考慮影響聲傳播因素的車用交流發電機氣動噪聲預測

柳琦，閆兵，張勝杰，張川

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考慮影響聲傳播因素的車用交流發電機氣動噪聲預測

柳琦1，閆兵1，張勝杰2，張川2

(1. 西南交通大學機械工程學院，四川成都610031； 2. 成都華川電裝有限責任公司，四川成都610106)

為了更準確地預測車用交流發電機的氣動噪聲，基于計算流體力學及聲類比理論，考慮影響聲傳播的因素，對實驗室安裝條件下的某型車用交流發電機氣動噪聲進行研究。利用大渦模擬方法計算了交流發電機內部三維非穩態流場；依據Lighthill聲類比思想，將轉子表面的壓力脈動等效為旋轉偶極子源點集；考慮發電機機殼及實驗臺面對聲傳播的影響，建立了以機殼內表面為聲源邊界的半自由聲場計算模型，進而預測了發電機的遠場氣動噪聲；最后，利用實測數據對發電機氣動噪聲仿真結果進行了驗證。結果表明：交流發電機氣動噪聲的輻射聲場具有明顯的偶極子指向特性；仿真計算結果與實驗測試結果具有很好的一致性。所提的研究方法能更準確地預測發電機的氣動噪聲，同時可為實車安裝條件下的車用交流發電機氣動噪聲預測提供參考。

交流發電機；氣動噪聲；聲類比；旋轉偶極子；邊界元法

0 引言

隨著人們對汽車舒適性要求的提高，交流發電機噪聲問題得到廣泛關注。發電機噪聲包括機械噪聲、電磁噪聲和氣動噪聲，其中氣動噪聲是發電機高速運行時(6 000 r/min以上)最突出的部分，而轉子(包括前、后風扇和爪極)是最主要的氣動噪聲源[1]。氣動噪聲由離散噪聲和寬頻噪聲組成。離散噪聲由轉子葉片與非定常來流或靜止部件相互作用引起；寬頻噪聲來源于作用在葉片上的隨機載荷，包括邊界層分離、葉間氣流再循環等[2]。

目前，針對交流發電機流場特性和氣動噪聲的預測問題，一般采用Lighthill聲類比法及其特殊方程形式(Curle、FW-H方程)，通過建立流場參數與聲學物理量之間的聯系，實現氣動噪聲的預測[3-4]。文獻[5]采用商用計算流體力學(Computational Fluid Dynamics，CFD)軟件SC/Tetra和聲學計算軟件FlowNoise S/W，在計算發電機的流場參數的基礎上預測了發電機冷卻風扇的氣動噪聲頻譜。文獻[6]采用矢量合成法對發電機前端冷卻風扇諧次(轉頻的倍數)噪聲進行了預測和優化，得到了最優的前扇葉分布角度，并利用實驗驗證了優化方法的正確性。文獻[1]應用滑移網格技術和大渦模擬方法研究了交流發電機氣動噪聲特性，確定了發電機氣動噪聲的主要聲源及其頻率成分。文獻[7]基于計算流體力學瞬態研究方法及FW-H聲傳播模型，預測了某型發電機直葉片冷卻風扇的氣動噪聲。

上述針對交流發電機氣動噪聲的預測研究均基于Lighthill聲類比積分解法，這種方法適用于計算自由聲場，但是無法模擬聲源周圍含障礙物的情形或半自由聲場[8]。事實上，對于實驗室環境下的交流發電機而言，機殼、定子及反射面相對于空氣而言具有極大的聲學阻抗，對內部聲音向外部傳播具有很大的影響[9]。對于考慮聲傳播影響因素的車用交流發電機氣動噪聲研究，目前尚未發現相關文獻提及。

基于上述原因，本文采用基于Lighthill聲類比邊界元方法，在考慮機殼、定子和反射面的影響條件下求解交流發電機遠場氣動噪聲。首先，采用大渦模擬方法計算發電機流場參數，得到聲源表面的壓力脈動并等效為旋轉偶極子聲源。其次，考慮發電機機殼、定子和反射面的影響，建立發電機半自由聲場計算模型。最后利用邊界元法計算發電機遠場氣動噪聲并對仿真分析結果進行實驗驗證。

1 交流發電機基本結構介紹

交流發電機基本結構如圖1(a)所示。本文研究的交流發電機忽略對氣動噪聲影響較小的后端電子器件部分，簡化后的模型如圖1(b)所示。主要包含：前端蓋、后端蓋、定子(36個孔槽)、前風扇(9片扇葉，3片一組，分為相同的3組)、后風扇(10片扇葉，5片一組，分為相同的2組)、爪極(均勻布置的6對)、支架等。端蓋上數量較多的柵格、雙內置風扇、爪極表面復雜的槽孔以及定子與轉子之間細小的間隙使得交流發電機流場尤為復雜。

