变流器振动噪声仿真及试验技术研究-风机风道噪声部分-中期评审

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：鲁文波2016.11.10中期评审目录一、背景介绍二、主要工作1、流体仿真2、声学仿真3、噪声优化三、工作成果四、存在问题五、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、主要工作1、流体仿真2、声学仿真3、噪声优化三、工作成果四、存在问题五、后续工作二、主要工作：流体仿真与声学仿真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：软件选择对比项FluentStar-ccm+几何修复基于edge修补一个孔洞，基于loop修补漏洞，patch功能可以快速修补连续体上的孔洞基于edge补孔洞，基于loop修补漏洞，但是不能自动修补连续体上的孔洞尺寸控制局部尺寸可以实现分类管理，比如规定某些边界需要相同尺寸，并且可以将尺寸函数写出来，方便下次使用对每个边界需要定义尺寸，边界多了比较麻烦，尺寸函数写不出来检查漏洞可以查找漏洞，并可以用patch自动修补漏洞可以查找漏洞，但不可以自动修补漏洞包面可以包面，直接得到高质量网格可以包面，需要remesh才能得到高质量网格体网格可以对体网格质量做优化对体网格质量不能优化，只能剔除坏网格求解算法Simple，simplec，piso，couple，可以做压力-速度分离解法，也可以做压力-速度耦合解法Simple，只能做压力-速度分离解法动量离散一阶迎风，二阶迎风，幂指数等多种差分格式只有一阶和二阶格式两种压力离散Presto，重力加权，二阶等，考虑了强剪切流动，及重力流动等多种环境。只有一阶和二阶两种格式，出现强剪切流，可能会不收敛计算时间使用Fluent创建出8600万体网格,使用Fluent花费时间为8天使用Star-ccm+创建出4800万体网格，使用Star-ccm+花费时间为10天建模时间应用Hypermesh完成面网格后，使用Fluent的Tgrid生成体网格花费时间4小时Star-ccm+生成体网格时间5小时硬件配置应用120核的刀片服务器，计算时间步长、每时间步长的迭代步数，总时间步数等所有设置相同软件难度对于从未接触过Fluent与Star-ccm+的新手，学习Star-ccm+更加容易，且能够在较短时间得到计算结果，但准确性无法保证，学习Fluent进行气动噪声计算较难，使用过程中可能遇到体网格无法生成、计算发散、计算结果不知如何处理等问题，但一旦掌握其流程，计算结果更有保证，并可得到更专业锻炼与提升流体仿真：机柜流道进口滤网出口滤网换热翅片电抗器模型进出口均为滤网结构，其中进口为两层滤网，需基于多孔介质模型仿真计算左右流道内分别放置板式换热翅片以及盘片状电抗器，需要进一步简化壁面包含大量孔隙，内部模型流道复杂，基于变流柜运行过程进行简化变流柜模型内部包含几千个部件以及大量碎面，常用CAD软件或网格划分软件均无法快速完成模型简化工作模型内不存在封闭的流体空间，无法在原模型中直接提取CFD分析所需要的流体域结合以往工程经验，CFD建模思路：提取原模型的特征单元，基于特征单元在ICEM中重新建立变流柜内部模型流体仿真：模型简化原始模型提取特征结构特征结构流体仿真：部件简化为了在CFD中真实反应进口两侧换热翅片和电抗器结构，并生成质量高和数量少的网格，分别将翅片厚度和间隙按照相同比例放大，可显著降低CFD计算成本换热翅片简化电抗器简化流体仿真：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、出口区域几何边界

