风机风道气动噪声仿真优化分析报告

名称风机风道气动噪声优化分析报告编号版本审阅意见反馈编制张吉建工艺校核鲁文波标准化审核姜燕清批准黄宏艳版本号更改人更改日期更改说明变更编号目次TOC\h\z\t"ZS_C标题2级,2,ZS_C标题1级,1,ZS_C标题3级,3,ZS_F附录标识,1,ZS_G附录标题1级,2"1背景介绍 11.1风机风道特性 11.2稳态流场分析 31.3瞬态流场分析 81.4气动噪声计算 111.5本章小结 132优化方案一：增加叶片数 142.1稳态流场分析 142.2瞬态流场分析 182.3气动噪声计算 212.4本章小结 223优化方案二：安装进口整流滤网 233.1稳态流场分析 233.2瞬态流场分析 283.3气动噪声计算 313.4本章小结 324优化方案三：风机附近安装共振腔 334.1稳态流场分析 334.2瞬态流场分析 374.3气动噪声计算 404.4本章小结 425优化仿真结果对比分析 435.1稳态流场结果分析 445.2瞬态流场结果分析 515.3气动噪声计算结果分析 566总结 60背景介绍离心风机为机柜内部高速旋转部件，额定转速为2900rpm。在实验测试中发现，机柜运行过程中伴随非常明显的气动噪声。随着机车性能要求逐年提高，机车附属噪声指标需要严格控制。变流柜作为机车重要部件，其气动噪声成为重点考察指标。为了能在产品设计早期得到气动噪声性能，本项目基于目前商用CFD软件ANSYS-FLUENT采用大涡模拟仿真手段计算变流器内离心风机运行的瞬态流场，并将流场的脉动信息输入声学软件ACTRAN中计算得到气动噪声。实验与测试结果对比表明变流柜各测点声压级频谱仿真和试验结果呈现趋势一致，总声压级相差较小。在距离出口0.4m处峰值频率均为290Hz，量值仅相差5%；这表明首先通过大涡模拟计算变流柜气动噪声源，然后基于声类比获得气动噪声源在流道和外部空间声辐射的数值仿真方法是正确且可行的。通过分析变流柜风机与流道涡流和噪声分布云图，了解到风机进口速度不均匀度过大、风机叶片涡流过多是导致作为主噪声源（风机噪声）过大的原因。针对风机是主要噪声源，必须首选对风机进行改进。常用的风机区域改进方案：增加或减少叶片数；改变叶片形状和安装角度；改善风机进口速度均匀度（整流网）；在风机区域布置消声材料等。风机噪声得到控制后，为了进一步降低噪声，常用的改进方案有：优化流道来降低阻力；流道内部布置吸声材料；出风口布置百叶窗等。为了提高变流柜的噪声指标，分别基于数值仿真手段验证了叶片数，风机进口安装整流滤网和风机出口安装消声腔等方法对机柜噪声的影响。本报告分析对比变流器优化前后流场信息，得出不同结构对风机内部系统阻力、旋涡分布和压力等流场信息的影响。（建议：对常用改进方案及其与实际问题的适用情况进行列表说明，介绍采用所述三种方案的依据，对三种方案的有效性进行预排序，便于甲方审核贵司的优化思路是否合理）。风机风道特性地铁变流器箱吊装于列车车底，风机安装于变流器箱内，处于整个风道中段，风机底部留有至少100mm的进风空腔。本风机安装在变流器箱内，由柜体顶部对称抽风，冷却模块散热器、电抗器，然后吹风冷却变压器，其在箱体内的结构布置和冷却风流向见图1-1。图1-1结构布置和风机三维模型稳态流场分析机柜进口壁面压力分布如图1-2所示。空气流过两段的进口侧后进入中间的风扇吸入口，呈现逐渐降低的变化规律。最大出现在进口处，为0Pa，最小出现在风机吸入口，为-1083pa。可见进口区域平均压力变化范围为1083pa。图1-2所示风机进口处为负压最低处，符合正常的流体力学规律。（此处压力仅为平均压力分布，与噪声无关，但可用于了解风道的流动情况和计算是否合理。建议：此处1100Pa的压力波动是否应表述为流道压力损失1100Pa；压力脉动达到1100Pa，造成的气动噪音应该非常大，请详细分析影响非常小、可以忽略的原因）。（建议：与产品压力及风速测试数据进行对比，验证仿真的准确性）（建议：风机吸入口本身为产品负压最低区域，为正常现象，不能做为产品入口大量涡旋的证明；此处单独说明该处负压，是否对气动噪音有明显影响，请详细分析）。图1-2机柜进口壁面压力分布机柜出口壁面压力分布如图1-3所示。在风机驱动下，气流通过流道逐渐流向出口。平均压力变化范围约为1250pa。（此处压力仅为平均压力分布，与噪声无关，但可用于了解风道的流动情况和计算是否合理。建议：压力脉动达到1250Pa的表述是否有误，该脉动造成的气动噪音非常大，请详细分析影响非常小、可以忽略的原因）。图1-3机柜出口壁面压力分布机柜进口速度分布如图1-4所示。进口的速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度最大值约为30m/s。进口绝大部分区域的平均速度大于2m/s，而出口绝大部分区域的平均速度小于2m/s。考虑到吸声材料表面粗糙，为了有效降低流道阻力，应将其布置在速度低的区域。（建议：此处应为风道噪音过大的关键因素，建议详细分析）图1-4机柜进口速度分布机柜出口速度如图1-5所示。除风机出口外，其它区域的速度非常小，通常小于2m/s。在模型的中部由于内部变频器的存在使得空气流通面积非常小，该处速度相对较高。图1-5机柜出口速度分布图1-6所示为叶轮内旋涡核心区旋涡分布。结果显示旋涡集中在风扇的进口上轮毂面和叶片的前缘，这是由于上轮毂面是离心风机将轴向流动转为径向流动曲率最大位置。叶片前缘的安装角是固定的，当空气液流角与安装角之间匹配不好时，在该处便会发生明显分离，从而产生大量旋涡。从图中可以看到，涡流虽然存在，但区域和强度不大，选用风机基本合理。要想进一步提升风机性能，可以进一步通过增加叶片和理顺进口来流来进一步降低风机处的涡流大小和强度。（建议：此处进行进一步深入分析，选用风机是否合理；入口导流是否合适，如何优化）图1-6风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力云图如图1-7所示。从图中可以看出，在风扇驱动下，气流静压得到提升，用于克服流道阻力。所示截面清楚看到静压分布不均匀，存在明显的低压区。（建议：离心风机入口存在明显低压区域为风机特性，表明该处风速高，动压高、静压低，而不能直接得出该处存在涡旋的结论，请详述得出存在明显涡旋的依据）图1-7风扇区域水平截面压力风扇中心水平截面速度分布如图1-8所示。