合成双射流激励器振动噪声特性

吴 攀, 罗振兵, 彭文强, 彭 新

(1. 国防科技大学空天科学学院, 湖南长沙 410073； 2. 国防科技大学前沿交叉学科学院, 湖南长沙 410073)

引 言

合成射流激励器作为流动控制技术的核心基础, 在强化换热方面有着广大的应用前景, 但尽管合成射流激励器应用前景十分广泛, 依旧存在着能量利用效率低、 振动膜压载失效、 噪声大等问题. 为解决上述问题, 课题组发明了新一代的合成射流激励器——合成双射流激励器[1-7], 合成双射流激励器有着更低的噪声、 更高的能量利用效率等优点, 在笔记本电脑芯片散热、 空调电路控制系统散热等方面有着巨大的应用前景, 但这些电子设备都对本身的声学性能有着较高的要求, 尽管合成双射流激励器比合成射流激励器噪声更小, 其噪声水平仍难以达到噪声规定, 根据国家噪声标准, 在办公室、 教室、 会议室等场所的背景噪声应控制在30～50 dB 之间. 在5.2 m×5.2 m×2.8 m的空间内, 测点距离从20 cm变化至100 cm时, 合成双射流激励器的声压级范围为50～70 dB, 超出了规定标准, 长时间暴露在高强度的噪声环境中也会导致人耳听力损失. 因此亟需解决合成双射流激励器的噪声问题, 针对合成双射流激励器噪声特性进行研究, 并根据噪声特性提出降噪方法, 对于突破合成双射流激励器应用瓶颈, 提高合成双射流激励器可靠性具有重要意义.

合成双射流激励器噪声成分包含振动噪声与射流噪声, 但是这两种噪声在实验时无法解耦, 故利用数值仿真软件分别对激励器的两种噪声进行研究, 为激励器噪声抑制方法研究奠定基础. 目前国外学者针对合成射流激励器的降噪方法进行了一定的研究, Arik[8]使用消声器对合成射流激励器噪声进行了抑制, 总结出了消声器尺寸对降噪效果的影响规律. Mangate等[9]对不同出口形状的合成射流激励器声学特性进行了探究, 结果表明, 菱形和椭圆形孔的激励器获得的声压级比圆形孔小7 dB. Jabbal等[10]基于合成射流激励器, 设计了双腔室结构合成双射流激励器达到反相抑制噪声的效果, 在谐振频率下达到了8%的降噪效果. 合成射流激励器噪声抑制的方法多是针对射流噪声[11-17]提出的, 关于振动噪声的研究较少, 目前关于合成双射流激励器噪声抑制的相关研究也十分稀少.

本文使用COMSOL对合成双射流激励器的振动噪声声场进行模拟, 改变压电振子的边界条件, 研究压电振子声场的变化, 为后续合成双射流激励器降噪工作开展奠定基础.

1 计算模型

1.1 计算几何模型及材料参数

合成双射流激励器二维模型如图1(a)所示, 在计算模型中采用如图1(b)的夹持方式, 压电振子末端与中间板留有一定的缝隙(更接近于实际情况). 根据合成双射流激励器的几何结构, 分析激励器振动噪声来源以及传播途径如下: 给压电振子表面施加交流电压后, 压电振子振动产生振动噪声, 振动噪声通过激励器出口向外界传播; 压电振子振动带动激励器壳体振动从而激发出结构噪声, 这种结构噪声通过激励器壳体向空气中传播. 由此可见改变压电振子的振动状态对激励器整体噪声的抑制具有重要意义.

激励器声场网格如图2所示, 计算时在激励器壳体外设置半径为1 m的空气域与完美匹配层, 激励器与空气域部分采用自由三角形网格, 完美匹配层使用映射网格, 在空气域和完美匹配层中网格的最大单元尺寸均小于最短波长的1/5(6 mm). 激励器材料参数如表1所示, 壳体采用3D打印的树脂材料, O型圈为橡胶材料, 垫片与中间板均采用不锈钢.

