孫宗翰 田 杰，2 張效溥 歐陽華，2

(1 上海交通大學(xué)機(jī)械與動力工程學(xué)院 上海 200240)

(2 燃?xì)廨啓C(jī)與民用航空發(fā)動機(jī)教育部工程研究中心 上海 200240)

0 引言

隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，計(jì)算機(jī)服務(wù)器和通訊路由器機(jī)柜在工業(yè)和生活領(lǐng)域被廣泛應(yīng)用。由于機(jī)柜中電子器件排列緊密導(dǎo)致熱流密度大，需要多個變速軸流散熱風(fēng)扇串聯(lián)或并聯(lián)強(qiáng)制對流換熱保證設(shè)備的正常運(yùn)行。散熱風(fēng)扇通常轉(zhuǎn)速較高且多個風(fēng)扇同時運(yùn)轉(zhuǎn)使氣動噪聲超過限值。此外，機(jī)柜狹小的空間也會對散熱風(fēng)扇氣動噪聲產(chǎn)生不利影響[1-2]，因此如何有效地降低散熱風(fēng)扇氣動噪聲是一個亟待解決的問題。

散熱風(fēng)扇結(jié)構(gòu)緊湊，包含動葉片、上游或下游支撐、導(dǎo)流罩以及矩形外邊框，且具有較大的頂隙葉徑比，相比一般軸流風(fēng)扇具有更復(fù)雜的噪聲特性[3]。散熱風(fēng)扇主要噪聲源為動靜干涉或動葉與進(jìn)氣畸變干涉產(chǎn)生的葉片非定常氣動力[4-7]，噪聲源階次主要為偶極子源。在噪聲頻譜上表現(xiàn)為葉片通過頻率(Blade passing frequency，BPF)及其諧波的離散單音噪聲在寬頻噪聲譜上的疊加。研究表明，散熱風(fēng)扇在大流量工況下以離散單音噪聲為主，小流量下寬頻噪聲顯著[8]。Huang等[3，9-11]對電腦散熱風(fēng)扇的氣動噪聲機(jī)制進(jìn)行總結(jié)，指出散熱風(fēng)扇的離散單音噪聲主要來自進(jìn)口畸變、流動分離、動葉尾緣散射和動靜干涉四個方面。

狹小空間下散熱風(fēng)扇較常采用被動降噪方式。Fitzgerald 等[5]采用修正下游支撐桿的尺寸、減少或消除周圍物體潛在的流動干涉現(xiàn)象、喇叭進(jìn)風(fēng)口使進(jìn)氣畸變最小化等多種方式降低風(fēng)扇離散單音噪聲。Lewy[12]和Bolteza 等[13]研究了不均勻葉片分布對離散單音噪聲的影響，Wu等[14]和彭志剛等[15]利用不均勻葉片相位調(diào)制實(shí)現(xiàn)可觀的離散單音噪聲降噪效果。Wang 等[11]對風(fēng)扇結(jié)構(gòu)重新設(shè)計(jì)，修正風(fēng)扇進(jìn)口不規(guī)則和支撐兩個設(shè)計(jì)缺陷帶來10 dB 左右的聲功率下降。目前針對散熱風(fēng)扇的被動降噪主要集中在噪聲源的控制上，即通過改進(jìn)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)達(dá)到抑制氣動噪聲產(chǎn)生的作用，這種方式通常會增加制造難度和成本，且在現(xiàn)有技術(shù)情況下這種降噪方式的進(jìn)步空間已然不大。抑制氣動噪聲的傳播成為一種可能的降噪手段，根據(jù)Tyler 等[16]的動靜干涉理論，散熱風(fēng)扇的動靜干涉結(jié)構(gòu)會產(chǎn)生BPF 及其諧波下的不同周向聲模態(tài)。在壓氣機(jī)相關(guān)領(lǐng)域，大風(fēng)扇或壓氣機(jī)動靜干涉產(chǎn)生的周向聲模態(tài)在管道內(nèi)傳播需滿足截止條件[17-18]，通過合理選擇動靜葉片數(shù)可以獲得可觀的降噪效果[7]。而在散熱風(fēng)扇領(lǐng)域，基于管道聲學(xué)理論的管道模態(tài)截止方法進(jìn)行降噪的討論鮮見報(bào)道。

