牛曉飛，王勛年，李 勇，*

(1. 溫州大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，溫州 325035；2. 中國(guó)空氣動(dòng)力研究與發(fā)展中心 空氣動(dòng)力學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，綿陽(yáng) 621000)

0 引言

對(duì)于傳統(tǒng)汽車(chē)來(lái)說(shuō)，發(fā)動(dòng)機(jī)的軸流冷卻風(fēng)扇是汽車(chē)噪聲的主要來(lái)源之一。冷卻風(fēng)扇工作時(shí)，氣體從散熱格柵軸向進(jìn)入葉輪，受到葉輪上葉片的推擠而使氣體的能量升高，然后從發(fā)動(dòng)機(jī)間隙排出。風(fēng)扇噪聲隨著轉(zhuǎn)速的變化而變化，當(dāng)轉(zhuǎn)速增大一倍時(shí)，其噪聲可增加11～17 dB[1]。通常在低轉(zhuǎn)速時(shí)，風(fēng)扇噪聲比發(fā)動(dòng)機(jī)本體噪聲低，但是在高轉(zhuǎn)速時(shí)，風(fēng)扇噪聲往往成為主要甚至最大的噪聲源。

冷卻風(fēng)扇的噪聲一般包括氣動(dòng)噪聲、振動(dòng)噪聲和電磁噪聲等。隨著風(fēng)扇制造工藝的進(jìn)步，風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)和電磁噪聲逐漸減小，而氣動(dòng)噪聲逐漸占據(jù)主導(dǎo)地位。來(lái)自低速冷卻風(fēng)扇的聲輻射一般可分為單音噪聲和寬帶噪聲兩部分。寬帶噪聲與湍流流動(dòng)有關(guān)，湍流流場(chǎng)產(chǎn)生的聲輻射分布在整個(gè)頻譜中。單音噪聲可能來(lái)源于畸變進(jìn)口氣流中的渦流[2-5]與旋轉(zhuǎn)葉片之間的相互作用或者轉(zhuǎn)子尾流與下游靜子/支柱的相互干擾[6-8]，在頻譜上表現(xiàn)為離散特性。

對(duì)人耳來(lái)說(shuō)，單音噪聲的出現(xiàn)比同等聲能級(jí)的寬帶噪聲更令人討厭。為了抑制風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離散噪聲，學(xué)者們進(jìn)行了一系列的研究。Fitzgerald和Lauchle[9]使用喇叭口來(lái)消除進(jìn)口氣流畸變，通過(guò)改變下游支柱的尺寸來(lái)減少轉(zhuǎn)子與靜子之間的相互作用。孫曉峰等[10]采用管道聲學(xué)模型計(jì)算了上游轉(zhuǎn)子尾跡與下游靜子相互作用產(chǎn)生的干涉噪聲，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子與靜子之間的距離對(duì)噪聲值有較大的影響，尤其對(duì)于BPF（葉片通過(guò)頻率）的高次諧波，噪聲值隨距離的減小比BPF更加顯著。Envia等[11]首先通過(guò)理論分析了采用掃掠和與轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向一致傾斜靜葉的效果，實(shí)測(cè)結(jié)果表明，適當(dāng)選擇掃掠和靜葉傾斜可以增強(qiáng)靜葉的尾流傾斜和每個(gè)葉片的尾流交叉點(diǎn)數(shù)量，從而降低動(dòng)/靜干涉噪聲。吳亞?wèn)|等[12]利用尾緣噴氣技術(shù)有效地降低了寬頻和離散噪聲。Liu等[13]研究了下游傾斜葉片對(duì)上游轉(zhuǎn)子的影響，實(shí)驗(yàn)測(cè)試了11個(gè)不同傾斜角的靜葉，研究結(jié)果表明，靜子上的壓力脈動(dòng)是干涉噪聲的主要來(lái)源，轉(zhuǎn)子尾流的相位可以通過(guò)靜子的傾斜角來(lái)調(diào)節(jié)，正傾斜角的靜子降噪效果優(yōu)于負(fù)傾斜角，傾斜角大于10° 的情況下可以達(dá)到好的降噪效果。Lu等[14]利用Fluent計(jì)算軟件對(duì)具有和轉(zhuǎn)子葉片數(shù)相同的下游支柱的小型計(jì)算機(jī)軸流風(fēng)扇進(jìn)行了氣動(dòng)機(jī)理研究。對(duì)于這種靜子數(shù)和轉(zhuǎn)子數(shù)相同的風(fēng)扇，與通常轉(zhuǎn)子-靜子干涉作用在噪聲的貢獻(xiàn)上明顯不同。一般來(lái)說(shuō)下游部分是干涉噪聲的主要來(lái)源，而在其研究中，上游轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的噪聲占主導(dǎo)地位。

