基于CFD的挖掘機冷卻風扇及導風罩降噪研究*

楊維平，侯 亮*，蔡惠坤，李勝玉

(1.廈門大學物理與機電工程學院，福建廈門361005;2.廈門廈工機械股份有限公司，福建廈門361023)

0 引言

冷卻風扇與導風罩是挖掘機散熱系統(tǒng)中的重要組成部分，其性能的好壞直接關系到發(fā)動機是否能正常地運轉(zhuǎn)。同時，隨著動力艙內(nèi)布局的逐漸復雜化，艙內(nèi)溫度也隨之上升，風扇負荷不斷加大，噪聲問題變得突出［1］。如何在保證風量的前提下降低風扇噪聲已經(jīng)成為亟待解決的問題。

起初，對于風扇及導風罩氣動性能的研究主要以風道實驗為基礎。該方法成本高，優(yōu)化周期長，而且由于其性能評價均是在實驗條件下進行，在實際中往往不能很好地發(fā)揮其作用。隨著CFD(computational fluid dynamics)理論及計算機技術的不斷發(fā)展，應用流體仿真軟件研究風扇及導風罩的氣動性能已經(jīng)成為可能。

國外學者很早就開始致力于這方面的研究，1998年，E.Coggiola 等［2］詳細介紹了CFD 數(shù)值計算方法;以某冷卻風扇為研究對象，以Valeo 公司的風扇試驗臺為基礎，探究了拓撲結構、網(wǎng)格形式、邊界條件及模型維度等對仿真結果的影響。比較數(shù)值計算與試驗結果可知，CFD 仿真精度較高，是解決工程問題的一種可靠方法。近年來，將CFD 與CAA(computational aero acoustic)技術結合起來探究風扇的氣動噪聲成為他們的研究重點。S.Rama Krishna 等［3］利用Fluent 軟件對某電機風扇進行了CFD 與CAA 分析，預測了其噪聲的主要來源及全局聲壓級大小;通過修改風扇幾何參數(shù)，降低了氣動噪聲，并通過試驗驗證了數(shù)值計算結果。

國內(nèi)雖然在這方面的研究起步較晚，但也取得了一些成果。方建華等［4］對某型挖掘機冷卻風扇流場進行了模擬，分析了流場中的湍流分布，依據(jù)仿真結果及實際經(jīng)驗改進了風扇結構。焦國旺等［5］利用CFX軟件對某型裝載機的導流罩流場進行了仿真分析，找到了紊流噪聲的來源，并通過優(yōu)化導流罩形狀達到了降噪的目的。耿麗珍等［6］利用Fluent 軟件對某型汽車冷卻風扇的氣動性能隨風扇葉片參數(shù)變化的規(guī)律進行了深入研究，結合仿真與實驗結果，對風扇結構進行了優(yōu)化，并達到了降低風扇氣動噪聲的效果。

基于CFD 的流體仿真技術雖然已經(jīng)比較成熟，但國內(nèi)對于風扇性能研究所建立的流體域模型均是以國家標準風道為準，而對處于實際安裝工況的風扇性能研究較少;同時，單方面考慮降噪往往會帶來風扇冷卻效果不佳等問題。

針對上述不足，本研究以某型挖掘機冷卻風扇及導風罩為研究對象，建立其實際安裝工況下的流體域有限元模型。筆者利用穩(wěn)態(tài)仿真探究其在不同風扇及導風罩結構參數(shù)下的風量和噪聲變化情況，結合仿真結果與實際需要，指導風扇與導風罩的選型。同時，對該流體域進行瞬態(tài)仿真，分析風扇噪聲的頻率特性，為企業(yè)針對低頻風扇噪聲采取相關降噪措施提供指導意見。

1 風扇與導風罩流場穩(wěn)態(tài)仿真

1.1 流體域有限元模型的建立

某型挖掘機最初使用的鐮刀型冷卻風扇及孔板式導風罩基本參數(shù)如表1所示。本研究根據(jù)廠家提供的二維圖紙，利用Pro/E 軟件建立風扇的三維模型;忽略導風罩厚度，建立其所包裹的流體域模型。

