葉片穿孔數(shù)對冷卻風(fēng)扇氣動性能和噪聲性能的影響研究*

王華偉,王 礫,劉漢陽,王 博,胡 溧

(1.武漢科技大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院,湖北 武漢 430070;2.中國船舶集團有限公司 第七二二研究所,湖北 武漢 430223)

0 引 言

隨著發(fā)動機性能的不斷提高與車用電器功率需求的日益增加,對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)散熱性能的要求也越來越高。采用尺寸更大、轉(zhuǎn)速更高的冷卻風(fēng)扇無疑是最直接的方法,但是其噪聲、成本也會相應(yīng)增加。

隨著對汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)要求的不斷提高,冷卻風(fēng)扇噪聲問題逐漸凸顯。因此,研究冷卻風(fēng)扇的氣動及噪聲特性,探索風(fēng)扇的降噪設(shè)計方法,對于性能優(yōu)異的車用冷卻風(fēng)扇設(shè)計具有重要意義。

國內(nèi)外學(xué)者在軸流風(fēng)機的噪聲預(yù)測與控制領(lǐng)域已經(jīng)進行了大量的研究,并且做出了大量的貢獻。

LUO Bo等人[1]對低速軸流風(fēng)機葉尖泄漏流和氣動聲學(xué)進行了分析,并基于試驗數(shù)據(jù)的對比,成功驗證了數(shù)值預(yù)測的可靠性和準(zhǔn)確性,結(jié)果表明,當(dāng)葉頂間隙增大時,葉尖渦強度的增強以及與葉片表面相互作用的增強是產(chǎn)生額外寬頻噪聲的主要原因。TOKUSHIGE T等人[2-3]對環(huán)形風(fēng)機氣動噪聲進行了研究,結(jié)果表明,通過對開口風(fēng)扇增加導(dǎo)流環(huán),不僅可以改善氣動性能,還可以降低風(fēng)扇噪聲,且葉片表面的離散頻率噪聲是由與葉片通過頻率同步的周期性壓力波動產(chǎn)生的。YE Xue-min等人[4]針對不同鋸齒后緣對單級變槳距軸流風(fēng)扇氣動及噪聲性能的影響進行了數(shù)值模擬研究,并設(shè)計了一種具有新型鋸齒葉片的低噪聲軸流風(fēng)扇。周敏等人[5]提出了一種在軸流式壓氣機葉片開孔的方法,使壓力面到吸力面的壓差產(chǎn)生射流,從而吹除葉片吸力面的附面層,增加附面層的湍流動能,并且延緩氣流分離。胡勇軍[6]設(shè)計了一種穿孔式雙轉(zhuǎn)子軸流風(fēng)扇,并探究了不同穿孔參數(shù)對其性能的影響,其發(fā)現(xiàn)通過對葉片穿孔可有效降低雙轉(zhuǎn)子軸流風(fēng)扇氣動噪聲,提升NVH性能。YANG Xing-lin等人[7]分析了葉片穿孔對大型船用軸流風(fēng)機的性能影響,研究結(jié)果表明,軸流風(fēng)機在葉尖區(qū)域進行開孔對離散噪聲具有抑制作用;但是該研究缺少對風(fēng)扇性能曲線的分析。WANG Chen等人[8]基于小型反向旋轉(zhuǎn)風(fēng)扇中的被動降噪技術(shù),采用多孔后緣處理了由于兩個轉(zhuǎn)子之間相互作用產(chǎn)生的噪聲,并綜合考慮氣動性能和噪聲性能,發(fā)現(xiàn)應(yīng)選擇盡可能小的孔徑和在遠(yuǎn)離葉片后緣方向上遞減的穿孔率分布;但其未能精準(zhǔn)仿真離散頻率噪聲。王善彬等人[9]針對后緣穿孔結(jié)構(gòu)對葉片氣動特性和噪聲特性的影響,以NACA65019葉片為基礎(chǔ),采用大渦模擬和FW-H方程,研究了孔型及穿孔傾角對葉片氣動特性及噪聲特性的影響機理。