以上研究的風(fēng)扇外緣沒(méi)有旋轉(zhuǎn)環(huán)，對(duì)于帶有旋轉(zhuǎn)環(huán)的軸流風(fēng)扇噪聲研究[15-18]較少。對(duì)于帶下游支柱的風(fēng)扇，Canepa等[19]實(shí)驗(yàn)研究了帶旋轉(zhuǎn)環(huán)風(fēng)扇在不同間距下的動(dòng)/靜干涉噪聲，研究表明，在最短間隙處，動(dòng)/靜氣動(dòng)干擾引起的聲壓峰值隨軸向間隙的增大而增大，且隨轉(zhuǎn)速的變化較大。Peng等[20]建立了一種快速預(yù)測(cè)冷卻帶旋轉(zhuǎn)環(huán)風(fēng)扇動(dòng)/靜干擾噪聲的理論模型，并且設(shè)計(jì)了一種非均勻轉(zhuǎn)子葉片來(lái)進(jìn)行數(shù)值實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明葉片的周向非均勻設(shè)計(jì)改變了脈動(dòng)力在轉(zhuǎn)子和靜子葉片表面上的分布特征以及動(dòng)/靜葉干擾的波瓣模式，從而極大影響了噪聲頻譜中離散分量的振幅分布。

本文以某型汽車(chē)的帶下游支柱的冷卻風(fēng)扇為研究對(duì)象，提出新的控制噪聲方法，即通過(guò)改變支撐架迎風(fēng)面寬度H和在其壁面開(kāi)槽方式來(lái)研究控制策略對(duì)風(fēng)扇氣動(dòng)和噪聲特性的影響，為風(fēng)扇低噪聲的設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)和技術(shù)支持。

1 研究對(duì)象

1.1 基準(zhǔn)模型

圖1展示了本文研究的某汽車(chē)?yán)鋮s風(fēng)扇模型，主要包括帶外環(huán)的軸流風(fēng)扇及其下游的平板支撐架。風(fēng)扇由 9個(gè)均勻布置的葉片組成，其頂部有一個(gè)直徑D為160 mm冠狀結(jié)構(gòu)的環(huán)，底部有一個(gè)直徑D1為50 mm的輪轂。整個(gè)下游支撐結(jié)構(gòu)由一個(gè)中心處圓盤(pán)和四個(gè)平板支柱組成。支柱的迎風(fēng)面寬度H= 25 mm，長(zhǎng)度L= 51 mm，厚度c= 3.2 mm。數(shù)值模擬時(shí)對(duì)風(fēng)扇進(jìn)行如圖1（b）所示建模，模型比例為1∶1。

圖1 冷卻風(fēng)扇模型Fig. 1 Cooling fan prototype

1.2 不同控制策略下的模型

為了研究風(fēng)扇模型的氣動(dòng)和噪聲特性，我們采用改變支柱寬度H和在其中心開(kāi)矩形槽的兩種不同控制策略，如圖2所示。第一種策略減小支柱的寬度，寬度H分別為25 mm、22 mm、19 mm。第二種策略考 慮 了 四 個(gè) 不 同 的 穿 孔 率（SP=sw/（HL）） 5.4%、7.2%、9%、12.7%，對(duì)應(yīng)槽寬（w）分別為2.2 mm、3 mm、3.7 mm、5.2 mm，展向長(zhǎng)度s= 31 mm?；鶞?zhǔn)模型穿孔率SP= 0，寬度H= 25 mm，厚度c= 3.2 mm。