表1 某型挖掘機最初使用的鐮刀型冷卻風扇及孔板式導風罩基本參數(shù)

由于決定風扇噪聲及風量的主要因素是其葉片的相關參數(shù)，為了方便之后的有限元建模，在保證風扇葉片不作任何修改的前提下，本研究將輪轂部分的結構進行了簡化，用圓柱實體覆蓋了螺栓孔、曲面、倒圓角等復雜特征，以期在保證計算精度的同時降低對計算機硬件的要求。

簡化前、后冷卻風扇三維模型對比如圖1所示。

圖1 簡化前后冷卻風扇三維模型對比

本研究將簡化后的風扇模型與導風罩包裹的流體域模型按照實際工況進行裝配，然后導入到Gambit 軟件中進行前處理。利用布爾運算，在導風罩包裹的流體域體積里減去風扇體積便得到了最終的流體域模型。對其采用Tet/Hybrid 網(wǎng)格劃分形式進行網(wǎng)格劃分，以四面體網(wǎng)格為主，適當包含六面體、錐形和楔形網(wǎng)格。為了選擇合適的網(wǎng)格大小，筆者分別用單元尺寸為4 mm、5 mm、6 mm、7 mm 和8 mm 對計算域進行網(wǎng)格劃分，設置好同樣的邊界條件后進行試算。

不同單元尺寸下有限元模型信息及穩(wěn)態(tài)仿真試算結果如表2所示。

由表2 可知，當單元尺寸小于等于4 mm 時，網(wǎng)格數(shù)大，計算時間長，對計算機硬件的要求較高;而當單元尺寸大于等于7 mm 時，雖然質(zhì)量流率還能保證一定的精度，但計算出來的風扇噪聲已經(jīng)與實驗值相差很大，說明計算噪聲時，網(wǎng)格越精細越好。綜合考慮計算精度、硬件設備及計算時間，最后將單元尺寸確定為5 mm。

風扇與導風罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結果如圖2所示。

表2 不同單元尺寸下有限元模型信息及穩(wěn)態(tài)仿真試算結果

圖2 風扇與導風罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結果

1.2 邊界條件的設定

本研究將流體域有限元模型導入到Fluent 軟件中進行流場穩(wěn)態(tài)仿真。定義矩形面為壓力進口邊界，設置其總壓為零;定義圓形面為壓力出口邊界，設置其靜壓為零;定義流體域為運動參考系，設置其繞z 軸正方向沿逆時針旋轉(zhuǎn)速度為2 200 r/min;定義風扇表面為旋轉(zhuǎn)壁面邊界，設置其相對流體域的速度為零，以模擬風扇的旋轉(zhuǎn)過程;其他表面均默認為靜止的無滑移壁面邊界。

為了選擇合適的求解方法，需先初步估算流體域的運動情況。雷諾數(shù)是一種可以用來表征流體流動狀態(tài)的無綱量數(shù)，其計算公式為:

式中:ρ—流體密度，取標準大氣壓下空氣密度ρ=1.293 kg/m3;v—流體速度，依據(jù)廠家提供的實驗數(shù)據(jù)，在該轉(zhuǎn)速下進風口處流體的速度約為v=16 m/s;μ—流體的動力粘度系數(shù)，取標準大氣壓下，20 ℃時的空氣動力粘度系數(shù)μ=17.9 ×10－7Pa·s;d—特征長度，其計算公式為:

式中:S—流體流過的端面濕周，試取導風罩矩形端周長為S=2.266 m;A—流體流過的端面面積，試取導風罩矩形端面積為A=0.32 m2。

計算得流體域雷諾數(shù)Re=6.47 ×105，遠大于處于湍流的雷諾數(shù)臨界值，故可判定其流動狀態(tài)為湍流。在仿真計算時，認為其是不可壓縮流體，流動過程中無熱量交換，不考慮能量守恒方程，只考慮連續(xù)性方程和三維動量方程，且忽略重力對流場性能的影響［7］。指定進、出口的湍流強度，其計算公式為:

