鐘銀輝 李以農,2 高 峰

1.重慶大學汽車工程學院，重慶，4000442.重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶，400044

0 引言

車用風機作為冷卻系統(tǒng)的核心部件，其工作噪聲對整車噪聲影響很大，特別是風冷發(fā)動機，其工作噪聲往往是主要的噪聲源之一。汽車的電動化消除了傳統(tǒng)發(fā)動機噪聲的掩蔽作用，使得車用風機在某些工況下的“嗡嗡聲”及高頻噪聲顯得尤為突出，極大地影響了車輛的乘坐舒適性。

為了獲得大的空氣流量，現代汽車普遍采用軸流式冷卻風機。風機正常運行時，葉片產生的氣動噪聲遠遠大于風機的機械噪聲和電磁噪聲[1]。軸流風機氣動噪聲通?？煞譃殡x散噪聲和寬頻噪聲兩種。在風機葉片等間距分布時，葉片尾跡氣流周期性地沖擊下游物體形成的聲壓脈動疊加在葉片脈動基頻及其諧頻上，使得離散噪聲的聲壓級遠高于寬頻噪聲的聲壓級[2]。目前，許多學者都是通過改變葉片分布特性來降低離散噪聲的，其中不同數量葉片和非等間距分布方法因具有結構緊湊等優(yōu)點而備受重視。

針對葉片數量方面的研究，張紅輝[3]從理論上得出了風機葉片數量與聲功率的正比關系；張立等[4]利用數值模擬和實驗的方法證實改變葉片數量能夠降低風機噪聲；張代勝等[5]通過仿真得出流量、總聲壓級與葉片數量的關系，指出在滿足流量情況下，合適的葉片數量能較好地降低噪聲。以上研究均未涉及風機的離散噪聲均未涉及。

針對葉片非等間距分布方面的研究，根據Lighthill的氣動聲學理論，WRIGHT等從不同角度導出了等間距葉片的聲輻射公式[1]；孫曉峰[6]在WRIGHT的基礎上，推出了不等間距葉片噪聲的聲輻射公式，成功預測出某不等間距葉片與等間距葉片在葉片通過頻率處噪聲比的降低幅值；伍先俊等[7]通過設計不等距葉片的措施將基頻處的噪聲峰值分散到其他頻率上，從而降低了離散噪聲；LEE等[8]采用多方案進行了葉片的不等間距設計，并進行了數值仿真及實驗驗證，指出采用合適的非等間距方案可以較好地降低離散噪聲；馬健峰等[9]根據葉片自平衡的分配方案進行葉片的不等距設計、數值模擬及實驗研究，證明采用不等距葉片可以減小離心通風機基頻噪聲的峰值，但總的噪聲級基本不變；劉志超等[10]通過仿真分析指出，非等距葉片分布能使旋渦自吸泵的脈動主頻和幅值發(fā)生變化；湯黎明等[11]指出葉片不等距分布方案可獲得最大的流量和較低的噪聲值；張代勝等[5]、耿麗珍等[12]根據葉片自平衡的分配方案進行葉片的不等間距設計及數值仿真，得出流量、總聲壓級與非等間距分布特性之間的關系，指出在滿足流量情況下，非等間距分布能較好地降低噪聲。以上均是通過舉例來說明某非等間距分布方案對降低離散噪聲有效果,但沒有提出最優(yōu)降噪效果的非等間距分布方法。本文通過研究不同數量葉片和非等間距的分布特性來降低離散噪聲。

1 風機離散噪聲相關理論

離散噪聲是離散頻率噪聲，源自葉片形成的空氣壓力脈動。風機旋轉時，每個葉片的兩側由于流速不同而產生壓力差，因此形成的流場以風機旋轉速度旋轉，使得流場中任一點的壓力都發(fā)生周期性的變化。

葉片等間距分布的風機離散噪聲頻率

(1)

式中，n為諧波數，當n=1時，f為風機離散噪聲基頻，即第1階脈動噪聲頻率；B為風機葉片數；N為風機轉速，r/min。

(2)

取控制面f(xi,t)=0為扇葉面，由無穿透條件un=vn可得FW-H方程最常用的一種形式：

(3)

其中，Fi為葉片表面負荷分量；等號右邊3項分別代表厚度聲源、載荷聲源和四極子聲源。厚度聲源和載荷聲源是面聲源(由Dirac函數決定)，取決于葉片表面的形狀、運動速度以及非定常氣動力，在低速和亞音速流動中，面聲源貢獻占總的氣動貢獻的絕大部分；四極子聲源是體聲源(由Heaviside函數決定)，它與控制面附近的非線性流動密切相關，當控制面附近達到跨音速或超音速時，四極子噪聲尤為突出。