圖2 支柱二維平面示意圖Fig. 22D plan view schematic of the strut model

2 實(shí)驗(yàn)設(shè)置

聲學(xué)實(shí)驗(yàn)在香港大學(xué)浙江科學(xué)技術(shù)研究院6.2 m×5.9 m×5.2 m的全消聲室中進(jìn)行。該消聲室本底噪聲為25 dB(A)，截止頻率為80 Hz，實(shí)驗(yàn)布置如圖3所示。風(fēng)扇安裝在設(shè)計(jì)好的金屬架子上，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上面鋪有楔形吸聲棉，用來(lái)消除金屬架與實(shí)驗(yàn)臺(tái)之間產(chǎn)生的振動(dòng)。風(fēng)扇中心距離地面金屬網(wǎng)的距離為1 m。

圖3 全消聲室噪聲測(cè)量實(shí)驗(yàn)設(shè)置Fig. 3 Schematic of anechoic chamber noise measurement setup

在偏離風(fēng)扇出口30°、45°、90°、135°位置布置了四個(gè)傳聲器F30、F45、F90、F135，傳聲器距離風(fēng)扇中心的距離也為1 m，其中F90為遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲參考點(diǎn)，與后面的數(shù)值模擬結(jié)果來(lái)進(jìn)行對(duì)比分析。

實(shí)驗(yàn)測(cè)試了風(fēng)扇在其設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速4250 r/min下的氣動(dòng)噪聲。在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)之前，首先使用校準(zhǔn)器對(duì)傳聲器進(jìn)行了校準(zhǔn)，該校準(zhǔn)器可以提供一個(gè)頻率為1000 Hz，聲壓級(jí)為94 dB的標(biāo)準(zhǔn)聲源。麥克風(fēng)前端的黑色風(fēng)罩可以減少氣流在傳聲器振膜處產(chǎn)生的湍流影響，有效的提高噪聲測(cè)量的信噪比。噪聲實(shí)驗(yàn)測(cè)量的采樣頻率為51.2 kHz，采樣時(shí)間為8 s，采樣點(diǎn)共為409600。做頻譜分析時(shí)，數(shù)據(jù)點(diǎn)分成100塊，每塊大小為4096，頻率分辨率為Δf= 12.5 Hz。為了減少能量泄漏，在傅立葉變換之前，將漢寧窗（Hanning window）函數(shù)應(yīng)用于每個(gè)單獨(dú)的塊。

3 數(shù)值模擬

風(fēng)扇噪聲的數(shù)值模擬采用計(jì)算流體力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）和FW-H方程相結(jié)合的三維混合計(jì)算方法。首先在流動(dòng)模擬中采用Fluent軟件中的大渦模擬（Large Eddy Simulation，LES）來(lái)捕捉風(fēng)扇內(nèi)部以及與支柱之間復(fù)雜的流場(chǎng)信息；然后利用聲類(lèi)比理論從得到的流場(chǎng)結(jié)果中提取主要的噪聲源，在噪聲源的基礎(chǔ)上通過(guò)求解 FW-H方程對(duì)噪聲源進(jìn)行預(yù)測(cè)。

3.1 模型和網(wǎng)格劃分

整個(gè)計(jì)算模型被分成入口區(qū)、旋轉(zhuǎn)區(qū)、通流區(qū)、支撐區(qū)和出口區(qū)五個(gè)部分如圖4所示。除了旋轉(zhuǎn)區(qū)的直徑為162 mm，其余各區(qū)的直徑均為7.5D（D為風(fēng)扇直徑）。五個(gè)區(qū)的長(zhǎng)度分別為3D、0.15D、0.15D、0.15D、9D。各區(qū)之間通過(guò)交界面來(lái)交換流動(dòng)信息。此外進(jìn)口區(qū)和風(fēng)扇出口區(qū)被延長(zhǎng)，有利于消除上下游流動(dòng)中不真實(shí)的流動(dòng)畸變。

圖4 軸流風(fēng)扇的物理模型和網(wǎng)格劃分Fig. 4 Physical prototype and mesh grids of axial fan