湍流模型選用RNGk-ε 兩方程模型，在高雷諾數(shù)情況下，該模型考慮旋轉(zhuǎn)效應，對強旋轉(zhuǎn)流動的計算精度比較高［8］。本研究采用Segregated/Implicit 求解器，并選用Simple 壓力修正算法求解速度與壓力的耦合;湍流能、湍流耗散項、動量守恒方程都采用二階迎風格式離散［9］。設置好軟件的相關參數(shù)后便可進行迭代求解，當計算到各變量的殘差值及冷卻風扇出口端的風量達到穩(wěn)定時表明已經(jīng)迭代收斂。

1.3 穩(wěn)態(tài)計算結果

風扇與導風罩表面靜壓分布情況如圖3所示。由圖3 可知，風扇壓力面的靜壓越往葉尖其值越大，而吸力面出現(xiàn)局部位置靜壓值為負的情況;同時，孔板式導風罩的4 個棱角處靜壓值最大且出現(xiàn)明顯的集中現(xiàn)象。

圖3 風扇與導風罩表面靜壓分布情況

待流場穩(wěn)態(tài)計算結束后，啟用軟件中的Broadband Noise Sources 模塊計算噪聲。風扇與導風罩表面聲功率分布如圖4所示。由圖4 可知，風扇吸力面聲功率值明顯比壓力面大。結合靜壓云圖，風扇在旋轉(zhuǎn)過程中，其吸力面會產(chǎn)生負壓，空氣在壓力作用下高速往吸力面流動，與其相互作用產(chǎn)生噪聲，風扇轉(zhuǎn)速在此過程中起了關鍵作用。同時，導風罩4 個棱角處的聲功率值也比較突出，主要是由于該處結構不平順，氣流在此處形成漩渦，造成渦流噪聲的緣故。

1.4 不同風扇及導風罩的氣動性能仿真

影響風扇噪聲及風量的因素較多，而該冷卻風扇為采購件，其選型主要考慮以下幾個參數(shù):風扇轉(zhuǎn)速、安裝角度、等距葉片數(shù)量、導風罩形式等。本研究通過修改廠家提供的鐮刀型風扇，建立了不同風扇參數(shù)及導風罩形式的流體域模型，分別探究了這些參數(shù)對風扇噪聲及風量的影響，用來指導廠家采購噪聲最小且散熱性能最優(yōu)的風扇及導風罩。

針對原始風扇及導風罩形成的流體域模型，本研究計算了其在不同轉(zhuǎn)速下噪聲及風量的變化情況，結果如圖5所示。由圖5 可知，隨著轉(zhuǎn)速的增大，風量呈線性增加，風扇噪聲也呈遞增趨勢?？梢娫跐M足風量的前提下，降低轉(zhuǎn)速有利于降低風扇噪聲。結合該公司同類型挖掘機的散熱性能經(jīng)驗數(shù)據(jù)，當風量為3 kg/s 左右時，就能滿足發(fā)動機在一般工況下的散熱要求［10］。即對于該型冷卻風扇，當其轉(zhuǎn)速為1 300 r/min時，就能提供散熱所需風量。綜合考慮發(fā)動機的動力性、風扇噪聲水平與風量大小等，廠家最終將發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

圖4 風扇與導風罩表面聲功率分布

圖5 不同轉(zhuǎn)速下風扇噪聲及風量的變化情況

安裝角定義為葉片切面與輪轂平面的夾角，它也是影響風扇噪聲與風量的重要因素之一。筆者通過修改原始風扇三維模型，在保證其他參數(shù)不變的前提下，建立了不同安裝角風扇與原始導風罩形成的流體域有限元模型，分別對其在風扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時的流場進行了計算。風扇噪聲及風量隨安裝角的變化情況如圖6所示。由圖6 可知，隨著安裝角的增大，風量呈近線性增加，而風扇噪聲在安裝角為35°時最低。