(a) 交流發電機基本結構爆炸圖

(b) 仿真簡化模型

圖1 交流發電機三維結構圖

Fig.1 3-D configuration of alternator

2 數值計算理論

2.1 大渦模擬及其控制方程

大渦模擬(Large Eddy Simulation，LES)的基本思想是：通過建立濾波方程，把紊流瞬態運動分為大、小尺度漩渦兩部分。所謂小尺度指小于計算設定的網格尺度。LES利用瞬時N-S方程求解紊流中大渦的瞬時運動，并使用濾波模型來體現小渦對大渦的影響[10]。

假定過濾過程和求導過程可交換，將N-S方程做過濾，可得大渦模擬的控制方程為[10]

(2)

2.2 氣動噪聲計算方法

考慮運動固體邊界對聲音影響的FW-H方程的表達式如下[4]：

根據“聲類比”思想，方程(3)的右端項即氣動噪聲的聲源項。第一項為四極子體積源項，分布在控制面之外的流場區域。第二項為偶極子表面源項，是流體與運動物體相互作用的結果。第三項為單極子表面源項，其大小由控制面表面加速度確定。

由于交流發電機各表面可以看作是剛性的，體積脈動量幾乎為零，所以單極子聲源項可不予考慮。由于發電機流場處于亞音速，四極子的強度遠小于偶極子，故四極子項亦可忽略[11]。又由于交流發電機中靜止偶極子對氣動噪聲貢獻較小[12]，因此本文只考慮旋轉偶極子聲源引起的氣動噪聲，旋轉偶極子的強弱和分布規律決定了相應氣動噪聲的特性。

2.3 半自由聲場氣動噪聲求解方法

交流發電機的聲場視作轉子外部半封閉的空間區域，其主要氣動噪聲源為轉子(前端冷卻風扇、爪極、后端冷卻風扇)，其表面的壓力脈動可等效為旋轉偶極子源點集，進一步轉化成扇聲源邊界條件，進而對Helmholtz方程求解得到遠場聲學特性。本文采用邊界元法求解發電機遠場氣動噪聲時考慮了聲傳播的反射、散射效應。

只考慮運動偶極子聲源時，FW-H方程的時域解為[9]

(5)

利用Jacobi-Anger表達式

軸向：

徑向：

(8)

切向：

使用旋轉點偶極子聲源等效替代轉子表面壓力脈動時，轉子需滿足“緊致聲源”要求[14]。由于轉子尺寸較大，可將其進行分段以使每一分段滿足上述要求。分段過程中最大頻率盡可能取大值，以實現分段最大尺寸遠小于聲源距接收點的距離。考慮到計算量及人耳聲范圍，仿真過程中計算最大頻率取20 kHz，分段最大尺寸為4.25 mm，見圖3。

對轉子每個分段表面的壓力波動進行積分，可得到流體作用于轉子表面的三個方向的時域力，傅里葉變化后得到相應的頻域力，再由式(7)、(8)、(9)得到自由場輻射聲。將上述計算結果作為扇聲源邊界條件求解Helmholtz方程得到遠場噪聲。

2.4 數值計算分析流程

2.4.1 計算域及數值分析網格

本文研究的交流發電機轉速為14 000 r/min，選擇球體為交流發電機的計算域，球心位于發電機內部，直徑為發電機特征長度(發電機軸向最大距離)的8倍，以充分實現湍流。流場空間包含旋轉區域和靜止區域，兩者之間的相對運動及數據交換依托滑移網格“interface”交界面來實現，見圖4。

由于交流發電機結構復雜，因此選擇具有良好模型自適應性的非結構四面體網格。對于計算結果影響較大的區域(如旋轉流域附近)定義較小的網格尺寸，反之定義較大的網格尺寸。爪極與定子之間的氣隙僅1.5 mm，設定氣隙處網格最大尺寸為0.3 mm，并對爪極面及其相對的交界面進行局部加密，相應的計算網格如圖5(a)及圖5(b)所示。對數值模型采用三種網格方案進行了試算，總數分別為685萬、913萬、1100萬不等，發現第三種方案與第二套方案相比，五點平均聲壓級誤差在2%之內，因此認為計算結果與網格無關。