根據(jù)散熱風(fēng)扇的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，如果為散熱風(fēng)扇安裝一段短管，使對應(yīng)離散頻率噪聲的主要周向聲模態(tài)得到抑制和衰減，可以帶來較好的降噪效果。本文首先對散熱風(fēng)扇遠(yuǎn)場噪聲特性進(jìn)行測量，分析了散熱風(fēng)扇遠(yuǎn)場噪聲分布和頻譜特征。然后，利用雙均布測點(diǎn)方法[19]準(zhǔn)確識別風(fēng)扇進(jìn)出風(fēng)口周向聲模態(tài)?；诠艿缆晫W(xué)理論的管道模態(tài)截止方法，通過在風(fēng)扇進(jìn)出口加裝圓形短管實(shí)驗(yàn)研究短管對風(fēng)扇氣動噪聲的控制作用，實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇有效的降噪。通過模態(tài)和頻譜實(shí)驗(yàn)測量，揭示了加裝管道前后風(fēng)扇不同周向聲模態(tài)和遠(yuǎn)場輻射噪聲成分的變化規(guī)律，分析了風(fēng)扇總聲壓級降噪機(jī)理。

1 研究對象和研究方法

1.1 研究對象

圖1 測試風(fēng)扇結(jié)構(gòu)Fig.1 The structure of the tested fan

本文研究對象為一款常見的電子器件散熱用變速軸流風(fēng)扇，如圖1所示。風(fēng)扇外邊框尺寸為120 mm×120 mm×38 mm，具有7 個旋轉(zhuǎn)風(fēng)扇葉片(動葉片)和11個支撐(靜葉片)，散熱風(fēng)扇的電機(jī)電源線固定在某個支撐上。風(fēng)扇進(jìn)口具有導(dǎo)流罩，導(dǎo)流罩的外徑為124 mm，由于風(fēng)扇矩形外邊框的限制，風(fēng)扇進(jìn)口導(dǎo)流罩部分弧面被切割，呈現(xiàn)出如圖1中A、B、C、D 四處不規(guī)則形狀，從而導(dǎo)致進(jìn)口進(jìn)氣不均勻。風(fēng)扇設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速9000 r/min，通過脈沖寬度調(diào)制調(diào)速開發(fā)板控制占空比從而實(shí)現(xiàn)軸流風(fēng)扇的變速運(yùn)轉(zhuǎn)，詳細(xì)設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 風(fēng)扇主要設(shè)計(jì)參數(shù)Table1 Main design parameters of the fan

1.2 散熱風(fēng)扇聲學(xué)特征

散熱風(fēng)扇噪聲源主要階次為偶極子源，根據(jù)文獻(xiàn)[20]總結(jié)的偶極子源無因次表達(dá)式，其聲功率W正比于特征速度U的6 次方，而W正比于有效聲壓的平方。當(dāng)采用葉尖旋轉(zhuǎn)線速度近似代替特征速度時，得到噪聲總聲壓級Lp與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速N的關(guān)系為

式(1)所示，噪聲總聲壓級Lp與轉(zhuǎn)速的對數(shù)10 lg(N)呈線性關(guān)系且斜率為6。

根據(jù)Tyler 等[16]的動靜干涉理論，散熱風(fēng)扇等亞音速葉輪機(jī)械的動靜干涉效應(yīng)所帶來的非定常氣動力，會產(chǎn)生以不同于葉片轉(zhuǎn)子速度旋轉(zhuǎn)的壓力模態(tài)，在噪聲頻譜上對應(yīng)產(chǎn)生BPF及其諧波下的不同周向聲模態(tài)：

式(2)中，λ代表BPF 及其諧波的階次，k為任意整數(shù)，表征靜子引起畸變的空間諧波。對應(yīng)模態(tài)的旋轉(zhuǎn)角速度為

式(3)中，Ω為動葉旋轉(zhuǎn)角速度，P表示靜子或畸變引起的空間諧波數(shù)。這些由動靜干涉產(chǎn)生的周向聲模態(tài)如果沿圓形硬壁管道傳播應(yīng)滿足聲波導(dǎo)管中簡正波的傳播特性。

根據(jù)管道聲學(xué)理論，對于無流動硬壁圓管，采用分離變量法求解柱坐標(biāo)系下的波動方程并代入硬壁邊界條件，可以得到對應(yīng)簡正波(m，n)的聲壓解pmn[7，21]為