網(wǎng)格劃分采用混合網(wǎng)格劃分方式，旋轉(zhuǎn)區(qū)和支撐區(qū)采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行劃分，而進(jìn)口區(qū)、通流區(qū)和出口區(qū)采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格來(lái)進(jìn)行劃分，最后將不同部分的網(wǎng)格在網(wǎng)格劃分軟件ICEM中組裝起來(lái)。由于風(fēng)扇表面流動(dòng)的復(fù)雜性，對(duì)其進(jìn)行了加密處理，有利于捕捉到其復(fù)雜的流動(dòng)信息。在風(fēng)扇葉片表面設(shè)置了膨脹層，為了使第一層的y+等于1，第一層的厚度設(shè)置為5×10?5（利用長(zhǎng)度1 m進(jìn)行了無(wú)量綱處理），在垂直于葉片表面上的生長(zhǎng)率設(shè)為1.1，整個(gè)計(jì)算域的網(wǎng)格數(shù)量為6.3×105。

3.2 求解設(shè)置和邊界條件

采用大渦模擬LES湍流模型來(lái)求解風(fēng)扇的非定常流動(dòng)。時(shí)間相關(guān)項(xiàng)采用二階隱式格式離散，對(duì)流擴(kuò)散項(xiàng)采用二階中心差分格式離散，采用PISO算法計(jì)算壓力-速度耦合。為了加快非定常流動(dòng)模擬的收斂速度，首先進(jìn)行了k-ε-RNG定常模擬，然后利用所得收斂結(jié)果初始化得到LES的非定常流動(dòng)模擬。

我自己曾經(jīng)就是一個(gè)很情緒化的媽媽?zhuān)瑒傆信畠旱臅r(shí)候，除了幸福感，剩下的就是郁悶：這么小的一個(gè)小東西，我不敢抱、不敢碰，更別提給她洗澡了。要是沒(méi)有母親幫忙，我估計(jì)只能陪著她發(fā)呆。那時(shí)，患得患失的心情很?chē)?yán)重，情緒也就跌宕起伏得厲害。

為了準(zhǔn)確描述非定常流動(dòng)，一般來(lái)說(shuō)時(shí)間步長(zhǎng)必須至少比相互作用的特征時(shí)間長(zhǎng)度葉片通過(guò)頻率BPF低一個(gè)數(shù)量級(jí)。風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為4250 r/min，對(duì)應(yīng)的葉片通過(guò)頻率為637.5 Hz，對(duì)應(yīng)的葉片通過(guò)周期為1.56 ms。數(shù)值模擬設(shè)置的時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)為2×10?5s，即單個(gè)轉(zhuǎn)子葉片通過(guò)周期對(duì)應(yīng)78個(gè)時(shí)間步。噪聲數(shù)值采樣頻率為50 kHz,采樣點(diǎn)數(shù)為4000點(diǎn)，頻率分辨和實(shí)驗(yàn)一樣，均為Δf= 12.5 Hz。

進(jìn)出口邊界條件分別為壓力進(jìn)口和壓力出口，進(jìn)口為總壓條件，出口為遠(yuǎn)場(chǎng)大氣壓，相對(duì)表壓為0。風(fēng)扇和支柱采用無(wú)滑移的固體壁面。此外非定常流動(dòng)模擬中旋轉(zhuǎn)區(qū)應(yīng)用了移動(dòng)網(wǎng)格。

4 結(jié)果與討論

4.1 遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲特性分析

通過(guò)噪聲測(cè)量實(shí)驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比驗(yàn)證，檢驗(yàn)改變支柱寬度H和穿孔率SP策略對(duì)降低噪聲的效果，進(jìn)一步探索其降噪機(jī)理。

圖5比較了不同支柱寬度模型在遠(yuǎn)場(chǎng)測(cè)量點(diǎn)F90的功率頻譜PSD（Power Spectral Density）。

圖5 不同支柱寬度下在測(cè)量點(diǎn)F90的功率譜密度PSD頻譜Fig. 5 PSD spectra at position F90 at the different strut width

