考慮進風口風筒和雙機影響的動車組軸流冷卻風機噪聲特性試驗研究

冀怡名，張淑敏，劉清源，圣小珍，徐凡，唐靈芝

考慮進風口風筒和雙機影響的動車組軸流冷卻風機噪聲特性試驗研究

冀怡名1，張淑敏1，劉清源1，圣小珍2，徐凡1，唐靈芝3

（1.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031；2.上海工程技術大學 城市軌道交通學院，上海 201620；3.湖南天雁機械有限責任公司，湖南 衡陽 421005）

為了明確某企業(yè)研發(fā)的一款動車組軸流冷卻風機的噪聲水平和特性，參照國標GB/T 3767－2016布置試驗測點，對此軸流風機產(chǎn)生的噪聲進行了現(xiàn)場試驗，并基于風機試驗數(shù)據(jù)進行了噪聲特性分析。結果表明：此軸流風機噪聲主要由寬頻和離散噪聲組成，前者的占比約為后者的1.8倍；動葉片的前三階BPF在離散噪聲中占據(jù)主導地位；進風口處的風筒主要降低高頻段的噪聲；單、雙風機運行時的噪聲差值主要體現(xiàn)在動葉片的前兩階BPF上；通過靜壓來控制風機噪聲時，應保持靜壓在1030～1150 Pa之間；出風口噪聲的貢獻率約為進風口的兩倍；機殼振動聲輻射主要表現(xiàn)在低頻段；新樣機出風口測點的A計權聲壓級降低了2.23 dB(A)，在離散噪聲中，動葉片的第一階BPF噪聲下降幅度最大。

聲學；軸流風機；噪聲試驗；噪聲源；頻譜分析；振動聲輻射

高速列車的升級換代對列車的噪聲水平要求越來越高，為此需要控制主要聲源部件的噪聲水平。動車組用冷卻風機為牽引變壓器散熱，是高速列車主要的輔助設備之一，也是主要聲源部件之一，研究其噪聲特性對高鐵噪聲控制具有重要意義。

本文研究的動車組牽引變壓器冷卻風機采用軸流風扇結構，產(chǎn)生的噪聲可分為三大類[1]：機械噪聲、電磁噪聲、氣動噪聲。機械噪聲主要是指電機軸承和動葉輪連接處的擠壓和碰撞所產(chǎn)生的聲音；電磁噪聲主要是由于電動機內部磁場變化導致外部構件振動所產(chǎn)生的聲音；氣動噪聲主要是氣體流過風機內部表面產(chǎn)生的壓力脈動以及在一些區(qū)域產(chǎn)生渦流所導致的噪聲；氣動噪聲為軸流風機噪聲的主要成分。

國內外研究人員對軸流風機的噪聲特性展開了大量研究。Lim T G[2]對軸流風扇采用后掠翼梢小翼和30%覆蓋罩時的非定常流場和流致噪聲特性進行了實驗和數(shù)值分析，揭示了流動誘發(fā)噪聲特性的改變；Jang C M[3]采用小波變換分析了某型風機轉子葉片脈動壓力的頻率特性，利用大渦模擬結果得到了轉子葉片上的脈動壓力，發(fā)現(xiàn)了風機噪聲的產(chǎn)生主要是由于風機內部的非定常流動，如葉尖渦和前緣分離渦；肖夏等[4]利用ANSYS-CFX軟件對旋轉機械進行有限元仿真模擬，得到其流場特征，還發(fā)現(xiàn)導流罩可以提高旋轉機機械的工作效率；劉剛等[5]提出對葉片進行一定葉尖小翼處理可以降低風機的氣動噪聲。

降低噪音有很多方式，比如采用鋸齒形葉片、葉片表面打孔、外部增加消音器、表面噴涂消音材料等[6-7]，而對于本文研究的冷卻風機，由于安裝空間的限制，對其結構不能大幅修改，所以只能對葉輪進行研究，通過改變葉片的參數(shù)來降低噪音。