命名全局尺寸

设置局部尺寸

设置八叉树

体网格Delaunay体网格边界层网格滤网体网格网格装配与输出流体仿真：网格划分流程流体仿真：网格划分网格生成边界命名全局尺寸局部尺寸流体仿真：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：网格装配与输出流体仿真：多孔介质仿真计算进口滤网出口滤网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：计算流程流体仿真：进口壁面时均压力分布压力范围约为1100pa，高低压相差不大空气在风扇进口附近形成较强漩涡，进口附近有明显低压区域压力范围约为1250pa，高低压相差不大壁面压力最大值在侧边和顶部靠近风扇出口的位置，产生最大值原因是风扇出口高速流体在壁面将动能转化为压力势能流体仿真：出口壁面时均压力分布进口速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度最大值约为30m/s出口壁面的速度均低于20m/s，在模型中部由于内部变压器使得空气流通面积非常小，壁面速度相对较高进出口壁面的低速区域同样非常小，需要合理布置壁面吸声材料流体仿真：近壁面时均速度分布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进口壁面压力脉动最大值在风扇进口边缘，其余部分压力脉动值非常小，低于100pa出口壁面压力脉动最大值93pa在靠近风扇出口的顶部和侧边壁面，其余部分的压力脉动值均低于50pa流场脉动压力大多小于50Pa，约0.1公斤力，对整柜振动贡献量很小流体仿真：壁面压力脉动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：壁面总声压级分布目录一、背景介绍二、主要工作1、流体仿真2、声学仿真3、噪声优化三、工作成果四、存在问题五、后续工作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：网格化分灰色代表面声源网格，红色代表两侧进流道空气域体网格，蓝色代表出流道空气域体网格声学仿真：网格化分注意：提取气动噪声源时，不需要从CFD的流动区域提取，只需要从CFD的静止区域里提取体声源和面声源即可，若从旋转区域提取面声源，噪声数据会偏大10~20dBA。黄色代表两侧进口区域吸声材料体网格，绿色代表变流柜内部13个区域吸声材料网格，网格为面网格，计算时定义为导纳边界声学仿真：网格化分绿色代表无反射边界（无限元）面网格，内部为空气体网格边界考虑了变流柜距离地面1.03m序号位置距离壁面属性1风机侧大约2.5m1.5高铝合金移动面板2左侧进风口壁面大约2m2m高有机玻璃-铝合金组合面板3出风口侧大约2.5m金属实验柜表面4右侧进风口侧大约2.5m2m高有机玻璃-铝合金组合面板5顶面离屋顶较高车间屋顶6底面离底面1.03m硬底面声学仿真：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：测点位置信号名测试对应位置距离Signal1右上进风口离被测表面1mSignal2下方出风口（加防风罩）离被测表面0.885mSignal3移动离被测表面1m（1-4号测试），离底面0.885m（5号测试），离底面0.4m（6号测试）Signal4左上方进风口离被测表面1m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，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0.4m）出风口0.4m处仿真与测试数据对比（1）出口0.4m处测点频谱曲线仿真与试验吻合良好，第一阶频率处峰值相差约2dBA；（2）变流器内壁贴吸声材料，甲方提供三分之一倍频中心频率点的吸声系数，其他频率上的吸声系数为估算值；高频误差相对较大；（3）基频处声压级为76dBA，其他频段基本在60dBA以下，故在其他测点的计算时，主要计算1000Hz以内；频率吸声系数1250.151600.12000.152500.233100.434000.655000.896300.998000.9910000.912500.8416000.8220000.8725000.9231500.8840000.950000.82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）声学分析：空腔模态阶次频率/Hz阶次频率/Hz阶次频率/Hz16.32E-0516323.053330430.3167270.1430317339.413631444.4175382.3610918351.975332447.32364106.43819360.000633450.92965191.872320364.637934452.35366210.889821371.315835459.87977219.41822383.038636462.20238226.374523385.614937469.28329227.908524396.394738471.91610247.141125397.797639479.832211257.334326402.210440486.042112283.794927404.874641488.524613300.612828418.586242496.72714311.58129420.249343498.212815312.3772第一阶空腔模态振型第五阶空腔模态振型声学分析：测点频谱曲线变流柜底部中心点0.4m仿真与测试数据对比（1）两条曲线吻合较好，但在主要峰值处有5~6dB差距，该测点为变流柜底部，仿真条件中未考虑声音从出口传播出来后固体边界对声音的吸收或耗散作用，难以完全吻合（2）与其他点相比，峰值频率增加，且292Hz峰值不明显，曲线并未呈现明显离散频率；离散噪声随着距离的增大而逐渐衰减（3）曲线均在70Hz、100Hz、200Hz左右出现极大值，在相关频率点处发生空腔共振气动噪声分析：测点频谱曲线进口处0.4m声压级频谱曲线（左侧进口）（1）在仿真过程中，两个进口端的吸声材料均实体建模，材料参数采用软件默认值，可能会引起主要峰值处噪声偏低；（2）吸声材料采用实体建模，形成闭合空腔，空腔模态更易激发，200Hz出现极大值，而测试时该频率处未见极大值（3）四周边界采用无限元边界，即无反射边界，仿真值偏小；而测试环境中墙壁反射效应会使环境产生“混响场”，能量衰减较慢，相对噪声值偏大声学分析：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声学分析：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目录一、背景介绍二、主要工作1、流体仿真2、声学仿真3、噪声优化三、工作成果四、存在问题五、后续工作噪声优化：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，从而降低风机噪声增加叶片数目对风扇的风量影响不大，但风扇的压降减小20%左右在风扇进口安装整流器，风量和压降均降低10%左右噪声优化：风扇性能、瞬时漩涡分布

