采用鋸齒結(jié)構(gòu)的車輛冷卻風扇降噪研究

唐 杰,朱茂桃

(江蘇大學 汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

作為汽車運行過程中最主要的噪聲，發(fā)動機噪聲一直受到車輛NVH工程師們的重視。一款性能優(yōu)異的軸流式冷卻風扇不僅能夠確保發(fā)動機運行的穩(wěn)定性，而且具有較好的NVH性能。冷卻風扇噪聲形式主要為氣動噪聲[1]。在保證氣動性能的同時，設計一款氣動噪聲性能優(yōu)異的發(fā)動機冷卻風扇具有重要意義。

國內(nèi)外學者為風扇單體降噪研究付出了大量努力。葉紫陽[2]借助CFD仿真，結(jié)合單一變量法對不同結(jié)構(gòu)的非光滑葉片風扇進行計算對比，分析了不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)對風扇的氣動性能和氣動噪聲性能的作用。黃琪琪等[3]以NACA65-010為基礎加工出翼型應用于軸流風機上，并引入傾斜鋸齒后緣結(jié)構(gòu)，發(fā)現(xiàn)在1 800 r/min轉(zhuǎn)速下，比傳統(tǒng)鋸齒擁有更好的降噪效果。同航等[4]通過數(shù)值模擬論證了波浪形前緣靜子葉片能夠使高速軸流風扇的離散噪聲得到一定的抑制。楊景茹等[5]采用大渦模擬對含后緣鋸齒結(jié)構(gòu)的葉片進行流場分析，發(fā)現(xiàn)后緣鋸齒可以對邊界層的分離產(chǎn)生延遲作用。袁宏偉[6]發(fā)現(xiàn)具有包括波浪前緣、正弦后緣以及表面凹坑的耦合仿生結(jié)構(gòu)的葉片對氣動噪聲性能有著積極的影響,且可以保證氣動性能不下降。劉家成等[7]通過非光滑表面技術，分析并總結(jié)出葉片表面的凹坑結(jié)構(gòu)對氣動性能、繞流流場和噪聲特性具有積極作用。黃珊[8]為控制風扇氣動噪聲，采用了不等間距風扇、非光滑表面風扇和鯊魚鰭式風扇3種策略，仿真驗證后發(fā)現(xiàn)都具有較好的降噪效果。黃毅等[9]通過試驗分析了運用DES和LES 2種模型數(shù)值模擬的準確性，發(fā)現(xiàn)DES模型預測離散噪聲比較準確，而LES模型預測寬頻噪聲比較準確。Arce León等[10]研究了帶有尾緣鋸齒結(jié)構(gòu)的翼型在不同攻角和偏斜角下的噪聲表現(xiàn)和流場結(jié)構(gòu)，發(fā)現(xiàn)尾緣鋸齒結(jié)構(gòu)在偏斜角為0°時對1～5 kHz頻率范圍內(nèi)的氣動噪聲具有抑制作用。Avallone等[11]將鋸齒的長度設置為邊界層厚度的整數(shù)倍并對噪聲進行數(shù)值求解，發(fā)現(xiàn)在翼型后緣布置金屬且鋒利的鋸齒相比傳統(tǒng)鋸齒能減少約2 dB遠場寬頻噪聲。Ryi等[12]通過風洞實驗的方法，研究了葉片尾緣分別加裝直鋸齒與傾斜鋸齒對風機噪聲的影響，發(fā)現(xiàn)兩者均能降低噪聲。Min-Jun Park等[13]通過研究葉片表面上的壓力信息，分析了由模型和尾流相互作用引起的寬頻噪聲的來源。Biedermann等[14]通過試驗的方法發(fā)現(xiàn)風扇葉片引入前緣鋸齒結(jié)構(gòu)可以對2 000 Hz以下的寬頻噪聲起到一定的抑制作用。

為實現(xiàn)葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化以達到降噪且風量不下降的目的，充分考慮響應曲面法在風扇降噪問題中的適用性，本文針對具有鋸齒不等高、角度傾斜特征的葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)基本參數(shù)，進行正交試驗設計，得到了風扇氣動性能和氣動噪聲性能的敏感參數(shù)及最優(yōu)參數(shù)水平潛在區(qū)間。以此為基礎，經(jīng)Box-Behnken試驗擬合出響應曲面代理模型并求解得最優(yōu)鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)組合，經(jīng)CFD/CAA聯(lián)合仿真方法驗證了優(yōu)化后風扇的聲場與流場，為車用冷卻風扇的降噪研究及參數(shù)設計提供了新的思路。