上述文獻中研究的軸流風機結構較為簡單，多數(shù)是由一級動葉輪和一級導風葉輪組成。動車組用牽引變壓器冷卻風機的結構相對常見的冷卻風機來說結構要復雜很多，是由進風口動葉輪、靜葉輪、出風口動葉輪組合而成的復雜軸流風機，即具有“P＋M＋R”結構[8]。目前對這種復雜結構軸流風機的噪聲特性研究文獻不多，文獻[9]根據(jù)GB/T 2888－2008[10]對本文所研究的風機優(yōu)化前的噪聲進行了測試，并結合一個簡化的仿真模型，對噪聲進行了初步分析，提出了降噪設計方案。

本文在文獻[9]工作的基礎上，提出了新的降噪設計方案，并制造了新的樣機。根據(jù)標準GB/T 2888－2008[10]和GB/T 3767－2016[11]對新樣機進行了噪聲測試。這次試驗加入了進口風筒和雙風機同開的工況。本文對這次試驗結果進行了分析。

1 冷卻風機噪聲試驗

1.1 冷卻風機結構介紹

如圖1所示，相比于文獻[9]中的風機結構，新樣機主要將進風口葉片數(shù)由11增加到14，出風口的葉片數(shù)由10增加到13，其他結構保持不變，風機額定轉速仍為1470 r/min。改變葉片數(shù)的目的主要是改善風機內部的流場，從而降低噪聲。

1.2 冷卻風機噪聲試驗

本測試在某空曠廠房中進行，廠房可近似認為是半自由聲場。如圖2所示，風機底部由座架支撐，支撐高度為1.5 m[11]，能夠有效避免地面對風機進風口（無風筒時）和出風口流場的影響。圖2（a）為單臺風機測試圖，進風口安裝有風筒，以便控制風機進風的靜壓，圖2（b）為雙臺風機并聯(lián)的測試圖，兩臺風機之間的橫向距離為70 cm，模擬動車組雙風機的使用情況。試驗所用設備如表1所示。

對于機械設備，通常通過測試設備所輻射的聲功率級來評價設備的噪聲水平。為得到風機聲功率，不同于文獻[9]，本文對新樣機進行噪聲試驗時采用GB/T 3767－2016[11]。根據(jù)該標準確定了圖3所示的噪聲測點布置。從圖3（a）可看出，相對于文獻[9]，本文除測點分布位置不同外，還將測點數(shù)由8個增加到9個。對于雙風機同時運行的噪聲測試，測點全部分布在風機軸線所在水平面內，如圖3（b）所示。

表1 試驗設備

圖1 軸流風機

圖2 現(xiàn)場測試

圖3 噪聲測點布置

為了研究不同靜壓、有無風筒、雙臺風機運行等情況下的噪聲特性，對風機進行了如表2所示的試驗工況測試。

表2 試驗工況

根據(jù)標準，首先對風機進行了背景噪聲測試。測試結果表明，各工況下各測點的聲壓級與背景噪聲的差值為18～61 dB(A)，均高于15 dB(A)，因此背景噪聲滿足測試要求。

2 測試結果及分析

2.1 風機噪聲頻譜特性分析

圖4給出了工況5（靜壓524 Pa、有風筒）和工況2（靜壓1100 Pa、有風筒）測點1（進風口）和測點4（出風口）的噪聲窄帶頻譜。可以看出，峰值頻率均對應于進風口和出風口動葉輪的BPF（Blade Passing Frequency，葉片通過頻率）階次頻率。表3給出了靜壓為524 Pa和1191 Pa時，工況2（靜壓1100 Pa、有風筒）測點3（右測點）的進風口和出風口的前3階BPF頻率對應的A計權聲壓級。