圖6 風扇噪聲及風量隨安裝角的變化情況

根據(jù)廠商提供的葉片數(shù)量可選值，本研究建立了不同葉片數(shù)量的風扇與原始導風罩形成的流體域有限元模型，在安裝角為35°及風扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 的條件下，分別對其流場進行了計算。風扇噪聲與風量隨葉片數(shù)量的變化情況如圖7所示。由圖7 可知，風量隨著葉片數(shù)量的增加先逐漸遞增然后趨于平緩，在葉片數(shù)量為9 和11 時，風扇噪聲水平均相對較低，而在葉片數(shù)為11 時，風扇出口風量達到最大值。結合散熱要求，本研究最終確定選擇11 葉片的風扇。

圖7 風扇噪聲與風量隨葉片數(shù)量的變化情況

為了避免孔板式導風罩4 個棱角處由于漩渦造成的渦流噪聲，建立與孔板式導風罩進風面積相同的喇叭口式導風罩模型，在其他條件一樣的前提下，與原始導風罩進行對比分析。風扇與喇叭口式導風罩表面靜壓分布如圖8所示。由圖8 可知，該型導風罩靜壓分布均勻，有效地避免了孔板式導風罩靜壓集中的缺點。

圖8 風扇與喇叭口式導風罩表面靜壓分布

本研究將兩種形式的導風罩裝上同一款風扇，在不同轉(zhuǎn)速下的噪聲及風量變化情況如圖9所示。由圖9 可知，兩者所能提供的風量基本一致，但裝上孔板式導風罩時，其產(chǎn)生的聲功率值整體上要比裝上喇叭口式導風罩產(chǎn)生的聲功率值大1.5 dB 左右，且隨著轉(zhuǎn)速的提高，該值有所提升。

1.5 結構選型與結果分析

本研究綜合考慮安裝條件、風量大小及噪聲水平等，結合散熱系統(tǒng)選型軟件Optimiser，確定了最適合該挖掘機的風扇與導風罩型號，其基本參數(shù)如表3所示。

圖9 不同導風罩形式對風扇噪聲及風量的影響

表3 推薦使用的冷卻風扇及導風罩基本參數(shù)

本研究對優(yōu)化后的冷卻風扇與導風罩形成的流體域再次進行穩(wěn)態(tài)計算，得到優(yōu)化前后風量與噪聲的對比情況如圖10所示。由圖10 可知，在提供相同風量的前提下，優(yōu)化后風扇噪聲在各個轉(zhuǎn)速下均比原始風扇噪聲低1.5 dB 左右。

圖10 優(yōu)化前后風扇噪聲及風量對比

2 風扇與導風罩流場瞬態(tài)仿真

2.1 瞬態(tài)仿真前處理

本研究通過對風扇及導風罩形成的流體域進行穩(wěn)態(tài)仿真，定性分析了風扇在旋轉(zhuǎn)過程中噪聲產(chǎn)生的機理及風扇與導風罩不同結構參數(shù)對噪聲與風量的影響，為選擇最適合該挖掘機的風扇與導風罩型號提供了參考意見。但單從選型的角度去降低風扇噪聲還很難達到人們所希望的程度。為了從吸聲、隔聲的角度更進一步降低風扇噪聲，不得不研究其頻率特性。

本研究利用Fluent 軟件對風扇及導風罩形成的流體域進行瞬態(tài)仿真分析，采用Lighthill 的聲學近似模型，將聲音的產(chǎn)生和傳播過程分別進行計算，得到噪聲的頻率特性?？紤]到與流場流動的能量相比，聲波的能量要小幾個數(shù)量級，計算氣動噪聲的生成與傳播所用的網(wǎng)格需要足夠精細。瞬態(tài)仿真中，單元尺寸定義為4 mm。筆者采用動網(wǎng)格模型定義風扇轉(zhuǎn)速，啟用大渦模型進行聲場模擬，利用PISO 算法進行壓力與速度耦合求解，其他設置與穩(wěn)態(tài)仿真相同。

