車用爪極發電機的不同部件對氣動噪聲的影響

摘要：為了明確車用爪極發電機在高轉速下不同部件對氣動噪聲的影響，對車用爪極發電機的氣動噪聲進行了數值模擬研究，并進行了車用爪極發電機的空載聲功率實驗，驗證了數值模擬的準確性；采用有無前后風扇、爪極，采用圓柱包絡體代替爪極方案確定各階次噪聲的來源，明確了前后風扇、爪極對不同階次噪聲的貢獻水平。結果表明：在高轉速下偶極子是主要噪聲源類型；前風扇主要影響8，10，12和16階次氣動噪聲，去除前風扇12，16階次噪聲分別降低了6.54 dB（A）和9.04 dB（A）；后風扇主要影響6，8和10階次噪聲，去除后風扇噪聲分別降低了11.75，2.42，7.38 dB（A）；有無爪極對氣動噪聲影響較小，但采用圓柱包絡體代替爪極對氣流流動會產生影響，使8階次噪聲有一定變化，這也表明前后風扇是氣動噪聲產生的重要源頭。

關鍵詞：氣動噪聲；發電機；風扇；爪極

中圖分類號：U46

文獻標志碼：A文章編號：1000-582X（2023）03-071-013

Influence of different parts of the claw alternator on

aerodynamic noise

HUANG Taiming1， LI Weiping2， JI Nianzhou2， GUAN Chenglin1， YUE Wanhao2

（1. Department of Mechanical Engineering， Hunan Institute of Science and Technology， Yueyang，

Hunan 414006， P. R. China; 2. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for

Vehicle Body， Changsha 410082， P. R. China）

Abstract："" In order to understand the effects of different parts on the aerodynamic noise of the claw alternator for vehicle at high rotational speeds， the aerodynamic noise characteristics of the claw alternator were studied by numerical simulation. The no-load acoustic power level experiments of the claw alternator for vehicle were carried out to verify the accuracy of the numerical simulation. The noise sources of each order were determined by removing front fan or rear fan， or claw， and replacing claw with cylinder envelope. The contribution levels of front and rear fans and claw to noises at different orders were clarified. The results show that dipole was the main noise source at high rotational speed. The front fan mainly influenced the aerodynamic noise at 8th， 10th， 12th and 16th order. When the front fan was removed， the aerodynamic noise at 12th and 16th order was reduced by 6.54 dB（A） and 9.04 dB（A）， respectively. The rear fan mainly affected the aerodynamic noise at 6th， 8th and 10th order. When the rear fan was removed， the aerodynamic noise at 6th， 8th and 10th order was reduced by 11.75 dB（A）， 2.42 dB（A） and 7.38 dB（A）， respectively. With or without claw had slight influence on the aerodynamic noise， but when the cylinder envelope was used to replace the claw， the flow field was affected， causing a certain change of the noise at the 8th order and also verifying that the front and rear fans were main sources of the aerodynamic noise.

Keywords：" aerodynamic noise; alternator; fan; claw

隨著影響汽車車內噪聲的主要噪聲源的性能不斷改善，車內噪聲已大大降低，而諸如爪極發電機等次要噪聲源的影響逐漸凸顯出來。在高轉速條件下（8 000 r/min以上）爪極發電機的氣動噪聲成為發電機噪聲中主要部分［1，2］。因此，如何降低高轉速條件下爪極發電機的氣動噪聲成為研究的熱點問題。

目前，針對爪極發電機的氣動噪聲問題有學者采用不同方法進行了研究。Frederick等［3］從實驗和理論角度對交流發電機的氣動噪聲源進行了描述。Brungart等［4］對交流發電機內部與周圍的流場進行了研究。張凡等［5］對反射面、端蓋及定子對車用交流發電機的氣動噪聲的影響進行了研究，結果表明定子對各點的影響最小，而反射面影響最大。張亞東等［6］采用實驗方法對某交流發電機前、后風扇對各主要階次噪聲的貢獻進行了研究。左曙光等［7］采用實驗與仿真相結合的方法對爪極電機主要階次噪聲的產生機理進行研究，從聲源表面壓力分布等角度對不同部件對不同階次噪聲產生的影響進行了分析。上述研究表明：爪極發電機的氣動噪聲主要是由于前后扇葉表面壓力周期性脈動、氣流流動等所引起的；氣動噪聲的大小與發電機轉子結構、定子結構、氣隙大小等密切相關。但是，主要階次對總噪聲貢獻量、氣動噪聲傳播途徑等問題尚沒有進行系統的研究。同時，還有學者［8-11］采用不同方法對車用交流發電機的扇葉空間分布角度進行氣動噪聲優化，經過優化后都實現了較好的優化目標。在這些研究中，沒有揭示發電機的不同部件及其之間的關系對氣動噪聲的影響。