(a) Two dimensional model of dual synthetic jets actuator

(b) Clamping device of piezoelectric vibrator图1 激励器模型示意图Fig. 1 Schematic diagram of actuator model

图2 网格示意图Fig. 2 Grid diagram

表1 材料参数表

1.2 边界条件设置

改变压电振子在激励器中的边界条件(夹支和简支)能够改变压电振子的振动状态, 在COMSOL中是通过限制物体在各个方向的位移来实现夹支与简支条件. 简支条件设置方式如下: 压电振子在x向位移为零, 不限制y向位移. 为实现夹支条件, 在压电振子与O型圈接触处施加固定约束(如图3中的A,B,C,D点). 在实际应用时, 激励器一般会固定在某一装置上使用, 故对激励器两侧底部实施固定约束, 在二维计算中, 无法将E部分(如图1(a))与激励器两侧壳体相连, 为将仿真条件与实际情况接近,E部分的上下边界限制y方向位移为零. 根据以往研究[18], 当金属膜片上下方均附着压电陶瓷时, 逆压电效应等效为施加膜片上的均布载荷. 采用外加载荷的方式代替施加交流电压, 施加方向如图3所示, 计算结果均为载荷处于最大幅值时的频域研究结果.

图3 边界条件设置Fig. 3 Boundary condition setting

2 计算结果分析

2.1 压电振子位移以及激励器振动速度幅值分析

为验证使用加载力替代交流电压这种方式的准确性, 对压电振子在不同频率下的位移幅值变化曲线进行了提取, 如图4所示. 当驱动频率为170～420 Hz, 在y=6, 42 mm 附近压电振子表面位移有较大变化, 因为这两个位置是压电陶瓷向铜片过渡的节点, 故在这两个位置附近位移会发生较大变化, 这与文献[18]中测得的压电振子位移变化曲线趋势一致, 验证了在压电振子表面施加载荷替代施加电压的方法是有效的.

脉动球源的声压表达式如下[19]

(1)

其中,p为声压;A为常数, 取决于边界条件;r为距离声源距离;ω为噪声源做简谐振动时的圆频率;k为波数. 由式(1)可知, 当r一定时, 声压振幅大小取决于A的幅值, 而A的幅值由边界条件决定. 声场是由于物体的振动产生, 故A的幅值与物体振动情况有关, 假设物体振动速度为

u=uaej(ωt-kr0)

(2)

式中,ua为物体振动速度幅值, -kr0为初始相位, 但不会影响结果的一般性讨论, 只是为方便计算而引入. 在物体表面空气中的质点振动速度与物体表面振动速度相同, 故(vr)r=r0=u,r0为物体半径,vr的表达式如下

(3)

由上式可看出,A的幅值与物体振动速度、 声波频率以及物体的几何尺寸相关, 将以上结论推广至合成双射流与合成射流激励器中, 可知激励器振动速度(包含压电振子振动速度、 壳体振动速度, 代表着振动强度)、 激励器噪声的频率、 以及激励器噪声源的尺寸均会影响激励器噪声的大小. 由式(1)～ (3)可知, 当激励器的噪声频率和噪声源的尺寸一定时, 振动速度越大, 噪声声压级幅值越大. 根据上述对噪声影响因素的分析, 本节主要研究了不同的压电振子边界条件(实际是改变了振动速度)对激励器的振动噪声声场的影响.

图4 压电振子位移幅值变化曲线Fig. 4 Displacement amplitude curves of piezoelectric vibrator

图5为压电振子处于简支条件时激励器速度幅值变化图, 由于激励器底部与两出口中间的壳体部分被固定, 故这两部分的速度幅值趋近于零,f=170， 220， 270 Hz时, 压电振子的速度幅值大于激励器壳体的速度幅值, 此时激励器壳体的振动幅度很小, 声场主要受压电振子振动影响.f=320， 370， 420 Hz时, 激励器壳体振动速度增大, 在f=370 Hz 时, 壳体的速度幅值已超过压电振子的速度幅值. 由以上分析可知, 在分析激励器振动噪声时, 壳体的振动和压电振子振动幅度均不可忽视, 当驱动频率不同时, 这两部分振动的占比大小也不一样.

(a) f=170 Hz (b) f=220 Hz

(c) f=270 Hz (d) f=320 Hz

(e) f=370 Hz (f) f=420 Hz图5 激励器处于不同驱动频率时的振动速度幅值Fig. 5 Vibration velocity amplitude of the actuator at different driving frequencies

2.2 噪声分析

图6为激励器驱动频率在10～500 Hz范围内的压电振子表面速度幅值, 由图可以看出, 在测试频段范围内, 简支条件下压电振子在220, 370 Hz处速度幅值达到极大值, 在220 Hz处的速度幅值最大, 约0.12 m/s; 夹支条件下压电振子的速度幅值在390 Hz 处达到最大值, 约0.06 m/s, 故在外加载荷大小一致的情况下, 夹支条件下压电振子的最大速度幅值小于简支条件下的最大速度幅值. 不同边界条件下的压电振子速度幅值受到频率与位移的共同影响, 故在此工况下夹支条件的压电振子速度幅值更小.

