風扇三維設計階段寬頻噪聲快速評估方法及運用

同航，張良吉，高瑞彪，陳偉杰，喬渭陽

西北工業大學 動力與能源學院，西安 710129

隨著世界經濟的騰飛以及國際商用航空運輸市場的迅速發展，商用飛機噪聲污染問題日益引起全社會的關注和重視［1］。對于飛機噪聲而言，發動機噪聲一直占據著主導地位［2］。在過去的幾十年間，得益于大涵道比商用飛機發動機的運用，尾噴管出口速度顯著降低，發動機噴流噪聲得到了有效的控制。然而，發動機涵道比增加，會使得風扇尺寸增加，風扇葉尖速度也隨之增加，風扇噪聲成為了另一個顯著的噪聲源［3］。因此，風扇降噪已經迫在眉睫。

風扇噪聲總體可以分為2 類：風扇轉/靜干涉單音噪聲［4-6］以及風扇寬頻噪聲［7-9］。伴隨著計算機技術的發展，風扇轉/靜干涉單音噪聲的預測技術已經發展成熟，可以實現風扇噪聲預測時間與風扇氣動設計時間相匹配。然而，由于風扇湍流寬頻噪聲的復雜性，風扇湍流寬頻噪聲的預測技術一直發展緩慢，且需要耗費大量的時間成本和計算資源。隨著風扇轉/靜干涉單音噪聲的有效控制［10］，風扇寬頻噪聲的工程問題就凸顯了出來，成為現代民用航空不得不面對的一大難題［11］。

航空發動機氣動與聲學一體化設計這一新概念的提出與發展［12-13］，就是要將聲學設計融入現有的航空發動機的各部件設計體系中［14］，實現航空發動機的氣動性能不變甚至提高的同時，降低噪聲水平［15］。為了實現這一目標，需要在風扇三維設計階段對其噪聲的各個分量及水平進行準確的預測，并采用一種準確且快速的三維噪聲預測方法。為了保證風扇噪聲預測能夠成功應用于工業部門，必須確保風扇噪聲預測時間與風扇氣動設計時間相匹配。因此，計算效率顯得尤為重要。

風扇寬頻噪聲主要包括葉片湍流-尾緣干涉自噪聲、轉-靜干涉湍流寬頻干涉噪聲、邊界層湍流-葉片干涉噪聲、進口吸入湍流-風扇干涉噪聲等。其中，轉-靜干涉湍流寬頻干涉噪聲占據了風扇寬頻噪聲能量中最主要的部分，成為了現階段國內外的研究熱點。對于風扇轉-靜干涉湍流寬頻噪聲的預測，就需要模擬出轉子尾跡湍流與下游葉片的干涉過程。利用CFD 軟件對轉子尾跡湍流與靜子干涉過程進行準確模擬，需要利用延遲渦模擬（Delayed Detached Eddy Simulation，DDES）［16］、大渦模擬（Large Eddy Simulation，LES）［17］，甚至使用直接數值模擬（Direct Numerical Simulation，DNS）。這使得當今的計算機水平仍面臨著巨大的挑戰，成本高昂且缺乏時效性，這限制了其在工業部門中的運用和推廣。

近十年來，基于定常雷諾平均方程（Reynolds Average Navier-Stokes，RANS）的半解析模型逐漸得到相關學者的關注［18-19］，該方法以RANS 方法計算得到的轉子尾跡湍流信息為輸入，進而利用解析模型快速地預測出寬頻噪聲。總體來說，該方法可以較為準確地模擬出靜子前緣湍流信息，又兼顧解析模型計算快捷的特點。通過與RANS 方法耦合，該方法在計算風扇的氣動性能與流場結構后，可以利用得到的氣動參數計算轉-靜干涉湍流寬頻噪聲。該方法符合設計理念并有較高的計算效率，利用該方法對風扇三維設計階段的寬頻噪聲進行預測更加合理。

本文開發了一種用于風扇寬頻噪聲預測的RANS 湍流-半解析快速預測模型。利用試驗數據對本文的RANS 湍流-半解析模型進行了驗證，進一步地，分別以1 臺單級軸流風扇試驗臺和1 臺雙級軸流風扇試驗臺為研究對象，探索對寬頻噪聲的影響因素以及相關規律。

