旋轉方向對車用交流發電機氣動噪聲影響分析

張亞東，柳　琦，閆　兵，張繼業（.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，成都6003；.西南交通大學機械工程學院，成都6003）

?

旋轉方向對車用交流發電機氣動噪聲影響分析

張亞東1，柳琦2，閆兵2，張繼業1
（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：針對交流發電機氣動噪聲聲源組成的復雜性和不同旋轉方向對交流發電機氣動噪聲影響問題，基于Lighthill聲學理論，采用LES（LargeEddy Simulation，大渦模擬）和FW-H（FfowcsWilliams-Hawking方程）聲學模型對交流發電機氣動噪聲進行數值模擬。研究結果表明：LES在交流發電機噪聲數值預測方面其主要階次及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主要氣動噪聲聲源；第6、8、10、12和18等階次為交流發電機氣動噪聲主要影響階次，且主要能量集中在1 120 Hz～5 600 Hz頻率范圍內；反方向運行工況的交流發電機總聲壓級較正方向運行時大9.17 dB，質量流量較正方向運行的小62.87 g/s。研究成果可為車用交流發電機氣動噪聲性能的提高提供切實可行的參考。

關鍵字：聲學；交流發電機；風扇；旋轉方向；階次分析；氣動噪聲；大渦模擬

隨著經濟高速發展和人民生活水平的提高，在汽車數量近年來飛速增長的同時，對汽車使用舒適性的要求也越來越高。汽車NVH（Noise, Vibrationand Harshness）研究已經從整車和總成級擴展到零部件級別，車用交流發電機作為汽車上的關鍵零部件之一，對汽車總成噪聲特別是單諧次有比較大的影響[1]。在6 000 r/min以上的高轉速段，氣動噪聲成為交流發電機噪聲中的主要部分，且最難以治理[1–4]。

對交流發電機氣動噪聲的研究主要是試驗研究和數值模擬研究。在試驗研究方面，人們為了認識交流發電機氣動噪聲的特性、產生機理、噪聲源和噪聲傳播途徑等進行了大量試驗[3–6]，指出交流發電機的前后風扇扇葉高速旋轉產生的脈動壓力是氣動噪聲源，并提出一些措施降低交流發電機的噪聲。文獻[4]采用實驗研究和數值模擬方法，對交流發電機氣動噪聲做了大量研究，以降低交流發電機總噪聲和提高風扇流量為目標，總結出優化交流發電機前后端蓋和前后風扇扇葉結構參數的規律。在數值模擬研究方面，Lighthill聲學比擬理論[7，8]已應用于交流發電機氣動噪聲的預測。文獻[9]在基于田口方法（Taguchi method）最優化設計的基礎上，采用商業CFD軟件SC/Tetra和聲學軟件FlowNoiseS/W，以最大風扇流量和最低噪聲A聲壓級為目標，通過優化交流發電機后風扇扇葉設計參數，得到最優的交流發電機后風扇扇葉結構。

綜上所述，實驗方法研究汽車交流發電機風扇噪聲，設計周期長，成本高，很難滿足迅速發展的市場。另外，對于交流發電機反方向運行的特殊工況，通過試驗研究難以實現，而數值模擬相對于實驗法其優點在于可控性強，能夠完成現實中比較難以操作的工況，可以比較簡單地進行周期較短的氣動噪聲模擬。采用LES和FW-H聲學模型對交流發電機氣動噪聲進行數值模擬，同時考慮交流發電機不同旋轉方向的氣動噪聲特性。研究成果可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　交流發電機氣動噪聲計算模型

1.1計算幾何模型

圖1所示為所采用的某型交流發電機，正方向為順時針旋轉方向，主要由前端蓋、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，前風扇由9片扇葉組成，后風扇由10片扇葉構成（圖1右圖所示）。

1.2計算區域、邊界條件及網格劃分

計算區域見圖2（a）所示，計算域選擇的是直徑比較大的一個球體空間區域，大小是交流發電機軸向最大尺寸的8倍，以保證湍流流場充分發展。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，按照給定轉速運動；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旋轉部分與靜止部分的相對運動。滑移表面如圖2（b）所示，靜止部分和旋轉部分的數據流采用“5對interface面”處理。