式(4)中，m稱為周向模態(tài)數(shù)，n稱為徑向模態(tài)數(shù)，Jm為序數(shù)為m的第一類貝塞爾函數(shù)，kmn為徑向波數(shù)，為軸向波數(shù)。當(dāng)m、n均為0 時即表示沿x軸直線傳播的平面波，對于高次簡正波，當(dāng)滿足k ＞kmn時可以沿軸向傳播，對應(yīng)截止頻率為

對于每個特定的頻率f下聲壓p的特解可以簡化為不同周向聲模態(tài)的疊加，

式(6)中，m為周向模態(tài)數(shù)，θ代表周向角度，Amf為在頻率f的模態(tài)幅值。

1.3 遠(yuǎn)場噪聲和模態(tài)測試方法

實(shí)驗(yàn)在上海交通大學(xué)航空發(fā)動機(jī)研究院氣動半消聲室內(nèi)完成，消聲室面積400 m2，截止頻率100 Hz，背景噪聲小于20 dB(A)。實(shí)驗(yàn)主要包括遠(yuǎn)場噪聲測量和風(fēng)扇進(jìn)出口周向聲模態(tài)測量。遠(yuǎn)場噪聲測量參考國標(biāo)《GB/T 2888—2008 風(fēng)機(jī)和羅茨鼓風(fēng)機(jī)噪聲測量方法》[22]，如圖2所示。遠(yuǎn)場7 個傳聲器測點(diǎn)布置在與風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)軸等高的平面內(nèi)，距離風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心為1 m 的標(biāo)準(zhǔn)距離，風(fēng)扇中心離地高度超過1 m。為避免流場對傳聲器的影響，傳聲器加裝防風(fēng)罩，且風(fēng)扇出風(fēng)口正對的方向不布置測點(diǎn)。各測點(diǎn)使用更符合人耳聽覺特性的A 計(jì)權(quán)聲壓級進(jìn)行噪聲評估，7個測點(diǎn)均方根(Root mean square，RMS)平均總聲壓級ˉLp可由下式計(jì)算：

式(7)中，Lpi表示各測點(diǎn)A 計(jì)權(quán)聲壓級。本文所設(shè)計(jì)提出的風(fēng)扇進(jìn)出口短管道安裝方式如圖2(b)所示，管道內(nèi)徑與風(fēng)扇進(jìn)口導(dǎo)流罩外徑一致為124 mm。

周向聲模態(tài)測量采用周向均布的傳聲器陣列獲取噪聲的時域和頻域信息，通過求解式(6)得到模態(tài)幅值：

式(8)中，K為傳聲器數(shù)量，θk代表傳聲器所處周向位置。若實(shí)際模態(tài)數(shù)|mx| ＞K/2，由式(8)得到的模態(tài)數(shù)m會混疊至K/2范圍內(nèi)，可由下式求解：

當(dāng)僅考慮動靜葉影響時，散熱風(fēng)扇在BPF下的主要周向模態(tài)數(shù)根據(jù)式(2)計(jì)算為-4、7、-15、18等。在傳聲器數(shù)量不足的情況下，由于混疊效應(yīng)無法確定實(shí)際周向模態(tài)數(shù)。此時采用雙均布測點(diǎn)方法[19]，校準(zhǔn)得到實(shí)際模態(tài)數(shù)mx為

式(10)中，m′為與兩次均布測點(diǎn)測量得到模態(tài)m1、m2相關(guān)的過渡模態(tài)；S為兩組測點(diǎn)數(shù)的最小公倍數(shù)，保證S盡量大就可以將查找范圍大大縮小。實(shí)驗(yàn)中分別使用8 個和18 個傳聲器均布測量和校準(zhǔn)周向聲模態(tài)，傳聲器陣列放置于管道外測量[23]，如圖3所示。傳聲器環(huán)面平行于風(fēng)扇且與風(fēng)扇中心保持同心，距離風(fēng)扇中心平面50 mm，傳聲器均勻布置在測量環(huán)上。傳聲器所處圓周直徑為400 mm，超過風(fēng)扇通流直徑的3 倍，可以忽略風(fēng)扇通流對傳聲器陣列的影響。

