乘用車冷卻風扇流量與噪聲研究

龍祖榮,譚明香，萬濤，酈志俊

(1.東風柳州汽車有限公司，廣西柳州 545005;2.江蘇超力電器有限公司，江蘇鎮江 212300)

0 引言

軸流風扇噪聲是車輛冷卻系統主要的噪聲源之一。亞音速工況下，偶極子脈動力輻射噪聲是風扇主要的氣動噪聲來源，而它又由離散噪聲和寬頻噪聲組成。由于扇葉周期性切割進口區的不均勻氣流，產生周期性壓力脈動形成離散噪聲。寬頻噪聲來源于風扇旋轉時非定常載荷產生的渦流[1]。因此扇葉表面壓力波動是氣動噪聲產生的重要因素。

由于低馬赫數流體噪聲變化強度比聲源渦小很多，工程上普遍采用聲源和聲傳播分離的方法(Segregated Source Propagation Methods，SSPM)計算氣動噪聲，從而避免直接計算氣動聲學(Computational Aero Acoustics，CAA)，后者運用高精度湍流模式，消耗大量時間和計算資源[2]。目前國內對風扇外圍聲輻射研究多集中于扇葉的氣動噪聲，很少考慮風架對噪聲的影響。文中建立完整的風扇總成模型是確保噪聲精確性的重要過程。

文中使用流體力學和聲學分步耦合方法來計算。采用大渦模型(Large Eddy Simulation，LES)計算瞬時湍流信息，得出扇葉和風架表面非定常壓力脈動，通過聲學類比FW-H方程得出風扇聲源理論定義等價聲源，同時運用聲學邊界元(BEM)方法求解監測點頻率特性。

1 求解理論及方法

聲源信息的準確性對聲傳播有決定性影響，而針對旋轉機械的風扇聲源理論可準確地將壓力脈動數據轉換為聲場計算所需聲源模型。

風扇聲源坐標系如圖1所示。

圖1 風扇聲源坐標系

對于定子-轉子的模型(定子在入口),扇葉基頻及其諧波時的輻射壓力在軸向和切向的貢獻量：

(1)

式中：m為諧波數；B為轉子扇葉的數量；Ω為轉速；R為監測點距離；c0為聲速；Fs為扇葉邊緣總壓力的傅里葉變換；M為轉動馬赫數；θ、φ、γ的角度定義如圖1所示；V為定子扇葉的數目。

扇葉在徑向產生噪聲貢獻量：

(2)

定子在出口處具有類似的聲學類比算法。低馬赫數下扇葉(轉子)表面非定常載荷通過CFD時域瞬態計算得出，進而根據扇葉表面載荷分布對扇葉進行切分，每份等效為一個風扇聲源。風架(定子)具有類似等效方法。

聲學邊界元模型(BEM)是以定義在邊界上的邊界積分方程為控制方程，通過對邊界分元的插值離散，轉化為代數方程組求解。它是以微分算子解析的基本解作為邊界條件的積分方程的核函數，而它將數值與解析相結合，具有比較高的精度。所以利用這種直接邊界元法可精確求解風扇周圍封閉網格外聲場輻射噪聲。

2 有限元模型

根據7扇葉等節距風扇實體總成，建立完整模型，扇葉采用三維坐標點蒙皮的方法繪制。并對模型進行相應的修正與簡化，為了不影響有限元模型的精確性，縫合扇葉的表面碎片并清理輪轂中的加強筋與溝槽。簡化后風扇總成如圖2所示。

圖2 風扇總成簡化模型

利用CFD軟件進行前處理，建立風扇旋轉流域、管道區、進口區和出口區4個區域。參數根據試驗設備設置，進口區與大氣相通，管道長度1.2 m，出口區管道長度3 m，試驗設備與CFD流域圖如3所示。

圖3 流量試驗設備與CFD模型

扇葉表面旋轉流域是影響流場與噪聲的重要區域，扇葉表面區域的網格大小設置3～5 mm?？紤]計算資源，流體域使用自適應更強的非結構化網格，對應內外交界面節點，總網格數為350多萬，扇葉表面網格如圖4所示。