图片上部为进口部分，结果显示进口右边速度明显高于左边。风扇的进口上轮毂和叶片表面附近局部流动速度较高。速度不均匀度f定义如式1所示。经计算进口速度不均匀度为81%。为了消除进口速度不均匀给风机性能带来的影响，可以考虑在风机进口区域增加整流滤网。（建议：给出不均匀度量化指标，并且在后续改进方案中同样分析该指标，以评价方案的改进效果）（1）式中，为某个点的速度，m/s；为平均速度，m/s；N为点数。图1-8风扇区域水平截面速度风扇左右竖直截面压力和速度云图如图1-9所示。竖直截面内风机压力分布同样是不对称的，但是竖直截面速度均匀性比水平截面的均匀性更高。（建议：给出不均匀度量化指标，并且在后续改进方案中同样分析该指标，以评价方案的改进效果）图1-9风扇区域竖直截面压力和速度图1-10所示为风扇前后竖直截面压力分布。风扇左上的两个叶片PS面（压力面）中部压力最大，这是由于风扇叶片距离机柜顶部空间较小，左上角的叶片转过该位置时叶片流道内空气会受到挤压并使PS面中部的速度下降，这样局部动能就转化成了叶片中部静压能。（平均流场结果跟噪声关系不大，仅用于了解计算是否合理。建议：对气动噪音会产生的影响进行分析）图1-10风扇区域水平截面压力图1-11所示为前后竖直截面速度分布图，图中显示叶片SS面（吸力面）附近均出现了明显低速区域，这是由于流体液流角高于叶片前缘的角度，使得流体主要在叶片SS面分离脱体。该脱离并不严重，但仍可通过增加叶片数和改善进口速度不均匀度来减弱其脱离。（建议：该脱离是否正常、请给出改进建议）图1-SEQ图5-\*ARABIC11风扇区域水平截面速度图1-12所示为风机内流线图。流线结果显示流线在叶片前缘容易分离，并在叶轮流道和叶片的吸力面附近形成旋涡。由于风机进口以及出口对应的空间均为非对称，从流线中可以观察不同叶片前缘进口速度大小和方向明显不同。（建议：该分离是否正常、请给出改进建议）图1-SEQ图5-\*ARABIC12风扇区域流线瞬态流场分析图1-13所示为瞬态计算时风扇出口监测点在叶轮旋转一圈对应的压力脉动。本次仿真时间步长为叶片转过2度的物理时间，叶轮周向布置6个叶片，可以推算每计算30步对应单叶片的旋转周期。应该来讲，时间步长越短，能够捕捉到风扇区域流动特征约细，但为了捕捉风扇旋转一圈或更多所需要的时间步就越多，所消耗的计算越大。工程中为了平衡两者，通常取2度或更大些。（建议：明确说明时间步长选取2°的依据；单叶片旋转360°为一个旋转周期，对应的计算步数应为180，请对“每计算30步对应单叶片的旋转周期”的推算进行说明）。图中压力波动显示每隔30个时间步便会周期性的出现压力的波峰与波谷。本次瞬态仿真能够捕捉旋转机械运行过程中周期性物理特性，仿真结果真实可信。（图1-13是随机挑选的，属于瞬态早期结果，当进入采样后，周期性十分明显。建议：按前述推算，每计算30步可以重复一个旋转周期，后续每30步出现一个完全重复，而下述图表中显示压力波动每30步的重复性不好，请进行说明，是否因为网格精度不够导致仿真不准引起重复性不好）图1-SEQ图5-\*ARABIC13风扇出口监测点压力脉动图1-14所示为瞬态流场进口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值在风扇进口的边缘，约为100pa，风道的压力脉动值均小于30Pa。按照以往经验估计无需考虑他对振动的影响。（通过激光测振仪测得，100Pa压力脉动作用在3mm的车窗玻璃引起的振动速度集中在频率10~400Hz，峰值为0.05mm/s。变流器采用2mm的铝板，保守估计，它的振动速度小于0.1mm/s，更何况100Pa为最大值，仅出现在风机的小区域内。风道的压力脉动均小于30Pa，它引起板件振动速度远小于0.1mm/s，即每秒0.1mm。）。（建议：请对压力脉动值对应的影响大小进行表述，100Pa相对来说，处于什么水平，脉动值处于什么值算大，应当关注；什么值算小，可以忽略；压力脉动与噪声水平的计算关系式请进行表述）图1-SEQ图5-\*ARABIC14风扇进口压力脉动图1-15所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值93pa在靠近风扇出口的顶部和侧边的壁面。其余部分的压力脉动值不大。（建议：压力脉动大小如何评价，能否与噪音值进行对应，便于评估）图1-SEQ图5-\*ARABIC15风扇出口压力脉动图1-16所示为瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布，可以看到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。旋涡越过叶片前缘过后逐渐开始脱离叶片表面，并慢慢向叶片的压力面扩散，扩张后的大涡经过叶片出口传递到机柜的出口区域。图1-SEQ图5-\*ARABIC16风扇区域的旋涡分布图1-17所示为风扇进口壁面的湍流压力脉动级分布。工程界和学术界常与噪声相比拟，引入参考声压2×10-5Pa，定义湍流脉动压力级TPL，具体如式2所示。从图中可以到，风扇区域最大湍流脉动级超过140dB，该数值属于较大水平。该数值仅代表流场脉动，并不是人耳能听到的声音，不属于传到变流器外的噪声。目前仅知道它与变流器外的噪声大小有关，但并未建立完整联系。降低湍流脉动级通常能降低传到人耳的噪声，因此风扇区域是主要噪声源，是控制的主要对象。（建议：显示噪音源声压级高达148dBA，感觉非常大，产品实际噪音应该没有这么大，能否对该分析进行说明，否则给人印象该产品气动设计很不合理）（2）图1-SEQ图5-\*ARABIC17风扇进口湍流脉动压力级图1-18所示为风扇出口壁面的湍流脉动压力级分布。由于顶部的压力和速度脉动相对较高，图中显示高声压级多分布在脉动较高的部位。图1-18左右图分别显示了变流器正面和背面湍流脉动压力级分布。（建议：报告中采用左边、右边的描述，图中给出了正面和背面的图示，报告看起来很费劲，到底哪个是左哪个是右）图1-SEQ图5-\*ARABIC18风扇出口压力脉动图1-19所示为风扇的轮毂面和叶片的湍流脉动压力级分布。图示总湍流脉动压力级较高的部位集中在叶片的前缘以及上轮毂面曲率半径较大的部位。