# 低噪声风力机叶片气动外形优化设计

China Mechanical Engineering - - 中国机械工程 -

1 1 2 1 1

1.湖北工业大学机械工程学院，武汉， 430068 2.渤海装备辽河热采机械公司，盘锦， 124010

DOI：10.3969/j.issn.1004⁃132X.2018.13.010 开放科学(资源服务)标识码(OSID) ：

0 引言

［］ 1 ①入流湍流噪声，由叶片与大气紊流形成的涡相互作用而产生； ②叶片翼型自激励产生的噪声，主

1

Aerodynamic Optimal Design of Low Noise Wind Turbine Blades WANG Quan1 HONG Xing1 YANG Jianzhong2 WANG Jun1 SUN Jinfeng1 QIN Zhengzheng1 1.School of Mechanical Engineering，Hubei University of Technology，Wuhan，430068

2.Bohai Liaohe Thermal Power Equipment Co.，Ltd.，Panjin，Liaoning，124010

Abstract ： In order to study the noise problems of MW⁃size wind turbine blades，the objective func⁃ tion with the maximum power coefficient to noise was proposed based on BEM theory and noise calcula⁃ tion model under the giving work conditions. A mathematical optimal model was established，where the chords and twist angles were used as the design variables which might influence the noise performances of wind turbine blades. The actual design of a 2.3MW wind turbine blades was optimized. The optimal noise results were compared with the noise experimental data. The results show that the predicted noise values are agreed with experimental ones in the main frequency fields. Compared to the actual blades，the new blades have lower noise which the noise pressure level is reduced by 7.1%，and the power coeffi⁃ cients are also improved. The feasibility for the novel design method was verified.

Key words ： wind turbine blade; aerodynamic noise; blade element momentum（BEM）; power coeffi⁃ cient

［］ 2

［］ 3

［］ 4⁃5入动量叶素理论，考虑翼型的边界层失速特性，提出了一种适用于风力机翼型的修正半经验模型，并应用该噪声计算模型对某2.3MW风力机叶片进行了噪声预测，其计算结果与实验测试结果较

［］ 6依据翼型产生噪声机理，优化设计出一种低噪声高气动性能的风力机专用翼型CQU⁃DTU⁃LN1，并与风洞实验进行对比，验证了该翼型具有低噪声、高气动的特性。GALLO 等 针对某实际风

［］ 7场，编制了一种风力机噪声预测的新程序，该程序考虑了风吹过风轮之后的残留噪声影响。司海青等 研究了风力机叶片翼型、桨距角、旋转角速度

［］ 8及叶片后缘厚度等对风力机噪声的影响。然而，以上研究大多集中在低噪声风力机翼型的设计及叶片的噪声预测等方面 ，很少对如何设计低噪

［］ 9⁃12声风力机叶片进行研究。

1 风力机叶片噪声计算模型

1.1 入流湍流噪声计算模型

［］ 4

Δl

L = 10lg ρ2 c L Ma3 I2 k̂ (1+ k̂ 2 )- 3] + 54.8

[ 3 7/ inflow h d2

（ 1）

I = γlg ( 30/ z0 ) /lg ( z/z0 ) L = 25z0.35 z-

0.063

0 γ = 0.24 + 0.096lgz0 + 0.016 ( lgz0 )

2

h

Kc

L = L + 10lg Lp Hp （ 2） inflow inflow

1+ Kc

1.2 翼型噪声计算模型

［］ 2 噪声可分为尾缘噪声、叶尖噪声、失速噪声及钝尾缘噪声等。一般情况下，翼型自身的噪声主要源于尾缘噪声和失速噪声。

1.2.1 湍流边界层尾缘噪声

［］ 13

Lps 10 Lpp 10 Lp1 = 10lg ( 10 + 10 )