由表3可以看出，出風口和進風口相同的BPF階次下，出風口對應的A計權聲壓級比進風口對應的A計權聲壓級大，因此，對于降低風機的離散噪聲，可優(yōu)先考慮出風口。

為了明確風機的離散噪聲和寬頻帶噪聲占比，需進行功率譜密度計算：

圖4 測點1和測點4的噪聲頻譜

表3 測點3（右測點）在BPF階次頻率上的A計權聲壓級

根據(jù)式（1）對工況2測點3的聲壓進行計算，得到功率譜密度曲線。取離散頻率處的帶寬為12 Hz（旋轉基頻的一半），將功率譜密度在頻率范圍內積分可以求解得到不同離散噪聲的聲功率。

圖5給出了動葉輪各階BPF對風機總聲能量的占比，可知，離散頻率中，出風口的第一階BPF占比最大，為11.72%，其次是進風口的第一階BPF，為8.52%；占比較高的為動葉輪前三階BPF，三階以上的動葉輪BPF占比并不突出，均低于1%。出風口、進風口的動葉片離散噪聲占比依次為18.9%、14.8%。

動葉片離散噪聲聲能量占比為33.7%，寬頻帶噪聲（400～2000 Hz）的聲能量占比為60.7%，由此可以看出該風機噪聲以寬頻帶噪聲為主，約為離散噪聲的1.8倍。雖然離散噪聲相對于寬頻噪聲占比較小，但是離散噪聲也不能忽略，因為離散噪聲對聲品質的影響較大。

圖5 動葉輪離散噪聲占比

圖6給出了工況2下測點1的1/3倍頻程的A計權聲壓級圖，低于最高值10 dB(A) 的頻段區(qū)域為噪聲顯著頻段（虛線框所示）[12]，由圖6可以看出，該風機噪聲的聲能量主要集中在315～4000 Hz頻段內，在0～1000 Hz范圍內聲壓級隨著頻率的增大而顯著增加，峰值出現(xiàn)在中心頻率為1000 Hz處。

圖6 風機測點1的1/3倍頻程頻譜特性

2.2 進口靜壓對風機噪聲的影響分析

風機的進口靜壓越大，流體流經(jīng)風機內部需要克服的阻力就越大，導致風機送風量減少，從而降低風機的性能。對此風機進行降噪時，需要保證該風機的冷卻性能，因此，本文研究進口靜壓對風機噪聲的影響，從而確定降噪時的最佳靜壓范圍。

圖7給出了工況3～7的測點3在不同進口靜壓下的A計權總聲壓級，可知，測點3的A計權總聲壓級隨著進口靜壓的增加逐漸降低，且在超過額定靜壓1100 Pa時，風機的噪聲下降速度明顯快于其余靜壓段。這是由于風機進口靜壓超過其額定靜壓會使風機通風量急劇減少，從而降低風機的氣動噪聲。但通風量的減少會導致風機的性能降低，因此在通過增大進口靜壓降低風機噪聲時，要綜合協(xié)調風機的各項性能參數(shù)，不得以降低風機性能為代價。

圖7 不同進口靜壓下風機的A計權總聲壓級

根據(jù)GB/T 3767－2016[11]利用聲壓法計算恒定轉速下不同進口靜壓對應的風機的A計權聲功率級，結果如表4所示。

表4 不同進口靜壓下風機的A計權聲功率級

由表4分析可得，此風機的A計權聲功率級隨著進口靜壓的遞增而逐漸減小。進一步對風機靜壓和A計權聲功率級的關系進行擬合，如圖8所示。得到關系式為：

由擬合關系可得，進口靜壓每增加100 Pa，風機的A計權聲功率級降低0.53 dB(A)。在前期設計過程中，該風機的A計權聲功率級要求低于100 dB(A)，根據(jù)靜壓與聲功率的擬合關系，此時進口靜壓必須高于751.09 Pa。由風機的性能曲線[1]可知，隨著流量的增大，風機的效率先增大后減小，而靜壓的增大意味著氣體流動的阻力增大，從而導致風機流量的減少。為保證風機效率在60%～65%，綜合考慮以上因素，后續(xù)對此風機進行降噪設計時，需要保證風機的進口靜壓控制在1030～1150 Pa。

