车用交流发电机气动噪声数值分析

张亚东， 董大伟， 闫　兵， 张继业， 王媛文

(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)



车用交流发电机气动噪声数值分析

张亚东1， 董大伟2， 闫兵2， 张继业1， 王媛文2

(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：以某型车用交流发电机(也称爪极发电机)为研究对象，采用计算流体力学技术对交流发电机的空气动力学特征进行了三维非定常数值模拟，应用滑移网格技术和大涡模拟方法对交流发电机进行气动噪声特性研究。得到大涡模拟在交流发电机噪声数值预测方面其主要阶次和对应的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气动噪声声源；第6、8、10、12和18等阶次为该型交流发电机的主要气动噪声成分。在数值模拟基础上，以低噪声、高流量为优化目标，对交流发电机前端盖径向栅格分布角度进行气动噪声优化设计及降噪研究。得到前端盖径向栅格倾斜40°分布角度时交流发电机远场气动噪声最低、质量流量最大。所得研究成果可为车用交流发电机的气动性能和高转速下噪声的改进提供一种切实可行的参考依据。

关键词：风扇；交流发电机；气动噪声；大涡模拟；宽频带噪声源模型；Lighthill声学比拟理论

车用交流发电机是通过皮带轮连接发动机把机械能转化为电能的装置。交流发电机在正常运转状态下，噪声源复杂，主要噪声为机械结构噪声、电磁噪声、耦合噪声(即气体和固体弹性系统相互作用产生的噪声)和气动噪声4部分。其中气动噪声在高速段(6 000 r/min以上)一般占主要部分，且最难以治理[1-6]。气动噪声产生的根源是扇叶表面压力周期性脉动以及涡的脱落、产生和破裂。它的大小与交流发电机冷却风扇结构、交流发电机转速以及内部风道结构密切相关[2-4]。气动噪声主要为离散噪声和宽频噪声，离散噪声也称旋转噪声，是旋转扇叶周期性地打击空气质点或临近部位(如端盖栅格)引起空气的压力脉动所产生的离散噪声，其中风扇扇叶设计不当是造成离散噪声较突出的主要原因[4-5]。宽频噪声也称涡流噪声，是风扇在旋转过程中，风扇扇叶与气体相匀作用、耦合所辐射的宽频带噪声，包括来流湍流噪声、湍流边界层噪声、尾缘涡流脱落噪声和叶尖涡流噪声等[6]。

目前，针对交流发电机气动噪声问题，许多学者通过试验研究方法，在交流发电机气动噪声特性、噪声源、传播途径及降噪等方面做了大量研究[1,5,7-10]。Wang等[7]在考虑汽车交流发电机冷却风扇旋转噪声过大问题中，提出矢量合成方法，得到最优的交流发电机前风扇扇叶分布角。Frederick等[8]对交流发电机噪声传播途径进行了相关试验，得到前后风扇在交流发电机中的主要作用机理等。Brungart等[9]通过测试分析，进一步验证离心冷却风扇的作用机理并进行降噪研究。张亚东等[10]针对交流发电机噪声源以及各主要阶次对总噪声的贡献量问题，对交流发电机进行了噪声测试，得到12、18阶次噪声主要是前风扇的贡献，6、8、10阶次噪声的贡献主要是后风扇，第6、8、10、12、18等阶次为该型交流发电机的主要气动噪声成分。由于交流发电机结构复杂(整体结构见图1)，而前后风扇部位是气流的喷射和回流区域，气流流经时产生严重的分离现象，形成旋涡，产生复杂的气动噪声，已公开文献对交流发电机气动噪声的数值研究相对甚少。Neise[11-12]指出可采用偶极子点声源描述离心冷却风扇高速旋转引起的气动噪声。在Neise研究基础上，Kim等[13]采用标准k-ε湍流模型研究交流发电机的气动噪声，结果表明在高转速(14 000 r/min以上)数值模拟结果比试验测量大12 dBA左右，且在交流发电机气动噪声预测中只考虑旋转噪声成分，忽略涡流噪声对总噪声的贡献量。因此，同时考虑旋转噪声和涡流噪声的交流发电机大涡数值模拟具有重要意义。

