低噪聲發動機冷卻風扇結構改進設計

黃繼剛 ，李 琳 ，李 娜

（1.南京航空航天大學 金城學院，江蘇 南京 211156；2.江蘇大學 汽車學院，江蘇 鎮江 212013）

1 引言

近年來，隨著發動機功率的提高以及前艙零部件布置的愈加緊湊和復雜，為了滿足的發動機前艙的散熱性能要求，發動機冷卻風扇負荷增大，轉速增加[1]。而隨著冷卻風扇轉速的增加，其噪聲也會明顯增大，并已成為整車噪聲的主要來源之一[2]；乘員的乘車舒適性大大降低.因此，在保證冷卻風扇滿足基本的氣動性能要求基礎上，降低其氣動噪聲已經成為新的研究熱點。發動機冷卻風扇的噪聲來源以氣動噪聲為主，而其氣動噪聲可分為旋轉噪聲和渦流噪聲[3]。旋轉噪聲是風扇葉片周期性作用于周圍空氣進而引起壓力脈動產生的，也稱為離散噪聲；渦流噪聲主要是指葉片與周圍空氣互相作用產生的復雜的無特定規律可循的湍流噪聲[4]。

根據風扇噪聲產生的機理及特點，學者們提出了大量的針對風扇噪聲源進行降噪的方法[5-7]。一方面，通過分析輪轂比、葉片數等風扇的基本結構參數和尾緣厚度、弦長等平面葉型結構參數對風扇氣動性能和噪聲性能的影響，優化得到使風扇性能最佳的參數水平；或采用葉片不等節距分布的方法降低風扇的旋轉噪聲；但多數風扇葉片結構非常復雜，結構參數眾多，通過此類方法降噪具有很大的局限性；另一方面，通過對仿生學的研究，借鑒貓頭鷹、鯊魚等動物的羽毛或皮膚形態特征重構軸流風扇葉片表面對其進行消音處理，如仿鳥類翅膀邊緣鋸齒狀結構、仿魚類表面V型溝槽結構等[8-10]，這類結構往往會在溝槽底部產生應力集中，降低風扇結構強度，縮短其使用壽命。

通過在風扇葉片吸力面表面設置楔形結構，改變吸力面附近空氣流體的運動軌跡，進而改變流場中渦的大小和分布規律，最終能有效降低風扇工作時產生的氣動噪聲。將CFD/CAA耦合仿真方法與正交試驗相結合，分析楔形結構參數對冷卻風扇氣動性能和噪聲性能的影響，得到楔形結構的優化方案，使冷卻風扇改進方案在滿足冷卻風扇氣動性能要求的前提下，氣動噪聲達到最低.該改進方案結構簡單，制作成本低，便于應用，且楔形結構能夠起到類似“加強筋”的作用，提高葉片結構強度，延長其使用壽命。

2 冷卻風扇結構改進方案

2.1 冷卻風扇改進方案結構示意圖

由于實際的冷卻風扇結構較為復雜，對計算資源及時間要求都較高，因此在不影響流場分析準確性的原則下，對企業提供的某車型發動機冷卻風扇做適當簡化與修改，得到簡化模型（以下稱為冷卻風扇原始方案），如圖1（a）所示。包括8片等節距分布的變截面前掠葉片、輪轂以及葉尖處的護風圈。輪轂半徑r為70mm，護風圈內徑R（即葉尖直徑）為181.5mm，護風圈外徑為191.5mm。

在冷卻風扇原始方案的葉片吸力面按規律沿徑向布置一定數量和大小的楔形結構，得改進方案，如圖1（b）所示。楔形結構與風扇主體通過注塑一體成型.每個葉片上楔形結構的大小和數量根據其對風扇氣動性能和噪聲性能的影響效果通過優化設計確定。

圖1 冷卻風扇原始方案與改進方案示意圖Fig.1 Original and Improved Structure of Cooling Fans

2.2 冷卻風扇改進方案結構參數

以結構相同的楔形結構在每個葉片表面沿徑向等間距分布為例，分析楔形結構對冷卻風扇氣動性能和噪聲性能的影響.以冷卻風扇理論旋轉軸線為中心，則第i個厚度為h的楔形結構中心處的半徑ri為：

式中：n—單個葉片上布置的楔形結構個數。

取半徑為ri的圓柱截面展開，得到冷卻風扇原始結構與改進方案的平面葉型，如圖2所示。圖2（a）中，風扇原始方案平面葉型由四條曲線組成：前緣LE、后緣TE、葉盆、葉背，其中前緣和后緣均為圓弧，圓心分別為 O1、O2，O1、O2連線為弦長 B0。楔形結構的頂點A為對應位置處的葉片前緣LE與葉背曲線的切點；邊線AB與A點處葉背曲線的切線夾角為α，且AB在弦長B0上的投影長度為B1；頂點C位于葉背曲線上，且邊線BC與弦長B0夾角為β。

