車輛冷卻風扇模塊氣動噪聲數(shù)值研究

王 寬，朱茂桃，酈志俊，張鵬飛

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013;2.江蘇超力電器有限公司，江蘇鎮(zhèn)江 212321)

冷卻風扇模塊是發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的核心部件，不但影響車輛的動力性能與排放性能，而且是車輛的主要噪聲源之一。氣動噪聲是冷卻風扇模塊噪聲的主要部分［1］，因此，進行風扇模塊氣動噪聲數(shù)值研究對降低車輛噪聲具有重要意義。

隨著計算流體力學(CFD)和計算氣動聲學(CAA)的發(fā)展，研究人員對風扇氣動噪聲進行了諸多研究。Carolus等［2］將 LES應用于軸流風扇寬頻噪聲預測，研究了網(wǎng)格尺寸對聲學分辨頻率和計算成本的影響。耿麗珍等［3］對轎車發(fā)動機冷卻風扇進行CFD分析，并提出降噪方法。Krishna等［4］對冷卻風扇進行了噪聲分析并完成了試驗驗證。Tannoury等［5］研究了網(wǎng)格劃分對車輛冷卻風扇離散噪聲預測的影響。Becher等［6］應用數(shù)值方法預測車輛軸流冷卻風扇噪聲的適用性。數(shù)值分析方法與傳統(tǒng)設計方法相比，設計周期短，成本低，受經(jīng)驗和試驗條件的限制少。但在以前大多數(shù)研究中，只是對風扇單體進行分析，很少考慮實際工況下風架對冷卻風扇模塊氣動噪聲的影響。

為深入研究車輛冷卻風扇模塊氣動噪聲聲源分布與聲傳播特性，本文以冷卻風扇模塊為研究對象，考慮風架對空氣流動的影響，在定常計算的基礎上采用動力Smagorinsky亞格子應力模型的大渦模擬(LES)進行非定常計算捕捉聲源信息?；谌~片噪聲的Lowson公式，采用聲學邊界元方法(BEM)對冷卻風扇模塊氣動噪聲進行預測，分析聲場分布特性。最后將仿真結果和試驗結果進行對比，驗證CFD/CAA混合算法的準確性。

1 研究理論與計算方法

1.1 流場理論模型

流場定常計算采用RANS模型，湍流模型采用k－ε兩方程模型。將定常計算結果作為初場，采用基于動力Smagorinsky亞格子應力模型的大渦模擬(LES)［2］進行非定常計算。LES模型將傅里葉空間或構型空間中隨時間變化的N－S方程的時間項濾除，從而獲得大渦動量方程。圖1為風扇坐標示意圖。

對函數(shù)Φ(X，t)的過濾可定義為

式中:D為流場計算區(qū)域;G為決定過濾尺寸的函數(shù)。在數(shù)值計算中，離散化采用如下過濾操作，即

式中V為計算單元的體積。過濾函數(shù)G(X)定義為

通過過濾N－S方程得到:

式中τij為亞格子雷諾應力，用它可以實現(xiàn)大尺度脈動與小尺度脈動的動量傳遞。動力Smagorinsky亞格子雷諾應力為

式中:δij為克羅內克符號;τkk為各向同性的亞格子應力;μt為亞格子湍流粘度;Sij為求解尺度渦的應變率張量。

式中:C為Smagorinsky系數(shù)，取C=0.1;Δ為局部網(wǎng)格尺度，取值為單元體積的1/3。

1.2 聲場理論模型

在亞音速工況下，風扇的主要聲源為旋轉偶極子聲源，單極子和四極子聲源對聲場的貢獻可以忽略［4］。根據(jù)葉片噪聲的 Lowson 公式［7］，對于轉子－定子的配置(轉子在入口)，在mBΩ頻率時葉片的軸向和切向輻射聲壓為

式中:m為諧波數(shù);B為轉子葉片數(shù);Ω為轉速;R為觀測點距風扇中心的距離;c0為聲速;F(τ)為葉片邊緣總壓力的傅里葉級數(shù);M為旋轉馬赫數(shù);θ，φ，γ定義如圖1所示;V為定子葉片數(shù)。