1 計算方法與驗證

1.1 基于RANS 的風扇寬頻噪聲預測模型

需要說明的是，本文所述的方法主要針對轉-靜干涉湍流寬頻噪聲。為了簡便起見，文中不以全稱書寫。

風扇管道內聲功率ζmn為［4-5］

式中：m和n分別為環形管道的周向模態階數和徑向模態階數；ω為角頻率；RD和RH分別為機匣半徑和輪轂半徑；ρ為氣體密度；c0為聲速；Max為軸向馬赫數；Amn為模態振幅；上標“±”分別為順流傳播方向和逆流傳播方向；上標“*”為復數共軛；εmn的表達式為

其中：κmn分別為管道模態特征值。

模態振幅Amn為

式中：V為聲源葉片數；r為半徑；σmn為相應頻率和模態的聲源；lr為徑向相關函數［20］；gmn為環形管道Green 函數。

式中：i 為虛數符號；Ψm為管道模態特征函數。

σmn的表達式為

式中：c為葉片弦長；W為來流平均氣流速度；k⊥為葉片表面垂直方向的波數；CL為非定常載荷系數。

式中：U為葉片來流總速度。

對于風扇寬頻噪聲預測而言，湍流譜一般選擇Liepmann 湍流譜，一維Liepmann 湍流譜的具體表達式［22］為

S(ω)的表達式為

lr的表達式為

式（9）和式（10）中的湍動能TKE 以及湍流耗散度?可以直接由RANS 方法得到。

1.2 模型的驗證

為測試本文所述方法的可靠程度，利用國際公開的標準試驗對本方法進行考核。如圖1 所示，Posson 與Roger 設計了1 款環形葉柵試驗臺［23］，此試驗臺安裝在里昂中央理工大學的消聲室內。試驗中，為了剔除轉子自噪聲這一干擾項，便于更清楚地研究湍流-寬頻干涉噪聲，該裝置未使用轉子產生湍流尾跡，而是利用噴口處的湍流格柵來產生湍流。具體的設備細節與氣流參數詳見文獻［23］。

圖1 環形葉柵試驗臺Fig.1 Annular cascade test bench

試驗中通過熱線測量得到了湍動能TKE 以及湍流長度尺度Λ，并作為模型驗證的輸入。考核算例中，來流湍流度給定5.5%，來流速度為80 m/s，分別對2 種稠度配置［23］葉柵的噪聲水平進行計算。圖2 給出了文中預測模型（Present theory）、他人計算結果［23-24］以及試驗結果（EXP）的聲功率級（Sound Power Level，PWL）結果對比，可以看出本文所開發的預測模型與試驗結果對比較好，可以準確分辨模態截通時對噪聲產生的影響。與文獻［23-24］的計算結果相比，在中高頻過高地預測了寬頻噪聲的強度。

圖2 預測模型的結果對比Fig.2 Comparison of results of prediction models

分析可能由以下2方面原因導致：①本方法使用的葉片響應函數為Sear函數，這種方法的優點在于不需要復雜的迭代求解，因此求解速度很快，劣勢在于形式相對簡單且忽略了葉柵效應；② 本方法使用的湍流譜是一維湍流譜，對于真實三維的湍流-葉柵干涉過程，湍流譜呈現三維分布特征，且部分周向和徑向的湍流能量不會作用于葉片發聲，因此，一維湍流譜的能量相對高估了整體能量。

2 計算對象設置

本文一共選擇了2 個計算分析對象，西北工業大學單級軸流風扇氣動噪聲試驗臺（NPUFan），以及南京航空航天大學雙級軸流風扇試驗臺（NUAA-Fan）。

2.1 NPU-Fan 介紹及計算設置

圖3、圖4 和表1 給出了NPU-Fan 結構示意圖、實物圖和設計參數。NPU-Fan 主要由進氣喇叭口、進氣段、聲學測量段、風扇/壓氣機試驗段以及消聲排氣管道組成。排氣管道后部安裝有手動節流錐，用以控制NPU-Fan 的工作流量。風扇的動力由1 臺18.5 kW 的電機提供。為了提高噪聲測量精度，NPU-Fan 進口段安裝在半消聲室中。

