变流器振动噪声仿真及试验技术研究-风机风道噪声部分

变流器振动噪声仿真及试验技术研究

风机风道噪声部分汇报人：07-1月-25近期工作内容目录一、背景介绍二、之前工作总结三、近期工作内容四、后续工作一、背景介绍经试验分析，风机风道气动噪声是变流器主要噪声源，也是降噪重点改进方向需建立风机风道流体、声学仿真模型，进行流体、声学分析，计算风机引起的整体气动噪声特性，达到相同测点试验与仿真结果频谱特性趋势一致，并且总声压级误差不超过3dBA针对分析结果，从风机自身与流道上进行优化，降低气动噪声，提出可行优化方案，使满载高速工况下风机噪声辐射最大的测点总声压级降低3dBA目录一、背景介绍二、之前工作总结三、近期工作内容四、后续工作二、之前工作总结建立完整的风机与风道流体仿真模型含几何处理、面网格和体网格设置、网格调试与质量检查等寻找具有合理精度与计算效率的流体仿真方法含压降与风量、壁面时均压力与脉动压力、近壁区速度、风扇区域涡流等获得变流柜时均与脉动流场结果含压降与风量、壁面时均压力与脉动压力、近壁区速度、风扇区域涡流等；寻找具有合理精度与计算效率的流体仿真方法含各时间步长声源区的速度与密度；输出声学仿真所需要的流场数据含压降与风量、壁面时均压力与脉动压力、近壁区速度、风扇区域涡流等建立风机与风道声学仿真模型，声源加载将瞬态计算结果导入声学计算软件中，并在声学计算软件中转化为面声源与体声源声学计算，对比分析优化方案与评估流体仿真：流体域提取基于特征结构建模CFD流体域进口流体域风扇流体域出口流体域ICEMCFD按照流场的动静关系分别将流场分为进口区域、风扇区域、出口区域流体仿真：风扇区域网格风扇结构复杂，无法生成高质量非结构边界层网格，需通过拓扑生成高质量结构体网格流体仿真：网格装配与输出稳态计算边界条件收敛和监测瞬态计算CFD计算设置湍流模型数值格式初始化瞬态初始场计算速度和密度湍流模型声源计算与输出Ensight格式时间步数时间步长流体仿真：计算流程漩涡主要在叶片前缘产生，前缘靠近上轮毂面的漩涡分布最广漩涡越过叶片前缘过后逐渐开始脱离叶片表面，并向叶片压力面扩散，扩张后的大涡经过叶片出口传递到变流柜出口区域为了改善叶片前缘由于流动冲击造成的漩涡气动噪声，可以考虑匹配更加合适的叶片的安装角度，或者将叶片的前缘改成“盾头”结构，可改善叶片攻角的适应性流体仿真：风扇区域瞬时漩涡分布风扇总声压级较高的部位集中在叶片前缘以及上轮毂面曲率半径较大位置对比风扇和进出口壁面声压级，可知风扇壁面声压级比进出口壁面声压级高，变流柜气动噪声主要来自风扇部分流体仿真：壁面总声压级分布一般声学网格大小远小于流场网格声学网格大小由计算频率决定划分声学网格需确定波长每波长6~8个网格，通常取6个声学仿真：网格化分声学分析：Actran设置Actran分析流程：拓扑网格材料属性定义分析类型定义组件设置边界和激励设置工况输出曲线和云图设置求解器251Hz-进出流道体声源分布云图292Hz-进出流道体声源分布云图声学分析：声源项（应力张量）（1）声音主要从风机处产生，主要噪声源为风机周期性的离散噪声，故会产生明显的基频或倍频噪声（2）风扇区域产生明显噪声源，应力张量值较大；若风机附近隔板或壁板隔声量偏弱，会出现噪声直接穿透的情况（3）进风口区域应力张量值偏小；两侧未产生明显湍流噪声源声学分析：声场分布图（声压级）251Hz-整柜内外声压级分布云图292Hz-整柜内外声压级分布云图（1）噪声由风机产生，通过进出口传出，变流柜内部噪声比外部噪声大15~30dBA

