電機冷卻系統中風扇氣動噪聲CFD分析

馬 越，薛 超

(上海電氣集團上海電機廠有限公司，上海 200240)

0 引言

噪聲對人的身心健康有著嚴重的影響，隨著生活水平的提高，人們越來越重視機械設備產生的噪聲問題。國家、地區和行業因此制定并實行了嚴格的噪聲限值標準來限制噪聲污染[1]。

電機是產生噪聲的聲源之一。根據電機噪聲產生的不同方式，大致可把噪聲分為三大類：電磁噪聲、機械噪聲和氣動噪聲。其中電機的氣動噪聲是由轉子及冷卻風扇旋轉造成空氣流動所產生的，氣動噪聲與轉速、風扇與轉子的形狀、粗糙度、不平衡量及氣流的風道截面變化和風道形狀有關。風扇噪聲在電機的噪聲中往往占主要地位。

離心風扇內部流動情況復雜，其氣動噪聲問題有一定的特殊性。葉片相對于聲學介質具有轉動特性，這將引起多種流動狀態的存在，而旋轉葉片一般是風機主要的噪聲源。離心風扇氣動噪聲就其頻率特性而言，可分為寬頻噪聲和離散噪聲[2]。

寬頻噪聲模型是通過雷諾平均N-S方程獲得湍流量，結合半經驗公式和萊特希爾基本理論，對噪聲進行模擬的計算方法。計算成本較低，適用于工程計算電機風扇噪聲。

本文以公司迪拜項目電機用風扇為研究對象，運用CFD方法對電機內風路和風扇進行研究，確定風扇外徑尺寸，對氣動噪聲進行分析，為電機降噪和冷卻系統的優化設計提供有價值的參考和理論依據。

1 電機及風扇結構

1.1 電機內風路

迪拜項目電機型號YWKS500-4P，功率2 950 kW，轉速2 016 r/min，效率96.54%。電機具體風路如圖1所示。

圖1 電機流路示意圖

該電機風路為單風路，左端放置離心式風扇，利用該風扇旋轉產生強大的壓力，驅動內部風路流體循環運動，通過冷卻器進行降溫處理。內部流體先后通過定子一側的繞組端部、轉子支架處的軸向通風溝、轉子徑向風路、定轉子空隙、定子徑向風路、離心風扇、冷卻器，最終進入定子繞組端部，組成循環網絡[3]。圖中箭頭指示方向為內風路流體的流動方向。為降低內風路流體的溫度，在電機的頂部安放空水冷卻器。轉子轉動帶動內風扇旋轉，使內風路的流體流入冷卻器中，而外風路風扇將溫度較低的外風路流體源源不斷帶入冷卻器冷風管道內，溫度升高的內風路流體在冷風管壁間隙中流動，和低溫管壁交換熱量，進而將電機產生的熱量源源不斷地通過冷卻器帶到空氣中。

1.2 電機風扇示意

分析采用離心結構的風扇，如圖2所示。由于該電機對噪聲、溫升有較高要求，故對現有風扇進行改型設計，以獲取最佳方案。

圖2 離心風扇

離心風扇仿真方案一：外徑875 mm，轉速1 492 r/min(現有風扇)。

離心風扇仿真方案二：外徑800 mm，轉速2 016 r/min。

離心風扇仿真方案三：外徑770 mm，轉速2 016 r/min。

離心風扇仿真方案四：外徑750 mm，轉速2 016 r/min。

2 流場計算

2.1 基本假設

電機內部冷卻氣體的流速低于音速，可看作不可壓縮流體；電機內部冷卻氣體雷諾數大于2 300，屬于湍流流動，采用湍流模型進行求解；電機的工作狀態為穩態，未考慮瞬態[4]。

2.2 邊界條件

電機入口為質量流量入口，取額定流量3.8 kg/s。風扇入口為質量流量入口，取1～5 kg/s。電機、風扇出口采用壓力出口。電機轉子旋轉域轉速為2 016 r/min。