因車用軸流風機處于低速和亞音速流動中，故四極子噪聲可以忽略。假設體積密度為常數，進入到流體中的非平衡質量流相當于一個單極子，故厚度聲源可以忽略，此時，FW-H方程可表示為

(4)

對于葉片轉子，外力Fi應是氣流與葉片的相互作用力，用其相互作用的壓力場來表示。

如果葉片與氣流的相互作用力呈現周期性，則可以將作用力展開成傅里葉級數，但對于非等間距葉片，它與氣流的相互作用不作周期為2π/B的周期性變化，因而不能直接展開，本文從諧波法角度導出作用力表達式。任意一個葉片轉子與來流相互作用的脈動壓力場可表示為[6]

(5)

圖1 風扇相關參數示意圖Fig.1 The sketch map of fan’s relevant parameters

一種常見的不等間距分布規(guī)律如下：[13]

φ＇=φ+Δθsin(mφ)

(6)

式中，Δθ為最大的兩葉片夾角改變量，即單葉片的調制振幅，-π/B≤Δθ≤π/B；m為調制量的循環(huán)次數。

另外，θB=BΔθ為最大調整角，主要調整離散噪聲峰值及其旁瓣對應的峰值。

由式(5)和式(6)可得該類不等間距葉片脈動壓力場

(7)

由于轉子以角速度ω旋轉，所以壓力場也是隨時間變化的，即

(8)

對任意一個諧波分量而言：

(9)

由于

(10)

(11)

式中，J0、J2n均屬于第一類貝塞爾函數。

故式(9)可寫為

(12)

所以任意一個子諧波的分量是：

Jv(nBΔθ)[cos((nB+vm)(φ-ωt)+φ0)+
(-1)vcos((nB-vm)(φ-ωt)+φ0)]

如圖1所示，任意一個子諧波輻射到觀察點x1的聲壓為[6]

(13)

ξF=FnB(cosγcosθ)

(14)

(15)

任意一個諧波的聲輻射應是各個子諧波的疊加，即

(16)

式(16)即為非等間距葉片分布在穩(wěn)定旋轉力作用下的聲輻射公式。在式(16)中，有

ΗnB=nBJnB(nBMasinθ)

(17)

ΗnB±vm=(nB±vm)JnB±vm[(nB±vm)Masinθ]

(18)

當Δθ=0時，即葉片等間距時，貝塞爾函數J0(nBΔθ)=1,Jv(nBΔθ)=0(v>0),則有

(19)

將式(14)、式(15)、式(17)、式(18)代入式(19)可得

(20)

在風機軸線上布置一個麥克風，則θ=0°，nBMasinθ=0，JnB(nBMasinθ)=JnB(0)。只有當n=0時，JnB(0)=1，其余狀態(tài)下JnB(0)=0，故式(20)可寫為

(21)

(22)

(23)

(24)

將式(21)～式(23)代入式(24)可得

(25)

通過仿真可得到風扇的轉矩T、沿軸向e3的作用力F、葉片在每個單元對應的垂直于葉片的作用力FnB、作用力FnB與e3之間的夾角γ，由此可得出風機的聲壓級公式。

2 非等間距葉片優(yōu)化方法

對于任意一個諧波，不等間距葉片分布不像等間距那樣對應著明顯的峰值，而是由許多對應于振幅為J0(nBΔθ)(ξT-ξF)ΗnB的頻帶組成的，即不等間距葉片分布使頻率發(fā)生了調制。

(26)

基于式(26)可得相對于等間距葉片任意一個諧波下降的聲壓級：

(27)

由第一類貝塞爾函數得

(28)

將θB=BΔθ代入式(27)及式(28)，同時取n=1，可得第1階脈動諧波噪聲減小量ΔS與最大調整角θB之間的關系：

(29)

為了確定θB的范圍，以工程常用的9葉片為例，根據式(6)進行非等間距分布，如圖2所示。由圖2可知，θB為2.7 rad時葉片之間有間隙；θB為π rad時，葉片間隙為0，處于臨界點；θB為3.6 rad時，葉根附近出現了明顯的葉片重合現象，故將θB設定在-π～π rad范圍內。