2.4.2 流場參數計算

為捕捉流場中細小的壓力脈動，仿真過程中采用可壓縮流體模型。首先進行穩態計算并以其終值作為瞬態計算的初值，以實現快速收斂。同時選擇殘差和交界面處的質量流量作為評判各階段收斂的標準。

穩態計算時選擇以漩渦流為主的RNG (Renormalization Group)兩方程湍流模型，取標準壁面函數。壓力速度耦合采用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Second Order Upwind格式離散，旋轉流域運動方式為Frame-motion。

瞬態計算采用LES湍流模型，亞格子模型為Smagorinsky-Lilly模型。壓力速度耦合采用PISO (Pressure Implicit with Splitting of Operators)算法進行求解，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。旋轉流域運動方式改為Mesh-motion。穩態及瞬態計算過程中設置壓力入口邊界條件，轉子表面設置旋轉運動邊界條件。

瞬態計算需設定時間步長及迭代步數，其取決于所關注的最大頻率及計算的收斂性。本文所研究的交流發電機氣動噪聲最大分析頻率5 000 Hz，根據采樣定理可知，對應的時間步長，考慮到計算的收斂性，試算后取。通常認為計算3～5個流動循環可以達到非定常流動的穩定狀態，這里選取4個流動循環，結合發電機轉速，可知瞬態過程模擬時間，由迭代步數，可知取1 715符合計算要求。

2.4.3 半自由聲場計算模型

交流發電機旋轉偶極子半自由聲場計算模型如圖6所示。建模過程考慮到定子、端蓋及反射面對聲波的散射、反射等作用。由于轉子發出的聲音主要受到端蓋內表面的作用，且考慮到邊界元網格數目對仿真計算量有很大影響，因此聲學邊界元網格由定子表面及端蓋內表面組成。仿真過程中機殼、定子及反射面均設為剛性壁面。場點布置模擬實驗室環境，取半徑為500 mm的半球面。反射面與發電機中心垂向距離為120 mm。邊界元網格需滿足最大單元的邊長小于最高計算頻率點處波長的1/6，最大單元邊長為5.43 mm，因此計算上限頻率為10 446 Hz，對于本文所研究的頻段5 000 Hz以內完全滿足。

3 仿真結果分析

采用大渦模擬得到的發電機旋轉區域旋渦分布結果如圖7所示。扇葉周圍的空氣介質在冷卻風扇的高速運轉作用下開始運動，隨后向周圍擴散開來，因此扇葉周圍為主要的渦核區域。對于爪極而言，其表面零星分布的小渦來源于扇葉周圍氣體擴散引起的大渦破裂及爪極周圍較為平緩的氣流運動。

圖8給出了轉子表面的靜壓力云圖，可以看出葉片背面(吸力面)及爪極表面為高壓區，而轉子線圈表面與風扇正面(壓力面)處于低壓區，壓差推動氣流運動實現線圈表面的散熱。靠近旋轉軸的區域壓力較小，這是因為此位置流體顆粒線速度較小。此外，氣流在風扇葉片作用下運動使得相鄰爪極根部連接處受吸力作用處于負壓狀態。

圖9給出了基頻時(233 Hz)半球面在-平面投影后的聲壓級分布云圖，聲壓級分布在36.5～80.7 dB之間且具有逐層遞增的現象。發電機存在軸向聲壓級最小值，與圓心等距離處，偶極子指向性明顯。

圖10為發電機在三個平面的基頻偶極子指向性圖，由圖10可知，發電機所處的-平面及-平面，基頻偶極子分布均明顯指向發電機側面(軸)，且該兩個平面上的偶極子分布具有一定的對稱性，這是由于在這兩個平面，發電機結構的對稱性較好。而發電機前后部分差異較大使得在-平面沒有明顯對稱特征。

(a) BPF,-平面

(b) BPF,-平面

4 交流發電機氣動噪聲實驗驗證

4.1 實驗平臺

為驗證交流發電機氣動噪聲數值模擬的正確性，在西南交通大學汽車電機聲功率測試實驗室進行了相關實驗，該實驗室滿足GB/T6882－2008要求[15]。實驗設備包括：DATaRec-4數據采集卡、Artemis采集分析系統、GRAS麥克風。測試大綱依據“某汽車廠五點法發電機噪聲測試標準”執行。試驗平臺如圖11所示，發電機以14 000 r/min 的轉速運行在空載狀態(不存在電磁噪聲)下，測點位于半徑為500 mm的半球面上，具體位置如表1所示。