δ Ma5 Δl Srs Lps = 10lg + A +( W1 - 3 )

h d2 Sr1 δ* Ma5 Δl Srp

p h Lpp = 10lg + A + ( W1 - 3 ) + ΔW1 d2 Sr1

（ 5）

Sr1 = 0.02Ma-

0.6

p尾部边界层相对厚度和压力面尾部边界层相对厚度，与翼型的攻角α和来流的雷诺数Re有关； Srs为吸力面的斯特劳哈尔数； Srp为压力面的斯特劳哈尔数； A为频谱形状函数； W1为振幅函数； ΔW1为声压级修正函数。

1.2.2 失速噪声

- δ Ma5ΔlD* Srs

s h

Lp2 = 10lg + N + W2

d2 Sr2

1 α < 1.33° ï

Sr2 =× Sr1 100.005 1.33° ≤ α ≤ 12.5°

2

4 ( α - 1.33 ) ï

4.72 α> 12.5°

-

2 风轮空气动力学模型

（ 7） vy = ωr (1+ b )

2 2 2 x y 0

* s - D D *- s

Fig.2 Blade noise calculation flow chart

3 叶片气动噪声优化数学模型

3.1 目标函数

P

Cp = （ 16） 0.5ρv 3 S

rel

8λ2

R

Cp = b (1- a ) r3 dr （ 17） R4

0叶片沿展向可看作是由若干翼段组成，每个翼段噪声计算可采用叶片湍流及翼型噪声计算公式来进行计算。对于第i个翼段，其噪声声压级计算表达式为

L( = 10lg 100.1 （ 18） i ) (+ Lpj KA) ptotal式中，表示不同噪声源（湍流噪声、翼型尾缘噪声及翼型失j速噪声）； KA为加权过滤值， dB。

i )

Lptotal = 10lg 100.1L( （ 19）

ptotal

3.2 设计变量及约束条件

［］ 5

Tab.1 A 2.3MW actual wind turbine blade parameters叶片长度（ m） 45

Tab.2 The constrained ranges of optimized design variables

v2 (1- a )

R 2

MF = ρB cCn rdr ≤ MF, （ 20） 0

max sin2 φ

0 v0 (1- a ) ωr (1+ b )

R

MT = ρB cCt rdr ≤ MT （ 21）

, max sinφcosφ

0

3.3 优化策略

Fig.3 Low noise blade optimization flow chart

4 结果与讨论

· ·

Fig.4 Length distribution of blade chord before

and after optimization

Fig.5 Blade torsion angle distribution before

and after optimization

Fig.6 Frequency distribution of wind turbine noise

before and after optimization 性。此外，在频率50~1 000 Hz范围内，优化后的叶片噪声声压级要比某实际2.3MW叶片噪声声压级小；在频率1 000~5 000 Hz范围内，优化后的叶片噪声声压级略大；在频率5 000~10 000 Hz范围内，优化后的叶片噪声声压级较小。整体来说，优化后叶片噪声声压级比原叶片噪声声压级要小。将噪声声压级随频率变化分布叠加，求出总的噪声值（表3），优化后叶片总的噪声声压级为58.183dB，相比原叶片，其噪声声压级降低了约4.4dB，降幅为7.1%。

Tab.3 Comparison of performance parameters before and after optimization of a 2.3MW blade

Fig.7 Wind power distribution before and

after optimization

Fig.8 The distribution of the root moment before and

after optimization

Fig.9 Blade root torque distribution before and

after optimization

（ 1）本文考虑叶片入流湍流噪声及翼型自身噪声特性，在叶片优化数学模型中提出以叶片功率特性与噪声的最大比值为目标函数，以叶片弦长、扭角为设计变量，考虑叶根载荷约束，采用粒子群算法对风力机叶片气动外形进行优化设计，并给出了低噪声叶片优化流程图及优化策略。

（ 2）以某实际2.3MW风力机叶片为例，对该叶片弦长及扭角分布进行优化设计，优化结果表明：相比原始风力机叶片，优化后的叶片总噪声为58.183dB，降低了约7.1%；优化后风轮最大功率系数为0.475，而原风轮最大功率系数为0.456，增大了约4.6%；同时叶根载荷也得到了有效控制。

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