非均布汽車冷卻風扇噪聲實驗及數值研究

羅來彬，吳亞東,2，彭志剛,3，歐陽華,2

(1.上海交通大學 機械與動力工程學院, 上海200240；2.燃氣輪機與民用航空發動機教育部工程研究中心，上海200240；3.上海博澤電機有限公司，上海201801)

汽車風扇是汽車發動機冷卻系統的重要組成部分，對充分發揮發動機的性能和延長其使用壽命至關重要。隨著人們生活水平的不斷提高，對汽車產生的噪聲要求越來越嚴格。發動機是汽車主要噪聲源之一，而發動機主要的噪聲源是汽車冷卻風扇[1]。因此如何快速、有效地預測汽車風扇產生的噪聲，從而指導汽車的降噪設計是一個亟待解決的問題。

汽車風扇產生的噪聲從頻譜上看，主要分為離散噪聲與寬頻噪聲。寬頻噪聲主要是由葉片表面的湍流邊界層和尾緣渦脫落以及來流的不均勻性產生[2]。離散噪聲主要是由動葉運動的壓力場和氣動干涉引起的葉片脈動力變化所產生[3]。文獻[4-5]在不考慮換熱器的影響下，對單獨的汽車冷卻風扇進行了研究，在CFD 計算的基礎上，采用半經驗公式計算風扇寬頻噪聲。此外，文獻[6-7]通過提取均勻來流下，CFD計算的葉片表面力，利用移動點力模型計算離散噪聲。但是，實際工作環境下，換熱器對汽車風扇的影響不可忽略。而且，隨著汽車風扇的不斷發展，單獨針對汽車風扇的離散噪聲或寬頻噪聲的預測模型，不能很好地反映出實際情況。近年來，文獻[8-10]考慮了換熱器對汽車風扇噪聲的影響，將換熱器作為多孔介質模型，通過LBM方法結合聲類比理論對汽車風扇噪聲進行預測，然而，采用該方法計算噪聲是基于LBM非穩態計算結果，需要耗費大量計算資源和時間。此外，以往針對汽車風扇的研究，其葉片大多是均布排列的，針對葉片非均布排列的風扇研究較少，文獻[11]建立了葉片力和非均布角度之間的葉片力模型，并采用Lowson模型預測離散噪聲，驗證了模型的有效性，但是沒有考慮換熱器的影響。

本文根據汽車風扇噪聲的特點，在實驗和仿真過程中考慮換熱器的影響，在噪聲測試和氣動實驗的基礎上，結合CFD 仿真，提出一種汽車風扇總噪聲的預測模型，用于工程中在風扇設計初期對其噪聲的快速預估。

1 研究對象和研究方法

1.1 研究對象

本文的研究對象是非均布7 扇葉（Uneven7）和非均布9 扇葉風扇（Uneven9），其中7 扇葉為主要的研究對象，9扇葉風扇作為驗證噪聲計算的對象。電機通過固定在風扇罩殼上帶動風扇旋轉，其中風扇罩殼上具有8 個非均布排列的支撐，并且各個支撐的大小存在差異。風扇罩殼為方形，由于受風扇實際安裝位置下游的裝置的影響，風扇通風區域不在方形中心。汽車風扇實物圖如圖1（a）所示。換熱器（Regular condenser and radiator，RCR）實物圖如圖1（b）所示，換熱器位于風扇上游，可與風扇罩殼裝配。

圖1 汽車風扇實物模型圖

風扇L 形葉冠到罩殼的距離(葉頂間隙)為5 mm。風扇支撐沿徑向傾斜分布，風扇到支撐的最大距離為14.5 mm，最小距離為12.5 mm。風扇具體的設計參數如表1所示。

表1 汽車風扇設計參數

1.2 試驗方法和設置

（1）聲學試驗設置

本文噪聲測試標準參考國標《GB/T 2888-2008風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》，測試裝置圖如圖2 所示。風扇中心和麥克風距離地面的高度均為1 m，麥克風位于風扇上游1 m處。測試采用的麥克風型號為PCB HT378B02，其中設置采樣頻率為32 768 Hz，采樣時間為30 s。

圖2 噪聲測試示意圖

（2）氣動試驗設置

為了給CFD仿真計算提供依據同時驗證仿真結果，對汽車風扇進行了氣動性能實驗。氣動實驗的風洞如圖3所示。風洞實驗的標準參照ISO5801，風洞矩形腔體的尺寸為6.50 m×2.51m×3.12 m，可測流量范圍為0.01m3/s～6.8 m3/s，可測壓力范圍為-3 kPa～3 kPa，壓力測量誤差小于5 %，流量測量誤差小于1%。