測試設(shè)備采用B＆K 4189 預(yù)極化電容式自由場傳聲器接B＆K 2671 前置放大器，傳聲器測試不確定度為±0.30 dB。聲學(xué)信號的采集使用NI PXIe 4499 采集卡，具有24 位分辨率、采樣率高達(dá)204.8 kS/s的16路同步采樣模擬輸入。測量時，采樣頻率設(shè)定為20 kHz，每個block的采樣點(diǎn)數(shù)20 k，窄帶譜頻率分辨率1 Hz，窗函數(shù)采用Hanning 窗。每次實(shí)驗(yàn)前，使用B＆K 4231 聲壓校準(zhǔn)器產(chǎn)生1 kHz、94 dB 的標(biāo)準(zhǔn)聲源對傳聲器進(jìn)行標(biāo)定。變轉(zhuǎn)速測量時，待風(fēng)扇穩(wěn)定工作后連續(xù)采集20 個block，通過RMS平均消除測量隨機(jī)誤差帶來的影響。

圖2 遠(yuǎn)場測點(diǎn)布置及管道安裝方式Fig.2 Measurement points setup and the way of duct installation

圖3 周向模態(tài)測量裝置及測點(diǎn)布置Fig.3 Measurement array for circumferential mode

2 散熱風(fēng)扇噪聲特性

2.1 遠(yuǎn)場噪聲特性

實(shí)測風(fēng)扇額定轉(zhuǎn)速為8837 r/min，略低于設(shè)計(jì)值9000 r/min，實(shí)驗(yàn)期間風(fēng)扇轉(zhuǎn)速基本穩(wěn)定。不同轉(zhuǎn)速N下風(fēng)扇遠(yuǎn)場1 m 處7 個測點(diǎn)A 聲級如圖4所示，不同測點(diǎn)位置處噪聲A聲級隨轉(zhuǎn)速增加而增加，噪聲指向性分布顯示總聲壓級相對于風(fēng)扇轉(zhuǎn)軸呈對稱分布。根據(jù)式(7)計(jì)算實(shí)驗(yàn)風(fēng)扇各轉(zhuǎn)速下7 個測點(diǎn)的L 計(jì)權(quán)和A 計(jì)權(quán)平均總聲壓級如圖4(b)所示。圖中，以10lg(N)作為橫軸，總聲壓級與10lg(N)滿足線性關(guān)系，線性擬合對應(yīng)L 計(jì)權(quán)和A 計(jì)權(quán)的斜率分別為5.92 和6.29，均接近6，實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了式(1)所描述的散熱風(fēng)扇的偶極源特點(diǎn)。

風(fēng)扇不同轉(zhuǎn)速下遠(yuǎn)場的噪聲窄帶譜如圖5所示。以測點(diǎn)P3為例，噪聲頻譜包括離散單音噪聲和寬頻噪聲。離散單音噪聲峰值分別對應(yīng)葉片通過頻率(BPF)、轉(zhuǎn)子頻率(Rotor frequency，RF)以及各階倍頻。BPF 及其倍頻主要由動靜干涉產(chǎn)生，而頻譜中的RF 噪聲主要來源于轉(zhuǎn)子不平衡，RF 幅值較BPF 幅值小不是主要單音噪聲。在額定轉(zhuǎn)速下，7個測點(diǎn)平均總聲壓級、離散總聲壓級和寬頻總聲壓級分別為74.9 dB(A)、73.3 dB(A)和69.7 dB(A)。根據(jù)噪聲對數(shù)和公式，噪聲能量占比可以表示為

式(11)計(jì)算得到離散單音噪聲和寬頻噪聲的能量占比分別是69.66%和30.34%，離散噪聲是最主要的氣動噪聲。

圖4 原型風(fēng)扇總聲壓級Fig.4 The total SPL of the baseline cooling fan

圖5 散熱風(fēng)扇不同轉(zhuǎn)速P3測點(diǎn)噪聲窄帶譜Fig.5 Noise narrow band spectrum of cooling fan atP3at different rotational speed

2.2 風(fēng)扇周向聲模態(tài)