圖8 進口靜壓與A計權聲功率級的擬合關系

將進風口和出風口測量面的聲功率級近似認為進風口和出風口兩個聲源的聲功率級，得到表5。可以看出，出風口的聲功率級比進風口的高出約3 dB(A)，將聲功率級換算成聲功率后，得到出風口的噪聲貢獻率約為進風口的兩倍。這是由于進風口采取了M型流線結構，改善了其進氣情況，從而使得進風口的噪聲降低，而出風口采取平面結構，使得氣體在出風口正前方形成較大的漩渦，從而增加風機的氣動噪聲。為減少漩渦的產(chǎn)生，可在出風口增加一個導流器，使得氣流平穩(wěn)過渡，從而降低出風口的噪聲。

表5 進風口、出風口的A計權聲功率級

2.3 風筒對風機噪聲的影響分析

風筒可隔離進風口的噪聲，理論上可降低風機的噪聲，為了了解風筒的降噪特性，本文研究進風口安裝風筒對風機噪聲特性的影響。

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)得到，進風口安裝風筒時，進風口測點1、右側測點3和出風口測點4的A計權聲壓級分別降低了4.5 dB(A)、1.1 dB(A)和0.5dB(A)，可見進風口安裝的風筒可以降低風機的噪聲，且主要降低進風側的噪聲。

由圖9可以看出，噪聲能量主要集中在315～4000 Hz頻段內，315 Hz對應的頻帶內的降噪量最大（8.24 dB(A)），在630～4000 Hz頻段的降噪量比較均勻，大約為4～5 dB(A)。

圖9 工況1和2測點1的1/3倍頻程頻譜特性

此外，在低頻段，風機風筒幾乎無法起到降噪效果，甚至出現(xiàn)噪聲增加的情況。這可能是由于在低頻段時，風筒存在低頻的振動噪聲，從而導致噪聲的增加。

由表6可以看出，在離散頻率中，風筒主要降低了進風口和出風口的第1階BPF噪聲，且降低幅度明顯大于第2和第3階。

表6 工況1和2時測點1的動葉片BPF對應的A計權聲壓級及其差值

2.4 單、雙分機運行時的噪聲對比研究

動車組車廂的下部兩側各安裝一臺該冷卻風機，以適應動車組列車較大的散熱需求。風機個數(shù)的增加，必然會導致噪聲的增加，所以本文對比研究單、雙風機運行時的噪聲特性。

測試結果表明，單臺風機運行時對稱測點1的A計權聲壓級為96.08 dB(A)，雙臺運行時的A計權聲壓級為98.97 dB(A)，兩者相差2.89 dB(A)，根據(jù)聲源疊加原理，兩個相同的聲壓級在同一點疊加后的差值為3 dB(A)，試驗結果和理論計算有一定偏差，是因為風機加工過程中存在加工誤差，無法保證兩臺風機完全一致，從而無法保證兩個風機在對稱測點1上產(chǎn)生相同的聲壓級。

為了更清楚地了解兩種情況下各頻段的噪聲差值，給出了圖10。由圖可知，該風機的聲能量集中頻段315～4000 Hz內，在中心頻率為315 Hz處的差值最大，為11.57 dB(A)，其次是630 Hz，為8.41 dB(A)；800～4000 Hz頻段內噪聲的差值較小。