從圖5可以看到，實(shí)驗(yàn)測(cè)量和數(shù)值模擬得到的噪聲峰值頻率與理論計(jì)算的葉片通過(guò)頻率BPF = 637.5 Hz及其一、二次諧波頻率符合得很好，說(shuō)明由葉片通過(guò)頻率及其諧波主導(dǎo)的噪聲占主要地位，尤其是葉片通過(guò)頻率及其一次諧波噪聲。較高的峰值可能與風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)外環(huán)與支柱之間的泄露流動(dòng)有關(guān)，而這種泄露流往往是由一系列大的相干渦組成的，并在頻譜的低到中等頻率范圍內(nèi)輻射很強(qiáng)的噪聲[21]。

基準(zhǔn)模型（Baseline）在葉片通過(guò)頻率處噪聲峰值的數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果也很吻合，數(shù)值模擬雖然沒(méi)有很好地捕捉到一、二次諧波處的噪聲峰值，但較好地捕捉到了葉片通過(guò)頻率及其一次諧波附近的寬頻噪聲。

從圖5（a）中的實(shí)驗(yàn)和數(shù)值結(jié)果來(lái)看，當(dāng)H= 22 mm時(shí)，葉片通過(guò)頻率處的峰值比基準(zhǔn)模型（H= 25 mm）略有下降，但下降的不是特別明顯。此外葉片通過(guò)頻率及其一次諧波附近的寬帶噪聲還是能夠被大渦模擬捕捉到。

圖5（b）顯示：當(dāng)H= 19 mm時(shí)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果在葉片通過(guò)頻率處的峰值降低了約5.2 dB，一、二次諧波處的峰值水平?jīng)]有明顯變化；LES數(shù)值模擬結(jié)果在葉片通過(guò)頻率處，比基準(zhǔn)模型降低了約6 dB，一、二次諧波處的模擬結(jié)果峰值減少量比實(shí)驗(yàn)明顯偏大?？梢钥吹?，隨著支柱寬度的降低，葉片通過(guò)頻率所主導(dǎo)的噪聲水平顯著降低，意味著要降低風(fēng)扇單音噪聲，改變支柱迎風(fēng)面寬度是一種比較有效的控制方法。

圖6分別比較了開(kāi)槽模型與基準(zhǔn)模型在遠(yuǎn)場(chǎng)測(cè)量點(diǎn)F90處的PSD頻譜圖。同樣的，實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬很好地捕捉到了理論計(jì)算的且在頻譜中占主要地位的葉片通過(guò)頻率及其一二次諧波。此外，葉片通過(guò)頻率及其一次諧波附近的寬帶噪聲能夠被大渦模擬捕捉到。由于當(dāng)SP= 5.4% 時(shí)，頻譜與基準(zhǔn)模型噪聲相比基本沒(méi)有變化，故此處沒(méi)有給出。

圖6（a）比較了當(dāng)SP= 7.2% 時(shí)與基準(zhǔn)模型在遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲測(cè)量點(diǎn)F90處的頻譜圖?？梢钥吹剑瑢?shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬結(jié)果在葉片通過(guò)頻率處的噪聲值分別降低了1.2 dB和3.2 dB。

當(dāng)SP= 9%時(shí)（圖6（b）），實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示葉片通過(guò)頻率處的峰值大約降低了2.5 dB，模擬結(jié)果降低了3.6 dB。一次和二次諧波處峰值的實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬均沒(méi)有明顯變化。

隨著穿孔率的逐漸增加，當(dāng)SP= 12.7%時(shí)（圖6（c）），實(shí)驗(yàn)測(cè)量結(jié)果顯示葉片頻率通過(guò)處的峰值顯著降低，達(dá)到了約5 dB，數(shù)值模擬結(jié)果顯示噪聲降低了大約5.9 dB，這表明在降低風(fēng)扇單音噪聲方面，于支柱迎風(fēng)面開(kāi)槽也有較好的效果，與改變支柱迎風(fēng)面寬度在葉片通過(guò)頻率處具有相同的降噪能力。

圖6 不同穿孔率下在F90處的功率譜密度PSD頻譜Fig. 6 The change of the PSD spectra at position F90 at the different strut perforation rates