对比风扇和出口壁面的压力级大小可知风扇壁面的压力级比出口壁面的压力级高，所以机柜模型的气动噪声主要来自风扇部分。风扇辐射的噪声与湍流脉动压力级密切相关。相同转速下风扇单体噪声小，因为风扇进口速度均匀，效率高，自身噪声小，辐射出去也小。然而当风扇处于变流器系统中，进口速度不均匀，效率下降，自身噪声有所提高。自身噪声在风道内形成混响，进一步加大，从而辐射出去的噪声更强。（建议：此处未分析风扇噪音是否与风扇和风道的配合关系，实际情况出现风扇单体转动噪音值较小，而配合后噪音很大的情况；请采用仿真或者试验的方式进行确认）图1-SEQ图5-\*ARABIC19风扇表面湍流脉动压力级气动噪声计算计算模型和计算流程不赘述，详情见第一轮计算分析报告。计算结果如下。图1-20主要频率处声压分布云图（风扇处切片）图1-21整柜出口处、两个进口处测点频谱曲线以上数据可知，整柜噪声主要集中在200Hz和290Hz处，分别对进口和出口的噪声贡献量较大；后续优化方案应着重考虑优化这两个频率处噪声水平。本章小结根据仿真结果，本章分析研究稳态和瞬态下机柜壁面速度和压力分布，风扇附近的流场信息以及风机内部旋涡核心分布，可小结如下：通过可压计算得到机柜模型壁面压力脉动均方根均小于100Pa。风扇区域约为80Pa，其它区域约为30Pa。如此小的压力脉动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考虑气动压力部分。 机柜进出口速度相对较高，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。风扇进口几何不对称导致进口的速度分布不均匀，衍生了后续旋涡的生长。风机叶片进口安装角度与流体液流角存在一定的冲角，使得叶片的SS面附件生成大量旋涡并逐渐分离。分析结果显示风扇是变流器气动噪声的主要噪声源，也是湍流脉动压力级最大的区域所在，可考虑在进口增加整流器以及增加叶片数来降低旋涡的产生与发展，进而减低气动噪声。以上数据可知，整柜噪声主要集中在200Hz和290Hz处，分别对进口和出口的噪声贡献量较大；后续优化方案应着重考虑优化这两个频率处噪声水平。（建议：此处分析结论所述问题点，建议与后文的处理方案进行关联对应）

优化方案一：增加叶片数叶片在高速旋转过程中，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，这样共振的强度会降低。本次变流柜离心风机的原始结构叶片为6片，为了验证奇数叶片对机柜的降噪效果，最终确定增加叶片为7片。原始叶片和优化后的叶片如图2-1所示。图2-SEQ图5-\*ARABIC1三维几何模型稳态流场分析机柜进出口壁面压力分布如图2-2所示。进口区域平均压力变化范围约为1050Pa。图2-SEQ图5-\*ARABIC2机柜进口壁面压力分布机柜进出口速度分布如图2-3和图2-4所示。进口速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度峰值约为34m/s。出口壁面的速度均低于2m/s，最高速度位于风扇出口附近。图2-3机柜进口速度分布图2-4机柜出口速度分布图2-5所示为叶轮内旋涡核心区旋涡分布。结果显示旋涡集中在风扇的进口上轮毂面和叶片的前缘，这是由于上轮毂面是离心风机曲率变化最明显的部位，流动容易分离脱体形成旋涡。叶片前缘的安装角是固定的，当空气液流角与安装角之间匹配不好时，在该处便会发生明显分离，从而产生大量旋涡，如右图所示。图2-5风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力和速度云图如图2-6和图2-7所示。它与原始模型差异不大，不再重复叙述。图2-6风扇区域水平截面压力图2-7风扇区域水平截面速度风扇左右和前后竖直截面压力和速度云图如图2-8，图2-9示。与原始模型差异不大，不再重复系数。图2-8风扇区域竖直截面压力和速度图2-9风扇区域水平截面压力图2-10示为前后竖直截面速度分布图。图中仍显示左侧叶轮流道内有非常明显的速度梯度，叶片SS面（吸力面）附近出现了明显低速区域，但相比6个叶片有所改善。图2-SEQ图5-\*ARABIC10风扇区域水平截面速度图2-11所示为风扇内流线图。流线结果显示流线在右侧叶轮流道内流动光顺，但是左侧流道内部有大量的旋涡产生。这说明增加叶片数目为奇数叶片并不能够改善风机内部流场。图2-11风扇区域流线瞬态流场分析图2-12所示为瞬态流场进出口壁面的压力脉动均方根。图中显示进口壁面压力脉动最大值在风扇进口的边缘，数值为310Pa，其余部分的压力脉动值非常小，低于100Pa。（已在1.2进行叙述。建议：给出压力脉动大小的参考范围，为什么１００Ｐａ可以忽略，能不能与噪音值进行关联）图2-12风扇进口压力脉动图2-13所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值86Pa在靠近风扇出口的顶部和侧边的壁面。其余部分的压力脉动值均低于50Pa。图2-13风扇出口压力脉动图2-14所示为风扇进口壁面的湍流脉动压力级分布。图中显示两侧进口附近的湍流脉动压力级相对较低，流体流过换热翅片和电抗器后，压力级逐渐增加，并在风扇进口附近达到最大值。图2-14风扇进口湍流脉动压力级图2-15所示为瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布，可以看到旋涡主要在叶片进口以及底部的前缘，其中叶片上端面附近旋涡分布更多。旋涡越过叶片前缘过后逐渐开始脱离叶片表面，并慢慢向叶片的压力面扩散，扩张后的大涡经过叶片出口传递到机柜出口区域。图2-15风扇区域的旋涡分布图2-16所示为风扇出口壁面的湍流脉动压力级分布。叶片增加为7片后，顶部压力和速度脉动相对较高，图中显示高湍流脉动压力级多分布在脉动较高的部位。图2-16风扇出口湍流脉动压力级图2-17所示为风扇的轮毂面和叶片的湍流脉动压力级分布。图示湍流脉动压力级较高部位集中在叶片底部的前缘以及上轮毂面曲率半径较大的部位。风扇的压力级明显高于机柜壁面部分，增加叶片数目不能够有明显的改进。图2-17风扇表面湍流脉动压力级气动噪声计算叶片由六片改为七片，CFD计算部分的网格需重新建模，且需重新计算CFD稳态和瞬态，得到结果如上所述。