2.3 網格劃分

分析采用的網格模型為六面體網格和多面體網格，以保證計算結果的精度。電機網格數量為2 800萬，風扇網格數量為300萬，如圖3、圖4所示。

圖3 電機網格截面圖

圖4 風扇網格截面圖

2.4 電機計算結果

電機額定流量為3.8 kg/s，風阻為3 242 Pa。

由于仿真時未帶離心風扇，所以出口壓力大于進口壓力，由圖5、圖6可以看出，經過電機定轉子后，壓力降低明顯，通過擋風圈后，壓力也有所降低。

圖5 電機總壓圖

圖6 電機流速圖

2.5 風扇計算結果

由圖7可以看出，電機風扇外徑由875 mm變為750 mm后，轉速提高，性能更好。

圖7 風扇風路性能曲線圖

電機額定流量3.8 kg/s時，風壓約為3 122 Pa，略小于電機內風阻3 242 Pa。根據經驗，方案四外徑750 mm風扇可以滿足要求。

3 離心風扇噪聲計算

3.1 噪聲計算模型

對方案四的風扇(正反轉)進行噪聲仿真。只考慮風扇本身旋轉產生的噪聲，有利于評價風扇自身性能的優劣。

3.2 噪聲計算邊界條件

進口邊界條件設定為滯止進口，總壓為0；出口邊界條件設定為壓力出口，靜壓為0。

3.3 正轉噪聲計算結果

Proudman聲功率(dB)可評估各向同性湍流產生的偶極聲源的局部影響。它能顯示湍流結構在風扇周圍的流體場內產生的每單位體積的聲功率。用來表示聲源位置和聲強度大小。

在葉片進口處有較大負壓，葉片出口有較大正壓，壓力梯度變化均勻。由圖8～圖10可以看出，聲功率沿葉片方向發散，葉片進口聲功率最強，聲功率從外徑到空間逐漸減小。

圖8 聲功率云圖

圖9 風扇徑向聲功率云圖

圖10 風扇軸向聲功率云圖

對圖11所示位置進行探測。

圖11 風扇聲功率測點

在風扇四周布置測點，測點的平均聲功率為58.3 dB。

3.4 反轉噪聲計算結果

電機試驗時進行了反轉試驗，進行仿真與實驗結果對比，如圖12～圖14所示。

圖12 聲功率云圖(反轉)

圖13 風扇徑向聲功率云圖(反轉)

圖14 風扇軸向聲功率云圖(反轉)

風扇反轉后，風扇壓力增大，葉片壓力梯度變化劇烈，產生較大的壓力波動，氣流分離，產生繞流。反轉后，聲功率并未沿葉片方向發散，而是周向發散，相對于風扇正轉，其聲功率明顯較大，且周向分布明顯。

在風扇四周布置測點，測點的平均聲功率為72.1 dB，明顯大于正轉聲功率58.3 dB。

3.5 電機試驗結果

電機正轉結果：電機噪聲77 dB；電阻法溫升45.2 K，PT100溫升48.5 K。

電機反轉結果：電機噪聲80dB；電阻法溫升62.6 K，PT100溫升66.9 K；電機整體噪聲是機械噪聲、電磁噪聲、氣動噪聲相互作用的結果。單獨分析風扇噪聲只能提供相對趨勢性的判斷。

根據實驗報告，反轉噪聲比正轉噪聲大，驗證了CFD仿真結果。

4 結論

本文應用CFD方法對電機、風扇進行了分析，得到以下結論：

(1) 迪拜項目電機風阻為3 242 Pa，方案四外徑為750 mm離心風扇滿足匹配要求。

(2) 迪拜項目電機噪聲77 dB，電阻法溫升45.2 K，PT100溫升48.5 K。設計風扇滿足電機溫升、噪聲要求。

(3) 方案四風扇正轉噪聲低于反轉噪聲，試驗結果驗證了CFD結果。

(4) 可以通過CFD方法對風扇氣動噪聲仿真進行相關設計。