上述研究結(jié)果表明,葉片穿孔結(jié)構(gòu)已在部分旋轉(zhuǎn)機械或翼型結(jié)構(gòu)改進中取得進展。但環(huán)形冷卻風(fēng)扇導(dǎo)流環(huán)與葉尖為一體式結(jié)構(gòu),離散噪聲形成機理不同,穿孔降噪結(jié)構(gòu)尚未應(yīng)用在環(huán)形冷卻風(fēng)扇葉片之上。

基于以上研究,筆者采用數(shù)值模擬的方法,探究葉片穿孔數(shù)對車用環(huán)形冷卻風(fēng)扇氣動性能和噪聲性能的影響。

首先,建立準(zhǔn)確的冷卻風(fēng)扇計算模型;然后,設(shè)計具有不同穿孔數(shù)的葉片結(jié)構(gòu);最后,對原風(fēng)扇模型和葉片穿孔模型的流場與聲場進行分析,得出其影響規(guī)律,以期為環(huán)形冷卻風(fēng)扇噪聲控制技術(shù)提供參考。

1 FW-H聲學(xué)模型

FW-H聲學(xué)模型本質(zhì)上是一個非均勻波動方程,可以從連續(xù)性方程和Navier-Stokes方程推導(dǎo)得出。FW-H聲學(xué)模型主要用于噪聲預(yù)測。

FW-H方程可寫成:

(1)

式中:u為流體速度;un為f=0的表面法向流體速度分量;v為表面速度;vn為表面速度法向分量;ρ為流體密度;δ(f)為狄拉克函數(shù);H(f)為亥維塞函數(shù);p為聲壓;p′為遠(yuǎn)場聲壓,p′=p-p0;a0為遠(yuǎn)場聲速;Tij為Lighthill應(yīng)力張量;n為物體表面的外法矢量;下標(biāo)i,j,k為xi、xj、xk方向的分量。

Tij的定義為:

(2)

式中:Pij為壓縮應(yīng)力張量,自由流物理量由下標(biāo)0表示;δij為克羅內(nèi)克符號。

對于斯托克斯流體,其表達(dá)式如下:

(3)

在聲源和接收器之間沒有障礙物以及自由空間流的假設(shè)下,可以對式(1)進行綜合分析。

完整的解包括表面積分和體積積分。表面積分表示單極子和偶極子聲源,以及部分來自四極子聲源的貢獻,而體積積分表示聲源表面外部區(qū)域中的四極聲源。當(dāng)聲源表面包圍源區(qū)域,且流動為低亞音速時,體積積分的貢獻變小。因此,式中忽略了體積積分。

遠(yuǎn)場聲壓可表示為:

(4)

式中:t為到接收器時間。

厚度噪聲方程可表示為:

(5)

載荷噪聲方程可表示為:

(6)

葉片表面速度可表示為:

(7)

葉片表面載荷可表示為:

(8)

2 數(shù)值模擬

2.1 流場計算

筆者以某6葉發(fā)動機環(huán)形冷卻風(fēng)扇作為研究對象(風(fēng)扇外徑為405 mm、輪轂直徑為165 mm、輪轂比為0.4、葉片厚度為2 mm),使用FLUENT軟件對原風(fēng)扇模型進行數(shù)值模擬。

在保證計算結(jié)果準(zhǔn)確的前提下,筆者首先對風(fēng)架凸耳、加強筋和插接件等結(jié)構(gòu)進行簡化,并且將風(fēng)扇輪轂簡化為同尺寸的圓臺;然后,嚴(yán)格按照試驗條件建立計算域模型(計算域包括模擬風(fēng)扇運動狀態(tài)的旋轉(zhuǎn)域和模擬風(fēng)扇進出口通道的流體域),建立進口為邊長1 m的正方體,出口則采用長為2 m、寬和高為1 m的長方體作為流體域;最后,建立直徑比風(fēng)扇外徑略大的圓柱作為旋轉(zhuǎn)域?qū)L(fēng)扇包絡(luò),以模擬其近壁面氣流狀態(tài)。