由于Actran计算气动噪声时，叶片区域噪声源均插值在面声源上，故当叶片数变化而叶轮直径不发生变化时，气动噪声计算模型不发生变化，故本章节不赘述声学网格划分和声学计算等内容，此部分内容与原始计算模型完全一致，详情见第一轮计算报告。气动噪声计算结果详见第5章节。图2-18主要频率处声压分布云图（风扇处切片）从声压云图来看，叶片数改变后云图变化不大，没有很明显的降噪效果，需评估频谱曲线，详情见5.3章节曲线对比分析。本章小结根据仿真结果，本章分析研究奇数叶片稳态和瞬态下机柜壁面速度和压力分布，风扇附近的流场信息以及风机内部旋涡核心分布，可小结如下：风机流线显示右侧流道流动较均匀，但是左侧流道内发生大量分离。产生原因是上游进口流动不均匀导致，改善风机上游流场至关重要。分析结果显示风扇叶片表面的声压级最高，因此风机是变流器气动噪声的主要噪声源。从CFD结果（Fluent计算得到声压级）来看，增加叶片数目对降低叶片声压级的效果不明显，需进一步进行气动噪声计算（Actran计算）来分析叶片数改变后噪声水平。

优化方案二：安装进口整流滤网通过偶数叶片和奇数叶片模仿真结果分析发现，风机内部流场分布不均，导致某些叶轮流道内有非常强烈流动分离，从而增加旋涡强度，使得气动噪声显著上升。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。为此希望在风机进口安装整流网，整流结构对进入风机的不规则旋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，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。整流滤网结构如下图所示。图3-1三维几何模型稳态流场分析机柜进出口壁面压力分布如图3-2所示。进出口平均压力范围分别约为1150Pa和1300Pa。风扇进口附近的压力最低，出口机柜顶端钣金结构对流动具有阻碍作用，局部压力最高。图3-SEQ图5-\*ARABIC2机柜进口壁面压力分布机柜进出口壁面速度分布如图3-3和图3-4所示。进口的速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度峰值约为36.5m/s，与原始模型差异不大，不再重复叙述。图3-3机柜进口速度分布图3-4机柜出口速度分布图3-5所示为叶轮内旋涡核心区旋涡分布。结果表明增加整流网后，旋涡主要集中在叶片前缘吸力面，其他区域的旋涡分布不明显，特别是叶轮前缘上盖板附近。这说明叶轮内部的流动均匀性大大提高，局部的流动分离脱体减少。增加整流网后系统阻力升高，风扇的风量下降，导致流动滞止在叶片前缘压力面附近，引起吸力面的局部分离。为了达到更好的效果，需要将叶片的前缘角度适当修改，使得叶轮内旋涡强度最小。（涡量多用于流场中噪声源的定性分析，目前学术界对涡量的定量分析方法以及涡量和声音强弱的关系还没有定论。建议：涡旋有没有定量分析方法，对比改进前后涡旋变化的相对大小，便于评价改进结果）图3-5风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力云图如图3-6所示，增加整流网后叶轮和机柜内压力分布非常均匀。不仅如此，整流网也改善了进口的压力分布。图3-6风扇区域水平截面压力风扇中心水平截面速度分布如图3-7所示。图片上部为进口部分，结果显示进口左右边速度分布不均。但是风机流道内部流动更加均匀，风机出口速度脉动也有下降，与左右壁面冲击强度相应减少。图3-7风扇区域水平截面速度风扇左右竖直截面压力和速度云图如图3-8所示。离开叶轮的高速流体与上壁面发生明显冲击，但是下壁面的冲击强度较弱。机柜竖直界面的压力分布均匀。图3-8风扇区域竖直截面压力和速度图3-9所示为风扇前后竖直截面压力分布。结果显示风机中心到机柜截面压力分布均匀，不同位置叶片压力面和吸力面压差差异不大。这表明同一时刻不同叶片受力大小相当，从而降低了风机因载荷不均导致的振动。图3-9风扇区域水平截面压力图3-10所示为前后竖直截面速度分布图，图中显示六个叶片的吸力面附近均发生流动分离，而且分离的尺寸类似。这说明当前转速下风机进口液流角大于实际流动角度，而且叶片角从进口到出口变化太快，导致流动分离在尾缘处逐渐增强。图3-10风扇区域水平截面速度图3-11所示为风机内流线图。流线结果显示叶轮内没有明显的旋涡生成，流线在每个叶片的压力面均有攻角不匹配现象，造成压力面附近滞止区。这说明增加整流网消除进口预旋后，叶片前缘角度需要相应的修改。图3-11风扇区域流线瞬态流场分析图3-12所示为瞬态流场进出口壁面的压力脉动均方根。图中显示进口壁面压力脉动最大值在风扇进口的边缘，数值为100Pa，其余部分的压力脉动值非常小，远低于100Pa。（已在1.2说明。建议：压力脉动的大小及与噪音的关系应给出，便于评价说明脉动是否可以忽略）图3-12风扇进口压力脉动图3-13所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值100Pa靠近风扇出口的顶部和侧边壁面。其余部分压力脉动值均低于50Pa，同样可以得出出口壁面的压力脉动非常小。图3-13风扇出口压力脉动图3-14所示为瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布，可以看到旋涡主要在叶片进口靠近上轮毂面的位置，其中叶片上端面附近旋涡分布更多。旋涡越过叶片前缘过后逐渐开始脱离叶片表面，并逐渐扩张到下游流道中。图3-14风扇区域的旋涡分布图3-15所示为风扇进口壁面的湍流脉动压力级分布。图中显示两侧进口附近的压力级相对较低，流体流过换热翅片和电抗器后，压力级逐渐增加，并在风扇进口附近达到最大值。图3-SEQ图5-\*ARABIC15风扇进口压力级图3-16所示为风扇出口壁面的压力级分布。顶部压力和速度脉动相对较高，图中显示高压力级多分布在脉动较高的部位。图3-SEQ图5-\*ARABIC16风扇出口压力脉动图3-17所示为风扇的轮毂面和叶片的压力级分布。图示压力级较高部位集中在叶片底部的前缘，特别是上下轮毂面靠近叶片前缘位置。