計算域中的出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，旋轉速度為14 000 r/min。由于給定的計算區域可以保證交流發電機的湍流流場充分發展，因此將計算區域入口初始化條件設定為：壓力出口，相對總壓為0，相對表壓為0。

由于交流發電機結構比較復雜，因此采用非結構網格，見圖3所示。

圖1　交流發電機幾何模型

圖2　邊界條件設置

圖3　計算網格

計算過程中采用網格自適應技術，對網格密度不斷調整，并進行局部加密，保證計算精度。為更加精確地考慮交流發電機表面對流體流動的影響，在其表面進行邊界層網格劃分，增長比率為1.1，劃分總厚度為10 mm的6層三棱柱網格。由于轉子和定子之間的氣隙徑向間距為1.5 mm，因此氣隙的網格最大控制尺寸為0.05 mm。得到整體計算域網格量大約為1414萬。

2　計算結果及模型驗證

2.1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。數值計算時，為了加快收斂速度，先進行穩態計算，再將穩態結果作為瞬態的初始條件。直到瞬態計算物理場穩定后，開始用FW-H方程計算聲場，提取聲源信息并進行脈動壓力計算。

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。瞬態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=4 667 Hz，根據采樣定理可知，對應的時間步長Δt≤1/(2×fmax)= 1.07×10-4。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，并存儲每一個時間步的聲源數據，作為遠場聲場計算的輸入，以進行氣動載荷的特性分析。

2.2交流發電機流場特性

圖4為交流發電機（轉速為14 000 r/min的工況）前風扇、后風扇的垂向剖面速度云圖，看出在風扇周圍有較大的流動速度，有利于轉子線圈、定子線圈的散熱，符合該型交流發電機散熱系統的設計初衷。圖5為交流發電機轉子表面壓力分布云圖，可見葉片外緣處扇葉壓力面與吸力面之間存在較大的壓力差，說明扇葉表面聲源應該是氣動噪聲的重要來源之一。

圖4　前后風扇垂向剖面速度云圖

圖6所示為前、后風扇速度矢量圖。可見冷卻風扇的主要作用機理為：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；

圖5　轉子表面壓力云圖

圖6　前、后風扇速度矢量圖

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進行冷卻，從后端蓋徑向柵格排出空氣進行散熱。

2.3氣動噪聲聲場特性

噪聲試驗在西南交通大學汽車工程研究所的電機聲功率測試實驗室[4]內在整機狀態下進行。實驗室的聲學環境已達到標準GB/T6882-2008要求[10]。在空載工況下進行噪聲測試，參考“某汽車廠五點法發電機噪聲測試標準”，選擇在距交流發電機中心0.5 m處的5個測點（前測點、右測點、后測點、左測點和上測點）以及將前側方向45°、軸向0.2 m處作為第6個測點。測試臺架和測點布置現場圖見圖7。

圖7　實驗臺架和測點布置現場圖

圖8為交流發電機不同轉速工況下前測點轉速聲壓級曲線數值模擬與試驗的對比。可見計算結果與實測結果相當接近，最大相差為4.02 dB。造成偏差的主要原因為數值模擬并未考慮聲音的散射、對結構的反射和聲場中的折射等。數值模擬結果與試驗對比，盡管有一定的偏差，但轉速聲壓級總趨勢具有一致性。

圖8　轉速聲壓級對比曲線

圖9為數值模擬分析得到的交流發電機前測點的噪聲頻譜與試驗對比曲線，由于篇幅有限，其余測點均未列出。數值模擬結果表明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；第12和18主要階次旋轉噪聲預測偏差分別為2.3 dB和3.3 dB。由圖9（b）可見，交流發電機氣動噪聲在很寬的頻率內存在，是寬頻噪聲；主要能量集中在1120 Hz～5600 Hz頻率范圍內。

圖9　前測點頻譜圖

以上分析結果說明所采用的模型和計算方法有足夠的精度，計算模型是有效的。

圖10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10可看出，前后扇葉表面聲功率最高，而其余部件聲功率級很小。聲功率較大的前后扇葉處，脈動壓力值也較大（見圖5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氣動噪聲源。