4.2 平均流場(chǎng)結(jié)果分析

圖7給出了不同支柱寬度下風(fēng)扇壓力面的平均靜壓云圖。帶支柱風(fēng)扇壓力面（圖7（a、b、c））的葉片中部周期性地分布著一塊高壓區(qū)，而單個(gè)風(fēng)扇（圖7（d））的壓力面平均靜壓呈大的階梯狀分布，且整個(gè)壓力面的平均靜壓明顯比帶下游支柱風(fēng)扇的小。這是由于當(dāng)風(fēng)扇在自由空間旋轉(zhuǎn)時(shí)，葉片及其壓力場(chǎng)周期性的激勵(lì)轉(zhuǎn)子與下游支柱之間的氣流，而同時(shí)下游支柱對(duì)上游的氣流產(chǎn)生干涉作用，導(dǎo)致在上游葉片上產(chǎn)生周期性的非定常氣動(dòng)力，從而使風(fēng)扇壓力面的平均靜壓呈現(xiàn)周期性分布。此外，隨著支柱寬度H的逐漸減小，風(fēng)扇壓力面平均靜壓的高壓區(qū)沿著與弦長(zhǎng)垂直的方向逐漸變小，可能是下游支柱對(duì)上游氣流的干涉作用逐漸減弱有關(guān)。

圖7 不同支撐架寬度下風(fēng)扇壓力面的平均靜壓云圖Fig. 7 Mean static pressure contours of the fan pressure surface at the different strut widths

圖8展示了不同支柱寬度下支柱壓力面的平均靜壓云圖。風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)環(huán)位于每個(gè)支柱的中部位置，將支柱上的平均靜壓區(qū)劃分成了旋轉(zhuǎn)環(huán)內(nèi)外兩個(gè)部分，內(nèi)外兩個(gè)高壓區(qū)的分布分別來(lái)自于風(fēng)扇轉(zhuǎn)子葉片與對(duì)應(yīng)下游支柱之間的流動(dòng)和旋轉(zhuǎn)環(huán)與支柱凸起之間的流動(dòng)。在基準(zhǔn)模型中，1和2兩個(gè)支柱的高壓區(qū)分布范圍明顯比3和4的范圍大，這是由于1和2突出來(lái)的那部分與風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)環(huán)更近，兩者之間的相互作用更加劇烈。隨著支柱寬度的逐漸減小，高壓區(qū)逐漸減小并向支柱頂部和與圓盤(pán)相接觸的底部逐漸移動(dòng)，這可能是由于分別來(lái)自旋轉(zhuǎn)環(huán)與支柱和轉(zhuǎn)子葉片與對(duì)應(yīng)下游支柱的之間的相互作用減弱造成的。

圖8 不同支撐架寬度風(fēng)扇壓力面的平均靜壓云圖Fig. 8 Mean static pressure contours of the strut pressure surface at the different strut widths

圖9給出了不同穿孔率下風(fēng)扇壓力面的平均靜壓云圖。與基準(zhǔn)模型相比，風(fēng)扇壓力面的平均分布范圍靜壓隨著穿孔率的增加發(fā)生了輕微地減小，變化不是很明顯，說(shuō)明下游支柱開(kāi)槽對(duì)上游轉(zhuǎn)子葉片影響作用幾乎可以忽略。

然而此時(shí)下游支撐架壓力面的平均靜壓卻發(fā)生了顯著的變化，如圖10所示。由于在支柱中心開(kāi)槽，分布在平板上的高壓區(qū)被劃分成了四部分，分布在槽的兩側(cè)。隨著穿孔率的逐漸增加，高壓區(qū)分布范圍逐漸減小，當(dāng)SP= 12.7%時(shí)，支柱底部與圓盤(pán)接觸到槽的頂部，與基準(zhǔn)模型相比，高壓區(qū)的分布范圍顯著減小。這可能是存在于旋轉(zhuǎn)環(huán)和支柱凸起之間的間隙流動(dòng)和轉(zhuǎn)子葉片與對(duì)應(yīng)下游支柱之間的流動(dòng)被破壞，穿孔率越大，流動(dòng)中的相當(dāng)大部分氣流會(huì)順著槽向下游擴(kuò)散，使得平均靜壓大大減弱。

圖10 不同穿孔率下支柱壓力面平均靜壓云圖Fig. 10 Mean static pressure contours of the strut pressure surface at the different strut perforation rates

