旋转方向对车用交流发电机气动噪声影响分析

张亚东，柳　琦，闫　兵，张继业（.西南交通大学牵引动力国家重点实验室，成都6003；.西南交通大学机械工程学院，成都6003）



旋转方向对车用交流发电机气动噪声影响分析

张亚东1，柳琦2，闫兵2，张继业1
（1.西南交通大学牵引动力国家重点实验室，成都610031；2.西南交通大学机械工程学院，成都610031）

摘要：针对交流发电机气动噪声声源组成的复杂性和不同旋转方向对交流发电机气动噪声影响问题，基于Lighthill声学理论，采用LES（LargeEddy Simulation，大涡模拟）和FW-H（FfowcsWilliams-Hawking方程）声学模型对交流发电机气动噪声进行数值模拟。研究结果表明：LES在交流发电机噪声数值预测方面其主要阶次及幅值与试验对比有很好的一致性；前后扇叶为该型交流发电机的主要气动噪声声源；第6、8、10、12和18等阶次为交流发电机气动噪声主要影响阶次，且主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz频率范围内；反方向运行工况的交流发电机总声压级较正方向运行时大9.17 dB，质量流量较正方向运行的小62.87 g/s。研究成果可为车用交流发电机气动噪声性能的提高提供切实可行的参考。

关键字：声学；交流发电机；风扇；旋转方向；阶次分析；气动噪声；大涡模拟

随着经济高速发展和人民生活水平的提高，在汽车数量近年来飞速增长的同时，对汽车使用舒适性的要求也越来越高。汽车NVH（Noise, Vibrationand Harshness）研究已经从整车和总成级扩展到零部件级别，车用交流发电机作为汽车上的关键零部件之一，对汽车总成噪声特别是单谐次有比较大的影响[1]。在6 000 r/min以上的高转速段，气动噪声成为交流发电机噪声中的主要部分，且最难以治理[1–4]。

对交流发电机气动噪声的研究主要是试验研究和数值模拟研究。在试验研究方面，人们为了认识交流发电机气动噪声的特性、产生机理、噪声源和噪声传播途径等进行了大量试验[3–6]，指出交流发电机的前后风扇扇叶高速旋转产生的脉动压力是气动噪声源，并提出一些措施降低交流发电机的噪声。文献[4]采用实验研究和数值模拟方法，对交流发电机气动噪声做了大量研究，以降低交流发电机总噪声和提高风扇流量为目标，总结出优化交流发电机前后端盖和前后风扇扇叶结构参数的规律。在数值模拟研究方面，Lighthill声学比拟理论[7，8]已应用于交流发电机气动噪声的预测。文献[9]在基于田口方法（Taguchi method）最优化设计的基础上，采用商业CFD软件SC/Tetra和声学软件FlowNoiseS/W，以最大风扇流量和最低噪声A声压级为目标，通过优化交流发电机后风扇扇叶设计参数，得到最优的交流发电机后风扇扇叶结构。

综上所述，实验方法研究汽车交流发电机风扇噪声，设计周期长，成本高，很难满足迅速发展的市场。另外，对于交流发电机反方向运行的特殊工况，通过试验研究难以实现，而数值模拟相对于实验法其优点在于可控性强，能够完成现实中比较难以操作的工况，可以比较简单地进行周期较短的气动噪声模拟。采用LES和FW-H声学模型对交流发电机气动噪声进行数值模拟，同时考虑交流发电机不同旋转方向的气动噪声特性。研究成果可为交流发电机的气动性能和噪声特性的改进等问题提供一定的工程应用价值。

1　交流发电机气动噪声计算模型

1.1计算几何模型

图1所示为所采用的某型交流发电机，正方向为顺时针旋转方向，主要由前端盖、后端盖、定子、转子（包括前风扇、后风扇、爪极、骨架、磁场绕组和集电环等）、电压调节器、整流器、电刷、绝缘套和罩盖等组成。车用交流发电机的散热系统为前后两个离心风扇，前风扇由9片扇叶组成，后风扇由10片扇叶构成（图1右图所示）。

1.2计算区域、边界条件及网格划分

计算区域见图2（a）所示，计算域选择的是直径比较大的一个球体空间区域，大小是交流发电机轴向最大尺寸的8倍，以保证湍流流场充分发展。流体空间分为旋转和静止部分：前风扇、后风扇和爪极等组件为旋转部分，按照给定转速运动；前端盖、后端盖、定子和整流器等附近流场为固定部分，计算过程中保持静止。数值计算时，利用滑移网格技术实现旋转部分与静止部分的相对运动。滑移表面如图2（b）所示，静止部分和旋转部分的数据流采用“5对interface面”处理。

计算域中的出口边界属于闭边界条件，已知边界条件只有旋转速度，根据试验条件，旋转速度为14 000 r/min。由于给定的计算区域可以保证交流发电机的湍流流场充分发展，因此将计算区域入口初始化条件设定为：压力出口，相对总压为0，相对表压为0。