圖10　轉子聲功率級分布云圖

3　旋轉方向對氣動噪聲的影響分析

3.1反方向旋轉工況的流場特性

圖11為交流發電機轉速在14 000 r/min時反方向旋轉工況的轉子表面壓力云圖。與圖5對比分析可見，交流發電機反方向運行時前后風扇的正面處于低壓區，背面處于高壓區，壓差偏大導致扇葉部位有回流現象；爪極和定子氣隙之間處于低壓區，有一小部分氣流進入爪極部位，可見對線圈繞組的冷卻散熱不足。若交流發電機長期反方向工況運行，由于散熱不足更容易損壞，縮短其壽命。

圖11　反方向運行的轉子表面壓力云圖

圖12為交流發電機以轉速14 000 r/min反方向運行時的速度矢量圖。與圖6對比分析可見，交流發電機順時針旋轉運行時，氣流比較“整齊”，速度流線較平順，二次流現象不明顯。反方向運行的交流發電機，氣流紊亂，冷卻散熱不理想，一部分氣流從端蓋徑向柵格孔排出，易形成回流現象，導致前后扇葉流通流量低且增大氣動噪聲。

3.2反方向旋轉工況的氣動噪聲特性

根據數值模擬得到的聲壓信號進行總聲壓級計算，得到轉速為14 000 r/min工況下的總聲壓級，圖13為交流發電機正/反方向運行工況下的總聲壓級對比圖。由圖13可知，交流發電機以反方向運行時的各監測點總聲壓級均較正方向運行工況大，且前后監測點的聲壓級與正方向運行工況相差最多，最大聲壓級相差9.17 dB。由于前后噪聲監測點布置在交流發電機軸向0.5 m處，當反方向運行時，軸向柵格排出氣流，由于大渦的破裂以及小渦的形成過程等因素，導致前后噪聲監測點的氣動噪聲值偏大。

圖12　反方向運行的前、后風扇速度矢量圖

圖13　遠場測點的正/反方向聲壓級比較

圖14為交流發電機正/反方向運行的質量流量對比結果。由圖14可知，交流發電機以反方向運行時監測面的質量流量與正方向旋轉運行時得到的監測面流量方向相反；反方向運行時的質量流量小于其正方向運行工況時的質量流量，且質量流量最大相差62.87g/s。

圖14　遠場測點的正/反方向質量流量比較

綜上可見，交流發電機反方向旋轉工況下的氣動噪聲比正方向工況大且其主要監測面的質量流量低，可能會因冷卻散熱效果差而降低交流發電機的壽命。

4　結語

（1）大渦模擬和FW-H方程相結合，可以較好地預測交流發電機冷卻風扇的總噪聲和旋轉噪聲的幅值。總噪聲最大預測偏差4.02 dB，第12和18主要階次旋轉噪聲預測偏差分別為2.3 dB和3.3 dB。在該型交流發電機氣動噪聲總的貢獻量上，第6、8、10、12和18等階次是主要影響階次。氣動噪聲主要噪聲源為前后扇葉。

（2）反方向運行時的交流發電機遠場氣動噪聲總聲壓級較正方向運行時大9.17 dB，各監測面的質量流量較正方向運行時小62.87 g/s。建議在實際情況下，交流發電機最好在正方向旋轉工況下運行，避免長時間反方向運行，這樣離心風扇不僅對交流發電機具有很好的冷卻散熱作用且氣動噪聲小，風扇流通流量大。

參考文獻：

[1]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.

[2] Sang Joon Suh, Jintai Chung, Byung Duk Lim, 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.

[3]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.

[4]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.

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

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

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

[8] Ffowcs-Williams JE, 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.

[9] 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.

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

通訊作者：閆兵，男，博士，教授。E-mail:yanbingwd@163.com

作者簡介：張亞東（1987-），男，甘肅省會寧縣人，博士生，主要研究方向為車輛空氣動力學與計算流體力學。

基金項目：高速鐵路基礎研究聯合基金資助項目（U1234208)；國家自然科學基金資助項目（51475394）

收稿日期：2015-10-29

文章編號：1006-1355(2016)02-0148-05

中圖分類號：TM301. 4+3

文獻標識碼：ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.033