圖3 實驗風洞示意圖

（3）熱線試驗設置

采用熱線測試了風扇轉速為2 900 r/min，給定進口流量下，不同風扇加換熱器前后風扇支撐出口速度變化情況。測試過程中將風扇固定在圖3中的風洞出口，熱線測量平面位于風扇支撐下游120 mm，將熱線固定在坐標架上，如圖4所示，通過移動坐標架在半徑為200 mm的圓形平面內的每相隔45°的半徑上相距20 mm 取一個測點，在測量平面內共有81 個測點，平面和測點位置如圖5 所示。熱線測試采用DANTEC 公司熱線測量系統。本文測試采用的是55P11型直絲探針。測試過程中設置采樣頻率10 kHz，采樣時間為1 s。

圖4 熱線測試裝置圖

圖5 熱線測量示意圖

1.3 CFD仿真設置

風扇仿真流域主要分為4 個部分，如圖6 所示。分別是矩形進口域，風扇旋轉域，風扇支撐域（其中包含風扇罩殼）和風扇半球形出口域。位于風扇上游的換熱器簡化為CFX中的多孔介質模型，即將換熱器視為一個多孔介質域，由實驗測得的換熱器壓阻特性曲線得到CFX 模型中所需的孔隙率和損失系數等參數。進口域的長度為風扇直徑的4 倍，橫截面長、寬分別約為風扇直徑的3.2 倍；出口域半球直徑為5.1倍風扇直徑。進口域和出口域尺寸較大，使得氣流能在流域內充分發展。

圖6 風扇仿真流域模型圖

求解器采用Ansys-CFX?，求解器的設置為：湍流模型采用kω-SST 模型，設定風扇轉速，進口給定實驗測量的質量流量，出口采用Opening邊界條件，給定出口靜壓。通過改變進口流量的大小，計算風扇的壓升。

2 聲學和氣動性能

2.1 聲學性能

實驗測得的汽車風扇在2 900 r/min下采用A計權得到的頻譜圖如圖7所示。圖中RCR表示冷卻模塊的標準換熱器。以非均布7扇葉風扇為例說明噪聲測試結果，從圖中可以看到，采用葉片非均布排列方式的汽車風扇葉片通過頻率（Blade passing frequency，BPF）處聲壓級為68.3 dB(A)，除BPF聲壓級較大外，其他各階諧波處也具有明顯的聲壓級，這與均布葉片的風扇除BPF 及其倍頻處的聲壓級外，其他各階諧波處的聲壓級較小的現象具有明顯的差異。同時，隨著離散噪聲向各階諧波分散，使得離散噪聲和寬頻噪聲的差值減小。

圖7 非均布7扇葉頻譜圖

從頻譜圖上還可以看到，在200 Hz 以下時，存在多個窄帶譜，這主要是由于葉頂間隙處的泄漏流造成的[12]。頻率在1 000 Hz 以下時，加換熱器后的寬頻噪聲增加，1 000 Hz以上時，加換熱器后的離散噪聲更加明顯。從7 扇葉的頻譜圖上看，加換熱器會顯著降低5次諧波頻率處的離散噪聲。

圖8給出了實驗測得的A計權下，2 900 r/min總聲壓級的情況，從中可以看到，加換熱器后對總噪聲的影響較小，但會減小寬頻噪聲，7扇葉加換熱器后離散噪聲增加，9扇葉加換熱器后離散噪聲降低，總噪聲的變化主要與加換熱器后增加的寬頻噪聲和減小的離散噪聲的相對值有關。

圖8 不同風扇噪聲對比

通過實驗測試了不同轉速下的聲壓級變化情況，如圖9所示。從圖中可以看到，風扇的聲壓級近似與轉速的6次方成正比。這符合典型的偶極子聲源的特征。不加換熱器時的冪次大于加換熱器后的冪次。

圖9 聲壓級與轉速關系圖

2.2 氣動性能

首先，對比了風扇CFD計算和實驗測得的性能曲線如圖10 所示。從圖中可以看到CFD 仿真計算結果與實驗所得性能曲線吻合較好。

圖10 CFD仿真與實驗特性曲線對比圖

為了驗證仿真模型的計算結果的準確性，將仿真結果與熱線的測試結果進行對比。仿真計算的風扇支撐下游與熱線測點相同位置的速度與熱線測試結果的對比如圖11 所示。其中橫坐標為熱線測點編號，其編號規則為：如圖5(b)以測量面中心為原點，編號為0，從x軸正向開始，沿徑向依次編號為1～10，再順時針旋轉45°，沿徑向編號為11～20，之后依次順時針旋轉45°至整個測量面，共81 個測點編號。從圖11 中的仿真和熱線測試結果的對比來看，存在仿真結果和熱線結果相差較大的測點位置，但是大多數測點的仿真結果和實驗吻合較好，并且仿真和實驗所得平均速度相差在0.5 m/s以內（誤差在5%以內），因此，可以認為仿真得到的各點的速度與實驗結果在整體上是一致的，只是在某些局部位置上存在差異，而這些局部位置對總噪聲的影響較小。