(a)θB=2.7 rad (b)θB=π rad(c)θB=3.6 rad圖2 不同最大調整角θB對應的非等間距分布Fig.2 Unequal interval distributions corresponding to different maximum adjustment anglesθB

(30)

為了得到該方程的極值點，對式(30)求導后設為0，可得θB取實數-2.406 rad、2.406 rad，圖3所示均為最大值，由于此函數為偶函數，故在此范圍內存在唯一的正實數2.406 rad，使得第1階脈動噪聲降幅最大。

圖3 噪聲峰值減小量與最大調整角之間的關系Fig.3 The relation between the decrease of sound pressure levels and the max adjustment angle

為了驗證θB=2.406 rad時ΔS是否為最大值，采用仿真模擬及實驗的方式進行分析驗證。本文車用軸流風機以工程常用9葉片、轉速2 400 r/min為例進行仿真模擬。由式(1)得，第1階脈動噪聲頻率為360 Hz。最大調整角θB分別取0、0.9 rad、1.8 rad、2.406 rad、2.7 rad、π rad,其中,θB為0.9 rad、1.8 rad、2.406 rad、2.7 rad、π rad時均是非等間距方案, 為了與等間距方案的效果作對比,將θB=0的等間距方案也考慮在內進行分析。

將最大調整角θB=2.406 rad及對應的單葉片調制角Δθ=0.267 rad代入式(6)，分別以等間距葉片位置φ=40°，80°，120°，160°，200°，240°，280°，320°，360°作為基本條件，可得表1所示的數據。由表1可知，在θB=2.406 rad時，非等間距葉片相對于等間距葉片變化值不超過26.2%。按表1中θB=2.406 rad對應的相關參數進行葉片分布設計，即可得到9葉片的最佳非等間距分布方案。針對其余非等間距方案，可參照表1得出相應的幾何模型進行仿真模擬。

3 仿真與實驗分析驗證

針對不同數量葉片，本文基于離散噪聲理論采用仿真優(yōu)化的方法獲取葉片數量與噪聲、流量、效率之間的變化規(guī)律，并通過實驗驗證；針對非等間距葉片分布中，θB=2.406 rad為最優(yōu)降噪的方案，通過仿真與實驗驗證其效果，同時分析其對流量和效率的影響。

表1 非等間距葉片相關參數

風機的流量qv是指通過計算域進口或出口邊界面空氣的體積流量。

軸流風機的全壓是出口全壓與進口全壓之差，具體可表示為

(31)

式中，p1為葉輪進口全壓；p2為葉輪出口全壓；pst1為葉輪進口靜壓；v1為葉輪進口流速；pst2為葉輪出口靜壓；v2為葉輪出口流速。

風機扭矩T由作用于葉輪表面各單元的正壓力與剪切力形成的力矩累加得到，本次計算統(tǒng)計了作用在輪轂、葉片以及外邊緣的力矩。

全壓效率η可表示為

(32)

式中，nw為風機在穩(wěn)態(tài)運行下的轉速。

3.1 仿真

本文采用FLUENT軟件進行仿真分析。

3.1.1仿真模型的建立

由于風機原模型比較復雜，所以在導入FLUENT軟件前，要將一些對風機流場和聲場影響較小的曲面去掉，以此來降低對計算機硬件的要求和節(jié)約計算時間，簡化之后的風機三維模型見圖4。其余不同葉片數量及非等間距方案的風機均基于此模型進行相應的改變，然后進行仿真分析。

圖4 風機簡化模型Fig.4 Fan model simplified

基于實物簡化的風機仿真模型共分為進口域、出口域、動域和靜域4個部分。圖5為沿著X向(軸向)剖開的YZ網格的局部平面圖，從中可以看出：風機作為動域置于管道靜域中，風機直徑為409 mm，輪轂比為0.4。整體計算域為圓柱形管道，管道直徑為2 200 mm，X向為流動方向，進口域X向長度為1 650 mm，出口域X向長度為6 050 mm，靜域X向長度為1 160 mm，管道X向總長度為8 860 mm。圖6為動靜域網格局部放大圖，從中可以看出：動域包含葉片、輪轂以及與靜域的連接面，靜域包含軸對稱的護風罩、與動域的連接面、與進口域以及與出口域的連接面。轉子中心為坐標原點，由于轉子旋轉部分的流體比較復雜，需要更加密集的網格來捕捉流場信息，故將動域單獨劃分為一個計算域。同理，將靜域也單獨劃分為一個計算域。對風機的靜域進行了不同程度的延伸，即形成了進出口域，這樣就保證了來流和出流的均勻性，也保證了計算流場的穩(wěn)定性。進出口區(qū)域對經過風機做功前后的流體進行模擬，各劃分為一個計算域。