圖2 冷卻風扇原始方案與改進方案平面葉型Fig.2 Original and Improved Blade Shape of Cooling Fans

因為C點在葉背曲線上，因此楔形結構的結構參數需要滿足以下條件：

式中：γ—葉背曲線在A點處切線與弦長的夾角。

3 冷卻風扇仿真計算及試驗驗證

3.1 氣動性能仿真

對風架的原始幾何模型做適當合理的簡化，在風扇周圍生成包絡體，作為內流域；在風扇前后分別拉伸出長度為2m的外流域，建立冷卻風扇流場計算模型，如圖3所示。經過網格無關性驗證，設置內流域網格尺寸為2mm，外流域網格尺寸為20mm，并在內外流域交界面設置相關度，得到冷卻風扇流場非結構化網格模型.網格數約為250萬，平均網格質量約為0.83。

圖3 冷卻風扇流場計算模型Fig.3 Numerical Model of Cooling Fan Flow Field

根據試驗條件設置邊界條件：空氣入口與外界相通，設置為開放邊界；空氣出口設置背壓，以模仿風扇真實工作時在前艙中流動時受到的阻力；外流域壁面設置為絕熱固定壁面，內外流域交界面上選用固結轉子位置插值方法，以實現兩者之間的數據傳遞.將瞬態求解得到的風扇葉片壓力脈動數據導入聲學軟件LMS Virtual.lab氣動聲學模塊中進行冷卻風扇聲場計算。將冷卻風扇看作緊致聲源，則其葉片表面的壓力分布函數可通過積分化為作用于風扇中心點的集中作用力.根據實際情況建立風架孔模型，采用間接邊界元計算得到風扇遠場處的聲壓級分布。

3.2 氣動性能試驗與噪聲試驗

冷卻風扇的氣動性能試驗和噪聲試驗分別在氣動性能試驗臺架和半消音室中進行。氣動試驗主要測量風扇實際轉速和風扇出風口處的空氣流量以及靜壓大小，如圖4所示。

圖4 氣動性能試驗Fig.4 Test of Aerodynamic Performance

噪聲試驗則在風扇進風口和出風口距風扇中心1m處分別設置監測點，測量得到風扇工作過程中兩點的噪聲數據，并通過測試軟件計算得到A計權聲壓級，如圖5所示。

圖5 噪聲性能試驗Fig.5 Test of Noise Performance

3.3 仿真與試驗對比

選取冷卻風扇的額定工況（電機電壓U=13V，風扇額定轉速Ω=2400r/min，出口靜壓為0Pa）進行分析計算。仿真時風扇實際轉速與出口靜壓與試驗設置相同，冷卻風扇原始方案監測點處A計權聲壓級頻譜分布試驗與仿真結果的對比情況，如圖6所示。

圖6 冷卻風扇原始方案進出風口仿真與試驗頻譜圖對比Fig.6 Comparison Between Simulation and Test SPL Spectrum at the Inlet and Outlet of Original Cooling Fan

由圖6可知無論是進風口還是出風口，仿真結果與試驗數據吻合度較高，且都呈現同樣的規律：周期性噪聲在1階BPF處峰值最高，2階以上等高階BPF處峰值較小，可忽略不計；寬頻噪聲在總噪聲（尤其是高頻段）中占較大比重，不可忽略。

冷卻風扇流量與A計權聲壓級的仿真與試驗數據的對比結果，如表1所示。可見風量誤差為2.3%，進出風口噪聲值誤差分別為3.4%和3.9%，滿足工程要求.因此該仿真方法與結果可以作為后續正交試驗設計與優化的基礎。

表1 冷卻風扇原始方案仿真與試驗結果對比Tab.1 Comparison Between Simulation and Test of Original Cooling Fan

4 正交試驗設計

為了解冷卻風扇改進方案的楔形結構及其結構參數對冷卻風扇氣動性能與噪聲性能的影響規律，并得到冷卻風扇楔形結構的優化方案，選用正交試驗的設計方法，并借助CFD/CAA耦合仿真的仿真方法，對不同冷卻風扇改進方案的氣動性能和噪聲性能展開研究。

4.1 試驗因素及水平

冷卻風扇改進方案的楔形結構的主要結構參數包括：單個葉片上楔形結構的數量n、楔形結構的厚度h、邊線AB與葉背曲線在A點切線的夾角α、AB在弦長B0上的投影B1、邊線BC與弦長的夾角β。因此選擇正交試驗的試驗因素分別為：數量n、厚度h、夾角α、長度比B1/B0、夾角β.根據各因素需滿足的限制約束及條件（2），選定各因素水平，如表2所示。