本文主要涉及交流发电机气动噪声声源、远场气动噪声分析和降噪研究。结合RNGk-ε湍流模型和宽频带噪声源模型，对交流发电机高速旋转时各个部位表面气动噪声源的分布进行研究。结合大涡模拟(LES)和Lighthill声学比拟理论对交流发电机远场气动噪声进行研究，得到交流发电机气动噪声的时频特性。在数值分析基础上，进行交流发电机气动噪声降噪研究，通过优化前端盖径向栅格倾斜角度，得到低噪声大流量的交流发电机前端盖径向栅格倾斜分布角度规律。文中研究成果能够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车用交流发电机和风扇介绍

图1为交流发电机外部和内部视图，主要有前端盖、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，前风扇主要冷却爪极和磁场绕组线圈，由9片扇叶组成(图2右图所示)；后风扇主要冷却整流器和电刷等电子器件，10片扇叶构成。与普通风扇较规则的进出口形状不同，交流发电机冷却风扇的进出口都是由分布在前后端盖轴向和径向的诸多栅格组成。这样的进出口设计，使得整个交流发电机流场计算域既包含内流场也包含外流场，内流场呈半开放式，计算域有别于一般离心风机。半开放式的流场结构、较复杂的电子器件部分以及转子与定子之间较小的间隙(仅1.5 mm)等使得流体计算域较复杂，造成CFD计算周期长。

图1　交流发电机外部和内部视图Fig.1 External and internal views of the alternator

2车用交流发电机气动噪声计算方法

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。交流发电机气动噪声的计算需经历2个阶段：第一阶段是流场计算。首先采用RNGk-ε湍流模型计算稳态流场，再将稳态结果作为瞬态的初始条件，采用LES方法计算瞬态流场，获得监测点的脉动压力；第二阶段为声场计算。在稳态流场计算结果基础上，采用瞬态RNGk-ε湍流模型和宽频带噪声源模型计算交流发电机气动噪声声源。在LES瞬态计算基础上，结合Lighthill声学比拟理论计算交流发电机远场气动噪声，用FW-H方程计算声场并提取声源信息进行脉动压力计算。

2.1交流发电机气动噪声数学模型

对于湍流的模拟，目前在工程中普遍采用雷诺平均(Reynolds-averaged Navier-Stokes equations，RANS)方法[14]，其基本思想是建立经验公式或方程使雷诺方程封闭，从而可对其求解。

本文稳态计算中选用较为广泛的基于RANS模拟的标准k-ε模型，利用SIMPLE算法求解，连续性方程采用标准格式离散，动量方程、湍动能方程和湍流耗散率方程采用二阶迎风格式离散。标准k-ε模型是基于湍动动能k和耗散率ε两输运方程的半经验模型，控制方程[14]为

(1)

(2)

式中:ρ为气体的密度；μ为气体的动力黏度系数；μt为紊流黏性系数；Gk为由于平均速度梯度引起的湍动动能生成项，常数C1ε=1.44，C2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3。

大涡数值模拟通过低通滤波(LES滤波器)，过滤掉流场中包括脉动运动在内的湍流瞬时运动时小于某尺度的涡旋，直接利用N-S方程精确求解所有大尺度湍流涡旋的运动，从而能够捕捉到雷诺平均模拟方法不能计算的许多非稳态、非平衡过程中出现的大尺度效应和拟序结构，而对于过滤掉的小尺度涡旋可通过建立模型(亚格子模型)计算其运动。因此，湍流大涡数值模拟可以获得流动的动态特性，而雷诺平均模拟只能提供定常的气动力特性且模型的系数常常带有经验性，湍流直接数值模拟只能作为低雷诺数简单湍流的研究工具[15]。声场计算中所用的FW-H方程的偶极子声源项正是由流场边界上的脉动压力所决定的。综上分析，LES模型是目前计算湍流脉动较理想的方法。