（2）变流柜两个进口区域加多孔介质，内外声压级云图色差明显，吸声效果明显；出口处仅有滤网，未加吸声材料，噪声直接传递出来，出口处噪声比进口处噪声大（3）从风机侧看变流柜内外声压级云图，内部声压级比外部声压级高约40dBA，普通壁板隔声量并未达到40dBA，故会有大量噪声通过壁板直接透射出来声学分析：测点频谱曲线（出口0.4m）面声源、体声源、面声源+体声源（1）噪声曲线最大峰值频率为292Hz（BPF），对应风机额定转速运行时第一阶频率（2）面声源（即风机离散噪声）对风机风道噪声贡献率较大（3）单独计算面声源的声传播时，噪声曲线与考虑两种声源时的曲线吻合较高，同类型风机可只考虑面声源（4）仿真与测试噪声峰值处对应频率均在290~300hz之间，且峰值均为74dBA左右，结果一致；相关计算流程和算法可以指导整柜风机风道气动噪声开发（5）下图为1000~2000Hz曲线，未见明显峰值；后续主要计算1000Hz以内声学分析：测点频谱曲线（出口0.885m）出风口0.885m处仿真与测试数据对比（1）仿真与试验吻合良好，第一阶频率处峰值相差约3dBA（2）与0.4m处相比，峰值频率相同，但峰值明显降低，曲线并未呈现明显离散频率；风机产生的离散噪声随着距离的增大而逐渐衰减（3）仿真与测试曲线均在70Hz、100Hz、200Hz左右出现极大值，与空腔模态有关，在相关频率点处发生空腔共振（见下页）噪声优化：优化方案1增加风扇叶片数（7片）原始模型偶数叶片在同一条直线上，且形状对称，振动能量会互相传递，会抑制也会叠加，易发生共振奇数叶片产生的振动也会传递到其他叶片，但由于振动方向不同，无论横向还是纵向的投影也完全不同，减少共振选择7叶片，其基频比6叶片要高，变流柜内吸声材料对高频吸声效果更好峰值频率往高频移动7叶片时峰值频率处SPL高0.5dBA；由于70Hz、250Hz等频率处噪声均明显降低，经计算总声压级7个叶片比6个叶片低1.5dBA噪声优化：出风口处声压级对比曲线（方案1）噪声优化：优化方案2安装风扇进口整流器原始模型风机叶片处噪声占主要，风机近场区域流动特性直接影响风机噪声大小整流结构可改善风机附近流动特性及气动噪声特性，降低噪声的产生及传播整流结构对进入风机的不规则漩涡气流起到整流的作用，抑制风扇内部由于进口区旋衍生的大尺度涡，从而降低风机噪声噪声优化：出风口处声压级对比曲线（方案2）基频处两条曲线峰值分别为74.3dBA（原始）和72.9dBA（加滤网）带滤网时峰值频率（290Hz）处SPL降低1.4dBA；由于70Hz、250Hz等频率处噪声均明显降低，经计算总声压级降低2.5dBA增加共振腔几何网格噪声优化：优化方案3噪声优化：优化方案3风机实测和仿真得到的噪声测试曲线表明出口处噪声主要在290Hz基频，进口处噪声在200Hz及290Hz均有峰值分布。针对某些高频噪声，可以通过合理设计消声腔来降低启气动噪声。从消声腔的设计原则来看，属于四分之一波长管原理。根据左式，获得针对200Hz和290Hz对应的腔体深度为200mm和290mm，考虑到柜体的具体尺寸，在风机两侧设计长度为20cm的消声腔（针对200Hz），截面积为10cm*10cm。

n为共振阶次，L为管长，r为共振腔半径。CFD流体仿真优化方案3增加共振腔后，发现机柜内共振腔末端触发更多的漩涡。噪声优化：进风口处声压级对比曲线（方案3）进口处测点对比曲线，安装共振腔后，200Hz处噪声明显改善；经计算进口总声压级降低4dBA；对于出口处对比曲线，主要频率为290Hz，优化方案未针对其进行设计（针对200Hz，进口），经计算出口总声压级降低0.5dBA。目录一、背景介绍二、之前工作总结三、近期工作内容3.1吸声材料布置分析3.2风机风道优化分析四、后续工作吸声材料布置分析：柜体内吸声材料分析注意：整柜内壁面含13块吸声材料区域，在无法设置吸声材料具体材料参数（如孔隙率、流阻等特性）时，仅根据吸声材料吸声系数，采用导纳边界能较好、方便的模拟吸声材料吸声效果吸声材料布置分析：柜体内吸声材料分析（1）加吸声材料后，主频（300Hz）处噪声峰值约降7~8dBA（2）在400~1000Hz的带宽中，吸声材料大约降20dBA，也验证了吸声材料高频吸声作用（3）不加吸声材料时，曲线在250Hz左右出现极大值，与空腔模态有关，第10、11阶空腔模态正好对应250Hz左右；可见吸声材料还可消除多余噪声峰值吸声材料布置分析：柜体内吸声材料分析1-风机侧，周围吸声材料；2-变压器侧，周围吸声材料；3-进出口处吸声材料；4-变压器侧，顶部吸声材料；5-风机侧，顶部吸声材料。