風(fēng)扇簡化模型和計算域如圖1所示。

圖1 數(shù)值模擬計算模型

由于冷卻風(fēng)扇存在復(fù)雜曲面,所以筆者采用網(wǎng)格劃分的方式選擇數(shù)值模擬精度、自適應(yīng)度高的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。

筆者利用計算資源對網(wǎng)格無關(guān)性進行分析(風(fēng)量不隨網(wǎng)格數(shù)量增加而變化),之后將流體域網(wǎng)格尺寸設(shè)置為30 mm,旋轉(zhuǎn)域和風(fēng)架網(wǎng)格尺寸設(shè)置為5 mm,葉片表面網(wǎng)格設(shè)置為2 mm,葉片前、后緣以及其余小尺寸部位網(wǎng)格設(shè)置為1 mm。

由于葉片為主要噪聲源,需要在其表面建立邊界層網(wǎng)格。其中,第一層網(wǎng)格高度設(shè)定為0.01 mm,總層數(shù)為20層,增長率為1.2,網(wǎng)格總數(shù)量約為8.5×106。

邊界層局部網(wǎng)格示意圖如圖2所示。

圖2 葉片網(wǎng)格局部放大圖

筆者對照試驗環(huán)境設(shè)置仿真模型的邊界條件,進出口均設(shè)為壓力邊界,旋轉(zhuǎn)域采用多運動參考系模型(multiple reference frame,MRF)[10],風(fēng)扇轉(zhuǎn)速按照實測工況下的轉(zhuǎn)速2 270 r/min進行設(shè)置。

在穩(wěn)態(tài)計算中,湍流模型采用k-ε模型[11-12],壁面函數(shù)選擇兼容性更強的可放縮壁面函數(shù)(scalable)。

筆者運用SIMPLE算法求解壓力速度耦合方程,控制方程的離散格式運用二階迎風(fēng)格式進行離散,收斂殘差設(shè)為1×10-4,迭代步數(shù)設(shè)置為2 000步,設(shè)置進出口流量和靜壓等監(jiān)測項,進出口流量差小于0.5%則視為收斂。

2.2 噪聲計算

噪聲計算的流體域是在網(wǎng)格尺寸不變的基礎(chǔ)上,改為用長4 m、直徑為2 m的圓柱將旋轉(zhuǎn)域包裹起來。

穩(wěn)態(tài)計算方式與氣動性能計算保持一致,并且在穩(wěn)態(tài)計算結(jié)果基礎(chǔ)上選擇大渦模擬(large eddy simulation,LES)[13]湍流模型,以便進行瞬態(tài)仿真計算,直到進出口流量計算穩(wěn)定。

筆者設(shè)置與試驗情況相同的噪聲監(jiān)測點,然后采用FW-H方程計算得到噪聲監(jiān)測點的聲壓信號;最后,應(yīng)用傅里葉變換對聲壓信號進行處理,以獲得噪聲的頻譜圖。

由于此處主要在20 Hz～5 000 Hz頻率范圍內(nèi)進行噪聲研究,筆者結(jié)合奈奎斯特采樣定理[14],設(shè)置時間步長為0.000 1 s;并且遵循保證計算準(zhǔn)確性且節(jié)約計算資源的原則,設(shè)置總時間為0.2 s。

3 試驗驗證

3.1 氣動性能試驗

按照《工業(yè)通風(fēng)機用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道性能試驗》(GB/T 1236-2017)[15]規(guī)定,筆者對研究對象進行氣動性能測試試驗。