图3-SEQ图5-\*ARABIC17风扇表面压力级气动噪声计算同叶片数改变时情况一样，安装进口整流滤网时CFD计算部分的网格需重新建模，且需重新计算CFD稳态和瞬态，得到结果如上所述。由于Actran计算气动噪声时，叶片区域噪声源均插值在面声源上，故当叶轮直径额叶轮高度不发生变化时（整流网附着在进口区域），气动噪声计算模型不发生变化，故本章节不赘述声学网格划分和声学计算等内容，此部分内容与原始计算模型完全一致，详情见第一轮计算报告。气动噪声计算结果详见第五章节。图3-18主要频率处声压分布云图（风扇处切片）从声压云图来看，加整流滤网后70Hz处噪声明显降低，其他频率处云图变化不大，需评估频谱曲线，详情见5.3章节曲线对比分析。本章小结根据仿真结果，本章分析研究安装整流网稳态和瞬态下机柜壁面速度和压力分布，风扇附近的流场信息以及风机内部旋涡核心分布，可小结如下：增加整流网后，旋涡主要集中在叶片前缘吸力面，其他区域的旋涡分布不明显，特别是叶轮前缘上盖板附近。这说明叶轮内部的流动均匀性大大提高，局部的流动分离脱体减少。增加整流网后系统阻力升高，风扇的风量下降，导致流动滞止在叶片前缘压力面附近，引起吸力面的局部分离。风机附近不同截面压力分布均匀性显著升高，叶轮不同周向位置叶片压力面和吸力面压差差异不大。这表明同一时刻不同叶片受力大小相当，从而降低了风机因载荷不均导致的振动。吸力面附近均发生流动分离，而且分离的尺寸类似。这说明当前转速下风机进口液流角大于实际流动角度，而且叶片角从进口到出口变化太快，导致流动分离在尾缘处逐渐增强。需要合理设计叶片的前缘角度以及叶片角变化规律。

优化方案三：风机附近安装共振腔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。四分之一波长管共振频率为为共振阶次，为管长，为共振腔半径。即可获得针对200Hz和290Hz对应的腔体深度为200mm和290mm，考虑到柜体的具体设计，250mm的更好实现。即在风机两侧设计长度为25cm的消声腔，截面积为10cm*10cm。由于波长管的形状对消音效果没有影响，所以四分之一波长管可以设计成弯形状。消声腔结构如下图所示。图4-SEQ图5-\*ARABIC1三维几何模型稳态流场分析机柜进出口壁面压力分布如图4-2所示。进出口平均压力变化范围分别约为1250Pa和1400Pa。图4-2机柜进口壁面压力分布机柜进出口速度分布如图4-3和图4-4所示。进口的速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度峰值约为34m/s。机柜出口壁面速度如图4-4所示。出口壁面的速度几乎均远低于20m/s，最高速度位于风扇出口附近。图4-3机柜进口壁面速度分布图4-4机柜出口壁面速度分布图4-5所示为叶轮内旋涡核心区旋涡分布。结果表明机柜内增加共振腔后，叶轮流道内并没有出现局部旋涡集中现象。旋涡分布仍主要集中在叶片前缘吸力面，特别是叶轮前缘上盖板附近。图4-5风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力云图如图4-6所示，叶片的进口压力分布不均，机柜内压力变化范围较大。图4-6风扇区域水平截面压力风扇中心水平截面速度分布如图4-7所示。图片上部为进口部分，结果显示进口和叶轮内左右边速度分布不均。流体流出后与共振腔发生撞击后向共振腔两侧流动，速度迅速下降。图4-7风扇区域水平截面速度风扇左右竖直截面压力和速度云图如图4-8所示。离开叶轮的高速流体与上壁面发生明显冲击，但是下壁面的冲击强度较弱。机柜竖直截面压力分布较均匀。图4-8风扇区域竖直截面压力和速度图4-9所示为风扇前后竖直截面压力分布。结果显示靠近右侧共振腔的叶片背面压力较高，共振腔附近压力分布并没有因为局部速度冲击滞止而升高，可能的原因是风机出口速度由于充分扩张而迅速降低，所以共振腔壁面由于冲击导致的压力恢复能力有限。图4-9风扇区域水平截面压力图4-10所示为前后竖直截面速度分布图，图中显示右侧共振腔具有导流左右，使流体向变压器附近流动。但是左侧的共振腔阻碍了流体向下游变压器流动。由于风机的主要目的是用于冷却变压器，所以在左侧安装共振腔必然对变压器散热产生不利影响。图4-10风扇区域水平截面速度图4-11所示为风机内流线图。流线结果显示靠近右侧共振腔的叶轮流道内没有流动分离，流体流速相对较高。靠近左侧叶轮流道内速度较低，通过的流体非常有限。可见增加共振腔后叶轮出口流量沿周向分布不均。图4-11风扇区域流线图瞬态流场分析图4-12所示为瞬态流场进出口壁面的压力脉动均方根。图中显示进口壁面压力脉动最大值在风扇进口的边缘，数值为100Pa，其余部分的压力脉动值非常小，远低于100pa。图4-12风扇进口压力脉动图4-13所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值93pa在共振腔底面。其余部分的压力脉动值均低于50pa，同样可以得出出口壁面的压力脉动非常小。图4-13风扇出口压力脉动图4-14所示为风扇进口壁面的脉动压力级分布。图中显示两侧进口附近的压力级相对较低，流体流过换热翅片和电抗器后，压力级逐渐增加，并在风扇进口附近达到最大值。图4-14风扇进口湍流脉动压力级图4-15所示为瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布，可以看到旋涡主要在叶片进口以及底部的前缘，其中叶片上端面附近旋涡分布更多。旋涡越过叶片前缘过后逐渐开始脱离叶片表面，并慢慢向叶片的压力面扩散，扩张后的大涡经过叶片出口传递到机柜的出口区域。叶轮出口附近的旋涡分布较均为，可见共振腔对叶轮内旋涡强度影响不大。图4-15风扇区域的旋涡分布图4-16所示为风扇出口壁面的湍流脉动压力级分布。安装共振腔后，共振腔底部和机柜顶部压力级较高。图4-16风扇出口脉动压力级图4-17所示为风扇的轮毂面和叶片的压力级分布。图示总压力级较高部位集中在叶片底部的前缘以及上轮毂面曲率半径较大的部位。风扇的压力级明显高于机柜壁面部分。图4-17风扇表面压力级气动噪声计算风机出口安装共振腔后，声学计算模型发生变化，需要重新建模、计算。本章节不赘述声学网格划分和声学计算等内容，详情见第一轮计算报告。模型中加共振腔后对声传播产生较大影响，故网格稍有变动。网格部分改变如下。