圖5 計算域分布網格圖Fig.5 The mesh sketch of computing region distribution

圖6 動靜域網格局部圖Fig.6 Local sketch of rotating and static domain mesh

3.1.2網格劃分

采用前處理軟件ICEM對仿真對象進行網格劃分。由于靜域區(qū)和旋轉區(qū)的結構比較復雜，用結構化網格不能滿足不規(guī)則區(qū)域的網格要求，故采用非結構化網格。為了統(tǒng)一，進出口域也使用非結構化網格。在劃分網格時，不同的計算目的對網格的要求也不同，所以，本文根據計算目的及流場處理的要求對模型進行網格劃分。進口域和出口域采用規(guī)則拉伸的五面體棱柱網格，網格尺寸為28 mm；動域中的葉尖及前后緣處網格尺寸為0.3～0.8 mm，為了研究風機表面的流場及噪聲特性，在固體表面增加5層邊界層網格，主要為五面體棱柱網格，第一層網格尺寸控制在0.01 mm，其余位置為四面體網格，尺寸主要控制在6 mm。同時考慮實際情況，提高精度，在護風罩表面也增加5層的五面體棱柱網格用于流場及噪聲計算，第1層網格尺寸控制在0.1 mm，其余為四面體網格，尺寸主要控制在24 mm。以上邊界層網格均采用標準的固體邊界處理方式，保證仿真結果的真實有效性，模型總網格數大約為935萬。

3.1.3計算方法及初始邊界條件的設定

在風機流道中流動的介質是空氣，風機運動區(qū)域內的流體屬于湍流運動，內部流體可認為是不可壓縮氣體，不考慮能量守恒方程，忽略重力對流場的影響。定常計算選取RNGk-ε湍流模型，壓力-速度耦合采用壓力耦合方程組的半隱式方法(SIMPLE)算法，選用非耦合隱式求解器。為了提高計算精度，控制方程的數值離散方法采用二階精度迎風差分格式，迭代求解采用亞松弛因子。葉輪動域采用多重參考坐標系MRF，將動域的非定常流動視為定常流動，各項的收斂殘差為10-5，以出口處的質量流量作為控制指標進行觀察，初始進出口的相對壓力均為0,速度為0,風機穩(wěn)態(tài)轉速為2 400 r/min。以定常計算收斂所得到的流場數據作為計算初場，基于壓力的隱式二階算法，采用大渦模擬(LES)的亞格子Smaqorinsky-Lilly模型重新計算流場。壓力與速度耦合采用壓力隱式分裂算子(PISO)算法，交界面設置在動域和靜域的交界處，使用滑移網格。

在距風機中心背風1 m處布置一個噪聲觀測點進行仿真計算，噪聲預測采用FLUENT軟件中的FW-H聲學模型來模擬，并用快速傅里葉變換(FFT)方法對噪聲時域數據進行處理，獲得噪聲頻譜特性。

3.1.4仿真結果的初步驗證

為了保證仿真結果的有效性和準確性，從聲壓波動的時域數據及Yplus值兩方面來進行初步的分析驗證。

風機觀測點處聲壓隨時間的變化如圖7所示。由圖7可知，從第3個周期開始整個風機噪聲觀測點的聲壓波動處于一個較為穩(wěn)定的狀態(tài)，故對時域數據從第3個周期開始進行提取，每個點采樣時間為0.000 1 s，每個周期為0.025 s，即250個時間步，取大約8個周期的穩(wěn)定數據進行FFT變換，從而進行相應的頻譜分析。

圖7 風機觀測點處聲壓隨時間的變化曲線Fig.7 The graph of sound pressure varying with time at observation point

針對5層邊界層網格，采用標準的固體表面方法進行邊界層的近壁面處理。以4葉片(用于不同數量葉片的研究)為例，圖8a所示的風機吸力面?zhèn)群蛨D8b所示的風機壓力面?zhèn)鹊腨plus值均在1左右，滿足近壁面網格處理的要求，尤其葉片部分的Yplus值在0～1之間，保證了仿真的準確性，其余模型也滿足Yplus值的要求。

(a)吸力面?zhèn)?(b)壓力面?zhèn)葓D8 風機吸力面和壓力面的Yplus值Fig.8 The Yplus value of suction side and pressure side of axial fan on the first model