LES控制方程仍然为不可压缩黏性流体的N-S方程，LES中大尺度的速度为滤波速度，定义为

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

瞬态计算选用LES方法，亚格子模型为Smagorinsky-Lilly模型，近壁处采用标准壁面函数，时间差分格式为二阶隐式，压力速度耦合采用PISO算法，连续性方程采用PRESTO!格式离散，动量方程采用Bounded Central Differencing格式离散。收敛判据为变量残差绝对值小于10-3且设置在端盖上的进出口流量监测面的变化呈现周期性，方可结束该阶段计算。

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。远场声场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=4 666.67 Hz，根据采样定理可知，对应的时间步长Δt≤1/(2×fmax)=1.07×10-4。又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。

计算在一台拥有32核心2.8 GHz CPU和64 G内存的工作站上进行，总共花费时间约为35天，可见大涡模拟对计算机资源的消耗较大。

2.2交流发电机气动噪声计算数值模型

2.2.1基本假设

(1) 车用交流发电机旋转速度最大设计限制为18 000 r/min，以前后端盖轴向最大尺寸为特征长度，可见外部流场的雷诺数Re>106，流场处于湍流状态。

(2) 忽略和简化交流发电机内部和外部复杂结构细节，如整流器等零件小于0.5 mm的散热孔、线圈绕组用等效栅格简化、忽略小圆角和倒角等。为控制计算规模保证精度，前后扇叶小圆角和倒角不简化。

2.2.2数值模型的建立

图2　交流发电机和前风扇表面网格分布Fig.2 The mesh distribution on the surface of the alternator and front-fan

图2为最大尺寸为4 mm的交流发电机表面网格，对流体影响明显区域，最大网格尺寸控制在2 mm。由于前后扇叶结构复杂且高速旋转，使其最大网格尺寸控制在0.5 mm之内并进行局部加密。交流发电机的气动噪声计算域选为球体，大小是交流发电机特征长度(交流发电机轴向最大尺寸)的8倍，放置位置见图3(a)所示。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，按照恒定转速旋转；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前风扇、后风扇和爪极与端盖、定子和整流器等部件的相对运动。滑移表面如图3(b)所示，相互交界面用“interface对”来处理旋转部分和静止部分。由于转子部位与定子之间气隙径向间距只有1.5 mm，因此网格最大控制尺寸定为0.05 mm。在风扇扇叶流体流动区域网格大小为0.5 mm，能够更好的捕捉湍流小尺度涡旋(局部网格截面见图4)。

图3　边界条件Fig.3 Boundary conditions

图4　计算网格Fig.4 Computational grids

图5　y+云图Fig.5 y+ contour

为了验证网格的无关性，本文做了y+计算(y+定义为与速度、黏性以及剪切力等有关的第一层网格质心到壁面距离的无量纲距离。y+的合理性能够验证第一层边界网格设置是否合理[16]，一般文献推荐最大值为150)，见图5所示，y+最大值为94。可见本文所需网格满足网格无关性。

计算域中的进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，旋转速度设置为交流发电机的恒定转速。

2.3交流发电机气动噪声声源的计算方法

试验研究[1,5,10]表明，交流发电机气动噪声为宽频带噪声，因此可应用较为广泛的Proudman方程[17]计算噪声源。Proudman和Lilly两位学者由Lighthill方程出发，研究各向同性湍流的气动噪声声功率PA(单位为W/m3)的计算方法，并获得同样的计算公式：

(8)

式中：u为湍流速度、l表示湍流尺度、a0为声速、a为模型常量。采用湍动能k和湍流耗散率ε，式(8)可以表示为：

(9)

其中：

(10)

数值计算时，αε=0.1。在特定的湍流区域内，Proudman方程可求出体积单元某位置处的噪声功率，声功率定义为

(11)