1 渦聲理論

渦聲理論[15]認為葉片在轉(zhuǎn)動過程中與氣流相互作用，會形成尺度不一的渦流，且這些渦流的尺度以及分布狀況會隨著流場的運動而不斷變化。這個過程引起流場中能量和動量的傳遞以及變化，從而產(chǎn)生了噪聲。渦聲理論改善了FW-H方程和Lowson方程無法求解非周期性噪聲的局限性，可有效提高風扇寬頻渦聲的計算精度。渦聲方程為:

(1)

(2)

式中：B為空氣流總焓；c為聲速；D為湍動能；ω為渦矢量；u為速度矢量；ρ為空氣密度。對于本文的低馬赫數(shù)流動情況，將空氣視為不可壓縮的恒溫流體[16]，則渦聲方程可以簡化為：

(3)

式中，左側(cè)項描述聲場傳播過程，右側(cè)項為氣流渦聲源，不難發(fā)現(xiàn)，若渦量為0則噪聲值也為0，可直觀表明噪聲與空氣渦量的緊密聯(lián)系。

2 CFD/CAA聯(lián)合仿真

2.1 流場計算

如圖1所示為企業(yè)提供的冷卻風扇實物，該冷卻風扇為9葉片布局，其風扇外徑為362 mm，輪轂直徑為136 mm，輪轂比為0.4。

圖1 冷卻風扇實物圖

以滿足計算精度要求為前提，將對冷卻風扇氣動性能及氣動噪聲性能數(shù)值模擬精度影響較小的微小結(jié)構(gòu)進行簡化，包括鋁合金嵌件、凸耳、部分細小的加強筋、插接件等。風扇輪轂電機以及風架中心采用尺寸相當?shù)膶嵭膱A柱體替代，護風圈簡化為實心圓環(huán)。參照試驗，建立直徑為364 mm的圓柱包絡體包絡扇葉模型以模擬扇葉近壁面處的氣流狀態(tài)，建立橫截面與試驗風道截面一致(1 300 mm×1 300 mm)、長度為4 000 mm的長方體并進行布爾求差即得風洞模擬模型，如圖2所示，該模型可有效避免計算時回流現(xiàn)象的產(chǎn)生。

圖2 流場計算模型示意圖

針對冷卻風扇葉片曲面結(jié)構(gòu)復雜的情況，為保證數(shù)值模擬精度并提高網(wǎng)格劃分效率，決定采用自適應性強的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進行網(wǎng)格劃分。對網(wǎng)格進行無關性驗證后，將內(nèi)流域的網(wǎng)格尺寸設置為2 mm，外流域的網(wǎng)格尺寸設置為30 mm。在內(nèi)外流域交界處設置合適的網(wǎng)格相關度，冷卻風扇葉片的吸力面和壓力面網(wǎng)格大小設置為1 mm，葉片前緣與后緣面的網(wǎng)格大小設置為0.3 mm。葉片作為氣動噪聲重點研究對象，在表面劃分膨脹層網(wǎng)格，第一層網(wǎng)格高度設定為0.004 mm(控制葉片壁面的y+數(shù)在1以下)，一共27層，增長率為1.2，膨脹層網(wǎng)格總厚度約為2.73 mm，圖3為劃分好的葉片壁面上的邊界層網(wǎng)格局部示意圖。劃分好的冷卻風扇流場的網(wǎng)格模型網(wǎng)格總數(shù)約為2 000萬。

圖3 邊界層網(wǎng)格局部示意圖

對冷卻風扇穩(wěn)態(tài)流場的計算，各項設置如下：在入口與出口設置靜壓值，入口處靜壓值設為0 Pa，出口處的靜壓值按照試驗過程中測得的實際靜壓設置，除了入口處的5個面、出口處的1個面，以及內(nèi)外流域的交界面，其余壁面為無滑移絕熱壁面(見圖2)；湍流模型選用RNGk-ε模型，以二階迎風格式作為方程離散格式。在求解穩(wěn)態(tài)流場結(jié)束之后，將求解的結(jié)果作為初場再進行瞬態(tài)計算，求解出葉片表面的壓力脈動值。借助LES Smagorinsky模型，在內(nèi)外流域交界面選用瞬態(tài)轉(zhuǎn)子定子插值方法，采樣頻率與時間步長遵循保證計算準確性且節(jié)約計算資源的原則[17]為：