一個時間序列做快速傅立葉變換的最高頻率可用如下公式計算:

式中:f—分析的最高頻率，Hz;Δt—時間步長，s。

根據(jù)相關文獻，在實際工程中，企業(yè)一般關注頻率在10 000 Hz 以內(nèi)的噪聲特性［11］。由式(4)計算可得相應的時間步長為5 ×10－5s。初步估算空氣流過該流體域的時間大約為0.007 s，為了模擬其整個流動過程，對該流體域進行足夠長時間的仿真。設置時間步數(shù)為1 000步，模擬流體在0.05 s 內(nèi)的流動。兼顧計算精度與迭代速度，將每時間步長的最大迭代次數(shù)設置為40次［12］。當計算到各變量的殘差收斂以及風扇出口處風量穩(wěn)定時本研究啟用FW-H 噪聲模塊。定義風扇為噪聲源，根據(jù)GB/T2888-91《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》設置噪聲監(jiān)測點。由于國標規(guī)定的監(jiān)測點已經(jīng)超出該流體域，噪聲接收點最終定義在風扇出口端圓心上。設置好參數(shù)后繼續(xù)進行迭代直至噪聲結果穩(wěn)定。

2.2 結果分析

風扇旋轉(zhuǎn)噪聲的頻率主要與葉片數(shù)量及其轉(zhuǎn)速大小成正比，從旋轉(zhuǎn)噪聲的強度來看，其基頻最強，其次是二次諧波，總的趨勢是逐漸遞減?？紤]到瞬態(tài)計算時間較長，僅將風扇葉片數(shù)作為變量進行仿真分析，可以根據(jù)結果推斷不同轉(zhuǎn)速下風扇噪聲頻譜的大致變化規(guī)律，進而為降噪提供依據(jù)。瞬態(tài)仿真中不同葉片數(shù)風扇噪聲與風量的變化情況如圖11所示。噪聲與風量隨葉片數(shù)量的變化情況與穩(wěn)態(tài)求解時的結果非常符合，葉片數(shù)為11 時噪聲值達到最小。

圖11 風扇噪聲與風量隨葉片數(shù)的變化情況

由于篇幅限制，提取葉片數(shù)為11 時的風扇噪聲頻譜1/3 倍頻如圖12所示。由圖12 可知，風扇產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲最大值均出現(xiàn)在500 Hz 以下，即低頻段。低頻噪聲衰減慢，穿透力強，直接影響駕駛舒適性。在進行相關降噪措施時，要有針對性的對低頻噪聲進行處理。筆者建議廠家在動力艙內(nèi)表面貼針對低頻噪聲的吸聲材料，且適當增加風扇附近的吸聲材料厚度。

圖12 葉片數(shù)為11 的風扇噪聲頻譜1/3 倍頻

3 結束語

基于CFD 理論的流場仿真成本低，且操作簡單，已經(jīng)成為探究流場性質(zhì)的重要方法。本研究針對某型挖掘機冷卻風扇出口端噪聲值過大的問題，以冷卻風扇與導風罩形成的流體域為研究對象，詳細介紹了其流場有限元模型的建立過程，以風量與噪聲為評價指標，利用穩(wěn)態(tài)分析法探究了風扇與導風罩結構參數(shù)對其影響，綜合考慮安裝條件及發(fā)動機性能等，最終確定使用直徑為490 mm，葉片數(shù)為11，安裝角為35°的鐮刀型冷卻風扇。導風罩換用喇叭口式導風罩，發(fā)動機轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

本研究通過瞬態(tài)仿真，確定了風扇產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲均處于低頻段，建議在該型挖掘機動力艙內(nèi)表面貼針對低頻噪聲的吸聲材料。

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