式中:Pr表示参考声功率，Pr=10-12W/m3。

数值计算时，首先利用RNGk-ε湍流模型计算交流发电机稳态和瞬态流场，并提取出瞬态流场中各节点的湍流动能和湍流耗散率，然后利用Proudman方程计算体积单元某节点处的噪声声功率，进而可获得交流发电机各个表面的声功率级分布特性。

2.4交流发电机气动噪声的计算方法

在Lighthill声学比拟理论方面，1952年，Lighthill在未做任何简化的前提下，由Navier-Stokes方程出发，得到著名的Lighthill方程[18]，标志着气动声学的诞生，对气动声学在实际中的应用奠定了很好的基础，并在旋转机械理论方面得到广泛应用，但其仅局限于无边界的自由空间。1955年，Curle采用Kirchhoff方法将Lighthill方程推广到考虑静止物体边界的影响，得到Curle方程[19]。1969年，Ffowcs Williams和Hawkings采用广义函数法将Curle方程推广到考虑运动物体边界的影响，得到Ffowcs Williams-Hawking方程[20](简称FW-H方程)其微分形式为

(12)

FW-H模型表达式表示声压是由于瞬态变化的质点力和加速度引起，等式(12)右边分别为单极子声源、偶极子声源和四极子声源。根据Neise[11-12]研究，本文只考虑偶极子声源所引起的交流发电机气动噪声问题。因此，可将各扇叶非稳态波动力简化为点力[21]，方程(12)可简化为：

(13)

式中:Fi为各叶片上周期性波动的点力；r是声源点到观察点的距离；xi，yi是观察点和声源的位置。Mr为观察点r方向上的对流马赫数。

方程(13)表明由点力引起的气动噪声是力对时间一阶偏导数的函数。对每个扇叶应用方程(13)并进行叠加即可计算出自由场中的声压。本文计算忽略了端盖等结构的散射、反射和折射对声场计算的影响。

3交流发电机气动噪声计算分析

3.1交流发电机气动噪声流场特性

图6(a)为交流发电机(转速为14 000 r/min)轴向某截面的速度云图，可见爪极部位的速度比前后风扇扇叶大，最大速度在定子与转子之间的气隙处。图6(b)为交流发电机压力云图，在定子和转子爪极部位压力比前后扇叶大，形成高压区，前后扇叶的正面较背面压力大。图6(c)为交流发电机转子表面压力云图，前后扇叶压力分布不均匀，高压区分布在爪极表面，定子线圈绕组处于低压区；压力分布均从叶片前缘至后缘逐渐增大；扇叶中上部分压力较大，表明这部分是风扇做功的主要区域，靠近叶根部分压力较小，这是因为这一区域的线速度较小。

以上数值模拟结果表明，扇叶正面高压间断拍打气流进而冷却爪极部件时，从叶顶流过的流体直接冲击压力面并沿压力面向下冲击，而吸力面主要是缓冲并吸收流体动能，不直接受到流体冲击，因此流体在吸力面附近的动能损失小，越靠近压力面流体流速越小，反之，越靠近吸力面流体的流速越大。同时可见设计后风扇挡片的目的：挡片用于对流场气流流动区域进行部分阻隔，造成气流回流明显，同时挡片对前风扇的部分高压气流挤压到爪极中，以增强爪极、磁场绕组和转子线圈部分的冷却。

图6　轴向剖面速度、压力和转子表面压力云图Fig.6 Pressure and velocity and surface pressure of the rotor contour in the vertical cross-section

图7为前扇叶某一截面相对速度矢量图，可以看到风扇扇叶部位二次流现象较明显。这是由于扇叶正背面压差梯度大，造成空气流动冲击易在叶片前缘叶尖附近形成回流，在叶片圆弧轮廓附近形成二次流，压力过小时易在扇叶尾部出口附近形成尾流现象。二次流不但消耗流动动能，而且降低风扇功率、增大气动噪声以及在内流道产生的脉动效应使流体具有不稳定性。因此，优化扇叶结构从而减小扇叶部位二次流，这是交流发电机降噪中最有效的措施方法。