風(fēng)扇進口為管道式,出口為與外界大氣相連的自由式,風(fēng)扇靜壓可由壓力傳感器測得(精度為±1%);采用超聲波流量計測定風(fēng)量,即按照正態(tài)分布取95%的置信區(qū)間,包含因子k=2,風(fēng)量擴展不確定度為:U(qv)=1.21%。

風(fēng)量計算公式如下:

(9)

式中:D為管道直徑,m;v為流速,m/s;c為管道內(nèi)的聲速,m/s;θ為流體靜止時超聲軌跡與管道軸線之間的夾角;Δt為順逆流時間差,s。

筆者將冷卻風(fēng)扇布置于試驗臺架上,調(diào)節(jié)風(fēng)扇工況,得到靜壓、風(fēng)量、轉(zhuǎn)速、軸功率等數(shù)據(jù),最終計算得出風(fēng)扇性能曲線。

氣動性能試驗臺如圖3所示。

圖3 氣動性能測試臺架

筆者將試驗結(jié)果與仿真結(jié)果進行對比分析,結(jié)果顯示:將風(fēng)量和靜壓效率的仿真與試驗對比,各工況誤差均在5%以內(nèi),滿足工程應(yīng)用條件。

氣動性能試驗與仿真結(jié)果對比如圖4所示。

圖4 氣動性能試驗與仿真結(jié)果對比

由圖4可知:風(fēng)量隨靜壓的升高而減小,靜壓效率與仿真誤差隨靜壓增加而升高;產(chǎn)生誤差的因素有:計算模型中對復(fù)雜結(jié)構(gòu)的簡化、試驗儀器安裝誤差等。

3.2 噪聲性能試驗

根據(jù)《風(fēng)機和羅茨鼓風(fēng)機噪聲測量方法》(GB/T 2888-2008)[16],筆者將風(fēng)扇置于半消聲室內(nèi)(其中,風(fēng)扇中心軸線距地面高度為1.5 m),進行噪聲性能試驗;同時試驗所在半消聲室也符合ISO3745標(biāo)準(zhǔn)。

筆者在風(fēng)扇中心軸線上距離風(fēng)扇中心點前后各1 m處設(shè)置兩個噪聲監(jiān)測點,以此來采集聲音信號。

聲壓級計算公式如下:

(10)

式(10)中,筆者按照正態(tài)分布取95%的置信區(qū)間,包含因子k=2,噪聲擴展不確定度為U(SPL)=1.42%。

噪聲試驗測量環(huán)境和麥克風(fēng)如圖5所示。

圖5 噪聲性能試驗

噪聲性能試驗設(shè)備參數(shù)如表1所示。

表1 設(shè)備名稱及參數(shù)

進氣側(cè)(監(jiān)測點1)處的試驗與仿真的前三階離散噪聲聲壓級與總聲壓級對比如表2所示。

表2 離散噪聲聲壓級與總聲壓級對比

監(jiān)測點1處試驗與仿真噪聲頻譜對比如圖6所示。

圖6 監(jiān)測點1處噪聲頻譜圖對比

由表2與圖6可知:試驗結(jié)果與仿真計算結(jié)果整體上較為一致,冷卻風(fēng)扇離散噪聲主要集中在低頻段,且最大峰值均出現(xiàn)在二階離散噪聲處,高頻段以渦流噪聲為主。

監(jiān)測點處的A計權(quán)總聲壓級仿真結(jié)果較試驗值略低。筆者分析該誤差原因有:邊界層網(wǎng)格未精確模擬葉片表面邊界層運動情況;冷卻風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)振動噪聲與電機運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的電磁噪聲使噪聲試驗值增加。

綜上可知,監(jiān)測點1處的噪聲值與數(shù)值計算結(jié)果誤差在5%以內(nèi)。由此可見,該數(shù)值模擬方法可用于進一步的風(fēng)扇降噪研究。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