圖11為不同支柱寬度風(fēng)扇壓力面的RMS（Root Mean Square）壓力云圖。單個(gè)風(fēng)扇壓力面的較高的壓力脈動(dòng)從葉片前緣葉根位置向葉頂位置發(fā)展，在葉片前緣中部表現(xiàn)得尤為劇烈，并且沿著弦長(zhǎng)方向向葉片尾緣發(fā)展。與單個(gè)風(fēng)扇模型相比，基準(zhǔn)模型在下游支柱的作用下，高壓區(qū)的分布區(qū)域明顯比單個(gè)風(fēng)扇大，壓力脈動(dòng)最為劇烈的部分還是位于葉片前緣。同時(shí)還可以發(fā)現(xiàn)在葉片尾緣中部位置有一個(gè)明顯的低壓區(qū)，表明脈動(dòng)壓力在此位置變化不明顯，而在葉片底部和頂部由于圓盤(pán)和支柱的遮擋，使得這兩個(gè)區(qū)域的脈動(dòng)壓力較高。隨著支柱寬度的減小，分布在風(fēng)扇壓力面尾緣處的低壓區(qū)范逐漸變大，沿著尾緣方向向葉頂方向發(fā)展。當(dāng)H= 19 mm時(shí)，與基準(zhǔn)模型相比，RMS高壓區(qū)范圍顯著降低。

圖11 不同支撐架寬度風(fēng)扇壓力面的RMS壓力云圖Fig. 11 RMS pressure contours of the fan pressure surface at the different strut widths

圖12給出了不同穿孔率下風(fēng)扇壓力面的RMS壓力云圖。基準(zhǔn)模型壓力面的脈動(dòng)壓力除了在葉片前緣變化比較劇烈外，在葉片根部和頂部變化也比較明顯。隨著穿孔率的逐漸增加，葉片頂部的脈動(dòng)壓力變化逐漸減弱，而葉片根部的RMS壓力幾乎沒(méi)有發(fā)生變化。與基準(zhǔn)模型相比，當(dāng)穿孔率SP= 12.7%時(shí)，分布于壓力面的脈動(dòng)壓力顯著減弱，尤其是葉頂位置。

圖12 不同穿孔率下風(fēng)扇壓力面RMS壓力云圖Fig. 12 RMS pressure contours of the fan pressure surface at the different strut perforation rates

4.3 瞬態(tài)流場(chǎng)結(jié)果分析

我們選取了與4號(hào)支柱相垂直的x-x面來(lái)進(jìn)行瞬態(tài)流場(chǎng)的分析，這個(gè)面的位置如圖1（b）所示。圖13展示了不同支柱寬度下x-x面上在同一時(shí)刻的渦量云圖和流線圖，同時(shí)也給出了單個(gè)風(fēng)扇在此位置的渦量云圖和流線圖。在基準(zhǔn)模型和其他兩個(gè)帶下游支柱的模型中可以看到，在風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)環(huán)接近下端和支柱上端的位置可以看到很明顯的旋渦，流線也在此位置大量匯聚并卷起，而單個(gè)風(fēng)扇（圖13（d））在此位置沒(méi)有明顯渦出現(xiàn)，流線也呈現(xiàn)比較均勻的分布,表明此處渦是由于風(fēng)扇與支柱相互作用而形成的，并且這種相互作用來(lái)自于下游支撐架與風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)環(huán)之間的泄露流動(dòng)。脫落的渦撞擊到支撐架上會(huì)在頻譜低到中等頻率范圍內(nèi)輻射很強(qiáng)的噪聲。正如4.1節(jié)中所展示的葉片通過(guò)頻率主導(dǎo)的噪聲在基準(zhǔn)模型噪聲頻譜中占據(jù)主導(dǎo)地位。隨著支柱寬度H的逐漸減小，渦結(jié)構(gòu)也在逐漸減小，從連續(xù)分布狀態(tài)逐漸分裂成小塊。從流線圖也可以看到，分布在旋轉(zhuǎn)環(huán)和支柱間隙之間的流線逐漸變得稀疏。這是支柱與風(fēng)扇所能容納泄露流接觸的空間減小而造成的，這解釋了圖5（a、b）葉片通過(guò)頻率處噪聲峰值降低的原因。