将数值模拟结果进行后处理，得到图8所示的前风扇、后风扇速度粒子追踪图。可见冷却风扇的主要作用机理：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；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冷却，从后端盖径向栅格排除空气进行散热。

图7　前扇叶相对速度矢量图Fig.7 Relative velocity vector in horizontal section of front-fan

图8　前风扇、后风扇粒子追踪图Fig.8 Traces of front-fan and rear-fan

3.2交流发电机气动噪声声场特性

图9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9可看出，转子声功率级峰值达到100 dB以上(14 000 r/min转速工况)。前扇叶和后扇叶表面声功率最高，而其余部件表面声功率级很小。声功率较大的前扇叶和后扇叶处，脉动压力值也较大(见图6(b)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噪声源，且此交流发电机的声源区域发生在气流易分离、湍流运动较剧烈处。因此在降低交流发电机气动噪声和减少风扇区域气流扰动中可重点考虑前后风扇扇叶结构和气流流经通道结构参数。

图9　转子声功率级Fig.9 Acoustic power level of the rotor

选择前扇叶和后扇叶部位作为噪声源，对交流发电机以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转速空载运行工况时的交流发电机气动噪声进行数值模拟。同时进行交流发电机噪声对比试验，实验在西南交通大学汽车工程研究所的电机半消声室[10]内整机状态下进行。该实验室经中国测试技术研究院检测，得到其在不同测试表面的环境修正量，其中1 m处环境修正量0.1 dBA；背景噪声为25～27 dBA，实验室低频截止频率为160 Hz，在1.25 m测量半径上，各主要1/3倍频带(中心频率为160 Hz～5 000 Hz)环境修正量不大于2 dB[22]。测试结果表明，实验室的声学环境已达到标准GB/T6882-2008的要求[23]。

测点选择参考“某汽车厂五点法发电机噪声测试标准”，在距交流发电机中心0.5 m处的五测点(前测点、右测点、后测点、左测点和上测点)以及前侧方向45°、轴向0.2 m处的第6测点。试验台架图片和测点布置示意图见图10所示。

图10　实验台架示意图Fig.10 Test bench diagram

将数值模拟分析得到的脉动压力值，经过FW-H数值模拟计算，得到恒定转速下的交流发电机远场气动噪声声压级。图11为前测点和后测点的转速声压级与试验对比曲线，由于篇幅有限，其余测点均未列出。仿真分析得到的远场声压级接近试验结果，最大误差为8 dB，转速声压级曲线与试验对比其总趋势具有一致性。随着转速的增加，计算值和试验值均增大，且实验值比计算值增加更快，这主要是由于实验测试值还包括机械噪声，电磁噪声、气体和固体弹性系统相互作用产生的耦合噪声等。在高转速下数值模拟结果较试验值偏小的主要原因为：数值计算过程中忽略了端盖等结构的散射、反射和折射对声场计算的影响。

通过FFT变换，得到恒定转速下的声压脉动频谱结果，运用阶次分析原理，通常阶次与转速的关系可表示为

(14)

式中:f为信号频率(Hz)，O为阶次，rpm为参考轴转速(r/min)。可见阶次与转速有直接的对应关系。阶次分析实质上是将等时间间隔的信号转换成等角度间隔的信号，再对其进行频谱分析的一种信号处理方法。因此本文后续分析均采用阶次分析方法。

图12为数值模拟分析得到的交流发电机前测点和后测点的噪声声压频谱与试验对比图，横坐标为频率，纵坐标是声压的振幅。分析得到交流发电机的主要频域特性：该型交流发电机的主要噪声为旋转噪声和涡流噪声；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(与试验测试结果一致，可参看文献[10])。

图11 转速声压级对比曲线Fig.11Comparisonofsound-spectrumlevels图12 前测点和后测点声压频谱图Fig.12Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints图13 前测点和后测点声压频谱图Fig.13Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints

4交流发电机气动噪声数值预测与优化

4.1不同湍流模型对气动噪声的影响规律

为了研究不同湍流模型对交流发电机气动噪声的影响规律和使用范围，对比分析RANS湍流模型与LES湍流模型的交流发电机气动噪声数值预测。LES湍流模型的迭代策略见上述分析。采用RANS湍流模型时，稳态计算选用RNGk-ε湍流模型，利用SIMPLE算法求解，连续性方程采用标准格式离散，动量方程、湍动能方程和湍流耗散率方程均采用二阶迎风格式离散。稳态结果为瞬态计算提供初值条件，瞬态计算时，选用RNGk-ε湍流模型，压力速度耦合采用PISO算法，连续性方程采用PRESTO!格式离散，动量方程采用二阶迎风格式离散，时间步长Δt、瞬态计算时间和远场声场计算时间与LES湍流模型相同。

图13所示为采用RANS湍流模型计算得到的前测点和后测点声压频谱与试验对比图。由图13可见雷诺平均模拟在1 400 Hz以内有很好的模拟效果。由图12得到，采用LES湍流模型得到的交流发电机远场气动噪声频谱，在5 000 Hz以内主要阶次和对应的幅值与试验对比有很好的一致性。

图14为选择RANS中的RNGk-ε湍流模型、LES湍流模型的数值模拟结果与实验值各测点总噪声声压级对比分析图。由图14可得，RNGk-ε湍流模型用于交流发电机流声场数值计算结果比LES大涡数值模拟差。可见，LES湍流模型在交流发电机气动噪声数值预测方面其各个测点的总噪声声压级与试验对比有很好的一致性。

图14　不同湍流模型的声压级对比分析Fig.14 Comparison of different turbulence models SPL and experiments

4.212 000 r/min工况的交流发电机气动噪声时频特性

图15为交流发电机在12 000 r/min转速工况下的前后测点的脉动压力时程曲线。由图15可知，交流发电机远场脉动压力在时域内其数值随着时间推移呈现一定的周期。

图16为12 000 r/min转速工况的交流发电机气动噪声数值模拟得到的声压值，经过FFT变换后的频谱图。由图16可知：该型交流发电机在高速段空载工况下，各个测点总噪声的主要阶次相同，都是由6、8、10、12、18等阶次成分组成，各阶次成分的幅值也较为接近；第36阶次不是该型交流发电机气动噪声的主要影响阶次；旋转噪声为各主要阶次基本组成成分，涡流噪声对高频噪声影响明显。

图17为12 000 r/min转速工况下，交流发电机气动噪声数值模拟得到的脉动声压值，经过FFT变换后的1/3倍频程。由图17可得：交流发电机远场气动噪声具有较宽的频谱，气动噪声的主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz频率以内，其主要阶次为6～30阶次，可见交流发电机气动噪声主要贡献于30阶以下的主要阶次成分。在224 Hz～1 800 Hz频率范围内，气动噪声的1/3倍频程随着频率的增加而迅速增大；当频率大于5 600 Hz时，气动噪声的1/3倍频程随着频率的增加而缓慢减小。

图15 前测点和后测点脉动压力时程曲线Fig.15Timehistorycurveofthefluctuatingpressureoffrontandrearmeasuringpoints图16 前测点和后测点声压频谱图Fig.16Soundpressurespectraoffrontandrearmeasuringpoints图17 前测点和后测点1/3倍频程频谱Fig.171/3octavebandspectrumoffrontandrearmeasuringpoints

4.3优化前端盖栅格倾斜角度的交流发电机气动噪声特性分析

根据图6～图8所示的交流发电机某一前后扇叶截面压力和速度云图可见，前端盖径向栅格结构对气流流速有很大的影响。相对而言，后端盖径向栅格结构对气流流速影响较小。因此本文以下主要探讨前端盖径向栅格倾斜角度对交流发电机气动噪声的影响规律，进一步寻求低噪声大流量的前端盖径向栅格最优倾斜分布角度。