圖11 仿真和熱線速度對比圖

2.3 渦聲源分布

Powell[13]提出氣動噪聲主要來源于渦的拉伸和破裂，對于等熵流動，可以用渦量和速度叉乘的散度表示聲源的大小。圖12 所示為在CFD 計算的基礎上，提取的非均布7扇葉風扇葉片表面的聲源分布，從圖12(a)中可以看出，聲源主要集中在葉片壓力面和吸力面靠近前緣的葉中部分，此外，葉片尾緣也是一個重要的聲源區，圖12(b)為風扇葉片壓力面聲源分布，為了詳細看到尾緣聲源分布，以1號風扇葉片為例，將其葉片表面聲源分布放大如圖12(c)所示，從圖12(c)中可以看到葉片尾緣處的聲源值也比較大。

圖12 風扇葉片表面聲源分布

3 汽車風扇噪聲預測模型

1969年Ffowcs 等[14]采用廣義函數法并且考慮運動固體邊界對聲音的影響，提出了Ffowcs Williams-Hawkings 方程。確認運動物體與流場的相互作用產生的聲場是由單極子、偶極子、四極子組成，其方程為：

式中：co為聲速；q為通過邊界的質量流量，Fi為作用在邊界上單位面積上的力矢量，Tij為Lighthill 應力張量。

低壓軸流風扇的噪聲類型主要是偶極子，忽略單極子和四極子的影響，偶極子聲源的輻射聲壓可表示為：

式中：Mr為瞬時對流馬赫數，r為觀察點到源點的距離；根據量綱分析[15]：

式中：U0為特征速度，L為特征長度。由此可以得到聲強與速度的關系為：

從式(4)可以看出偶極子源產生的聲強近似和特征速度的6 次方成正比，由聲強和聲壓級的關系可得偶極子源產生的聲壓級為：

式中：C為與特征長度和聲源距離相關的常數，Pa=20×10-6Pa 參考聲壓，α為動能轉換為聲能的轉換系數。

由汽車風扇的噪聲源特性以及在此基礎上結合風扇表面的聲源分布，聲源主要位于與葉片靠近前緣或尾緣部分分別相切的前緣面和尾緣面，風扇產生的聲壓級可表示為：

其中：U1、U2分別為前緣面和尾緣面的特征速度。

3.1 確定特征速度和轉換系數

（1）特征速度

位于風扇葉片上游的罩殼和下游的支撐以及葉冠都會對經過風扇的流場產生影響，使得很難借助理論分析得到速度分布。此外，風扇罩殼和支撐給直接測量風扇前緣和尾緣速度分布造成了很大困難。因此，為了獲得較為準確的前緣和尾緣速度分布，本文通過CFD仿真獲得相對速度。

前緣面和尾緣面的相對速度計算公式如下：

式中：i=1,2，分別代表前緣面、尾緣面相對速度；n為面上網格單元總數；Czj為面單元絕對速度軸向分量；Aj為單元面積；Uij為相對速度。

（2）轉換系數

通過計算不同轉速下的相對速度帶入聲壓級預測模型，和實驗值進行比較，使誤差的平方和(SSE)達到最小確定α1和α2。其中SSE的計算方式為：

式中：k為仿真計算選取的不同轉速個數。

3.2 驗證噪聲計算模型

通過非均布7扇葉的仿真結果和噪聲測試結果利用上述噪聲計算公式得到α1和α2的值為0.000 3，如圖13(a)所示為不同轉速下，非均布7 扇葉風扇預測模型計算的噪聲和實驗值的對比。可以看到選用此α1和α2的值具有較好的預測精度。

在不改變α1和α2的條件下，分別將該預測模型用于7扇葉加換熱器(RCR)、9扇葉、9扇葉加換熱器(RCR)的噪聲仿真。該模型的預測值和實驗值的對比如圖13(b)、圖13(c)、圖13(d)所示，從圖中可以看出預測值和實驗值相差1.5 dB(A)以內。說明可以用該預測模型預測不同轉速下，汽車風扇以及汽車風扇加換熱器所產生的噪聲。

圖13 噪聲預測值與實驗值對比

4 結語

本文通過對汽車風扇進行聲學和氣動性能測試，在仿真計算的基礎上結合噪聲測試結果，得到了風扇噪聲的預測模型。主要結論如下：

（1）非均布汽車風扇加換熱器前后，其聲壓級近似與轉速的6 次方成正比，符合典型的偶極子聲源的特性。風扇相同轉速下，加換熱器后會使風扇模塊產生的寬頻噪聲增加，但對總噪聲的影響較小。

（2）基于CFD 計算結果，利用渦聲理論計算葉片的聲源分布，結果表明：汽車風扇葉片表面的聲源主要位于葉片壓力面和吸力面靠近前緣的葉中部分以及葉片尾緣。

（3）基于風扇的主要聲源為偶極子，聲壓級與速度的六次方成正比的假設，通過仿真和實驗結果得到的預測模型可有效預測汽車風扇產生的噪聲，也可以用于加換熱器后的汽車風扇模塊的噪聲預測，并且具有一定的通用性。