圖10 單、雙機運行時對稱測點1的1/3倍頻程圖

由表7可以看出，單臺風機和雙臺風機的噪聲差值主要體現(xiàn)在前兩階BPF上。

表7 單、雙機運行時對稱測點1的動葉片BPF對應的A計權聲壓級及其差值

再回到圖10分析，動葉片的第1、2階BPF在315～800 Hz頻段內，這導致了圖10中315～800 Hz噪聲差值較大；在風機的顯著頻段內，動葉片前兩階BPF噪聲僅影響315～800 Hz頻段，對800～4000 Hz頻段的影響較小，而噪聲屬于寬中頻噪聲，所以，雖然動葉片的前兩階BPF噪聲差值較大，但總的噪聲差值卻很小。

3 基于脈動球源理論的風機機殼振動的聲輻射估算

大量文獻[3-7]表明，在對風機進行氣動噪聲的數(shù)值仿真時，很多模型都沒有考慮機殼振動對聲場的影響。但對于本文研究的復雜風機，機殼振動的聲輻射在數(shù)值仿真時是否可被忽略，還未明確。所以本文對該風機機殼振動的聲輻射進行估算。

測試時，在機殼表面布置了加速度測點，為了簡化問題，將該測點的振動近似視為整個機殼整體的平均振動水平，基于脈動球源理論估算其所輻射的聲場[14]。

圖11給出了由工況1測點2的試驗總噪聲聲壓和由機殼振動所輻射的聲壓對比，可以看出，當頻率低于300 Hz時，機殼振動輻射的噪聲和實際測試的噪聲十分接近，差值在5 dB(A)以內，對試驗總噪聲的影響較大；隨著頻率增大，機殼振動所輻射的噪聲對試驗總噪聲的影響越來越小。

經(jīng)計算，機殼振動輻射的A計權聲功率級為83.23 dB(A)，風機整體的A計權聲功率級為98.13 dB(A)，將聲功率級換算成聲功率，得到機殼振動輻射的聲功率占風機整體的3.24%。

圖11 測點2（右測點）的機殼振動估算噪聲和試驗總噪聲

因此，在仿真計算時，當研究內容需要考慮低頻段噪聲時，機殼振動的聲輻射不可被忽略；但機殼振動輻射噪聲對整體風機噪聲的貢獻較小，為了簡化計算和節(jié)省時間，數(shù)值模擬時可以不考慮機殼振動的聲輻射。

需要指出的是，本文只是對機殼振動做定性分析來指導仿真計算，而不是傳遞路徑分析。如果需要了解機殼振動傳遞最重要的路徑及其貢獻，則需要進行傳遞路徑分析。

4 新樣機與文獻[9]風機的噪聲對比

前面已經(jīng)指出，為了降低氣動噪聲，新樣機是在文獻[9]的基礎上，增加了動葉片數(shù)。為了了解新樣機的降噪效果，采用文獻[9]中的噪聲測試方法對新樣機進行噪聲測試，對不同測點的A計權總聲壓級進行對比，如圖12所示。

圖12 新樣機與文獻[9]風機噪聲對比

由圖12可知，相比于文獻[9]風機，新樣機的聲壓級均有所下降，其中測點1～6和進風口測點7的A計權聲壓級降低了約1.5 dB(A)，出風口測點8的A計權聲壓級降低了2.23 dB(A)，可以看出，新樣機的氣動噪聲相對于文獻[9]中的風機有明顯下降。

根據(jù)文獻[17]可知，兩級葉輪的葉片數(shù)量與風機流場的穩(wěn)定性和風機效率密切相關，新型風機的葉片數(shù)設計使得風機內部氣流均勻性增加，流動更加連續(xù)，壓力脈動減弱，從而降低了風機的噪聲。

為了進一步分析新型風機的降噪效果，給出了圖13、表8。由圖13可以看出，由于動葉輪葉片數(shù)的變化，新樣機噪聲的離散頻率有所改變。由表8可以看出，試驗風機在出風口和進風口的第1階BPF處的降噪量明顯大于第2、3階處的降噪量，由此可得，新樣機主要是降低了第1階BPF處的噪聲。