(4)

式中：fs為采樣頻率；Δt為時間步長；fmax為采樣信號截止頻率，據(jù)試驗可知噪聲分析的fmax值為5 000 Hz。

2.2 聲場計算

在冷卻風扇氣動性能計算結(jié)束后，依據(jù)式(3)計算渦聲源分布，利用渦聲理論定性地分析渦量和噪聲之間的關系。將風扇視為緊致聲源，在風扇旋轉(zhuǎn)2 r流場趨于穩(wěn)定后，截取穩(wěn)定轉(zhuǎn)動5 r區(qū)間內(nèi)脈動平穩(wěn)的流場數(shù)據(jù)并導入LMS Virtual.lab軟件，經(jīng)積分變換即得到各坐標軸方向的等效旋轉(zhuǎn)偶極子聲源。導入風架孔網(wǎng)格作為風扇噪聲邊界以模擬風架孔對風扇聲場的作用。采用間接邊界元法建立半徑為1 m、球心為風扇中心點的球形場點網(wǎng)格，并將風扇進風口側(cè)的旋轉(zhuǎn)軸線與球面交匯點作為聲壓級監(jiān)測點，最終建立的聲場計算模型如圖4所示。按照試驗工況(實測轉(zhuǎn)速2 235 r/min，出口靜壓-0.1 Pa)，依據(jù)渦聲理論及Lowson方程，同時求解時域條件下的寬頻噪聲及離散噪聲并記錄監(jiān)測點處的聲壓級。

圖4 聲場計算模型示意圖

2.3 氣動性能試驗驗證

為驗證流場的仿真結(jié)果，在企業(yè)氣動性能實驗室的A型風室式冷卻風扇氣動性能試驗臺進行試驗。具體試驗布置及試驗環(huán)境如圖5所示。

經(jīng)過試驗驗證，標準風量和靜壓效率的仿真與試驗誤差都在5%以下，符合工程中的應用要求。圖6為冷卻風扇在不同工況下氣動性能仿真與試驗結(jié)果。可以看出，當出口靜壓值不斷提高時，標準風量逐漸減小，靜壓效率逐漸增大，但是標準風量與靜壓效率的仿真較試驗誤差都逐漸變大。該誤差逐漸變大的原因：氣動性能試驗臺的氣密性稍有缺陷以及具有安裝誤差；另外，在仿真建模階段，對眾多細節(jié)結(jié)構(gòu)進行了簡化，造成了誤差。

圖6 氣動性能試驗結(jié)果與仿真結(jié)果曲線

2.4 聲場試驗驗證

為驗證氣動聲學的仿真結(jié)果，在半消音室環(huán)境中完成風扇噪聲性能試驗，進風口處噪聲監(jiān)測點布置位置與聲學仿真模型相同，具體噪聲試驗布置及試驗環(huán)境如圖7所示。

圖7 冷卻風扇噪聲性能試驗場景圖

圖8為風扇進氣側(cè)監(jiān)測點處的聲壓級頻譜試驗值與仿真值。由圖8可知：監(jiān)測點處的數(shù)值計算結(jié)果與試驗結(jié)果在整體上較為一致，風扇噪聲以低頻離散噪聲為主，且均在一階諧頻處達到最大峰值；監(jiān)測點處的A計權(quán)總聲壓級仿真結(jié)果較試驗值略低，且寬頻噪聲仿真誤差大于離散噪聲仿真誤差，誤差原因總結(jié)如下：① 數(shù)值仿真結(jié)果存在偏差，如未精確模擬風架附近因空氣渦流引起的噪聲等；② 因風扇噪聲試驗環(huán)境為半消音室環(huán)境，該環(huán)境下會出現(xiàn)聲波反射及折射現(xiàn)象，造成試驗誤差；③ 風扇實際工作時產(chǎn)生的扇葉振動噪聲及電機電磁噪聲會增大噪聲試驗監(jiān)測值。且監(jiān)測點處的A計權(quán)總聲壓級與仿真結(jié)果誤差為3.3%，在5%以下，因此，此CFD/CAA耦合仿真方法可用于對風扇噪聲做進一步研究。