吸声材料布置分析：柜体内吸声材料分析当吸声材料布置为1234时，频谱曲线与原模型误差较小，只在290~300Hz附近有1dB左右的增大，即Porous_5对监测点处频谱曲线影响较小；当吸声材料布置为1235或135时，曲线中的极值出现在251Hz，而非风扇的基频290Hz附近出现极值；且极值远超原模型，约超过10dB。即Porous_4对监测点处频谱曲线影响较大，其吸收效果较明显。对比1235和135，两条曲线趋势较为吻合，但Porous_2会对极值大小有2~3dB的贡献，但不如Porous_4贡献大，可优化处理。目录一、背景介绍二、之前工作总结三、近期工作内容3.1吸声材料布置分析3.2风机风道优化分析四、后续工作风机放在流道系统中，风机进口来流不均匀，且速度不均匀度较大时，增加或减少叶片数出现的规律与均匀来流不同，不能单纯以风量和静压升来看，因为进出口的动压由于速度不均匀并不相同，流道风量有时出现因总阻力降低而增加的情况。增加整流罩和共振腔后，风机的流量和压差均出现下降，这是由于整流罩和共振腔分别改变了风机进口和出口的流动，并且增加了系统阻力，其中进口整流罩比共振腔对风机的影响更明显。噪声优化：风扇性能、瞬时漩涡分布（瞬态数据，统计平均处理）风量(m3/h)压差(pa)原始模型23381090优化方案12403953优化方案22033990优化方案323001023风机进口速度不均匀度如表5-2所示，原始模型不均匀度最高，为81%。增加叶片或整流罩后进口不均匀度均明显下降，整流罩效果最明显。出口附近安装共振腔也可降低进口不均匀度，只降低了5%。噪声优化：风扇性能、瞬时漩涡分布模型平均速度不均匀度原始模型18.581.0%优化方案117.452.3%优化方案216.835.2%优化方案318.075.9%式中，为某个点的速度，m/s；为平均速度，m/s；N为点数。方案1：增加叶片数后，旋涡核心区分布更多，但强度变小；方案2：风扇内漩涡强度变化不明显；方案3：增加共振腔后，发现机柜内共振腔末端触发更多的漩涡。噪声优化：风扇性能、稳态漩涡分布下图所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示不同模型壁面出口压力脉动最大值均位于100pa左右，小于进口压力脉动均方根，其中原始模型和优化方案1和方案2的压力脉动均方根最大值靠近机柜顶部，但是共振腔优化方案压力脉动均方根最高值在共振腔底面。噪声优化：风扇性能、压力脉动均方根瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布表明，旋涡主要在叶片前缘产生，而且前缘靠近上轮毂面的旋涡分布最广。噪声优化：风扇性能、瞬态漩涡分布本项目中已经提出多种优化方案，并逐一在原模型基础上进行验证性的模拟计算、对比；最终分析确认以上几种优化方案中，加整流网和共振腔的组合方案对该变流柜气动噪声降低有明显效果。近期通过模拟计算，分析确认其降噪效果。该部分工作称为优化方案综合分析（与报告第六章节名称一致）。整合两种有效优化方案增加整流网后风扇内部流线与叶片进口角度吻合，流动分离变小，降低涡流、脉动压力，从而降低气动噪声源的强度。噪声优化：风扇内流线原始模型优化方案2优化方案综合分析：CFD计算流线结果显示叶轮内没有明显旋涡生成，对比相应的优化方案二和优化方案三可以看出，集成整流网和共振腔后，叶片内流动更加均匀，原始叶片设计与当前机柜系统更加匹配。漩涡主要在叶片前缘产生，前缘靠近上轮毂面的漩涡分布最广。共振腔整流网气动噪声计算仍采用上述计算方法，Actran软件建模、边界设置、输出计算及后处理等不一一介绍，模型网格部分改变如下。优化方案综合分析：声学计算整柜内部声学计算网格（共振腔结构采用5mm网格建立面网格，默认为刚性壁面）优化方案综合分析：声学计算优化方案综合分析：声学计算优化后与原始模型频谱曲线对比（出口）优化方案综合分析：声学计算优化后与原始模型频谱曲线对比（进口）从云图对比和