由于交流发电机结构比较复杂，因此采用非结构网格，见图3所示。

图1　交流发电机几何模型

图2　边界条件设置

图3　计算网格

计算过程中采用网格自适应技术，对网格密度不断调整，并进行局部加密，保证计算精度。为更加精确地考虑交流发电机表面对流体流动的影响，在其表面进行边界层网格划分，增长比率为1.1，划分总厚度为10 mm的6层三棱柱网格。由于转子和定子之间的气隙径向间距为1.5 mm，因此气隙的网格最大控制尺寸为0.05 mm。得到整体计算域网格量大约为1414万。

2　计算结果及模型验证

2.1气动噪声计算方法

采用基于有限体积法的商业CFD软件FLUENT计算特定转速下交流发电机的非定常气动特性方程组。数值计算时，为了加快收敛速度，先进行稳态计算，再将稳态结果作为瞬态的初始条件。直到瞬态计算物理场稳定后，开始用FW-H方程计算声场，提取声源信息并进行脉动压力计算。

此外，计算时需要考虑时间步长Δt、瞬态计算时间和远场声场计算时间。瞬态计算时间的选取主要取决于关注的频率成分以及计算的收敛性两个方面。当风扇转速为14 000 r/min时，关注前20阶噪声，则对应的频率为fmax=14 000×20/60=4 667 Hz，根据采样定理可知，对应的时间步长Δt≤1/(2×fmax)= 1.07×10-4。LES计算非定常流场中时间推进步长越小越好，结合收敛性，经过试算，最终确定Δt=1×10-5作为时间步长。首先经过60/n×3（n表示转速）个时间步的计算以保证湍流流场充分发展，然后再计算60/n×3个时间步，并存储每一个时间步的声源数据，作为远场声场计算的输入，以进行气动载荷的特性分析。

2.2交流发电机流场特性

图4为交流发电机（转速为14 000 r/min的工况）前风扇、后风扇的垂向剖面速度云图，看出在风扇周围有较大的流动速度，有利于转子线圈、定子线圈的散热，符合该型交流发电机散热系统的设计初衷。图5为交流发电机转子表面压力分布云图，可见叶片外缘处扇叶压力面与吸力面之间存在较大的压力差，说明扇叶表面声源应该是气动噪声的重要来源之一。

图4　前后风扇垂向剖面速度云图

图6所示为前、后风扇速度矢量图。可见冷却风扇的主要作用机理为：前风扇扇叶从前端盖轴向栅格吸入空气对爪极、线圈和定子绕组等组件进行冷却，从前端盖径向栅格排出空气进行散热；

图5　转子表面压力云图

图6　前、后风扇速度矢量图

后风扇扇叶从轴向罩盖吸入空气对整流器等电子设备和定子绕组线圈等组件进行冷却，从后端盖径向栅格排出空气进行散热。

2.3气动噪声声场特性

噪声试验在西南交通大学汽车工程研究所的电机声功率测试实验室[4]内在整机状态下进行。实验室的声学环境已达到标准GB/T6882-2008要求[10]。在空载工况下进行噪声测试，参考“某汽车厂五点法发电机噪声测试标准”，选择在距交流发电机中心0.5 m处的5个测点（前测点、右测点、后测点、左测点和上测点）以及将前侧方向45°、轴向0.2 m处作为第6个测点。测试台架和测点布置现场图见图7。

图7　实验台架和测点布置现场图

图8为交流发电机不同转速工况下前测点转速声压级曲线数值模拟与试验的对比。可见计算结果与实测结果相当接近，最大相差为4.02 dB。造成偏差的主要原因为数值模拟并未考虑声音的散射、对结构的反射和声场中的折射等。数值模拟结果与试验对比，尽管有一定的偏差，但转速声压级总趋势具有一致性。

图8　转速声压级对比曲线

图9为数值模拟分析得到的交流发电机前测点的噪声频谱与试验对比曲线，由于篇幅有限，其余测点均未列出。数值模拟结果表明主要阶次及幅值与试验对比在低频部分有很好的一致性，高频部分主要阶次不明显且幅值小于实测值；第6、8、10、12和18等阶次是该型交流发电机气动噪声的主要影响阶次；第12和18主要阶次旋转噪声预测偏差分别为2.3 dB和3.3 dB。由图9（b）可见，交流发电机气动噪声在很宽的频率内存在，是宽频噪声；主要能量集中在1120 Hz～5600 Hz频率范围内。

图9　前测点频谱图

以上分析结果说明所采用的模型和计算方法有足够的精度，计算模型是有效的。

图10为车用交流发电机进行宽频带噪声源模型数值模拟分析得到的转子声功率级分布云图。由图10可看出，前后扇叶表面声功率最高，而其余部件声功率级很小。声功率较大的前后扇叶处，脉动压力值也较大（见图5所示），产生的气动噪声也较强。由此可知，前扇叶和后扇叶为交流发电机的主要气动噪声源。