图6 压电振子表面x向速度幅值平均值Fig. 6 Mean value of x-direction velocity amplitude on the piezoelectric vibrator surface

由图5可知, 在驱动频率为370 Hz时, 壳体的速度幅值超过了压电振子的速度幅值, 故壳体的振动强度也是必须考虑的一个因素.图7为激励器壳体表面平均速度幅值, 驱动频率处于10～310 Hz时, 简支的壳体速度大于夹支的壳体速度, 当驱动频率为310～360 Hz以及380～500 Hz时, 夹支的壳体速度大于简支的壳体速度, 在390 Hz处, 速度幅值约为简支的3倍, 在测试频段内, 简支的壳体最大速度幅值大于夹支的壳体最大速度幅值, 约为夹支的壳体最大速度的2倍.

图7 激励器壳体表面x向速度幅值平均值Fig. 7 Mean value of x-direction velocity amplitude on the actuator surface

为使得声场分析更加准确, 提取了位于同一圆周上的4个测点处的声压级数据,图8为(800 mm,50.8 mm), (692.8 mm,450.8 mm), (565.67 mm,616.5 mm), (400 mm,743.6 mm)处声压级随驱动频率变化趋势. 在4个测点处, 夹支的激励器在驱动频率为360， 370 Hz时均存在最大的声压级, 简支的激励器在驱动频率为370 Hz时存在最大声压级. 在10～320 Hz范围内, 夹支激励器的声压级小于简支激励器的声压级, 对比夹支激励器和简支激励器的压电振子速度幅值与壳体振动幅值图可知, 在10～320 Hz内, 夹支激励器的压电振子速度幅值与壳体幅值均小于简支激励器的压电振子速度幅值与壳体速度幅值. 在其他频段的声压级与振动幅值也有着相似的变化规律, 这说明压电振子与壳体的振动共同影响着激励器声压级大小. 由于夹支激励器的压电振子、 壳体最大速度幅值小于简支激励器的压电振子、 壳体最大速度幅值, 故夹支激励器变化至简支激励器时, 最大声压级能够降低10 dB.

(a) Sound pressure level at (800 mm,50.8 mm)

(b) Sound pressure level at (692.8 mm,450.8 mm)

(c) Sound pressure level at (565.67 mm,616.5 mm)

(d) Sound pressure level at (400 mm,743.6 mm)图8 不同测量位置的声压级变化曲线Fig. 8 Sound-pressure-level curves at different measuring positions

为验证振动噪声模拟的准确性, 对比了实验与仿真在不同驱动频率下的噪声变化趋势. 实验时, 测量角度为90°, 测量距离为1 m,具体测点布置如图9所示, 从图8可以看出, 压电振子处于不同边界条件时, 虽然激励器最大声压级数值有差异, 但总体变化趋势一致, 将实验所得的声压级变化趋势与仿真进行对比, 如图10所示, 在300～500 Hz 范围内, 实验与仿真结果的声压级变化趋势吻合较好, 极大值点与极小值点数目趋于一致, 说明采用完美匹配层方法以及将施加的交流电压简化成载荷力的方法能够较好地模拟合成双射流激励器振动噪声声场.

图9 合成双射流激励器声学实验测点布置Fig. 9 Measuring point arrangement of dual synthetic jets actuator

图10 驱动频率对声压级影响实验与仿真结果对比Fig. 10 Influence of driving frequency on sound pressure level compared with simulation results

3 结论

本文采用数值模拟方法, 对压电振子处于不同边界条件时的合成双射流激励器振动噪声进行了研究, 总结了压电振子边界条件对合成双射流激励器噪声的影响规律, 得到的结论如下:

(1)压电振子与壳体的振动共同影响着激励器振动噪声声压级大小, 边界条件对振动噪声影响很大.

(2)改变压电振子边界条件可以改变压电振子的振动速度幅值, 压电振子处于夹支条件时, 激励器的振动噪声声压级比压电振子处于简支时的激励器最大声压级低10 dB.

(3)合理设计压电振子边界条件, 可以在保持合成双射流激励器高性能的同时, 显著降低噪声声压级.

致谢感谢国家自然科学基金(52075538,11872374,51809271)的支持.