表1 NPU-Fan 設計參數Table 1 NPU-Fan design parameters

圖3 NPU-Fan 結構示意圖Fig.3 Schematic diagram of NPU-Fan structure

圖4 NPU-Fan 實物圖Fig.4 Photo of NPU-Fan

圖5（a）給出了單級風扇定常計算域結構示意圖，為了保證與試驗的一致性，轉子輪轂前增加了一段半圓形的進氣錐。計算域的進口邊界條件為總壓邊界條件：97.7 kPa，出口為平均靜壓邊界條件，固體壁面為無滑移邊界條件，周向采用旋轉周期邊界條件。計算中，控制方程采用有限體積方法求解，空間離散格式采用二階差分格式，時間差分格式采用二階向后歐拉差分格式，湍流模型選擇的是基于k-ω的SST（Shear Stress Transport）湍流模型。圖5（b）為單級風扇定常計算域的尺寸示意圖，轉子的葉頂間隙為0.6 mm，靜子葉片的弦長約為90 mm，整個計算域的軸向長度為900 mm，虛線位置為轉-靜交界面，在單級風扇定常計算中采用總壓混合交界面。

圖5 NPU-Fan 定常計算域示意圖Fig.5 Diagram of NPU-Fan steady computational domain

為了保證網格對數值計算的無關性，一共劃分了4 套網格，網格量分別為210 萬、380 萬、610 萬和790 萬。4 套網格大部分的葉片表面無量綱網格尺度Δy+＜1，滿足SST 計算的網格要求。

圖6 為NPU-Fan 網格無關性驗證的結果，圖6（a）給出了不同網格數下靜子來流周向平均湍動能分布，圖6（b）給出了不同網格數下靜子來流周向平均湍流長度尺度分布。從圖6 可以看出，通過4 套網格計算出的來流湍流信息分布規律大致相同，相比之下210 萬的網格量稍顯不足，在40%展向高度以下的區域，周向平均湍動能預估低了最大約0.7 J/kg，在60%展向高度以上的區域將周向平均湍流長度尺度計算低了最大約0.2 mm。總體而言，當網格數＞380 萬時，網格數目的變化對湍流信息的計算結果并不會產生明顯變化，假設湍動能的最大差異＜10%，則來流湍流速度譜的最大差異＜10%，最終寬頻噪聲聲功率的絕對量級差異＜10lg(1.1)≈0.41 dB，這個量級的誤差對于寬頻噪聲預測而言是完全可以忽略不計的。綜合權衡計算精度、計算量以及現有計算資源的情況，最終選擇了610 萬的網格用于進一步的計算和分析。

圖6 NPU-Fan 網格無關性驗證Fig.6 NPU-Fan grid independence verification

進一步地，利用該網格設置，分別計算了3 000 r/min、2 700 r/min 以及2 400 r/min 轉速下NPU-Fan 的總壓比特性，見圖7。從圖7 可以看出，其中3 000 r/min 工況下最大誤差約為0.1%，2 400 r/min 工況下最大誤差約為0.04%，喘振邊界的預測差異約為0.06 kg/s，約為1.44%。從圖7 也可以看出，試驗無法得到中等流量以及大流量工況的結果，其原因可能與出口管道內的沿程損失以及節流閥的結構有關，限制了風扇試驗的測量范圍。

圖7 NPU-Fan 氣動性能數值與試驗結果對比Fig.7 Comparison of numerical and experimental results of NPU-Fan aerodynamic performance

2.2 NUAA-Fan 介紹及計算設置

圖8 和圖9 給出了南京航空航天大學的雙級軸流風扇（NUAA-Fan）的實物圖和結構示意圖［25］。雙級低速風扇試驗臺主要部分由喇叭口、進氣段、整流罩、風扇/壓氣機部分組成［25］。氣流經過風扇/壓氣機部件后方的排氣蝸殼后，流經上方的排氣管道，最后由消聲塔排出。在排氣管道上裝有電動閥門，用以控制雙級風扇臺的工作流量。風扇的動力由1 臺200 kW 的電機提供，在電機軸與風扇軸之間安裝了1 臺扭矩測試儀，用于實時監控風扇轉速以及功率。