徑向輻射聲壓為

圖1 風扇坐標示意圖

2 流場計算與分析

合理的冷卻風扇模塊流場計算模型是氣動噪聲數(shù)值研究的重要前提。冷卻風扇模塊為軸流吸風式7葉片等節(jié)距帶風圈風扇模塊，數(shù)字模型如圖2所示，可以看出:風扇及風架的構造較為復雜，具有較多細小特征。在保留幾何特征的前提下，清理葉片表面的碎片以有效利用計算資源。風架對風扇流場的主要影響在于風架護風圈以及風架靜葉，在確保兩者結構精確性的基礎上對風架進行簡化，簡化模型如圖3所示。

圖2 冷卻風扇模塊數(shù)字模型

圖3 冷卻風扇模塊簡化模型

流場計算模型如圖4所示，分為進口區(qū)、出口區(qū)、旋轉流體區(qū)、管道區(qū)。旋轉流體區(qū)為風扇四周建立的高速旋轉的內流域。參照試驗條件，在軸向上建立總長為4000 mm的外流域形成管道區(qū)。進口區(qū)和出口區(qū)在相應管道區(qū)的兩側。

圖4 流場計算模型

在ICEM CFD中對計算域進行網(wǎng)格劃分。由于葉片表面是影響氣動噪聲的重要區(qū)域，在旋轉流體區(qū)采用結構化網(wǎng)格劃分，葉片近壁區(qū)采用“O”型拓撲，采用5層膨脹式網(wǎng)格過渡到外部流體區(qū)［5］?；谟嬎阗Y源考慮，外部流體區(qū)采用自適應性強的非結構化網(wǎng)格，內外流體區(qū)交界面節(jié)點一一映射。

將進口設定為壓力入口邊界，靜壓為0，出口平面為壓力出口邊界，靜壓設為100 Pa，與試驗靜壓保持一致。將流體設置為不可壓縮氣體。采用自動壁面函數(shù)，固壁表面設置無滑移邊界條件，收斂精度設置為10－5，湍流黏度項采用二階格式，時間域上采用二階全隱格式進行離散。設置3組冷卻風扇模塊工況條件，計算不同工況下的流場情況，結果如表1所示。

首先進行定常計算，并將流量仿真結果與試驗結果對比，如表2所示，可以看出:流量隨工作電壓和轉速的增加而增加，仿真流量和試驗流量趨勢一致，相對誤差在3.5%以內，驗證了CFD模型的可靠性。

表1 工況條件

表2 流量結果對比

將定常計算結果作為初場進行非定常計算，求解風扇表面脈動的非定常載荷。時間步長設置為2×10－4s。根據(jù)奈奎斯特采樣定律，最大分析頻率為2500 Hz。為保證采樣分辨率，設置求解步數(shù)為10000。在迭代過程中監(jiān)控壓力和速度殘差值，以保證流場收斂性。

圖5為工況3時風扇表面風壓分布?？梢钥闯鲇袃商庯L壓較為集中的區(qū)域:一是風扇葉片前緣;二是葉尖與護風圈的接觸區(qū)域。在風扇吸力面呈現(xiàn)較大的負值，最大負值出現(xiàn)在風圈內邊緣處。氣流經(jīng)過風扇葉片之后向出口處流動，隨后由于受到風架的阻礙壓力波動增大并產生大量渦流擾動。葉片前緣葉尖渦、葉片尾緣脫落渦以及風扇與風架相互作用引起的壓力脈動是氣動噪聲的主要聲源。在風扇葉片與風架靜葉上采用仿生非光滑結構可以減小渦流擾動引起的氣動噪聲［9］。

圖5 風扇表面風壓分布

3 聲場計算與分析

將冷卻風扇模塊流場非定常計算結果導入LMS Virtual.Lab Acoustic中，觀察不同時刻下風扇表面壓力脈動。圖6為某一時刻下風扇表面壓力脈動云圖，可以看出:壓力從葉片根部向葉尖的擾動由小變大，葉尖和葉圈處的大壓力脈動區(qū)域是氣動噪聲源的主要集中分布區(qū)域。

圖6 風扇表面壓力脈動云圖

基于葉片噪聲的Lowson公式進行扇聲源等效。為考慮風架護風罩對噪聲傳播的影響，導入風架網(wǎng)格并完成聲學網(wǎng)格前處理。采用聲學邊界元法(BEM)，以風扇中心為球心，建立半徑為1m的球響應場，對時域條件下聲響應進行求解。圖7為在最大流量工況3下，葉片通過頻率245 Hz時球面場的聲壓級分布。