因此，筆者基于轉子表面不同階次下的壓力分布情況及采用去除部件的方法對12 000 r/min工況下車用爪極發電機主要階次噪聲來源進行分析，揭示爪極發電機相應階次噪聲來源以及貢獻水平，分析噪聲源部件與階次噪聲的對應關系及噪聲的傳播途徑，為車用爪極發電機的氣動噪聲分析及改進等問題提供理論基礎。

1 模型介紹

采用某公司生產的某型號原型機，其結構如圖1所示。該樣機特征參數如下：8對爪極，5相，80槽發電機；非對稱風扇設計，前后風扇分別由12片和10片扇葉組成。

2 發電機氣動噪聲計算方法

在進行流場計算時常用的湍流模型有RANS、SAS和LES等，其中LES會消耗大量時間，對計算機內存要求也較大；RANS對小尺度渦流計算精度稍低，但計算時間相對較短，對計算機內存要求相對較低；而SAS湍流模型在傳統的RANS湍流模型中添加了對湍流渦頻率的描述，計算時間相對適中，計算較為準確［12，13］。因此，在流場計算時選擇SAS湍流模型。

氣動噪聲預測方法一般包括直接計算方法和聲比擬法［14］，直接計算方法直接求解流體動力學控制方程和聲傳播方程，適用于近場氣動噪聲且噪聲主要是由于局部流動壓力產生的情況；而基于Lighthill方程的聲比擬法解耦了噪聲的產生和傳播，先計算近場聲源信息再通過一定的方法求解從近場到遠場的傳播［15］。因此，針對發電機氣動噪聲的特點，選用聲比擬法進行計算。

2.1 Scale Adaptive Simulation模型

SAS模型控制方程如下［16］：

ρkt+xjρUjk=Pk－ρcμkω+xjμ+μtσkkxj，（1）

ρωt+xjρUjω=αωkPk－ρβω+QSAS+xjμ+μtσωωxj+1－F12ρσω21ωkxjωxj，（2）

QSAS=maxρξ2kS2LLvk2－C2ρkσφmax1ω2ωxjωk2kxjkxj，0，（3）

式中：QSAS為添加了包含湍流渦頻率w的輸運方程，ξ2=3.51，σφ=2/3，C=2，L是被構建的模型的長度尺度：L=k/（c1/4·ω）。

2.2 FW-H方程

Lighthill通過研究射流噪聲，并基于Navier-Stokes流體控制方程，采用聲比擬方法，得到了Lighthill方程［17］

2.3 流場計算模型

為了節約計算資源提高計算效率，同時考慮到在相同條件下球體計算域所產生的網格數量比同尺寸的正方體計算域網格相對要少，因此采用球形計算域，如圖2（a）所示。計算域尺寸為發電機特征尺寸的8倍。在計算過程中，根據爪極發電機的運動特點將相關部件分為兩部分：其中旋轉部分包括前風扇、后風扇和爪極等，按照給定轉速運動；固定部分包括前端蓋、后端蓋、定子等，在數值模擬時保持靜止狀態。為了實現轉子與定子間的相對運動，采用了滑移網格技術，相對運動區域，如圖2（b）所示。

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，旋轉速度設置為交流發電機的恒定轉速。由于給定的計算區域要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。

為了更好的獲取爪極發電機周圍的流場，對發電機周圍不同區域采用不同網格尺寸控制策略。發電機表面網格最大尺寸控制在2 mm內，如圖3所示。對流體影響明顯區域，最大網格尺寸控制在1 mm內；前后風扇區域的網格最大尺寸為0.3 mm，并對爪極靠近氣隙側進行局部加密。由于轉子與定子間徑向間距非常小，只有0.25 mm，為了保證數值模擬能夠捕捉更多的流場信息，網格最大尺寸控制在0.1 mm內，計算域網格數約為3 200萬。

2.4 聲場計算模型

采用商用軟件LMS-Virtual.Lab Acoustics進行聲場計算。假設聲音在某流體介質中的傳播速度是c，要求最高計算（采樣）頻率為fsmaxQUOTE，則單元長度L應滿足［19］：