圖8 NUAA-Fan 實物圖Fig.8 Photo of NUAA-Fan

圖9 NUAA-Fan 結構示意圖［25］Fig.9 Schematic diagram of NUAA-Fan structure［25］

雙級風扇的設計參數如表2 所示，該風扇的流道采取等內、外徑設計方案，每個軸向截面均為等面積的圓環。靜子葉片采用的是懸臂結構連接形式，葉頂安裝柄被插入機匣中的安裝座，使用螺栓進行緊固，并采用定位片鎖位。由進口到出口方向，第1 級壓氣機和第2 級壓氣機的轉、靜子葉片數分別為19、22、18、20。風扇的設計轉速為1 500 r/min，設計工作流量為25 kg/s，設計總增壓比為1.035，設計效率為88%。

表2 NUAA-Fan 設計參數Table 2 NUAA-Fan design parameters

圖10 為NUAA-Fan 定常計算域示意圖。圖10（a）為雙級風扇定常計算域結構示意圖，為了保證與試驗的一致性，轉子輪轂前增加了一段半圓形的進氣錐，且在R1來流方向增加了2 排周向數目為6，弦長為60 mm 的導流葉片，R1轉子的葉頂間隙為1.5 mm，S1靜子的葉底間隙為1 mm，R2轉子的葉頂間隙為1.2 mm，S2靜子的葉底間隙為1 mm。計算域的進口邊界條件為總壓邊界條件：101.325 kPa，出口為平均靜壓邊界條件，固體壁面為無滑移邊界條件，周向采用旋轉周期邊界條件。計算中，控制方程采用有限體積方法求解，空間離散格式采用二階差分格式，時間差分格式采用二階向后歐拉差分格式，湍流模型選擇的也是基于k-ω的SST 湍流模型。圖10（b）為單級風扇定常計算域的尺寸示意圖。整個計算域的軸向長度為2 600 mm，虛線位置為轉-靜交界面，在雙級風扇定常計算中采用總壓混合交界面。

圖10 NUAA-Fan 定常計算域示意圖Fig.10 Diagram of NUAA-Fan steady computational domain

為了保證網格對數值計算的無關性，一共劃分了4 套網格，網格量分別為668 萬、902 萬、1 169 萬和1 470 萬。4 套網格大部分的葉片表面無量綱網格尺度Δy+＜1，滿足SST 計算的網格要求。圖11 為NUAA-Fan 網格無關性驗證的結果，從圖11（a）和圖11（b）可以看出，當網格量＞902 萬時，R1進口和S1進口的周向平均湍動能基本不會有太大的變化，相比于1 470 萬的網格量，668 萬網格量對于計算S1進口10%～40%展向位置的湍流時出現了一定的偏差。例如，2 種網格計算出的S1進口18%徑向位置處的湍流強度分別為5.036 J/kg 和6.210 J/kg，最終R1與S1干涉產生的寬頻噪聲聲功率的絕對量級差異為10lg(1.233)≈0.9 dB。從圖11（c）可以看出，2 種網格計算出的R2進口85%徑向位置處的湍流強度分別為5.718 J/kg 和9.056 J/kg，最終R1與S1干涉產生的寬頻噪聲聲功率的絕對量級差異為10lg(1.584)≈2 dB。綜合權衡計算精度、計算量以及現有計算資源的情況，最終選擇了1 169 萬的網格用于進一步的計算。

圖11 NUAA-Fan 網格無關性驗證Fig.11 NUAA-Fan grid independence verification

利用該網格設置，分別計算了1 500 r/min、1 275 r/min 以及1 050 r/min 轉速下NUAA-Fan的氣動特性。圖12 為NUAA-Fan 氣動性能數值與試驗結果對比。從圖12 可以看出，其中1 500 r/min 工況下總壓比特性的最大誤差約為0.33%，效率特性的最大誤差約為2%。可以看出，與NPU-Fan 一樣，NUAA-Fan 的氣動試驗無法得到中等流量以及大流量工況的結果，其原因可能與出口管道內的沿程損失以及節流閥的結構有關，限制了風扇試驗的測量范圍。