3.2 實驗方法

本次實驗風機轉速為2 400 r/min，結合仿真的其他輸入條件，為仿真計算提供對比依據。

3.2.1風機流量實驗

風機的流量實驗采用MGS(metal gear solid)風機性能測試系統(tǒng)，通過控制風道阻力，可測試、獲取不同全壓下風機的流量，通過傳感器采集數據并輸入數據采集儀，經過A/D轉換，將數據傳入計算機。

3.2.2風機單體噪聲實驗

風機單體噪聲實驗如圖9所示，將風機單體四角通過彈性繩固定在臺架的上下橫梁上，使得風機與臺架隔開，保證了風機產生的振動不會通過彈性繩傳至臺架上，引起臺架振動，產生噪聲干擾。外接穩(wěn)壓電源，驅動風機在規(guī)定的轉速下運行，采用LMS噪聲振動測試設備，在距風機中心背風1 m處布置一個傳聲器作為觀測點進行噪聲實驗。

圖9 風機單體噪聲實驗Fig.9 Bracket experiment of single fan’s noise

3.3 仿真與實驗結果分析

本文通過仿真得到了風機的流量、全壓、扭矩等流場參數，進一步分析得出了流量與全壓之間的關系，以及通過式(32)得出了全壓效率與流量之間的關系；另外，基于穩(wěn)態(tài)流場收斂的結果再進行瞬態(tài)流場仿真分析，獲取聲壓時域數據，然后對其進行FFT分析，進一步得出離散噪聲及相應的總聲壓級?；诜抡娴南嚓P條件及結果進行相應的實驗驗證。

3.3.1不同數量葉片對噪聲、流量及效率的影響

在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下對4葉片至11葉片等間距風機進行噪聲、流量及效率的仿真計算，以7葉片和9葉片風機為主要對象進行實驗驗證。

為了分析離散噪聲的特性，以9葉片為例進行仿真。通過對風機中心背風1 m處觀測點的噪聲時域數據進行FFT變換獲得噪聲頻譜，結果如圖10所示。由圖10可知，9葉片表現出明顯的離散噪聲特性，第1階脈動噪聲峰值最大。從4葉片至11葉片離散噪聲中提取第1階脈動噪聲進行分析，結果如圖11所示。由圖11可知，除了7葉片與11葉片,其余隨著葉片數量增加，離散噪聲也相應增大(從式(25)看，風機離散噪聲幅值與葉片數存在正比關系，但受葉片的轉矩、表面作用力等參數的影響，風機離散噪聲也產生相應的波動，此與仿真結果近似)。7葉片第1階脈動頻率(280 Hz)對應的噪聲峰值(最小)為54.5 dB(A)，10葉片第1階脈動頻率(400 Hz)對應的噪聲峰值(最大)為64.1 dB(A)，兩者相差9.6 dB(A)。同時還可以看出7葉片、9葉片第1階脈動噪聲峰值的實驗值比仿真值分別大3 dB(A)、2.6 dB(A)?？梢?，選擇合適的葉片數量對離散噪聲的影響很大。

圖10 9葉片噪聲頻譜Fig.10 9 blade noise spectrum

圖11 第1階脈動噪聲隨葉片數變化情況Fig.11 Fluctuation noises of the first order vary with different number of blades

從4葉片至11葉片，總聲壓級的變化規(guī)律與離散噪聲的結果一致，如圖12所示。由圖12可知，7葉片對應的噪聲為71.8 dB(A)(最小)，10葉片對應的噪聲為74.9 dB(A)(最大)，兩者相差3.1 dB(A)，7葉片、9葉片實驗值比仿真值分別大1.5 dB(A)、1 dB(A)?？梢?，離散噪聲降低使得總聲壓級也相應降低。

圖12 總聲壓級隨葉片數變化情況Fig.12 Totalsound pressure levels vary with different number of blades

不同數量葉片對應的流量隨全壓的變化如圖13所示。由圖13可知，隨著全壓的增加，不同數量葉片對應的流量均減小，其中，4葉片至6葉片的風機流量明顯不足，7葉片至11葉片的風機流量減小的幅度變緩，在高壓下保持高流量的能力較強。在相同全壓條件下，最大流量與最小流量的差別較大，以100 Pa為例，其差值達到2 558 m3/h。7葉片、9葉片對應流量的仿真值與實驗值最大相差均不超過159 m3/h。

圖13 不同數量葉片對應的流量隨全壓變化曲線Fig.13 Fluxes vary with total pressure corresponding to the different number of blades