由圖7可以看出:當頻率較低時，風扇聲場軸向偶極特征明顯，且聲輻射能量較為集中。當頻率較高時，聲場亦表現(xiàn)為偶極子聲源特征，但軸向方向不再是嚴格最強，而是發(fā)生了輕微偏轉，偏轉的程度與頻率有關。

圖7 245 Hz球面場聲壓級分布

根據(jù)汽車散熱器電動風扇技術條件［8］在風扇旋轉軸線前后各1m處設置進口接收點A和出口接收點B。為驗證計算結果，在半消聲室內采用B＆K PULSE 3560B多分析儀進行冷卻風扇模塊噪聲試驗，噪聲試驗條件如圖8所示。

圖8 噪聲試驗條件

接收點處聲壓級試驗與仿真結果對比如表3所示，可以看出:接收點A、B處的聲壓級隨流量的增加而增加，在工況3達到最大;出口接收點B聲壓級比進口接收點A大，說明偶極子源對出風口的影響比進風口大。聲壓級仿真結果與試驗結果相比略小，平均相對誤差在5%以內。仿真結果偏小的主要原因是未考慮風扇模塊振動噪聲以及電機電磁噪聲的影響。

表3 接收點處聲壓級結果對比

選取最大流量工況3進行分析，接收點處試驗與仿真A計權聲壓級頻譜對比如圖9所示。

從圖8可以看出:葉片通過頻率及其前9階諧波的離散噪聲峰值非常明顯，說明離散噪聲是風扇氣動噪聲的主要組成部分?？刹捎萌~片不等節(jié)距布置調節(jié)離散峰值分布頻率，降低離散噪聲［10］。從數(shù)值上看，葉片通過頻率及前3階諧波處仿真結果與試驗結果比較接近，而在4階及以上諧波處，仿真結果較試驗結果有一定誤差。寬頻噪聲分布平均且相對較小，接收點B的寬頻噪聲略大于接收點A。寬頻噪聲仿真值在數(shù)值上比試驗值波動大，但在趨勢上與試驗值保持了很好的一致性。

圖9 接收點處A計權聲壓級頻譜對比

4 結束語

建立完整的冷卻風扇模塊計算模型，采用LES計算3個工況下三維非定常流場并提取聲源數(shù)據(jù)。基于聲學邊界元法進行冷卻風扇模塊聲場預測，結果表明:冷卻風扇模塊聲場軸向偶極特征明顯;接收點處聲壓級隨流量的增加而增加;出風口聲壓級較進風口大;離散噪聲是冷卻風扇模塊氣動噪聲的主要成分;寬頻噪聲分布平均且相對較小。計算結果與試驗結果吻合較好，說明考慮風架影響的CFD/CAA混合方法對冷卻風扇模塊氣動噪聲的預測準確可靠，可為聲優(yōu)化提供參考。

［1］Yoshida K，Semura J，Kohri I，et al.Reduction of the BPF Noise Radiated from an Engine Cooling Fan［J］.SAE Technical Paper，2014(1):631.

［2］Thomas Carolus，Marc Schneider，Hauke Reese.Axial flow fan broad-band noise and prediction［J］.Journal of Sound and Vibration，2007，300:50－70.

［3］耿麗珍，袁兆成.轎車發(fā)動機冷卻風扇CFD仿真分析及降噪研究［J］.汽車工程，2009(7):664－668.

［4］Rama K S，Rama K A，R K.Reduction of motor fan noise using CFD and CAA simulations［J］.Applied Acoustics，2011，72:982－992.

［5］Tannoury E，Khelladi S，Demory B，et al.Influence of blade compactness and segmentation strategy on tonal noise prediction of an automotive engine cooling fan［J］.Applied Acoustics，2013，74:782-787.

［6］Becher M，Becker S.Investigation of the Applicability of Numerical Noise Prediction of an Axial Vehicle Cooling Fan［J］.SAE Technical Paper，2014(1):2.

［7］Gérard A，Berry A，Masson P.Use of a beat effect for the automatic positioning of flow obstructions to control tonal fan noise:Theory and experiments［J］.Journal of Sound and Vibration，2013，332:4450 –4460.

［8］QC/T 773—2006.汽車散熱器電動風扇技術條件［S］.北京:中國標準出版社，2006.

［9］廖庚華.長耳鸮翅膀氣動與聲學特性及其仿生應用研究［D］.長春:吉林大學，2013.

［10］Lee J，Nam K.Development of Low-Noise Cooling Fan U-sing Uneven Fan Blade Spacing［J］.SAE Technical Paper，2008(1):569.