圖12 NUAA-Fan 氣動性能數值與試驗結果對比Fig.12 Comparison of numerical and experimental results of NUAA-Fan aerodynamic performance

3 計算結果與分析

本節將分別對NPU-Fan 和NUAA-Fan 的流場以及寬頻噪聲預測結果進行分析研究。

3.1 NPU-Fan 計算結果與分析

為了定性地關聯靜子來流湍流信息與風扇工作狀態的關系，給出了3 000 r/min 轉子轉速下NPU-Fan 靜子來流湍流信息隨著流量的變化，如圖13 所示。從圖13 可以看出，對于NPU-Fan而言，周向平均湍動能的整體水平都呈現出隨著流量增加，而先減小后增大的現象。而且，可以看出，高湍動能區域主要集中在90%以上以及10%以下展向高度區域的部分。因此，轉子葉頂泄漏流、葉根邊界層及二次流是湍動能的主要貢獻者。

圖13 NPU-Fan 靜子來流湍流信息隨著流量的變化Fig.13 Variation trend of incoming turbulence information of NPU-Fan stator with massflow

另外，從圖13 也可以觀察到，隨著流量的增加，輪轂附近（0～15%展向位置）的湍動能在減小，而其余位置的湍動能在增大。而周向平均湍流長度尺度的整體水平基本隨著流量的降低而減小。為了進一步解釋這一現象，圖14 給出了3 000 r/min 工況下NPU-Fan 轉子根部流場隨著流量的變化，從圖14 可以看出轉子根部前緣誘導的馬蹄渦是導致這一現象的主要原因，轉子根部前緣誘導的馬蹄渦在大流量工況下主要集中在轉子通道根部，隨著流量的減小，馬蹄渦的壓力面分支會更快向轉子吸力面偏轉，且馬蹄渦的吸力面分支也更容易向葉中移動。從圖14（c）可以明顯看出，當流量為5.52 kg/s 時，馬蹄渦的壓力面和馬蹄渦的吸力面在近吸力面處匯合，并進一步發展向葉中移動。因此，對于風扇部件而言，轉子根部前緣誘導的馬蹄渦會對湍動能沿著展向的分布產生明顯的作用。

圖14 NPU-Fan 轉子根部流場隨著流量的變化Fig.14 Variation flow field of NPU-Fan stator root with massflow

前面已經通過RANS 方法給出了80%～100%轉子轉速工況的風扇特性，這里使用一種更為簡便且直觀的方法用來標示風扇的氣動特性。圖15 給出了NPU-Fan 從1 100 r/min～3 000 r/min 轉子轉速下風扇的氣動特性。圖15中，橫坐標為流量，縱坐標為總壓比，背景著色為效率。白色的部分是NPU-Fan 不能正常工作的工作區域。通過圖15 可以直觀地看出風扇的總壓比特性和效率特性，進而就可以合理地選擇出風扇的工作狀態。

圖15 NPU-Fan 氣動特性云圖Fig.15 Aerodynamic characteristics contour of NPU-Fan

圖16 給出了3 000 r/min 工況下NPU-Fan傳聲功率與試驗的對比。圖16 中，黑線為通過兩點麥克風方法［26］計算的寬頻噪聲聲功率，紅線為通過Rlowess 濾波器過濾了單音噪聲和其他干擾的結果，綠線為通過文獻［9］中所述方法預測的結果。藍線為通過本文所述方法得到的寬頻噪聲結果。

圖16 NPU-Fan 前傳聲功率與試驗的對比Fig.16 Comparison of broadband noise prediction result with experiment result of NPU-Fan

從圖16 可以看出：2 種預測方法在低頻所計算的結果都偏低。其原因可能在于：低頻范圍轉/靜干涉噪聲并非主要的噪聲源。此外，與圖2所表達的現象一致，本文所述方法在中高頻范圍過高地預測了寬頻噪聲的強度。文獻［9］所述的方法使該頻段的預測結果更加準確。