图4-18整柜内部声学计算网格图4-19整柜内部声学计算网格（剖面）上图中橙色区域为共振腔区域，当声波入射到腔内时，200Hz（设计频率）对应的声能量会被吸收，从而降低声能量，起到抗性消声器的作用。图4-20主要频率处声压分布云图（风扇处切片）本章小结根据分析研究安装整流网稳态和瞬态下机柜壁面速度和压力分布，风扇附近的流场信息以及风机内部旋涡核心分布，可小结如下：机柜内增加共振腔后，旋涡分布仍主要集中在叶片前缘吸力面，特别是叶轮前缘上盖板附近。叶轮出口附近的旋涡分布较均为，可见共振腔对叶轮内旋涡强度影响不大。风机速度分布表明右侧共振腔具有导流左右，辅助流体向变压器附近流动。但是左侧的共振腔阻碍了流体向下游变压器流动。（共振腔对系统影响量化分析请详见第五章风机压降和流量建议：此处进行量化分析，对压力损失的影响、均匀性的影响、风量的影响，便于评估是否能接受该方案的负面影响）当声波入射到共振腔区域内时，200Hz（设计频率）对应的声能量会被吸收，从而降低声能量，起到抗性消声器的作用。由于共振腔离进口较近，且进口区域噪声主要为200Hz处较大，故共振腔形式对进口测点处噪声有明显效果。（建议：该描述为主观判断，能否在仿真中加以客观分析）

优化仿真结果对比分析本报告详细分析改变叶片数目、安装整流网和添加共振腔三个优化方案对机柜内流动的影响，特别是引发气动噪声的风机部分。通过仿真分析发现，改变叶片数目对风机流场流动分离和压力分布不均等改进效果不大，增加整流网后风机的流动均匀性显著提高，安装共振腔对机柜内部流动的影响也较弱。不同仿真模型结构和风机风量如下图所示。图5-1三维几何模型表5-SEQ表格\*ARABIC1风扇高速性能数据（瞬态数据，未统计平均处理）风量(m3/h)压差(pa)原始模型22971025优化方案12232820优化方案22070950优化方案323001023（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（原始报告中数据为瞬态的压差和风量关系，不能真实反映风机的性能。重新提取瞬态平均后的风量和压力关系如上所示。在均匀来流时，如果风机气动性能设计较好，以往试验或仿真几乎都表明通常增加叶片并不会过多改变风量和静压升。如果风机气动性能设计较差，增加叶片能改善气动性能，那么风量和压升均会增加。然而，当风机放在流道系统中，风机进口来流非均匀，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就不同，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而并不相同。流道风量有时出现因为总阻力降低而增加。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。）（建议：优化方案1为增加叶片数量，流道等其他条件并未改变，风量也没有明显变化，其压降从1025Pa降低为820Pa，请分析原因，分析认为此处仿真结果有误）（建议：优化方案2为增加风机入口整流罩，整流罩增加了入口阻力，而仿真结果显示风量降低不多，压降反而降低，分析认为此处仿真结果有误）风机进口速度不确定度如下图所示，原始模型不确定度最高，为81%。增加叶片或整流罩后进口不确定度均明显下降，但是整流罩效果最明显。出口附近安装共振强也可以降低进口不确定度，但是只降低5%。风机进口不确定度分析平均速度不确定度原始模型18.581.0%优化方案117.452.3%优化方案216.835.2%优化方案318.075.9%稳态流场结果分析不同模型机柜进口壁面压力分布对比如图5-2所示。原始模型、优化方案1和方案2进口壁面平均压力变化范围约为1100pa,优化方案3进口壁面平均压力范围约为1250pa,略高于原始模型。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-2机柜进口壁面压力分布不同模型机柜出口壁面压力分布如图5-3所示，从图例压力数值可以计算得到不同模型壁面的平均压力变化范围约为1250pa。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-3机柜出口壁面压力分布机柜进口速度分布如图5-4所示。进口速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度峰值约为35m/s。各模型的结果均显示进口与叶轮交界面处速度最高。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-4机柜进口速度分布机柜出口壁面速度如图5-5所示，出口壁面的速度多低于20m/s。其中原始模型和方案1模型中，高速区域位于机柜侧边和顶部；方案2增加整流网后的高速区域主要分布于顶部，侧面的速度有所降低。方案3中速度最高部位在共振腔与侧边交界的位置。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-SEQ图5-\*ARABIC5机柜出口速度分布图5-6所示为各模型叶轮内旋涡核心区分布。叶片的前缘始终是旋涡触发部位，不同模型对比可以发现，增加叶片数后，旋涡核心区分布更多，但强度变小。（建议：从此处分析，增加叶片数，降噪效果是否反而变差）原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-6风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力云图如图5-7所示，不同模型结果对比可以看出原始模型压力分布不均匀，特别是风扇进出口压力分布。优化方案中只有整流网可以有效的改善风机内流动状况，消除进口不对称旋涡，改善风机流道和出口的流动。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-7风扇区域水平截面压力风扇中心水平截面速度分布如图5-8所示。对比结果显示方案2中风扇出口的速度均匀性最好，而其他方案中风扇出口速度大小差异很大，特别是原始模型和方案1中风扇出口。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-8风扇区域水平截面速度风扇左右竖直截面压力如图5-9所示。