图10　转子声功率级分布云图

3　旋转方向对气动噪声的影响分析

3.1反方向旋转工况的流场特性

图11为交流发电机转速在14 000 r/min时反方向旋转工况的转子表面压力云图。与图5对比分析可见，交流发电机反方向运行时前后风扇的正面处于低压区，背面处于高压区，压差偏大导致扇叶部位有回流现象；爪极和定子气隙之间处于低压区，有一小部分气流进入爪极部位，可见对线圈绕组的冷却散热不足。若交流发电机长期反方向工况运行，由于散热不足更容易损坏，缩短其寿命。

图11　反方向运行的转子表面压力云图

图12为交流发电机以转速14 000 r/min反方向运行时的速度矢量图。与图6对比分析可见，交流发电机顺时针旋转运行时，气流比较“整齐”，速度流线较平顺，二次流现象不明显。反方向运行的交流发电机，气流紊乱，冷却散热不理想，一部分气流从端盖径向栅格孔排出，易形成回流现象，导致前后扇叶流通流量低且增大气动噪声。

3.2反方向旋转工况的气动噪声特性

根据数值模拟得到的声压信号进行总声压级计算，得到转速为14 000 r/min工况下的总声压级，图13为交流发电机正/反方向运行工况下的总声压级对比图。由图13可知，交流发电机以反方向运行时的各监测点总声压级均较正方向运行工况大，且前后监测点的声压级与正方向运行工况相差最多，最大声压级相差9.17 dB。由于前后噪声监测点布置在交流发电机轴向0.5 m处，当反方向运行时，轴向栅格排出气流，由于大涡的破裂以及小涡的形成过程等因素，导致前后噪声监测点的气动噪声值偏大。

图12　反方向运行的前、后风扇速度矢量图

图13　远场测点的正/反方向声压级比较

图14为交流发电机正/反方向运行的质量流量对比结果。由图14可知，交流发电机以反方向运行时监测面的质量流量与正方向旋转运行时得到的监测面流量方向相反；反方向运行时的质量流量小于其正方向运行工况时的质量流量，且质量流量最大相差62.87g/s。

图14　远场测点的正/反方向质量流量比较

综上可见，交流发电机反方向旋转工况下的气动噪声比正方向工况大且其主要监测面的质量流量低，可能会因冷却散热效果差而降低交流发电机的寿命。

4　结语

（1）大涡模拟和FW-H方程相结合，可以较好地预测交流发电机冷却风扇的总噪声和旋转噪声的幅值。总噪声最大预测偏差4.02 dB，第12和18主要阶次旋转噪声预测偏差分别为2.3 dB和3.3 dB。在该型交流发电机气动噪声总的贡献量上，第6、8、10、12和18等阶次是主要影响阶次。气动噪声主要噪声源为前后扇叶。

（2）反方向运行时的交流发电机远场气动噪声总声压级较正方向运行时大9.17 dB，各监测面的质量流量较正方向运行时小62.87 g/s。建议在实际情况下，交流发电机最好在正方向旋转工况下运行，避免长时间反方向运行，这样离心风扇不仅对交流发电机具有很好的冷却散热作用且气动噪声小，风扇流通流量大。

参考文献：

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[10]郝豫川，周远波，谢荣基.西南交通大学汽车电机声功率测试实验室检测报告[R].成都：中国测试技术研究院，2010.

Analysis of Influence of the Rotation Direction on Aerodynamic Noise of a Vehicle Alternator

ZHANG Ya-dong1, LIU Qi2, YAN Bing2, ZHANG Ji-ye1
( 1. StateKey Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China; 2. School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

Abstract:Theinfluencesof thecomplexity of sound sourcesand different rotation direction of avehiclealternator on theaerodynamic noisewerestudied. Based on Lighthill acoustic analoguetheory, broadband noisesourcemodel, largeeddy simulation method and FW-H acoustic model, the aerodynamic noise for the vehicle alternator was simulated. The results show that the numerical predictions of the main alternator noise orders and their magnitudes obtained by LES are in good consistency with experimental results. The front and rear blades are the main aerodynamic noise sources for this type of alternator. Themain componentsof theaerodynamic noisearethe6, 8, 10, 12 and 18th ordersand theacoustic pressurelevel within 1/3 octave band frequency ranges from 1 120 Hz to 5 600 Hz. Overall sound pressure level (SPL) in the opposite rotation direction of the alternator is 9.17 dB higher than that in the positive rotation direction. The mass flow rate in the opposite direction of the alternator is 62.87 g/s lower than that in the positive rotation direction. This research can provide practical referencefor theimprovement of performanceof aerodynamicsnoisefor vehiclealternators.

Key words:acoustics; alternator; fan; rotationdirection; order analysis; aerodynamicnoise; largeeddy simulation

通讯作者：闫兵，男，博士，教授。E-mail:yanbingwd@163.com

作者简介：张亚东（1987-），男，甘肃省会宁县人，博士生，主要研究方向为车辆空气动力学与计算流体力学。

基金项目：高速铁路基础研究联合基金资助项目（U1234208)；国家自然科学基金资助项目（51475394）

收稿日期：2015-10-29

文章编号：1006-1355(2016)02-0148-05

中图分类号：TM301. 4+3

文献标识码：ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.033