表2 楔形結構試驗因素水平表Tab.2 Levels of Wedge Structure Test Factors

4.2 試驗方案及結果

冷卻風扇在定電壓定工況下氣動性能的評價指標通常包括靜壓效率η和標準風量QV0，噪聲性能的評價指標包括進出風口的頻譜圖及A計權聲壓級.由于試驗工況下出口靜壓近似為0，因此靜壓效率也近似為0；但風扇結構對其效率與噪聲性能的影響密切相關，噪聲較低時往往效率較高；而進出風口的噪聲特性類似，因此選擇標準風量QV0和進風口A計權聲壓級為評價指標安排正交試驗。為探索楔形結構參數對冷卻風扇風量與噪聲值的影響，選擇L16（45）標準正交試驗表，并采用上文中的仿真方法對各試驗方案進行計算。結果，如表3所示。其中，因素A、B、C、D、E分別對應參數n、h、α、B1/B0、β。由表3可以明顯看出，提出的冷卻風扇改進方案對冷卻風扇原始方案的總體性能確有改善作用.其中，楔形結構的增加對風量的影響較小，試驗方案1中風量最大提升了3.5%，試驗方案4中風量最多減小了0.58%，但仍滿足工程要求；而楔形結構的增加則能夠明顯降低冷卻風扇進風口處的聲壓級，試驗方案16中噪聲值最大減小了8.6%。

表3 正交試驗方案及結果Tab.3 Orthogonal Test and Results

5 結果分析

5.1 極差分析

為了找出楔形結構五個因素對冷卻風扇性能影響的主次順序及各因素最優水平，對正交試驗結果進行極差分析，如表4所示。根據表4的極差分析結果，可以得到楔形結構各結構參數對冷卻風扇風量和A計權聲壓級的影響主次順序以及影響規律.根據極差分析表中各個因素對應極差值的大小，可以得出：對于冷卻風扇的風量，各因素影響主次順序為B＞A＞D＞C＞E；對于冷卻風扇進風口處A計權聲壓級，各因素影響主次順序為E＞A＞C＞D＞B；即楔形結構的厚度h和數量n是影響冷卻風扇改進方案風量大小的主要因素，而夾角β和數量n是影響冷卻風扇改進方案噪聲性能的主要因素。

表4 極差分析表Tab.4 Range Analysis

以試驗因素各水平為橫坐標，以各水平對應的試驗結果均值作為縱坐標，繪制各試驗因素對冷卻風扇風量和噪聲值的影響趨勢圖，如圖7所示。

圖7 各因素對風量和噪聲影響趨勢圖Fig.7 Influence Trend on Flow and Noise of Each Factor

結合表4和圖7的結果可知，為了使冷卻風扇風量更大，應選擇較少的楔形結構數量n和合適的厚度h；為了使冷卻風扇噪聲值最低，應選擇較多的楔形結構數量n和較小的夾角β。同時，使冷卻風扇風量最大的各試驗因素最優水平組合為B3A1D1C3E3，而使冷卻風扇進風口處聲壓級最小的最大的各試驗因素最優水平組合為E2A4C4D4B2，即分別為優化方案1和優化方案2。

5.2 優化效果驗證

由于楔形結構對冷卻風扇流量影響較小，且以降低冷卻風扇氣動噪聲為主要目標，因此僅對優化方案2進行驗證。優化方案2風扇和原始風扇進風口監測點處的噪聲頻譜圖，如圖8所示。

圖8 冷卻風扇原始方案與改進方案進風口處頻譜圖Fig.8 SPL Spectrum at Inlet of Two Cooling Fans

可見設置了楔形結構的冷卻風扇高頻段的渦流噪聲明顯降低。且優化方案2風扇風量與進風口噪聲總聲壓級分別為2940.1m3/h和60.37dB，與原始方案性能數據進行對比，風量提高了0.59%，噪聲值降低了8.8%。

6 結論

（1）借助CFD/CAA耦合仿真方法計算冷卻風扇氣動性能與噪聲性能，并將仿真結果與試驗結果進行對比，風量誤差為2.3%，進出風口噪聲值誤差分別為3.4%和3.9%，均滿足工程實際要求，驗證了該方法的準確性；

（2）提出了一種在原始風扇葉片吸力面上增加楔形結構的冷卻風扇改進方案，并定義了楔形結構的參數；

（3）通過正交試驗，發現楔形結構數量參數對冷卻風扇噪聲性能影響顯著；綜合考慮風量和噪聲的關系，選擇楔形結構優化方案；將優化方案與原始方案進行對比，風量提高了0.59%，噪聲值降低了8.8%，效果顯著。