使用了1 臺CPU 為i7-11700K 的個人PC 機器，以NPU-Fan 算例為例，本文所述方法的耗時為1～2 個核時。文獻［9］所述方法的耗時不低于200 個核時。因此，本文所述方法雖然精度偏低，但是計算速度極快。

圖17 給出了3 000 r/min 工況下NPU-Fan前傳聲功率隨著流量的變化。可以看出，隨著流量的降低，寬頻噪聲頻譜的主要能分布從中高頻轉向低頻區域。

圖17 NPU-Fan 前傳聲功率隨著流量的變化Fig.17 Variation trend of forward PWL of NPU-Fan with massflow

定義總聲功率級（Overall Sound Power Level，OAPWL）為式（16）。頻率積分選擇航空發動機氣動噪聲的常用范圍0.2～10 kHz。

式中：Power(f)為聲能量；Wref=10-12W 為參考聲功率。

在轉子轉速為3 000 r/min 的情況下，相比于設計狀態，9.08 kg/s 的流量下噪聲增大了約0.807 91 dB 的總聲功率級，5.52 kg/s 的流量下噪聲增大約1.27 dB 的總聲功率級。頻率范圍＞5 kHz 時，相比于設計狀態，9.08 kg/s 的流量下增大了2～4 dB 的聲功率級，5.52 kg/s 的流量下增大了0.5～1.0 dB 的聲功率級。頻率范圍＞3 kHz 時，5.52 kg/s 的流量下增大了2～5 dB 的聲功率級。

流量的增加會增大風扇的前傳噪聲，當風扇的工作范圍處在不穩定工作線附近，會顯著增大噪聲水平。對比圖13（a）可以看出，在小流量工況時，轉子處于嚴重不利的工作條件，誘導出嚴重的氣流分離和葉頂二次流，增加了湍動能，產生了強的噪聲水平。此外，通過圖13（b）可以看出，流量減小會增大湍流長度尺度，大的湍流長度尺度意味著湍流譜能量集中在較低頻率范圍，因此圖17 中頻譜形狀隨著流量的變化主要是由于湍流長度尺度的變化而引起。

圖18 給出了NPU-Fan 進口聲功率特性云圖，對比圖18 和圖15 可以看出，對于NPU-Fan而言，當風扇的工作范圍處在較高的氣動效率的情況下，風扇寬頻噪聲水平相對較低。當風扇的工作范圍處在不穩定邊界附近時，雖然流量較小，然而，靜子葉片來湍流強度會處在很高的水平，導致風扇寬頻噪聲的整體水平顯著增加。當風扇的工作范圍處在大流量工作范圍時，進口管道馬赫數以及速度的增大也會導致湍動能增強，使得風扇的寬頻噪聲的整體水平增加。

圖18 NPU-Fan 聲學特性云圖Fig.18 Acoustic characteristics contour of NPU-Fan

因此，基本可以得出一般的規律：對于風扇而言，風扇寬頻噪聲整體水平在小流量工況下主要取決于靜子葉片前緣的湍動能，隨著流量的增加，風扇寬頻噪聲整體水平與流量的正相關性越來越強。

3.2 NUAA-Fan 計算結果與分析

圖19 給出了1 500 r/min 和25 kg/s 工況下雙級風機各個葉排來流的湍動能以及湍流長度尺度分布。從圖19 中可以看出R1轉子來流的湍動能明顯低于其余3 排葉片的來流湍動能，且R1轉子來流的湍流長度尺度也小于其余3 排葉片的來流長度尺度。從圖19 可以看出，對于30%展向高度以下的區域R2轉子的來流湍動能要大于S2靜子葉片的來流湍動能。

圖19 NUAA-Fan 各排葉片來流湍流信息Fig.19 Incoming turbulence information of NUAA-Fan blades

圖20 給出了設計工況下，NUAA-Fan 各排葉片的前傳聲功率。需要注意的是在計算轉子葉片為聲源的寬頻噪聲時，需要滿足

圖20 NUAA-Fan 前傳寬頻噪聲功率頻譜（1 500 r/min，25 kg/s）Fig.20 Forward broadband noise PWL spectrum of NUAA-Fan（1 500 r/min，25 kg/s）