L∝c6fsmax。（6）

由于爪極電機最高頻率fsmax=16 000 Hz，則單元長度：

L∝c6fsmax=3406×2×16 000≈1.8 mm。（7）

為了提高計算精度及節省計算資源，聲學計算的網格進行縮放（如圖4（a）所示），將網格尺寸調整在1.0～1.5 mm范圍內。為了與實驗相對應，按ISO-3745-2003要求建立聲功率場點網格（如圖4（b）所示）。

2.5 聲學網格無關性驗證

聲學計算時間隨著計算單元數的增加而快速增長，對計算資源要求也更高，計算效率也不斷降低［20］。因此，為了確定合適網格數量，將發電機轉子表面劃分不同密度的單元，對其計算時間及不同主要階次噪聲的計算誤差對比，如表1所示。

從表1中可以發現：主要階次噪聲計算誤差并不是隨著網格數增加一直增大的，考慮到計算效率和計算精度，聲學網格數量控制在64 130左右。

3 模型驗證

3.1 流場特性分析

圖5為發電機在12 000 r/min轉速下，0.03 s時定子和爪子周圍壓力及流線分布情況。后續分析中前后扇葉的截面位置都在同一位置，具體位置如圖5（a）所示。從圖5（b）可以看出靠近風扇中心處壓力分布主要是負壓，在風扇葉片內側達到一個較大的負值，表明氣流沿軸向被吸進發電機內部，在扇葉外邊緣處有局部正壓極值。同時，壓力在轉子表面呈現不均勻分布。尤其在風扇局部位置A處，壓力分布呈現出明顯的不均勻性，容易造成流經此處的氣流發生漩渦、分離流，這也是產生氣動噪聲的重要源頭之一。

從圖5（c）和5（d）可以發現：在后風扇截面上壓力分布不均性相對于前風扇截面更明顯；并且從前、后風扇截面的流線圖中可以發現，氣流的漩渦、分離流主要發生在前、后端蓋的進出氣口以及扇葉外沿處，同時后風扇處中有更多的漩渦、分離流，這與壓力分布呈現明顯的不均勻性一致。從圖5（e）可以看發現：除了靠近爪極與定子氣隙位置處的流場壓力梯度較大外，定子大部分區域壓力梯度相對較小，壓力分布均勻性相對較好，回流也相對較少。因此，這部分對噪聲輻射影響相對較小。

3.2 噪聲頻譜特性分析

對該車用爪極發電機的原型樣機進行升速冷態空載聲功率實驗，其轉速的變化范圍為800～18 180 r/min，變速率為20 （r/min）/s。該實驗在半消音室中進行，背景噪聲約為25～27 dB（A），在1.25 m的測量半徑上，各主要1/3倍頻帶環境修正量不大于2 dB。實驗測試環境滿足ISO-3745-2003機械設備聲功率測試國際標準，自由場中的麥克風位置陣列布置了20個監測點，如圖6所示。

圖7為發電機在空載工況下各典型轉速工況下不同階次聲功率級的對比曲線圖，從圖中可以發現隨著發電機轉速的不斷提升，各階次聲功率級依次升高；在前128階中8，16，24，64，72，80和88階次是主要噪聲階次。當轉速達到8 000 r/min時，24階后噪聲能量衰減的幅度非常明顯。

圖8和表2所示為3 000 r/min時實驗與數值模擬的聲功率級，從圖及表中可以發現：在轉速3 000 r/min時，只有6和12階次有著較好的擬合精度，相對誤差分別為1.06%，2.25%；8，10，14階次相對誤差都超過5%，精度較差。從17階次開始，相對誤差超過12.5%，并且隨著分析頻率的增加而不斷增加。在轉速為3 000 r/min時超過8階以后誤差較大的主要原因是：在進行流場分析時僅僅提取了旋轉偶極子噪聲源，而忽略了單極子和四極子噪聲源，這是造成上述誤差重要來源。這也表明偶極子噪聲源在轉速較低的3 000 r/min工況下并不是主要噪聲源。

圖9和表3所示為8 000r/min時實驗與數值模擬的聲功率級，從圖及表中可以發現：可以發現：在16階次以下，主要階次數值模擬與實驗有著較好的一致性，最大誤差出現在10階次，為4.56%，最小誤差是16階次時，僅為0.16%，這也驗證數值模擬準確性。同時根據實驗數據進行噪聲源類型分析可知在轉速較高時偶極子噪聲源為主要噪聲源類型。