仿真结果显示方案1增加叶片数和方案3增加共振腔后，竖直截面的压力分布均匀性变差。但是增加整流网后，压力变化范围降低。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-9风扇区域竖直截面压力和速度图5-10所示为风扇前后竖直截面压力分布。对比结果显示方案1增加叶片数和方案2添加整流网模型，叶轮内部的压力呈现周期性变化，即叶片吸力面的压力较低。原始模型中叶轮底部压力分布明显低于其他位置，方案3增加共振腔后左右叶片的压力大小和分布方式均有明显差异。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-10风扇区域水平截面压力图5-11所示为前后竖直截面速度分布图，其中原始模型的左侧叶轮流道，方案1中左上角叶轮流道和方案3左侧的叶轮流道速度非常低，说明在实际过程这些流道中流动的攻角非常大，导致很少一部分流体通过。方案2中同样有低速区，但是每个叶片流道内低速区域分布比较均匀。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-11风扇区域水平截面速度图5-12所示为风机内流线图。风机进口由于下游的转动而产生预旋流动，原始模型中预旋的中心相对风机旋转中心向右侧偏离。增加整流网后，预旋的中心和风机旋转中心重合。由此可以得出由于机柜进口形式的影响使得预旋对风机流动产生影响，预旋中心与旋转中心的偏离导致不同叶轮流道速度分布的差异。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-12风扇区域流线瞬态流场结果分析图5-13所示为瞬态流场进口壁面的压力脉动均方根。图5-14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。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-13风扇进口压力脉动原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-14风扇出口压力脉动图5-15所示为瞬态流场（t=0.18s）的涡量分布，可以看到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。图示结果表明不同模型均不能完全消除风机内部的旋涡的产生以及扩展，这是由于风机复杂进出口几何影响。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-15风扇区域的旋涡分布图5-16所示为风扇进口壁面的湍流脉动压力级分布。图中显示随着流动的紊流逐渐增加，压力级的大小相应增加，并在进口附近达到最大值。结果对比表明安装整流网后进口压力级最高值下降最明显。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-16风扇进口脉动压力级图5-17所示为不同模型风扇出口壁面的压力级分布。由于顶部的压力和速度脉动相对较高，图中显示高压力级多分布在脉动较高的部位。优化方案3中机柜侧面与共振腔相交位置压力级远远高于其余模型侧面压力级。这说明共振腔能吸收和储存流动中的脉动能量，从而降低声源强度。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-17风扇出口脉动压力级图5-18所示为风扇的轮毂面和叶片的压力级分布。图示结果表面整流网的压力级最高值有所下降，其余优化方案均不能有效改善叶片表面压力级强度。原始模型优化方案1优化方案2优化方案3图5-18风扇表面压力级气动噪声计算结果分析优化方案一：增加叶片数图5-SEQ图5-\*ARABIC677叶片与6叶片频谱曲线对比（出口）图5-207叶片与6叶片频谱曲线对比（进口）通过以上曲线可得以下结论：对于出口处测点，7叶片时峰值频率往高频移动；7叶片时峰值频率处SPL高0.5dBA，但由于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；对于进口处测点，6叶片时噪声主要分布在200Hz；而7叶片优化方案可降低进口处3dBA以上，降噪效果明显；综上可知，7叶片方案降噪效果较好。优化方案二：安装进口整流滤网图5-21安装整流网与原始模型频谱曲线对比（出口）图5-22安装整流网与原始模型频谱曲线对比（进口）通过以上曲线可得以下结论：对于出口处测点对比曲线，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，经计算出口总声压级降低2.5dBA；对于进口处测点对比曲线，加上滤网后，300Hz~600Hz内噪声明显改善；但由于200Hz对总声压级贡献量较大，故两条曲线基本吻合。经计算进口总声压级降低1dBA；综上所述，安装整流网降噪效果明显。优化方案三：风机附近安装共振腔图5-23安装共振腔与原始模型频谱曲线对比（出口）图5-24安装共振腔与原始模型频谱曲线对比（进口）通过以上曲线可得以下结论：对于出口处测点对比曲线，基频处两条曲线峰值分别为74.3dBA（原始）和74.9dBA（加共振腔）；安装共振腔时峰值频率（290Hz）处SPL升高0.6dBA；由于250Hz、360Hz、600Hz~800Hz之间等频率处噪声均明显降低，经计算出口总声压级降低0.5dBA；对于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；综上所述，安装共振腔降噪效果明显。