风量(m3/h)压降(pa)原始模型22971025优化方案12232820优化方案22070950方案1：风扇内部漩涡强度大大降低；方案2：风扇内漩涡强度变化不明显原始模型优化方案1优化方案2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：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目录一、背景介绍二、主要工作1、流体仿真2、声学仿真3、噪声优化三、工作成果四、存在问题五、后续工作三、工作成果:变流柜流体仿真结论（1）变流柜模型复杂，内部包含几千个部件以及大量碎面，模型外壁面包含大量孔结构且存在不封闭流体空间，难以在较短时间直接提取CFD分析所需要的流体域，采用提取原模型的特征单元（包含变流柜的内壁面以及内部对流动影响较大的部件），重建变流柜内部模型，实现较短时间构建出变流柜原物理模型（2）为了保留翅片结构，生成质量高和数量相对少的网格，采取将翅片厚度和间隙按照同比例放大方法，不仅节约后续的CFD计算成本，而且能够真实反应翅片和电抗器对进口气流的阻碍作用（3）对滤网结构建立真实单元体模型，通过CFD流体仿真方法获得不同风量对应的压降，在后续变流柜CFD流体仿真中，将此作为多孔介质处理，从而考虑其影响（4）风扇区域旋转效应强，涡流多而乱，推荐采用RNG湍流模型和非平衡壁面函数，从而能更精确捕捉旋转效应三、工作成果:变流柜流体仿真结论（5）采用可压大涡模拟，得到变流器的压降与流量，经与规格书对比，两者差异不大，风机与风道匹配较好；（6）通过可压计算得到变流柜模型壁面压力不超过1公斤力，该压力激起的振动不会对流场造成任何影响，无需在流场计算中考虑壁面振动，同时在振动分析过程中也不需要考虑气动压力的部分；（7）变流柜进出口壁面速度相对较高，一般均不低于2m/s，由于风道布置大量吸声材料，不可避免减少流通面积，从而增大当地速度和速度不均匀度，导致大量涡流的产生。（8）风扇是变流器气动噪声的主要噪声源，也是声压级最大的区域所在，平板的叶型虽然成本低、但是气动性能并不高，其主要原因是进口的流动不均匀以及叶片前缘冲角过大三、工作成果:变流柜声学仿真结论（1）提取气动噪声源时，不需从CFD的流动区域提取，只需从CFD的静止区域里提取体声源和面声源，若从旋转区域提取面声源，噪声数据会偏大10~20dBA（2）用于整柜风机风道气动噪声计算分析时，CFD需要用可压缩模型来处理，即定义理想气体材料属性，当采用不可压缩模型时，噪声数据大约偏小2~3dBA（3）整柜内壁面含13块吸声材料区域，采用导纳边界能较好、方便的模拟吸声材料吸声效果，整柜内吸声材料对噪声的吸收量大约为7~8dBA（峰值频率处）（4）整柜进口区域含多孔介质，出口区域无多孔介质；项目中试算了出口区域含多孔介质时的频谱曲线，考虑出口处多孔介质时，峰值发生频率会往低频移动，且峰值降低1~2dBA（5）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；风扇区域产生明显噪声源，若风机附近壁板隔声量偏弱，噪声会直接透射出去三、工作成果:变流柜声学仿真结论（6