3.3 爪極發電機氣動噪聲來源分析

圖10所示為不同階次時前、后風扇表面壓力分布圖，從圖中可以發現：除了14階次的前、后風扇壓力分布較為均勻外，在6，8，10和12這幾個階次前、后風扇的壓力分布均勻性都較差，這也表明在這幾個階次里前、后風扇對這些階次的氣動噪聲有不同程度的影響。在扇葉外沿部分存在明顯的高低壓分布區域，壓力梯度變化較大，這主要是由于這部分周圍有強旋流以及分離流等復雜的氣流流動，因此這部分是誘發氣動噪聲的重要源頭。

由于前后風扇葉片夾角都是不均分布，除了與前、后風扇相對應的12，10階次及其倍數階外，還會產生其它諧階次噪聲，如前風扇會輻射10階次噪聲，后風扇也會輻射12階次噪聲。因此，從數值模擬結果中可知前風扇主要對8，10和12階次產生影響，而對14階次的影響最小；后風扇對6，8和10階次氣動噪聲影響較大，對14階次的影響也是最小的。

4 基于去除部件的階次噪聲分析

由于受實驗條件及可操作性的影響，采用傳統實驗分析法很難具體的定位到某階次氣動噪聲與哪些特定部件相關或者是具體位置。因此，通過數值模擬方法對發電機轉速為12 000 r/min時去除轉子前后風扇、爪極等進行研究，定量的分析相關部件對氣動噪聲階次的影響程度，再進一步定性分析影響某一階次氣動噪聲的部件及相對應位置，為爪極發電機氣動噪聲優化提供基礎及理論依據。

4.1 去除部件方案

采用以下4種去除部件方案（如圖11所示）。其中，（d）方案主要是考慮到爪極部件在轉子部分所占空間位置較大，采取直接去除爪極的方案時，可能會導致發電機中氣流流動狀態和流通路徑發生較大的變化。因此，為了探究爪極對相關結果的影響程度，采用圓柱包絡面代替爪極部分的空間位置來對比兩者對流場和聲場結果的影響。

4.2 流場特性分析

4.2.1 去除前風扇流場分析

圖12 所示為前風扇截面及轉子的流線及壓力云圖。從圖中可以發現：當轉子高速旋轉時，氣流流動在前風扇截面位置處出現明顯的變化；特別是當前風扇去除時，爪極迎風面上出現了8個明顯的正壓區，并且這8個正壓區的壓力梯度變化也較為明顯。導致這種現象的主要原因是，去除前后風扇后氣流流通路徑發生變化，進而使得氣流直接與爪極碰撞。同時，由于每個爪極的8個磁極是等角度分布，因此會產生新的8階次及其倍數階次氣動噪聲。

圖13為去除前風扇前、后在后風扇截面上壓力云圖及流線圖。從圖中可以發現：去除前風扇前后，在后風扇截面位置處的整體壓力及流線分布情況基本相似，雖然壓力分布有一定變化，但變化量相對較小，其主要原因是定子和轉子之間的氣隙較小，對氣流沿軸向流通路徑形成了較大的阻礙作用。因此，去除前風扇對后風扇位置處的局部氣流流動狀態影響不大，只有少部分氣流會通過爪極與定子間的氣隙沿軸向流到后風扇處，去除前風扇后，氣流流動阻礙更小，流動相對去除之前也更為順暢，但由于流通的氣流非常少這也導致壓力分布與氣流流線變化不大。

4.2.2 去除后風扇流場分析

圖14所示為去除后風扇前、后在前風扇截面上壓力云圖及流線圖。從圖中可以發現：去除后風扇前、后，前風扇截面位置壓力分布和氣流流動分布特征都基本一致。壓力分布變化相對較小，和去除前風扇時后風扇截面位置的壓力變化基本一致，主要原因是爪極與定子間較小的氣隙阻礙了氣流軸向流通，使得前后風扇區域氣流流動特征基本保持不變。

圖15所示為后風扇截面及轉子的流線及壓力云圖。從圖中可以發現：去除后風扇前、后，后風扇截面位置處氣流流通路徑發生較大變化，和去除前風扇時前風扇截面位置處的壓力及流線分布相似。由于在軸向沒有后風扇對部分氣流的阻礙，導致氣流直接接觸爪極迎風面根部，進而使得爪極背部形成了局部負壓區域，進一步使得在爪極和磁極間形成局部的正壓區域。而這種正、負壓交替區域會使得氣流形成漩渦、分離流等現象，進而會向外輻射階次特性明顯的氣動噪聲。

4.2.3 去除爪極及爪極替換流場分析

圖16為去除爪極和爪極替換時前風扇截面處壓力云圖及流線圖。從圖中可以發現：前風扇截面處正壓變化相對較小，而負壓也有一定變化，但整體上變化不大。從流線圖中漩渦的分布可發現，流動狀態基本保持一致。因此，有無爪極對前風扇所在區域的氣流流動影響不大。