优化方案综合分析上述分析结果显示增加整流网和安装共振腔均能抑制机柜变流器的噪声，为了研究两种优化方式叠加后对噪声的影响，运用仿真手段将整流网和共振腔集成在同一个计算流体域中，如下图所示。图6-1三维几何模型稳态流场分析机柜进出口壁面压力分布如图6-2所示。进出口平均压力变化范围约为670Pa和2400Pa。进口由于整流网的原因，压力变化范围下降。出口流体域内由于共振腔作用，使得壁面压力变化范围幅值升高。风扇进口附近的压力最低，出口机柜共振腔结构对流动具有阻碍作用，局部压力最高。图6-2机柜壁面压力分布机柜进出口速度分布如图6-3和图6-4所示。进口的速度在风扇进口附近速度梯度明显，速度峰值约为26m/s，明显低于原始模型的速度峰值。图6-3机柜进口速度分布图6-4机柜出口速度分布图6-5所示为叶轮内旋涡核心区旋涡分布。图中显示叶片流道内旋涡强度非常低，仅在叶片前缘和尾缘有旋涡的分布。叶片前缘旋涡强度降低是由于整流网使得来流均匀性提高，而尾缘旋涡强度降低则是由于倾斜共振腔抑制了叶片出口附近的流动分离。图6-5风扇区域旋涡核心区风扇中心水平截面压力云图如图6-6所示，增加整流网后叶轮和机柜内压力分布非常均匀。不仅如此，整流网也改善了进口的压力分布。风扇出口流体与共振腔壁面碰撞后将速度能转化为静压，因而图中压力较高处分布在共振腔壁面附件。图6-6风扇区域水平截面压力风扇中心水平截面速度分布如图6-7所示。图片上部为进口部分，结果显示风机进口两边的速度梯度仍然存在，但是风机流道内部流动更加均匀，风机出口速度脉动也有下降。流体流出后与共振腔发生撞击后向共振腔两侧流动，速度迅速下降。图6-7风扇区域水平截面速度风扇左右竖直截面压力和速度云图如图6-8所示。离开叶轮的高速流体与上壁面发生明显冲击，但是下壁面的冲击强度较弱。机柜竖直界面的压力分布均匀，速度云图也表明没有流动分离现象。图6-8风扇区域竖直截面压力和速度图6-9所示为风扇前后竖直截面压力分布。结果显示风机中心到机柜截面压力分布均匀，不同位置叶片压力面和吸力面压差差异不大。这表明同一时刻不同叶片受力大小相当，从而降低了风机因载荷不均导致的振动。共振腔附近压力分布最高，说明共振腔将动能转化为静压的效果非常明显。图6-9风扇区域水平截面压力图6-10所示为前后竖直截面速度分布图，图中显示叶轮内部速度分布非常均匀，叶片流道内低速区域多集中在叶片吸力面尾缘附近。叶片前缘均没有明显的速度梯度，这说明流动分离不明显。图6-10风扇区域水平截面速度图6-11所示为风机内流线图。流线结果显示叶轮内没有明显旋涡生成，流线与叶片前缘角度匹配较好。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。图6-11风扇区域流线瞬态流场分析图6-12所示为瞬态流场进出口壁面的压力脉动均方根。图中显示进口壁面压力脉动最大值在风扇进口的边缘，数值为60Pa，其余部分的压力脉动值非常小，低于40Pa。图6-12风扇进口压力脉动图6-13所示为瞬态流场出口壁面的压力脉动均方根。图中显示壁面压力脉动最大值70pa靠近风扇出口的顶部和侧边壁面。其余部分压力脉动值均低于40pa，同样可以得出出口壁面的压力脉动非常小。图6-13风扇出口压力脉动图6-14所示为瞬态流场（t=0.13s）的涡量分布，可以看到旋涡主要在叶片进口靠近上下轮毂面的位置，其中叶片上端面附近旋涡分布更多。图6-14风扇区域的旋涡分布图6-15所示为风扇进口壁面的湍流脉动压力级分布。图中显示两侧进口附近的压力级相对较低，流体流过换热翅片和电抗器后，压力级逐渐增加，并在风扇进口附近达到最大值。图6-15风扇进口压力级图6-16所示为风扇出口壁面的压力级分布。顶部压力和速度脉动相对较高，图中显示高压力级多分布在脉动较高的部位。图6-16风扇出口压力脉动图6-17所示为风扇的轮毂面和叶片的压力级分布。图示总压力级较高部位集中在叶片前缘顶部，特别是上轮毂面靠近叶片前缘位置。图6-17风扇表面压力级气动噪声计算结果分析综合考虑优化方案后，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，详情见第一轮计算报告。模型网格部分改变如下。图6-18整柜内部声学计算网格图6-19整柜内部声学计算网格（剖面）三种优化方案的各自降噪效果已经介绍过，如上图中橙色区域为共振腔区域，当声波入射到腔内时，200Hz（设计频率）对应的声能量会被吸收，从而降低声能量，起到抗性消声器的作用；安装进口整流网后会改善系统进入叶片区域的流动脉动压力，故能起到降低气动噪声的效果。图6-20主要频率处声压分布云图（风扇处切片）图6-21优化后与原始模型频谱曲线对比（出口）图6-22优化后与原始模型频谱曲线对比（进口）从云图对比和进出口处噪声频谱曲线对比来看，各优化方案叠加后使用，可有效降低变流柜内外噪声（由风机和风道产生），且降噪效果明显；进口测点和出口测点在整个计算频域内噪声均得到有效较低，但从基频来讲，出口测点降低3.5dB（A），进口测点降低3dB（A），考虑整个频段时降噪效果更明显。经计算，出口处监测点总声压级由79.78dB（A）降为72.67dB（A），总声压级降低为7.11dB（A），进口区域监测点总声压级由69.11dB（A）降为60.13dB（A），总声压级降低为8.97dB（A）,满足至少降低5dB（A）的项目要求；原始模型中，出口区域测点主要在风机离散频率处产生峰值，该频段对总声压级的贡献量最大；优化后在全频段均有明显降低，且离散频率处也有明显降低，降噪效果明显；原始模型中，进口区域测点除了在风机离散频率处产生峰值外，在200Hz的整柜空腔模态频率处也产生较大峰值，甚至超过风机离散噪声；优化方案叠加后使用，可有效消除或改变频谱曲线规律，200Hz（整柜空腔模态频率）处噪声明显改善或消除，降噪效果明显；考虑到实际测试与模型处理的误差，优化方案叠加使用时，保守估计至少可降低5dB（A）。总结根据仿真结果，本章分析研究安装整流网稳态和瞬态下机柜壁面速度和压力分布，风扇附近的流场信息以及风机内部旋涡核心分布，可总结如下：通过可压计算得到机柜模型壁面压力脉动均方根小于100Pa，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考虑气动压力部分。风扇不同截面的压力或者速度分布对比结果表明原始模型压力分布不均匀，特别是在风扇进出口附近。优化方案中整流网可以有效的改善风机内流动状况，消除进口不对称旋涡，改善风机流道和出口的流动。风机进口由于下游的转动而产生预旋流动，原始模型中预旋的中心相对风机旋转中心向右侧偏离。增加整流网后，预旋的中心和风机旋转中心重合。由此可以得出由于机柜进口形式的影响使得预旋对风机流动产生影响，预旋中心与旋转中心的偏离导致不同叶轮流道速度分布的差异。整流网大大降低进口壁面的压力脉动。原始模型壁面压力脉动最大为5