圖8 A點處聲壓級頻譜曲線

3 正交試驗設計

3.1 試驗目的

為明確風扇噪聲的敏感鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)，以實測轉(zhuǎn)速2 235 r/min，出口靜壓-0.1 Pa工況為例對風扇葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)進行正交試驗設計，并借此次試驗結(jié)果分析各變量對風扇氣動噪聲性能與氣動性能的作用趨勢。

3.2 方案確定

圖9為葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)示意圖，采用降噪效果更佳、建模更快的切割式方法在葉片后緣處構(gòu)建鋸齒結(jié)構(gòu)[18]。

圖9 葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)示意圖

對葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)進行參數(shù)化建模時，考慮鋸齒不等高、角度傾斜特征，確定了6個獨立參數(shù)，即：

1) 鋸齒個數(shù)n：指在葉片后緣所構(gòu)建的齒峰的總個數(shù)。則在葉片后緣所構(gòu)建的齒谷的總個數(shù)為n+1。

2) 第一齒谷深度h(mm)：當后緣曲線上某一條切線的切點和齒谷底部點的連線與切線垂直時，記該連線為L，L的長度即為齒谷的深度。將后緣曲線上靠近葉根的端點記為a，靠近葉尖的端點記為b。沿著后緣曲線從端點a往端點b方向，將各個鋸齒的齒谷依次編號，記為C1、C2…Ci…Cn+1。第一鋸谷深度h即齒谷C1的深度。

3) 齒谷深度比k：指齒谷Ci的深度與齒谷Ci-1的深度的比值。

4) 相對弧長位置m：指齒谷C1處連線L上的切點與端點a之間的后緣曲線的弧長與整個后緣曲線弧長的比值。

MRS液體培養(yǎng)基，膜過濾條件下添加偏重亞硫酸鉀溶液，調(diào)整SO2終濃度為20 mg/L、40 mg/L、60 mg/L、80 mg/L。其他試驗步驟詳見1.2.2。

5) 鋸齒角度θ1(°)以及鋸齒角度θ2(°)：連線L將每個鋸齒齒谷分為2個夾角，在端點a側(cè)與端點b側(cè)的夾角分別為鋸齒角度θ1與鋸齒角度θ2。

利用正交試驗主要研究鋸齒結(jié)構(gòu)對風扇結(jié)構(gòu)及性能的影響，因此為盡量避免其他因素對分析優(yōu)化結(jié)果產(chǎn)生影響，依然將原型風扇的風架模型裝配到參數(shù)化模型中。綜合考慮各參數(shù)的相關性、葉片的實際結(jié)構(gòu)及風扇內(nèi)流場分布特點，最終確定的試驗因素與試驗水平如表1表示，其中，A～F為各試驗因素代號。

表1 試驗因素及水平

為探究各試驗因素對冷卻風扇的標準風量及進風口噪聲總聲壓級的作用效果，在不降低風扇氣動性能的前提下降低噪聲，參照L25(56)標準正交試驗表可得25種葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)冷卻風扇模型結(jié)果，如表2所示。

表2 正交試驗方案和結(jié)果

3.3 極差分析

利用前述的CFD/CAA聯(lián)合仿真方法對表2中25種葉片后緣鋸齒后緣風扇的標準風量以及監(jiān)測點處噪聲值進行求解，將表2進行填充。采用極差分析法對正交試驗結(jié)果進行更為直觀的表達，如表3所示。

表3 極差分析結(jié)果

在極差分析法中，極差R值越大，則該因素對評價指標的敏感性越大[19]。因此，對比表3中的R值可得：第一齒谷深度h以及相對弧長位置m這2個因素對冷卻風扇標準風量及監(jiān)測點處噪聲聲壓級的影響頗為顯著，而鋸齒個數(shù)n對于風扇的標準風量的影響比較顯著，齒谷深度比k對風扇監(jiān)測點處噪聲聲壓級影響比較顯著，其中，各因素對于冷卻風扇標準風量的影響顯著程度由大到小為D>B>A>C>E>F，對于風扇監(jiān)測點處氣動噪聲值，各因素的影響顯著程度由大到小為B>D>C>E>A>F。通過比較表3中各個因素不同水平對于監(jiān)測點處噪聲的平均效果值，可以確定降噪效果最優(yōu)的水平組合為Ak4、Bk3、Ck5、Dk3、Ek1、Fk3，即n=6、h=2.2 mm、k=1.1、m=0.3、θ1=10°、θ2=20°。