實(shí)驗(yàn)采用圖3所示的圓形均布傳聲器陣列對風(fēng)扇進(jìn)出口周向聲模態(tài)進(jìn)行測量，利用式(8)分解得到模態(tài)幅值，如圖6所示。以風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口一階BPF為例，18 測點(diǎn)和8 測點(diǎn)分解的模態(tài)幅值分布相互對應(yīng)，圖中紅色箭頭標(biāo)示出幅值最高的兩個模態(tài)分別為-1 和3 模態(tài)，其中-1 模態(tài)幅值超出其他模態(tài)10 dB以上，3模態(tài)幅值超出3 dB以上。根據(jù)式(10)，可以確定風(fēng)扇進(jìn)口一階BPF下的主要模態(tài)即為-1和3，不存在高階模態(tài)的混疊效應(yīng)。通過同樣的分解方法，得到前三階BPF的進(jìn)出口周向聲模態(tài)識別結(jié)果，如表2所示。風(fēng)扇主要周向聲模態(tài)為低階模態(tài)，進(jìn)出口主要模態(tài)不完全一致，且不完全符合式(2)所計(jì)算的模態(tài)。這表明決定風(fēng)扇主要聲模態(tài)的葉片非定常氣動力不僅僅來自于動靜干涉作用，還受到諸如圖1中進(jìn)口不均勻等風(fēng)扇結(jié)構(gòu)特征的影響。因此，準(zhǔn)確測量散熱風(fēng)扇進(jìn)出口周向聲模態(tài)是基于管道模態(tài)截止方法實(shí)現(xiàn)降噪的重要前置條件。

圖6 進(jìn)風(fēng)口一階BPF 噪聲模態(tài)幅值Fig.6 Mode amplitude of noise at 1BPF on the inlet side

表2 雙均布測點(diǎn)周向模態(tài)識別結(jié)果Table2 Mode decomposition result by double-uniform sampling points

3 基于管道模態(tài)截止的風(fēng)扇降噪

根據(jù)管道聲學(xué)理論，當(dāng)聲波頻率低于截止頻率，軸向波數(shù)為虛數(shù)，傳播因子變成e(jωt-|kxx|)，此時聲壓幅值隨距離呈指數(shù)衰減，對于有均勻流動的圓管，截止頻率會下降[7]。將截止條件代入周向相速度計(jì)算式并轉(zhuǎn)化為周向相位馬赫數(shù)，可以得出簡正波(m，n)在管道內(nèi)壁圓周上必須以大于聲速的速度旋轉(zhuǎn)才能沿軸向傳播，由式(3)可知，對于動靜干涉產(chǎn)生的周向聲模態(tài)，在半徑為R的管道傳播條件為

式(12)稱為風(fēng)扇噪聲的截止條件[7]，也可稱為風(fēng)扇的管道模態(tài)截止條件。

如2.1 節(jié)所述，離散單音噪聲是散熱風(fēng)扇主要的氣動噪聲來源，因此可以通過管道模態(tài)截止方法，將對應(yīng)BPF及其諧波處的主要模態(tài)進(jìn)行衰減，從而降低散熱風(fēng)扇的總聲壓級。根據(jù)風(fēng)扇進(jìn)口導(dǎo)流罩外徑大小，在風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)或出風(fēng)口安裝一段圓形短管道，如圖7(a)所示。根據(jù)式(12)，計(jì)算得到前三階BPF下理論的管道傳播周向聲模態(tài)數(shù)滿足|m| ＜λ，即僅有小于諧波數(shù)λ的模態(tài)可以傳出管道。前三階BPF下處于截止邊緣的三個模態(tài)波(徑向模態(tài)數(shù)為0)的傳播因子e(jωt-|kxx|)隨管道長度的衰減曲線如圖7(b)所示，這些模態(tài)剛好被截止且衰減最慢，即便如此，管道長度2～3 cm 也足以使模態(tài)幅值衰減一半以上。

實(shí)驗(yàn)選取了5 個不同長度管道，短管長度分別為2 cm、4 cm、6 cm、8 cm和10 cm，分別安裝在風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)和出風(fēng)口，測量得到散熱風(fēng)扇的遠(yuǎn)場噪聲分布，如圖8所示。出風(fēng)口安裝管道后整體噪聲增大，而進(jìn)風(fēng)口安裝管道的降噪效果則與管道長度有關(guān)，2 cm、4 cm、6 cm 管道下遠(yuǎn)場1 m處平均總聲壓級分別為70.8 dB(A)、73.1 dB(A)和74.2 dB(A)，相比原型風(fēng)扇分別下降4.1 dB(A)、1.8 dB(A)和0.7 dB(A)，而8 cm、10 cm 管道下1 m 處平均總聲壓級分別增加0.7 dB(A)和1.6 dB(A)。噪聲的指向性上，進(jìn)風(fēng)口安裝管道將原先略微不對稱的聲場分布“拉回”對稱，而出風(fēng)口安裝管道反而加劇了噪聲的不對稱指向性。特別的，進(jìn)風(fēng)口安裝管道P3和P5噪聲受到抑制，出風(fēng)口安裝管道P1、P3、P5和P7均保持較高的噪聲水平。