用CFD軟件模擬風扇的流場時，進口條件設置為壓力入口，靜壓為0，出口條件的靜壓根據實際設置為150 Pa。其余壁面條件設置為無滑移壁面。因流體的馬赫數小于0.1，故將流體介質定義為不可壓縮的氣體。采用多重參考系法(Multi-Reference Frame，MRF)，求解風扇在12、12.5、13.5 V工作電壓下的流量，對應轉速分別為1 900、2 000、2 100 r/min。使用二階迎風格式計算湍流耗散率、動量和壓力等信息，選同時能更好處理流線彎曲程度較大的RNGκ-湍流模型[3]。

圖4 扇葉表面網格

3 求解結果與分析

流量試驗數據與仿真結果如表1所示。

表1 風扇氣動性能試驗數據

可知，仿真數據和試驗數據相比誤差在4.5%以內,模型具有較高可靠性。圖5為扇葉表面靜壓圖，可知風扇吸風面處呈現較大的負值，吸風面和壓風面接觸區風壓變化劇烈，邊緣出現壓力集中。

瞬態模擬時，大渦模型使得扇葉尾緣處較大脫落渦分布更為明顯。葉尖與葉圈處非定常載荷直接引起的壓力面葉頂區域與吸力面上半扇葉區域的壓力脈動較大。將扇葉表面瞬時脈動數據通過CGNS格式導入Virtual.lab聲學軟件中，使用Trap方法對每片扇葉進行4等分切分，最終等效為28個風扇聲源。由表面聲壓分布可得葉尖和葉圈引起的壓力脈動大的區域即為噪聲主要聲源處。

圖5 扇葉表面靜壓

為得出風架對聲傳播過程影響，導入風扇表面偶極子聲源，在其基礎上導入風架模型，并定義成聲學硬邊界條件，認為聲波在壁面發生全反射。采用聲學邊界元模型(BEM)方法在風扇的周圍以1 m為半徑建立球狀的聲場，在中軸線上前后1 m處的位置建立場點，模擬試驗中麥克風接受位置。在時域條件下,同步求解扇葉離散與寬頻噪聲，然后利用傅里葉變換將其轉化為場點聲壓級的頻譜圖?？偮晧杭壱罁?3)所示：

(3)

式中：SPL(i)為第i個1/3倍頻中心頻率點聲壓級。

噪聲測試使用PULSE多普分析B&K儀器，如圖6所示。在半消音室進行測試，環境噪聲A計權后約為20 dB(A)。

圖6 噪聲試驗設備

風扇出風口前1 m處噪聲大于入風口，試驗數據與仿真結果聲壓級對比如圖7所示。

圖7 試驗與仿真聲壓級對比

首先可得離散噪聲是氣動噪聲主要組成部分，大小主要取決于葉圈和葉尖的形狀及與護風罩的分布關系，寬頻噪聲較小可忽略。其次風扇氣動噪聲多集中于低頻段，在低頻處仿真與試驗的基頻及一階諧波吻合很好，高頻段差距較大，但影響不大。試驗1/3倍頻程總噪聲在B&K界面直接顯示，為71.5 dB(A)，仿真值總聲壓級依據公式(3)求得為67.1 dB(A)，比試驗結果小5.3%。產生誤差主要是因為CFD仿真的結果與實際的情形存在一定的偏差，其次是在等效聲源的過程中，扇葉按載荷分布規則切分越多，仿真結果越精確，考慮計算資源，等效存在一定誤差，同時沒有考慮扇葉振動噪聲。

4 結論

(1)采用聲源和聲傳播分離的方法，對完整的風扇總成(包括風架)運用 LES(大渦)及風扇聲源模型，可較高精度計算軸流風扇的流量及噪聲。

(2)風扇旋轉時，葉圈與護風罩間隙產生較大回流，對流量產生重要影響。同時此處湍動能較強，葉圈與葉尖表面脈動壓力大，是主要噪聲源之一。

(3)噪聲傳播過程中，風架對其具有一定影響，集中在葉圈與護風罩間隙距離與加強筋的阻礙作用，不可忽略。

(4)扇葉高轉速時，離散噪聲占主導地位，寬頻噪聲相對較小。合理的不等節距優化可調制風扇的基頻及其諧波，有效降低噪聲。