图18为改变交流发电机前端盖径向栅格倾斜角度的示意图。改变后的交流发电机径向栅格倾斜角度相对原始模型(0°倾斜角)倾斜10°、20°、30°、40°、50°、60°、70°和80°角度，其余结构均未改变。

图18　前端盖径向栅格倾斜角度改变前后示意图Fig.18 Diagram of changing the angle of front end cover to radial grid

图19为车用交流发电机前后风扇某一截面的压力流线图。相对原始模型，前端盖径向栅格倾斜40°的前扇叶区域流线比较均匀、流线比较整齐且前端盖栅格部位的漩涡比原始模型的漩涡少。可见前端盖径向栅格对气流流动影响最大，从而增大气动噪声，后续优化扇叶结构以及降噪中，应注重考虑前扇叶和前端盖径向栅格结构对风扇流量及气动噪声的影响因素。

图19　前扇叶截面流线图Fig.19 Velocity streamline of front-blade

图20为交流发电机改变前端盖径向栅格倾斜角度与原始模型总噪声声压级对比结果(14 000 r/min转速工况)，由图20可知，随着前端盖径向栅格倾斜角度的增大，各个测点的总噪声声压级先增大后减小再增大。其中前端盖径向栅格倾斜角度为40°时，各个测点的总噪声声压级最小，各个测点声压级平均降幅约为9.6%。前测点和前侧45°两测点的总声压级在前端盖倾斜角度为40°时，平均降幅约为4.58 dB，降噪效果较明显。

图20　改变前端盖径向栅格角度的声压级比较Fig.20 Comparison of sound-spectrum levels of the angle of front end cover

图21为交流发电机前端盖径向栅格改变倾斜角度后与原始模型的质量流量对比结果，由图21可知，前端盖径向端盖倾斜40°后各个监测面的质量流量均增大，监测面3的质量流量与原始模型对比，两者相差为2.28 g/s，其余监测面最多相差1.22 g/s。

图21　改变前端盖栅格角度的质量流量比较Fig.21 Comparison of mass flow of the angle of front end cover

5结论

本文分别采用RNGk-ε湍流模型和大涡模拟计算了交流发电机的稳态和瞬态流场。基于稳态流场计算结果，利用宽频带噪声源模型计算了交流发电机气动噪声声源；基于瞬态流场计算结果，分析了监测点脉动压力的时域及频域特性，并采用Lighthill声学比拟理论计算了交流发电机远场气动噪声。分析得出以下结论：

(1) 交流发电机主要的气动噪声声源区域位于气流容易分离、湍流运动比较剧烈的前扇叶和后扇叶处。优化交流发电机扇叶结构参数(如扇叶直径、扇叶宽度、扇叶进入角度、扇叶出口角度、扇叶弦长、扇叶个数和扇叶分布角度等)、前端盖径向栅格结构以及后风扇扇叶挡片高低等因素，这是减少气流扰动，降低气动噪声和增大风扇流量的有效方法。

(2) 该型交流发电机的气动噪声主要影响阶次为6、8、10、12和18等阶次。各主要阶次成分基本来源于冷却风扇旋转噪声，涡流噪声对高频噪声影响明显。

(3) LES湍流模型在交流发电机噪声预测方面其主要阶次和对应的幅值与试验对比有很好的一致性；RNGk-ε湍流模型，在1 400 Hz以内有很好的模拟效果。对于5 000 Hz以内的主要阶次和对应的幅值与试验对比发现，LES湍流模型有很好的一致性。

(4) 远场气动噪声具有宽频特性，且主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz频率以内。

(5) 优化交流发电机前端盖径向栅格倾斜为40°分布角度时交流发电机远场气动噪声最低、质量流量最大。

参 考 文 献

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基金项目：高速铁路基础研究联合基金资助项目(U1234208);中央高校基本科研业务费资金资助项目(2682014CX042)

收稿日期：2014-09-04修改稿收到日期：2015-01-07

通信作者董大伟 男，博士,教授，博士生导师，1963年4月生

中图分类号:TB535；TM301.4+3

文献标志码：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 张亚东 男，博士生，1987年4月生