圖13 新樣機與文獻[9]風機測點4（出風口）的噪聲窄帶頻譜圖

表8 新樣機與文獻[9]風機的各階BPF頻率所對應的A計權聲壓級及其差值

由以上分析可得，通過調整風機動葉輪的葉片數(shù)，使得風機噪聲水平有明顯下降。離散噪聲的降低表明了風機內部氣流的不穩(wěn)定性有所緩解，而寬頻帶噪聲的降低說明由于葉片處渦脫落和氣體沖擊葉片所造成的壓力脈動有所降低[17]。

5 結語

本文通過對動車組軸流冷卻風機進行噪聲試驗，研究了不同工況下的噪聲特性以及機殼振動對噪聲的貢獻等，具體結論如下：

（1）風機的噪聲主要是寬頻噪聲和離散噪聲，前者占比為后者的1.8倍，動葉片的前3階BPF為離散噪聲的主要部分；該風機噪聲的聲能量主要集中在315～4000 Hz范圍內，其峰值出現(xiàn)在1000 Hz附近。

（2）風筒主要降低動葉片的第1階BPF噪聲；單、雙風機運行時的噪聲差值主要體現(xiàn)在動葉片的前兩階BPF噪聲差值上。

（3）風機的A計權聲功率級隨著靜壓的增大呈線性降低，在降低風機噪聲時，需將靜壓控制在1030～1150 Pa；出風口的噪聲貢獻率約為進風口的兩倍。

（4）機殼振動聲輻射主要表現(xiàn)在低頻段；當研究內容需要考慮低頻段噪聲時，機殼振動的聲輻射不可被忽略。

（5）新樣機出風口測點的A計權聲壓級降低了2.23 dB(A)，且寬頻和離散噪聲均有所降低；在離散噪聲中，動葉片的第1階BPF噪聲降低幅度最大。

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Experimental Study on Noise Characteristics of Axial Cooling Fan for EMU Considering the Influence of Air Inlet Duct and Double Fans

JI Yiming1，ZHANG Shumin1，LIU Qingyuan1，SHENG Xiaozhen2，XU Fan1，TANG Lingzhi3

( 1.State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China;2.School of Urban Railway Transportation, Shanghai University of Engineering Science, Shanghai 201620, China; 3.Hunan Tianyan Machinary Co.,Ltd., Hengyang 421005, China)

In order to clarify the noise level and characteristics of an axial cooling fan on multiple units developed by an enterprise, the measuring points are arranged according to the national standardGB/T 3767-2016 to test the noise produced by the axial flow fan and analyze the noise characteristics based on the test data of the fan. The results show that: the noise of the axial flow fan is mainly composed of broadband and discrete noise, the proportion of the former is about 1.8 times that of the latter; the first three order BPF of the moving blade is dominant in the discrete noise; the air duct at the inlet mainly reduces the noise of high frequency band; the noise difference between the single and double fans is mainly reflected in the first two order BPF of the moving blade; when the fan noise is controlled through the static pressure, the static pressure is expected to be kept between 1030 Pa and 1150 Pa; the contribution rate of the air outlet noise is about twice that of air inlet; the acoustic radiation of casing vibration mainly occurs in the low frequency band; the A-weighted sound pressure level at the outlet measuring point of the new fan decreases by 2.23 dB(A); the first-order BPF noise of the moving blade decreases the most among the discrete noises.

acoustics；axial flow fan；noise test；noise source；spectrum analysis；vibration sound radiation

TH432.1

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.09.006

1006-0316 (2021) 09-0035-09

2021-01-15

國家重點研發(fā)計劃（2016YFE0205200）；國家自然科學基金（U1314201）

冀怡名（1996－），男，山西晉中人，碩士研究生，主要研究方向為軌道交通噪聲振動控制，Email：354810343@qq.com。

通訊作者：圣小珍（1962－），男，江西永新人，博士，教授、博士生導師，主要研究方向為振動噪聲理論，Email：shengxiaozhen@hotmail.com。