圖7 管道內(nèi)的噪聲模態(tài)衰減Fig.7 Noise mode attenuation in duct

為探究部分管道安裝后噪聲整體增大的原因，分別計(jì)算得到進(jìn)出口加管道后P1、P3、P5和P7寬頻噪聲和離散單音噪聲分量隨管道長度的變化，如圖9和圖10所示，縱坐標(biāo)為各工況聲壓級減去原型風(fēng)扇聲壓級的相對值。管道安裝在進(jìn)風(fēng)口時，寬頻噪聲在2 cm 管道下4 測點(diǎn)平均總聲壓級減小0.6 dB(A)，隨后逐漸增大。在10 cm管道下4測點(diǎn)平均總聲壓級增大2.5 dB(A)，P7最大增大3.1 dB(A)，相比原型風(fēng)扇寬頻能量增加將近一倍。結(jié)果表明，進(jìn)口安裝較長管道時會使散熱風(fēng)扇進(jìn)氣條件惡化，風(fēng)扇進(jìn)氣湍流脈動加劇。離散單音噪聲在2 cm 管道下4測點(diǎn)平均總聲壓級減小7.3 dB(A)，隨后隨短管長度增加，減小的幅度逐漸降低，而在10 cm管道下，測點(diǎn)P1、P7相比原型的聲壓級增大2.8 dB(A)和1.5 dB(A)，P3、P5相比原型減小2.6 dB(A)和1.8 dB(A)，而4 測點(diǎn)平均總聲壓級相比原型風(fēng)扇變化不明顯。值得關(guān)注的是，進(jìn)口加裝管道風(fēng)扇出風(fēng)口P1、P7和進(jìn)風(fēng)口P3、P5噪聲變化呈兩種不同趨勢，這與圖8的分析結(jié)果一致。管道安裝在出風(fēng)口時如圖10所示，寬頻噪聲變化較小，10 cm 管道下4 測點(diǎn)平均總聲壓級增大0.4 dB(A)；離散單音噪聲除P3以外總體比原型風(fēng)扇聲壓級增大，但變化規(guī)律不明顯，推測是安裝出口管道放大了風(fēng)扇的某種不對稱結(jié)構(gòu)如風(fēng)扇電源線與風(fēng)扇轉(zhuǎn)子的干涉效應(yīng)，導(dǎo)致特定方向上離散單音噪聲的增大?；谏鲜龇治觯M(jìn)口安裝2 cm 管道的降噪效果應(yīng)來源于管道的模態(tài)截止作用，2 cm 管道不僅有效抑制噪聲傳播，其在結(jié)構(gòu)緊湊的路由器機(jī)柜中也便于安裝，具有較強(qiáng)的實(shí)用性。

圖8 安裝管道的總聲壓級極坐標(biāo)圖Fig.8 Polar diagram of the total SPL with duct

圖9 進(jìn)口安裝管道的噪聲變化Fig.9 Variation of the noise with inlet duct

圖10 出口安裝管道的噪聲變化Fig.10 Variation of the noise with outlet duct

圖11 進(jìn)風(fēng)口安裝管道的聲功率累加和曲線Fig.11 The cumulative sum of the sound power spectrumE(f)with inlet duct

針對降噪效果明顯的2 cm管道做頻譜分析，引入聲功率譜的累加方法[2]，風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口安裝2 cm管道前后P3和P7的聲功率累加曲線，如圖11所示。圖中條形圖表示每100 Hz 頻段的分段聲功率累加，安裝2 cm管道極大地抑制了風(fēng)扇的離散單音，促使整體噪聲降低，但對寬頻分量的影響不大。

圖12 進(jìn)風(fēng)口安裝管道的進(jìn)口前三階BPF 噪聲模態(tài)幅值Fig.12 Mode amplitude of noise on the inlet side at 1—3BPF with inlet duct