表1 麥克風測點位置

4.2 仿真及實驗測試結果對比

圖12為頻響曲線實測值與仿真值的對比結果，可以發現在所研究的頻率范圍內(≤5 000 Hz)，仿真值與實測值具有良好的一致性。由表2可知總聲壓級符合度較好，最大誤差為6.5 dB (6.3 dB(A))，5個測點聲壓級平均誤差僅為2.6 dB (2.4 dB(A))，驗證了仿真過程的正確性。同時，由表2可以發現，無論是實驗值還是仿真值，5個測點之間的總聲壓級差異均未超過5 dB，因此用5點法測試結果表征發電機氣動噪聲是合適的。由頻響曲線可知，交流發電機在5 000 Hz以內，其4、6、8、9、10、12等諧次是交流發電機的主要峰值諧次。利用文獻[6]中的矢量合成法，可知氣動噪聲的峰值噪聲出現在發電機轉頻的3k階、2k階及6k階(=1、2、3…)，解釋了上述峰值諧次的合理性。

(a) 前測點頻響曲線

(b) 后測點頻響曲線

(c) 右測點頻響曲線

(d) 左測點頻響曲線

(e) 上測點頻響曲線

(f) 5點平均測點頻響曲線

圖12 在5個測點的仿真與實驗頻響曲線(a – e)以及5點的平均頻響曲線(f)對比

Fig.12 Comparisons between simulation and experiment for the spectral responses at 5 measuring points (a – e) and their average (f)

表2 5個測點仿真與實驗總聲壓級對比

盡管各測點總聲壓級誤差較小，但是頻響曲線與實驗值還存在一定差距，可能原因有：實驗過程中存在機械噪聲，仿真未考慮其影響；CFD計算過程中捕獲的流場信息有限；仿真過程中采用的邊界元網格只考慮了機殼內表面，試驗中機殼外表面也有一定影響；仿真模型在實驗的基礎上做了一定簡化，例如定子線圈的簡化使得原本含有大量孔隙的線圈被填充，引起峰值諧次幅值衰減；仿真過程中忽略了靜止偶極子的影響。

5 結論

本文基于計算流體力學及聲類比理論，研究了車用交流發電機轉子表面旋轉偶極子聲源產生的氣動噪聲，并將計算所得結果與實驗測試結果進行對比，得出以下結論：

(1) 交流發電機氣動噪聲的輻射聲場具有一定的偶極子指向性，聲壓級最大值基本沿發電機側面所在的軸，最小值基本沿發電機軸向所在的軸。同時偶極子分布具有一定的對稱性，這是由發電機結構的部分對稱性決定的；

(2) 采用大渦模擬與邊界元法相結合的手段能夠成功預測交流發電機在中低頻率(5 000 Hz以內)的氣動噪聲。

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Aerodynamic noise prediction of vehicle alternator considering the factors affecting acoustic propagation

LIU Qi1, YAN Bing1, ZHANG Sheng-jie2, ZHANG Chuan2

(1. School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, Sichuan, China;2. Chengdu Huachuan Electric Parts Co., Ltd., Chengdu 610106, Sichuan, China)

In order to predict the aerodynamic noise of vehicle alternators more accurately, an approach based on computational fluid dynamics (CFD) and acoustic analogy theory is proposed for aerodynamic noise prediction of a vehicle alternator under the mounted condition in laboratory and considering the factors affecting acoustic propagation. The large eddy simulation (LES) method is adopted to calculate the three-dimensional unsteady flow field inside the alternator firstly. Then the surficial pressure fluctuation of rotating components is equivalent to rotating dipole sources based on Lowson’s fan source theory. After that, a half free field acoustic computational model is established to predict the outer radial acoustic field of the alternatorby taking the inner face of alternator enclosure as the boundary of sound sources and considering influences of the enclosure and experimental rig desk on the acoustic propagation. Finally, prediction results are validated by experiment data. It shows that there is an obvious dipole directivity of the radial acoustic field of aerodynamic noise of the alternator, and the prediction results agree with experimental ones quite well. The approach in this work can predict the aerodynamic noise of alternators more accurately. Furthermore, it provides a reference for aerodynamic noise prediction of alternators mounted on vehicles where more obstacles need to be considered.

alternator; aerodynamic noise; acoustic analogy;rotating dipole; boundary element method

TB535

A

1000-3630(2017)-04-0363-08

10.16300/j.cnki.1000-3630.2017.04.012

2016-11-01;

2017-03-09

柳琦(1992－), 女, 陜西咸陽人, 碩士研究生, 研究方向為電機空氣動力學噪聲。

閆兵, E-mail: yanbingwd@163.com