當(dāng)電機驅(qū)動環(huán)形冷卻風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時,在摩擦阻力的[5]作用下,其葉片吸力面表面氣流改變了原有旋轉(zhuǎn)方向,沿徑向甩出后與導(dǎo)流環(huán)相互干涉形成回流;這些回流與葉片尾跡同后續(xù)葉片前緣相互作用,又形成離散頻率噪聲,葉片表面的漩渦脫落產(chǎn)生了渦流噪聲[17-19]。

葉尖附近是形成低壓回流的主要區(qū)域,也是離散頻率噪聲形成的主要部位,為此,筆者對葉尖部位進行穿孔設(shè)計,以達(dá)到降噪的目的。

穿孔定位方式如圖7所示。

圖7 穿孔定位方式

穿孔模型對比如圖8所示。

圖8 穿孔示意圖

將葉片尾緣繞輪轂圓心順時針分別旋轉(zhuǎn)3°、6°和9°,可以得到三條弧線L、M、N,作為孔的周向定位方式;然后,將葉片沿徑向進行15等分,取靠近導(dǎo)流環(huán)的兩條等分線O、P作為徑向定位方式,兩者交點為穿孔最終定位。

模型A以弧線M與等分線O、P相交,相交的兩個點作為圓心進行穿孔;模型B在模型A的基礎(chǔ)上增加圓心為弧線L與等分線O、P交點的兩個孔;模型C在模型B的基礎(chǔ)上增加圓心為弧線N與等分線O、P交點的兩個孔,穿孔半徑為2 mm。

5 結(jié)果對比

5.1 氣動性能對比

三種穿孔模型與原模型的氣動性能對比結(jié)果如圖9所示。

圖9 氣動性能對比

根據(jù)圖9可知:與原模型相比,三種穿孔模型風(fēng)量和靜壓效率隨穿孔數(shù)量的增加逐漸減小。這是由于葉片壓力面與吸力面壓差作用,使得部分氣體由壓力面流向吸力面,導(dǎo)致氣體泄漏,使得風(fēng)量與靜壓效率下降。

葉片吸力面靜壓云圖如圖10所示。

圖10 吸力面靜壓云圖

葉尖速度矢量圖如圖11所示。

圖11 吸力面葉尖速度矢量圖

由圖10和圖11可知:原模型與三種優(yōu)化模型葉片前緣靜壓達(dá)到最大,葉尖與導(dǎo)流環(huán)連接處出現(xiàn)低壓區(qū)[20]。這主要是由于吸力面表面的部分氣流在摩擦阻力的作用下,改變了原有旋轉(zhuǎn)方向沿徑向甩出,甩出后與導(dǎo)流環(huán)產(chǎn)生干涉,進而形成葉尖吸力面的低壓回流區(qū)。

由于穿孔設(shè)計,部分流體從壓力側(cè)流向吸入側(cè)形成射流,這使得葉片吸力面壓力和速度分布發(fā)生變化。隨著穿孔數(shù)的增加,葉尖穿孔部位低壓區(qū)域減小、壓力梯度減小,并且吸力面穿孔附近氣流速度增大,使得邊界層內(nèi)的流體獲得新的動能以克服摩擦阻力,因此,有效地抑制了回流的產(chǎn)生。

t=0.1 s時刻的渦量云圖如圖12所示。

圖12 t=0.1 s時渦量云圖

由圖12可知:在導(dǎo)流環(huán)內(nèi)圓以及葉片尾緣附近出現(xiàn)大量漩渦脫落現(xiàn)象。葉片穿孔引起的射流使邊界層低速氣流重新獲得動能,邊界層分離現(xiàn)象得到改善,尾緣渦量得到一定控制。但射流與吸力面融合時,穿孔位置附近也產(chǎn)生了部分漩渦。

模型A穿孔數(shù)量較少,尾緣附近渦量分布改善不明顯;增加模型B的穿孔后,尾緣渦量明顯減少;雖然模型C尾緣處渦量改善最明顯,但其穿孔數(shù)量過多且射流速度高,造成氣體泄漏過多,產(chǎn)生了額外的分離渦。