圖17為去除爪極和爪極替換時后風扇截面處壓力云圖及流線圖。從圖中可以發現：有無爪極工況下，都對后風扇截面位置處的壓力分布有著較明顯的影響，用圓柱包絡體代替爪極比完全去除爪極時，正壓變化更為明顯。從壓力分布圖中可以看出，前者風扇附近的壓力梯度相對更大；同時從流線圖中可以發現前者的漩渦、分離流現象更明顯，這也可能產生更大的氣動噪聲。

4.3 聲場分析

圖18為發電機在去除前后風扇、爪極等部件

時，4～21階次下的聲功率級分布曲線圖。從圖中可以發現：在6和8階次下，與原始模型相比，去除后風扇后，聲功率級都處于相對最小的狀態。其中在6階次時變化最為明顯，下降了約11.75 dB（A）；在8階次時下降了約2.42 dB（A）。在10階次時，完全去除爪極和去除后風扇的影響基本一致，兩種工況下聲功率分別下降了7.53 dB（A）和7.38 dB（A）。在14階次時，采用圓柱包絡體替換爪極和去除后風扇的影響效果也是基本一致的，兩種工況下聲功率下都降了約5.17 dB（A）。在12和16階次時，去除前風扇對聲功率的影響較為明顯，在兩個階次下聲功率級分別降低了6.54 dB（A）和9.04 dB（A）。

在完全去除爪極工況下，只剩前后風扇時在8階次下聲功率級僅減小了約0.27 dB（A），聲功率級基本保持不變。這表明當爪極和前后風扇裝配在一起時，爪極對軸向氣流流通路徑有著一定影響，但其對向外輻射的8階次噪聲很小，基本可以忽略。同時，這也表明8階次噪聲主要的噪聲源為發電機的前后風扇。

在去除前風扇工況時，8階次噪聲比完整模型高，產生這種現象的主要原因是其周圍流場變化所導致的，爪極迎風面根部沒有了前風扇對軸向氣流的阻礙作用，氣流就會直接撞擊在爪極的迎風面上，形成壓力梯度較大的局部區域，從而產生了8階次噪聲。但是，去除后風扇后聲功率級達到了最低值，這也表明后風扇去除而產生的8階次噪聲比有后風扇時貢獻的8階次噪聲要小。

在采用圓柱包絡體的方式替換爪極工況時，8階次噪聲相比原始模型增大了1.43 dB（A）。導致噪聲增大的主要原因是采用包絡體替換爪極后，爪極和定子之間的平均氣隙比原始模型有較大程度的縮小，平均氣隙的縮小會進一步加劇對軸向流通氣流的阻礙作用，進而導致壓力梯度增大，使得輻射噪聲能力更強。

5 結 論

通過對典型工況下車用爪極發電機流場特性和噪聲頻譜特性進行分析，得到以下結論：

1）前后風扇葉片的前端和后端外沿處有著較大的壓力梯度，是氣動噪聲產生的重要源頭。

2）偶極子噪聲源在3 000 r/min工況下并不是主要噪聲源；而在8 000，12 000 r/min等高轉速工況時，偶極子噪聲源是主要的噪聲源類型。

3）前風扇主要影響8，10，12和16階次氣動噪聲，對14階次的影響最??；后風扇對6，8和10階次噪聲影響較大，對14階次的影響最小。

4）去除前、除后風扇兩種工況，會改變氣流流通路徑，產生新的8階次噪聲；去除后風扇后對6， 8和10階次噪聲有著更大的影響，分別下降了11.75，2.42，7.38 dB（A）；在12和16階次時，去除前風扇有著最好的降噪效果，分別降低了6.54，9.04 dB（A）。

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（編輯 鄭 潔）

收稿日期：2021-07-19 "網絡出版日期：2021-09-07

基金項目：國家自然科學基金資助項目（51976055）；湖南省自然科學基金面上項目（2019JJ40103）；湖南省大學生創新創業訓練計劃項目（（2021）197）。

Supported by National Natural Science Foundation of China （51976055）， Natural Science Foundation of Hunan Province （2019JJ40103）， and College Student Research and Innovative Experiment Program of Hunan Province （2021（197））.

作者簡介：黃泰明（1982—），男，副教授，碩士生導師，主要從事空氣動力學及氣動噪聲等研究，（E-mail）htm426@163.com。