)

收稿日期：2014-09-04修改稿收到日期：2015-01-07

通信作者董大偉 男，博士,教授，博士生導師，1963年4月生

中圖分類號:TB535；TM301.4+3

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.01.028

Numerical simulation analysis for aerodynamic noise of a vehicle alternator

ZHANG Ya-dong1, DONG Da-wei2, YAN Bing2, ZHANG Ji-ye1, WANG Yuan-wen2

(1. State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China;2. School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

Abstract:The 3-dimensional aerodynamic noise characteristics of a certain vehicle alternator (claw-pole alternator) were simulated numerically with computational fluid dynamics technique. The sliding mesh technology and large eddy simulation (LES) were used to study the aerodynamic noise of the alternator. It was shown that the numerical predictions for orders of noise and their amplitudes obtained with LES are in good accordance with experimental results; the front and rear blades are the aerodynamic noise sources for this type of alternator; the main components of aerodynamic noise are the 6th, 8th, 10th, 12thand 18thorders. On the basis of numerical simulation, taking low noise and high flow rate as optimization objectives, the optimal design and noise reduction of aerodynamic noise for the angle distribution of the front end cover radial grid performed. After sloping the front end cover radial grid to 40° angle, it was shown that not only the total noise is lowest but also the mass flow rate is highest. The results provided a reference for the improvement of aerodynamic performance and high speed noise of vehicle alternators.

Key words:fan; alternator; aerodynamic noise; large eddy simulation (LES); broadband noise source model;Lighthill acoustic analogue theory

第一作者 張亞東 男，博士生，1987年4月生