圖13 不同支撐架寬度下x-x面的渦量云圖和流線圖Fig. 13 Vorticity contours and streamlines of x-x plane at the different strut widths

圖14展示了不同穿孔率下x-x平面在同一時(shí)刻的渦量云圖和流線圖。當(dāng)SP= 7.2%時(shí)，分布在旋轉(zhuǎn)環(huán)外側(cè)下端與支撐架上端之間的渦結(jié)構(gòu)輕微地減小。然而當(dāng)SP= 9%時(shí)，可以看到渦結(jié)構(gòu)明顯變小了,而且開(kāi)始變得不連續(xù)。正如圖6（b）中葉片通過(guò)頻率處峰值噪聲有了比較明顯的降低一樣。當(dāng)SP=12.7%時(shí)，與基準(zhǔn)模型相比，渦結(jié)構(gòu)顯著減小，而且分成了幾個(gè)較小的部分，于此同時(shí)，分布于間隙處的流線也明顯稀疏。隨著穿孔率的逐漸增大，泄露流分成了兩部分，一部分從旋轉(zhuǎn)環(huán)和支柱之間的間隙流走，一部分從支柱的矩形槽流出，改變了原本分布在旋轉(zhuǎn)環(huán)與支撐架之間的流動(dòng)，穿孔率越大，更多的流量從開(kāi)口槽流出，同時(shí)也會(huì)改變支撐平板后的流動(dòng)結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致間隙處的相干渦結(jié)構(gòu)改變，降低了渦撞擊強(qiáng)度，使得葉片通過(guò)頻率處的峰值顯著降低（如圖6（c））。

圖14 不同穿孔率下x-x面的渦量圖和流線圖Fig. 14 Vorticity contours and streamlines of x-x plane at the different strut perforation rates

5 結(jié)論

本文采用數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方式對(duì)某軸流冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)子與下游支柱之間的干涉噪聲進(jìn)行了研究。采用改變支撐架寬度和在中心開(kāi)槽兩種不同的控制策略來(lái)改變模型的配置，主要結(jié)論如下：

1）風(fēng)扇下游支柱對(duì)上游轉(zhuǎn)子葉片周期性地干涉作用，致使風(fēng)扇壓力面平均靜壓在葉片中部呈現(xiàn)均勻地塊狀分布；不同寬度和穿孔率的支柱對(duì)風(fēng)扇壓力面的平均靜壓分布幾乎沒(méi)有影響，而風(fēng)扇對(duì)不同寬度和穿孔率的支柱壓力面的平均靜壓有著顯著影響，隨著支柱寬度的減小和穿孔率的增大，分布于支柱上的高壓區(qū)范圍減小且逐漸向支柱頂部和底部移動(dòng)；

2）單個(gè)風(fēng)扇的脈動(dòng)壓力主要分布在葉片前緣和中部位置，而帶支柱風(fēng)扇的脈動(dòng)壓力除了在葉片前緣以外，在葉根和葉頂位置分布集中。隨著支柱寬度的減小和穿孔率的增大，分布在葉頂位置的脈動(dòng)壓力逐漸減小，而根部無(wú)明顯變化。

3）冷卻風(fēng)扇頻譜上的單音噪聲和旋轉(zhuǎn)外環(huán)與支柱之間的泄露渦有關(guān)。隨著支柱寬度的逐漸減小，葉片通過(guò)頻率主導(dǎo)的單音噪聲逐漸降低，分布于旋轉(zhuǎn)外環(huán)和支柱之間的泄露渦由于接觸空間的減小，逐漸變得不再連續(xù)，最后分裂成若干小塊；同樣的，隨著穿孔率的逐漸增大，泄露渦由于被來(lái)自槽間的氣流破壞，不再很好地維持，由葉片通過(guò)頻率主導(dǎo)的單音噪聲也隨著減小。

4）大渦模擬和實(shí)驗(yàn)均很好地捕捉到了風(fēng)扇設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速4250 r/min下的葉片通過(guò)頻率BPF = 637.5 Hz及其一、二次諧波。兩種不同地控制方法均能夠有效地降低風(fēng)扇的單音噪聲，實(shí)驗(yàn)在葉片通過(guò)頻率處的最大降噪量可以達(dá)到5 dB以上。