5.2 噪聲性能對比

模型A、B、C與原模型噪聲頻譜圖對比如圖13所示。

圖13 原模型與其他三種模型噪聲頻譜圖對比

三種優(yōu)化模型與原模型前三階離散頻率噪聲聲壓級與總聲壓級對比如表3所示。

表3 原模型與其他三種模型噪聲對比

由圖13與表3可知:三種優(yōu)化模型對風(fēng)扇噪聲性能的影響與壓力云圖展現(xiàn)情況一致,穿孔結(jié)構(gòu)有效抑制了葉尖低壓回流區(qū)的產(chǎn)生,使得后續(xù)葉片切割的氣流更加穩(wěn)定有序,從而降低了離散頻率噪聲(因葉片周期性切割氣流而產(chǎn)生)。

三分之一倍頻程圖如圖14所示。

圖14 三分之一倍頻程圖

由圖14可知:寬頻噪聲與渦量云圖情況展現(xiàn)一致。由此可見,穿孔設(shè)計不僅可以抑制回流的產(chǎn)生,并且對尾渦脫落的產(chǎn)生也有一定影響。

模型A由于穿孔數(shù)量較少,帶來的吸力面壓力和速度變化也較小,所以對高頻段渦流噪聲的影響同樣較小;模型B穿孔數(shù)量增加,穿孔射流使得邊界層內(nèi)的流體獲得了新的動能,以克服摩擦阻力,在一定程度上抑制了尾渦脫落,減小了高頻段的渦流噪聲;模型C由于穿孔數(shù)量過多,而射流速度過大,因此產(chǎn)生了新的分離渦,致使高頻段渦流噪聲有所增加。

因此,數(shù)量適當(dāng)?shù)拇┛自O(shè)計可以有效降低環(huán)形冷卻風(fēng)扇的氣動噪聲。

6 結(jié)束語

為了降低車用環(huán)形冷卻風(fēng)扇的氣動噪聲,筆者設(shè)計了一種葉片穿孔環(huán)形冷卻風(fēng)扇,并采用數(shù)值模擬的方法,探究了葉片穿孔數(shù)對車用環(huán)形冷卻風(fēng)扇氣動性能和噪聲性能的影響規(guī)律。

首先,建立了準(zhǔn)確的冷卻風(fēng)扇計算模型;然后,設(shè)計了具有不同穿孔數(shù)的葉片結(jié)構(gòu);最后,對原風(fēng)扇模型和葉片穿孔模型的流場與聲場進行了分析,得出了其影響規(guī)律,以期為環(huán)形冷卻風(fēng)扇噪聲控制技術(shù)提供參考。

研究結(jié)論如下:

1)葉片穿孔結(jié)構(gòu)可以有效降低風(fēng)扇的氣動噪聲,穿孔數(shù)量過少時降噪效果不明顯,但并不是數(shù)量越多越好,穿孔數(shù)量過多反而會產(chǎn)生多余的分離渦,致使噪聲增加。故其中模型B降噪效果最好,A計權(quán)總聲壓級較原模型風(fēng)扇降低了4 dB;且隨著穿孔數(shù)量的增加,風(fēng)量與靜壓效率相應(yīng)降低;

2)合理的葉片穿孔結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的射流能夠改善葉片吸力面的壓力和速度分布情況,減少葉尖部位的回流以及尾渦脫落現(xiàn)象,在離散頻率噪聲與渦流噪聲方面取得一定的降噪效果;

3)葉片穿孔結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的射流造成了氣體泄漏,故風(fēng)量和靜壓效率都有所降低,且隨穿孔數(shù)量的增加,風(fēng)量和效率下降越明顯,因此,應(yīng)合理選擇穿孔數(shù)目。

在接下來的工作中,筆者將研究其他穿孔參數(shù)對環(huán)形冷卻風(fēng)扇性能的影響,并進行多目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化,以便得到最優(yōu)葉片穿孔結(jié)構(gòu)。