乘用車?yán)鋮s風(fēng)扇流量與噪聲研究

龍祖榮,譚明香，萬(wàn)濤，酈志俊

(1.東風(fēng)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(zhèn)江 212300)

0 引言

軸流風(fēng)扇噪聲是車輛冷卻系統(tǒng)主要的噪聲源之一。亞音速工況下，偶極子脈動(dòng)力輻射噪聲是風(fēng)扇主要的氣動(dòng)噪聲來(lái)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(jìn)口區(qū)的不均勻氣流，產(chǎn)生周期性壓力脈動(dòng)形成離散噪聲。寬頻噪聲來(lái)源于風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時(shí)非定常載荷產(chǎn)生的渦流[1]。因此扇葉表面壓力波動(dòng)是氣動(dòng)噪聲產(chǎn)生的重要因素。

由于低馬赫數(shù)流體噪聲變化強(qiáng)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(jì)算氣動(dòng)噪聲，從而避免直接計(jì)算氣動(dòng)聲學(xué)(Computational Aero Acoustics，CAA)，后者運(yùn)用高精度湍流模式，消耗大量時(shí)間和計(jì)算資源[2]。目前國(guó)內(nèi)對(duì)風(fēng)扇外圍聲輻射研究多集中于扇葉的氣動(dòng)噪聲，很少考慮風(fēng)架對(duì)噪聲的影響。文中建立完整的風(fēng)扇總成模型是確保噪聲精確性的重要過(guò)程。

文中使用流體力學(xué)和聲學(xué)分步耦合方法來(lái)計(jì)算。采用大渦模型(Large Eddy Simulation，LES)計(jì)算瞬時(shí)湍流信息，得出扇葉和風(fēng)架表面非定常壓力脈動(dòng)，通過(guò)聲學(xué)類比FW-H方程得出風(fēng)扇聲源理論定義等價(jià)聲源，同時(shí)運(yùn)用聲學(xué)邊界元(BEM)方法求解監(jiān)測(cè)點(diǎn)頻率特性。

1 求解理論及方法

聲源信息的準(zhǔn)確性對(duì)聲傳播有決定性影響，而針對(duì)旋轉(zhuǎn)機(jī)械的風(fēng)扇聲源理論可準(zhǔn)確地將壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換為聲場(chǎng)計(jì)算所需聲源模型。

風(fēng)扇聲源坐標(biāo)系如圖1所示。

圖1 風(fēng)扇聲源坐標(biāo)系

對(duì)于定子-轉(zhuǎn)子的模型(定子在入口),扇葉基頻及其諧波時(shí)的輻射壓力在軸向和切向的貢獻(xiàn)量：

(1)

式中：m為諧波數(shù)；B為轉(zhuǎn)子扇葉的數(shù)量；Ω為轉(zhuǎn)速；R為監(jiān)測(cè)點(diǎn)距離；c0為聲速；Fs為扇葉邊緣總壓力的傅里葉變換；M為轉(zhuǎn)動(dòng)馬赫數(shù)；θ、φ、γ的角度定義如圖1所示；V為定子扇葉的數(shù)目。

扇葉在徑向產(chǎn)生噪聲貢獻(xiàn)量：

(2)

定子在出口處具有類似的聲學(xué)類比算法。低馬赫數(shù)下扇葉(轉(zhuǎn)子)表面非定常載荷通過(guò)CFD時(shí)域瞬態(tài)計(jì)算得出，進(jìn)而根據(jù)扇葉表面載荷分布對(duì)扇葉進(jìn)行切分，每份等效為一個(gè)風(fēng)扇聲源。風(fēng)架(定子)具有類似等效方法。

聲學(xué)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(guò)對(duì)邊界分元的插值離散，轉(zhuǎn)化為代數(shù)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(shù)，而它將數(shù)值與解析相結(jié)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(fēng)扇周圍封閉網(wǎng)格外聲場(chǎng)輻射噪聲。

2 有限元模型

根據(jù)7扇葉等節(jié)距風(fēng)扇實(shí)體總成，建立完整模型，扇葉采用三維坐標(biāo)點(diǎn)蒙皮的方法繪制。并對(duì)模型進(jìn)行相應(yīng)的修正與簡(jiǎn)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(qiáng)筋與溝槽。簡(jiǎn)化后風(fēng)扇總成如圖2所示。

圖2 風(fēng)扇總成簡(jiǎn)化模型

利用CFD軟件進(jìn)行前處理，建立風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)流域、管道區(qū)、進(jìn)口區(qū)和出口區(qū)4個(gè)區(qū)域。參數(shù)根據(jù)試驗(yàn)設(shè)備設(shè)置，進(jìn)口區(qū)與大氣相通，管道長(zhǎng)度1.2 m，出口區(qū)管道長(zhǎng)度3 m，試驗(yàn)設(shè)備與CFD流域圖如3所示。

圖3 流量試驗(yàn)設(shè)備與CFD模型

扇葉表面旋轉(zhuǎn)流域是影響流場(chǎng)與噪聲的重要區(qū)域，扇葉表面區(qū)域的網(wǎng)格大小設(shè)置3～5 mm?？紤]計(jì)算資源，流體域使用自適應(yīng)更強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，對(duì)應(yīng)內(nèi)外交界面節(jié)點(diǎn)，總網(wǎng)格數(shù)為350多萬(wàn)，扇葉表面網(wǎng)格如圖4所示。