基于以上分析，為進一步明確各鋸齒結(jié)構(gòu)特征參數(shù)對冷卻風扇性能的作用效果，結(jié)合表1、表2的正交試驗結(jié)果，把各鋸齒結(jié)構(gòu)特征參數(shù)的5個水平值作為橫坐標，把風量和噪聲的試驗值作為縱坐標，分別繪制折線圖以更加清晰地反映趨勢走向，如圖10所示。

對比圖10(a)、10(b)中各因素的影響趨勢走向不難得出：

圖10 各參數(shù)對風扇性能影響曲線

2) 隨著第一齒谷深度h的增加，冷卻風扇的風量先減小再急劇增大，然后又慢慢減小；噪聲值先減小再急劇增大，然后又有所減小。在h=2.2 mm時，冷卻風扇的氣動性能和氣動噪聲性能都達到了最佳，說明選擇合理的第一齒谷深度，可以整體上提高冷卻風扇的氣動與氣動噪聲性能。

3) 隨著齒谷深度比k的增加，冷卻風扇的風量先減小后又急劇增大；噪聲值先緩慢增大后又快速減小。根據(jù)影響趨勢圖，可以推測當k>1.1時，葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)對冷卻風扇將會具有較好的降噪增效效果，可能是因為在葉片后緣的不同位置處氣流速度有差異，設置不同的后緣鋸齒高度可以對流場產(chǎn)生更精細的積極影響。

4) 隨著相對弧長位置不斷向葉尖方向靠近，冷卻風扇的風量先減小再急劇增大，并在m=0.3～0.45時，維持一個風量較大的階段，后又減小；噪聲值先減小，并在m=0.3時達到最小值，后又不斷增大。

5) 隨著鋸齒角度θ1的增加，冷卻風扇的風量先略有增大，后又不斷地緩慢減弱，總體上呈現(xiàn)減弱的趨勢；噪聲值先緩慢增大，并在θ1=25°有小幅減小，后又增大，總體上呈現(xiàn)增強的趨勢。當θ1=10°時，具有最好的降噪效果，同時風扇的風量也比較高。

6) 隨著鋸齒角度θ2的增加，冷卻風扇的風量總體上變化平穩(wěn)，并在θ2=20°時達到最大值；噪聲值先緩慢減小，并在θ2=20°時達到最小值，后又緩慢增大。說明選取合理的鋸齒角度θ2，可以同時提升風扇氣動性能與氣動噪聲性能。結(jié)合式(5)中鋸齒角度θ1的分析，可以發(fā)現(xiàn)當鋸齒向葉尖方向傾斜(θ1=10°，θ2=20°)，且齒尖較為尖銳時(30°)，可以使葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)對冷卻風扇起到較好的降噪增效作用，可能因為當鋸齒為傾斜且較尖銳狀態(tài)，可以對氣流產(chǎn)生較好的引導作用，加強尾跡流與主流的摻混，對尾跡渦產(chǎn)生更好的抑制能力。

4 基于RSM的平面葉型參數(shù)優(yōu)化

4.1 Box-Behnken試驗

Box-Behnken試驗是目前構(gòu)造響應面的常用方法[20]。經(jīng)正交試驗分析，可得出對冷卻風扇監(jiān)測點處噪聲值影響較大的因素為第一齒谷深度h、相對弧長位置m以及齒谷深度比k，以此作為Box-Behnken試驗因素。依據(jù)極差分析結(jié)果及對圖10走勢的分析結(jié)果，估算出利于改善噪聲評價指標的最佳參數(shù)范圍作為Box-Behnken試驗的水平值。具體方案設計及CFD/CAA聯(lián)合仿真結(jié)果如表4所示。

表4 Box-Behnken試驗方案和結(jié)果

4.2 回歸模型構(gòu)建

參照RSM模型的二次多項式表達方法[21]，擬合標準風量以及噪聲值的響應試驗結(jié)果，得到回歸方程如下：

Qv0=2 801.4+55.67X1-64.13X2-34.35X3-

26.72X1X2-47.33X1X3+1.42X2X3-

(5)LA=64.16-0.82X1+0.9X2+1.44X3-

0.9X1X2+0.98X1X3+0.41X2X3-

(6)