將流量、轉速等參數代入式(32)可得全壓效率隨流量的變化，如圖14所示。由圖14可知，效率均隨著流量的增加先增大后減小。在風機的主要工作區(qū)域(683 m3/h≤qv≤3 930 m3/h)，7葉片至11葉片的效率均不低于35%，整體明顯大于4葉片至6葉片的效率。綜合來說，7葉片風機的效率最高(最高達到45%)，高效率的流量范圍也較寬。7葉片、9葉片風機全壓效率的仿真值與實驗值最大相差均不超過2%。

圖14 不同數量葉片對應的效率隨流量變化曲線Fig.14 Efficiencies vary with flux corresponding to the different number of blades

3.3.2非等間距風機對噪聲、流量及效率的影響

為了驗證θB=2.406 rad為最優(yōu)降噪的方案，選擇9葉片風機進行仿真及實驗分析(9葉片離散噪聲較為明顯，且為工程常用葉片)，在風機轉速為2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下，仿真與實驗結果在趨勢上均是一致的，如圖15～圖18所示。

為了與理論相對應，對第1階脈動噪聲進行分析驗證，其與最大調整角θB的關系如圖15所示。由圖15可知，第1階脈動噪聲值從大至小對應的最大調整角θB依次為0、0.9 rad、π rad、1.8 rad、2.7 rad、2.406 rad。最大調整角為2.406 rad相比0對應的第1階脈動噪聲降幅達到18.9 dB(A)。這兩個調整角的實驗值比仿真值分別大2.4 dB(A)、2.6 dB(A)?？梢姡畲笳{整角為2.406 rad方案對離散噪聲的改善效果最明顯，這與理論推導結果在趨勢上是一致的。

圖15 第1階脈動噪聲隨最大調整角θB變化情況Fig.15 Fluctuation noises of the first order vary with max adjustment angle θB

不同最大調整角θB對應總聲壓級的變化規(guī)律與離散噪聲的仿真結果一致，如圖16所示。由圖16可知，最大調整角為2.406 rad相比0總聲壓級降幅2.2 dB(A)，以上兩個仿真值與實驗值分別相差1.2 dB(A)、0.5 dB(A)。

圖16 總聲壓級隨最大調整角θB變化情況Fig.16 Totalsound pressure levels vary with max adjustment angle θB

為了分析最大調整角θB為2.406 rad方案對流量的影響，進行了相應的流量隨全壓的變化分析，如圖17所示。由圖17可知，在相同全壓條件下，最大調整角為2.406 rad與0對應流量的差別較小，以100 Pa為例，僅相差187 m3/h，此仿真值與實驗值僅相差9 m3/h。

圖17 θB=0與θB=2.406 rad時流量隨全壓變化的仿真值及實驗值Fig.17 Simulation and experiment of θB=0 and θB=2.406 rad fluxes vary with total pressure

圖18 θB=0與θB=2.406 rad時效率隨流量變化的仿真值及實驗值Fig.18 Simulation and experiment of θB=0 and θB=2.406 rad efficiencies vary with flux

為了分析最大調整角θB為2.406 rad方案對效率的影響，進行了相應的效率隨流量的變化分析，如圖18所示。由圖18可知，在風機的主要工作區(qū)域(683 m3/h≤qv≤3 930 m3/h)，θB=2.406 rad與θB=0對應的效率均不低于35%，在相同流量下，最大差值為6.5%，此仿真值與實驗值僅相差0.3%。

以上實驗值與仿真模擬值的誤差均在5%允許范圍內，說明仿真模型是可靠的。誤差主要是由于對風機模型進行了一定程度的簡化、實驗過程的測量誤差以及仿真分析方法固有的誤差等因素引起的。

4 結論

(1)針對等間距軸流風機，在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下，隨著全壓的增大，各葉片的流量均減??；7葉片風機的效率最高(最大達到45%)，高效率的流量范圍也較寬，而且在離散噪聲和總聲壓級方面均最小，因此，從噪聲、流量和效率綜合來看，采用7葉片方案的風機效果最好，這在實驗結果中也得到了驗證，研究結果為風機葉片數量的選擇提供了新的依據。

(2)通過理論分析提出了一種針對不同數量等間距葉片均采用最大調整角為2.406 rad即可達到最優(yōu)降噪效果的方法，并且對流量及效率無明顯影響,利用9葉片在2 400 r/min穩(wěn)態(tài)條件下的仿真模擬與實驗驗證了這一結論。