式中：ωwave為聲波頻率；ωsource為聲源頻率；η為軸頻率。

從圖20 可以看出，當頻率＜0.8 kHz 時，S2產生的寬頻噪聲最強。當頻率＞0.8 kHz 時，R2產生的寬頻噪聲最強。最終在頻率＞3 kHz 后，4 排葉片的寬頻噪聲基本在對數圖像中滿足線性變化，噪聲水平R2最強，S2次之，R1最弱。

圖21 給出了NUAA-Fan 從825 r/min～1 500 r/min 轉子轉速下風扇的氣動特性。圖22給出了NUAA-Fan 進口聲功率特性云圖，頻率積分為0.2～10 kHz。

圖21 NUAA-Fan 氣動特性云圖Fig.21 Aerodynamic characteristics contour of NUAA-Fan

圖22 NUAA-Fan 聲學特性云圖Fig.22 Acoustic characteristics contour of NUAA-Fan

從圖22 可以看出，進口導流葉片與R1干涉的聲功率特性云圖與其余3 排葉片的聲功率特性云圖有很大的差別。最典型的特點在于：進口導流葉片與R1干涉的寬頻噪聲水平基本上與工作流量呈現單調遞增的趨勢，而其余3 排葉片的寬頻噪聲特性云圖與NPU-Fan 的寬頻噪聲特性云圖分布規律類似，即當風扇的工作范圍較高的氣動效率的情況下，風扇寬頻噪聲水平相對較低。

從圖22 可以看出，S1與R2干涉產生的寬頻噪聲是雙級風扇中最強的，這與設計點的寬頻噪聲頻譜一致。因此，對于該雙級風扇而言，寬頻噪聲的降噪應該主要從S1與R2干涉一部分著手。

4 結論

本文采用了一種適用于風扇三維設計階段寬頻噪聲預測方法，該方法通過定常RANS 結果提取葉片來流的湍流信息，進而利用解析方法快速計算出噪聲水平。

1）通過環形葉柵試驗臺對本文采用的模型進行了驗證，由于采用的模型核函數部分使用了Sear 函數，模型的預測結果較其他學者的模型偏大。總的來說，本模型計算精度偏好，計算速度很快，可以滿足氣動與聲學一體化設計的基本要求。

2）以NPU-Fan 為研究對象，研究發現，轉子根部前緣誘導的馬蹄渦會對流體湍動能沿著展向的分布產生明顯的作用。具體表現為，轉子根部前緣誘導的馬蹄渦在大流量工況下主要集中在轉子通道根部，隨著流量的減小，馬蹄渦的壓力面分支會更快向轉子吸力面偏轉，且馬蹄渦的吸力面分支也更容易向葉中移動。

3）以NPU-Fan 為研究對象，研究發現，工作流量的增加會顯著增大風扇的前傳噪聲，然而當風扇的工作范圍處在不穩定工作線附近，由于轉子處于嚴重的不良工作條件，產生的嚴重的氣流分離和葉頂二次流，誘發了顯著的湍流強度，因此導致了高的噪聲水平。

4）以NUAA-Fan 為研究對象，研究發現，S1與R2干涉產生的寬頻噪聲是雙級風扇中最強的。此外，除了R1產生的寬頻噪聲，其余3 排葉片的聲學特性與NPU-Fan 的聲學特性基本一致，即當風扇的工作范圍較高的氣動效率的情況下，風扇寬頻噪聲水平相對較低。

總的來說，本文提出的風扇三維設計階段寬頻噪聲預測方法實現了在計算完風扇的氣動性能與流場結構后，利用得到的氣動參數快速地計算轉-靜干涉湍流寬頻噪聲。該方法貼合了設計理念并有可觀的計算效率，利用該方法對風扇三維設計階段的寬頻噪聲進行預測是更加合理的，很適合在工程中運用。

致 謝

感謝南京航空航天大學胡俊老師課題組在雙級風扇試驗及數值模擬中提供的幫助與支持。