為驗證回歸方程在風扇性能優(yōu)化問題中的合理性，進行方差分析，結(jié)果如表5和表6所示。2個回歸模型的平方和分別占總平方和的94.8%和94.6%，可見代理模型擬合作用顯著。對于風量的回歸方程，一次項中x1、x2的P值小于0.01，影響非常顯著；一次項中x3和二次項中x1x3、x12、x32的P值小于0.05，影響顯著，一次項和二次項均有影響顯著的因素，表明各因素對響應值的影響并非簡單的線性關系。對于噪聲值的回歸方程，一次項中x3和二次項中x12的P值小于0.01，影響非常顯著；一次項中x1、x2和二次項中x22的P值小于0.05，影響顯著，一次項和二次項均有影響顯著的因素，表明各因素對響應值的影響不是簡單的線性關系。另外，2個回歸方程失擬項的P值均大于0.05，表明可以較好地預測試驗結(jié)果，可以作為繼續(xù)優(yōu)化的基礎。

表6 噪聲值LA的回歸方程方差分析結(jié)果

為明確各因素之間的交互作用對響應值波動的影響情況，繪制如圖11與圖12所示的響應面。

圖11 各試驗因素對風量Qv0的響應面

圖12 各試驗因素對噪聲值LA的響應面示意圖

4.3 優(yōu)化方案及數(shù)值驗證

以冷卻風扇氣動性能不下降且氣動噪聲性能最佳為最終優(yōu)化任務，求解響應面回歸模型的最優(yōu)值，經(jīng)正交試驗結(jié)果填充，最終確定的最優(yōu)參數(shù)組合為：n=6、h=2.37 mm、k=1.1、m=0.33、θ1=10°、θ2=20°，代理模型預測優(yōu)化后的風扇總聲壓級為59.24 dB(優(yōu)化前總聲壓級為64.23 dB)。

對優(yōu)化后葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)風扇參數(shù)化模型運用CFD/CAA聯(lián)合仿真方法進行驗證，圖13為優(yōu)化前后監(jiān)測點處噪聲聲壓級頻譜。由圖13可見：優(yōu)化后的冷卻風扇監(jiān)測點處的渦流噪聲聲壓級總體上都有所下降，尤其是低頻段的渦流噪聲聲壓級下降得比較明顯；優(yōu)化后的冷卻風扇監(jiān)測點處的離散噪聲聲壓級總體上也呈現(xiàn)下降趨勢，如表7所示，為前三階諧頻處離散噪聲值對比，可見，離散噪聲也得到了較大的抑制；且監(jiān)測點處A計權(quán)總聲壓級為60.85 dB，較優(yōu)化之前降低了3.38 dB，同時冷卻風扇風量未下降，增加了5.4 m3/h。因此，該RSM優(yōu)化方案在不減弱冷卻風扇風量的前提下，實現(xiàn)了對風扇噪聲性能的大幅優(yōu)化，達到了優(yōu)化設計目標。

圖13 優(yōu)化前后監(jiān)測點處聲壓級頻譜曲線

表7 離散噪聲 dB

5 結(jié)論

1) 應用CFD/CAA聯(lián)合仿真方法，在冷卻風扇流場分析基礎上完成噪聲性能計算，通過氣動性能試驗以及噪聲性能試驗證實了CFD/CAA聯(lián)合仿真方法在風扇氣動聲學計算中的關鍵作用。

2) 通過正交試驗及極差分析，確定對氣動性能和氣動噪聲性能影響較大的鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)為第一齒谷深度h、相對弧長位置m、鋸齒個數(shù)n及齒谷深度比k。

3) 在正交試驗基礎上，依托RSM擬合出預測冷卻風扇噪聲的代理模型，經(jīng)檢驗擬合良好，可準確反映風扇風量以及噪聲聲壓級對各鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)的響應結(jié)果。

4) 經(jīng)響應面分析最終確定氣動性能不下降且氣動噪聲性能最佳的鋸齒結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化方案，經(jīng)驗證，優(yōu)化后的冷卻風扇模型噪聲總聲壓級為 60.85 dB，下降幅度達3.38 dB，氣動性能也有小幅改善，說明響應曲面法以及帶有不等高、角度傾斜特征的葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)適用于冷卻風扇的降噪優(yōu)化設計。

5) 葉片后緣鋸齒的高度由葉根向葉尖方向具有一定的比例、鋸齒向葉尖方向一定程度傾斜且較尖銳時，對冷卻風扇的氣動噪聲性能和氣動性能同時產(chǎn)生積極影響。

6) 帶有不等高、角度傾斜特征的葉片后緣鋸齒結(jié)構(gòu)對冷卻風扇的低頻渦流噪聲以及離散噪聲具有較好的抑制作用。