圖13 進(jìn)風(fēng)口安裝管道的出口前三階BPF 噪聲模態(tài)幅值Fig.13 Mode amplitude of noise on the outlet side at 1—3BPF with inlet duct

進(jìn)風(fēng)口安裝2 cm 管道風(fēng)扇周向聲模態(tài)幅值的變化如圖12和圖13所示。在模態(tài)幅值方面，各階BPF 前8 階模態(tài)幅值在安裝管道后大部分下降，較高階模態(tài)幅值下降明顯，且主模態(tài)受到一定程度抑制，如進(jìn)口一階BPF 的-1 模態(tài)幅值下降18.4 dB，證明了管道抑制模態(tài)的有效性。在截止規(guī)律方面，不同模態(tài)數(shù)的模態(tài)波在管道內(nèi)的衰減并無明顯分界，由于管道對零模態(tài)無截止作用，零模態(tài)變化不受控，在進(jìn)口一階BPF 處反而增大5.6 dB。管道模態(tài)截止效果顯著，但與理論分析不完全相符。主要原因分析如下：一是管道的引入改變了進(jìn)氣條件，而經(jīng)典的管道聲學(xué)理論并未計(jì)及管道內(nèi)部流動的影響；二是管道可能帶來風(fēng)扇自身模態(tài)的變化，例如放大某種不對稱結(jié)構(gòu)在干涉效應(yīng)中的作用，這部分影響仍需要進(jìn)一步探究。

4 結(jié)論

本文對某型軸流散熱風(fēng)扇的氣動噪聲特性進(jìn)行測量，得到散熱風(fēng)扇的噪聲頻譜和遠(yuǎn)場噪聲分布特點(diǎn)。利用頻譜分析和模態(tài)校正方法探究加裝不同長度短管對風(fēng)扇氣動噪聲的影響，采用基于管道聲學(xué)理論的管道模態(tài)截止方法實(shí)現(xiàn)了散熱風(fēng)扇降噪。本文的主要結(jié)論如下：

(1)散熱風(fēng)扇遠(yuǎn)場氣動噪聲總聲壓級與轉(zhuǎn)速的6 次方呈指數(shù)關(guān)系，符合典型偶極源噪聲的特征，頻譜分析表明噪聲窄帶譜為離散單音噪聲疊加寬頻噪聲，且離散單音為主要?dú)鈩釉肼晛碓?。模態(tài)測量結(jié)果顯示，進(jìn)出口主要模態(tài)數(shù)不完全符合動靜干涉公式，推斷影響風(fēng)扇主要噪聲源的非定常脈動力來自進(jìn)口不均勻和動靜干涉的共同作用。

(2)采用管道模態(tài)截止方法，對散熱風(fēng)扇進(jìn)出口加裝不同長度管道的噪聲控制技術(shù)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)現(xiàn)有效降噪。不同位置、不同長度的短管對噪聲影響不同。進(jìn)口加裝短管時散熱風(fēng)扇寬頻噪聲先略微減小然后開始增大，離散頻率噪聲先大幅減小，隨后減小幅度逐漸變緩直至大于原型風(fēng)扇。出口安裝短管時寬頻噪聲變化不大，離散頻率噪聲在不同測點(diǎn)位置變化不同。本文的實(shí)驗(yàn)結(jié)果證實(shí)，散熱風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口安裝2 cm 管道可以使遠(yuǎn)場1 m 處平均總聲壓級降低4.1 dB(A)。

(3)在進(jìn)風(fēng)口安裝2 cm管道后散熱離散單音處的模態(tài)分析結(jié)果顯示，風(fēng)扇進(jìn)出口前三階BPF 下的多數(shù)周向聲模態(tài)幅值都受到了抑制，較高階模態(tài)和主模態(tài)幅值下降明顯，進(jìn)口一階BPF 的-1 模態(tài)幅值下降18.4 dB，管道模態(tài)截止方法的降噪效果顯著。通過進(jìn)口安裝短管降低散熱風(fēng)扇的氣動噪聲方式，在結(jié)構(gòu)緊湊的機(jī)柜中易于實(shí)現(xiàn)，具有較強(qiáng)實(shí)用性，為散熱風(fēng)扇降噪提供了一種新的途徑。