用CFD軟件模擬風(fēng)扇的流場(chǎng)時(shí)，進(jìn)口條件設(shè)置為壓力入口，靜壓為0，出口條件的靜壓根據(jù)實(shí)際設(shè)置為150 Pa。其余壁面條件設(shè)置為無(wú)滑移壁面。因流體的馬赫數(shù)小于0.1，故將流體介質(zhì)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(fēng)扇在12、12.5、13.5 V工作電壓下的流量，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速分別為1 900、2 000、2 100 r/min。使用二階迎風(fēng)格式計(jì)算湍流耗散率、動(dòng)量和壓力等信息，選同時(shí)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(wǎng)格

3 求解結(jié)果與分析

流量試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果如表1所示。

表1 風(fēng)扇氣動(dòng)性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)

可知，仿真數(shù)據(jù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比誤差在4.5%以內(nèi),模型具有較高可靠性。圖5為扇葉表面靜壓圖，可知風(fēng)扇吸風(fēng)面處呈現(xiàn)較大的負(fù)值，吸風(fēng)面和壓風(fēng)面接觸區(qū)風(fēng)壓變化劇烈，邊緣出現(xiàn)壓力集中。

瞬態(tài)模擬時(shí)，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(qū)域與吸力面上半扇葉區(qū)域的壓力脈動(dòng)較大。將扇葉表面瞬時(shí)脈動(dòng)數(shù)據(jù)通過(guò)CGNS格式導(dǎo)入Virtual.lab聲學(xué)軟件中，使用Trap方法對(duì)每片扇葉進(jìn)行4等分切分，最終等效為28個(gè)風(fēng)扇聲源。由表面聲壓分布可得葉尖和葉圈引起的壓力脈動(dòng)大的區(qū)域即為噪聲主要聲源處。

圖5 扇葉表面靜壓

為得出風(fēng)架對(duì)聲傳播過(guò)程影響，導(dǎo)入風(fēng)扇表面偶極子聲源，在其基礎(chǔ)上導(dǎo)入風(fēng)架模型，并定義成聲學(xué)硬邊界條件，認(rèn)為聲波在壁面發(fā)生全反射。采用聲學(xué)邊界元模型(BEM)方法在風(fēng)扇的周圍以1 m為半徑建立球狀的聲場(chǎng)，在中軸線上前后1 m處的位置建立場(chǎng)點(diǎn)，模擬試驗(yàn)中麥克風(fēng)接受位置。在時(shí)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(zhuǎn)化為場(chǎng)點(diǎn)聲壓級(jí)的頻譜圖?？偮晧杭?jí)依據(jù)公式(3)所示：

(3)

式中：SPL(i)為第i個(gè)1/3倍頻中心頻率點(diǎn)聲壓級(jí)。

噪聲測(cè)試使用PULSE多普分析B&K儀器，如圖6所示。在半消音室進(jìn)行測(cè)試，環(huán)境噪聲A計(jì)權(quán)后約為20 dB(A)。

圖6 噪聲試驗(yàn)設(shè)備

風(fēng)扇出風(fēng)口前1 m處噪聲大于入風(fēng)口，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果聲壓級(jí)對(duì)比如圖7所示。

圖7 試驗(yàn)與仿真聲壓級(jí)對(duì)比

首先可得離散噪聲是氣動(dòng)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(hù)風(fēng)罩的分布關(guān)系，寬頻噪聲較小可忽略。其次風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲多集中于低頻段，在低頻處仿真與試驗(yàn)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(yàn)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(jí)依據(jù)公式(3)求得為67.1 dB(A)，比試驗(yàn)結(jié)果小5.3%。產(chǎn)生誤差主要是因?yàn)镃FD仿真的結(jié)果與實(shí)際的情形存在一定的偏差，其次是在等效聲源的過(guò)程中，扇葉按載荷分布規(guī)則切分越多，仿真結(jié)果越精確，考慮計(jì)算資源，等效存在一定誤差，同時(shí)沒(méi)有考慮扇葉振動(dòng)噪聲。

4 結(jié)論

(1)采用聲源和聲傳播分離的方法，對(duì)完整的風(fēng)扇總成(包括風(fēng)架)運(yùn)用 LES(大渦)及風(fēng)扇聲源模型，可較高精度計(jì)算軸流風(fēng)扇的流量及噪聲。

(2)風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時(shí)，葉圈與護(hù)風(fēng)罩間隙產(chǎn)生較大回流，對(duì)流量產(chǎn)生重要影響。同時(shí)此處湍動(dòng)能較強(qiáng)，葉圈與葉尖表面脈動(dòng)壓力大，是主要噪聲源之一。

(3)噪聲傳播過(guò)程中，風(fēng)架對(duì)其具有一定影響，集中在葉圈與護(hù)風(fēng)罩間隙距離與加強(qiáng)筋的阻礙作用，不可忽略。

(4)扇葉高轉(zhuǎn)速時(shí)，離散噪聲占主導(dǎo)地位，寬頻噪聲相對(duì)較小。合理的不等節(jié)距優(yōu)化可調(diào)制風(fēng)扇的基頻及其諧波，有效降低噪聲。