楊維平，侯 亮*，蔡惠坤，李勝玉

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

0 引言

冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩是挖掘機(jī)散熱系統(tǒng)中的重要組成部分，其性能的好壞直接關(guān)系到發(fā)動(dòng)機(jī)是否能正常地運(yùn)轉(zhuǎn)。同時(shí)，隨著動(dòng)力艙內(nèi)布局的逐漸復(fù)雜化，艙內(nèi)溫度也隨之上升，風(fēng)扇負(fù)荷不斷加大，噪聲問(wèn)題變得突出［1］。如何在保證風(fēng)量的前提下降低風(fēng)扇噪聲已經(jīng)成為亟待解決的問(wèn)題。

起初，對(duì)于風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩氣動(dòng)性能的研究主要以風(fēng)道實(shí)驗(yàn)為基礎(chǔ)。該方法成本高，優(yōu)化周期長(zhǎng)，而且由于其性能評(píng)價(jià)均是在實(shí)驗(yàn)條件下進(jìn)行，在實(shí)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(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，應(yīng)用流體仿真軟件研究風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩的氣動(dòng)性能已經(jīng)成為可能。

國(guó)外學(xué)者很早就開始致力于這方面的研究，1998年，E.Coggiola 等［2］詳細(xì)介紹了CFD 數(shù)值計(jì)算方法;以某冷卻風(fēng)扇為研究對(duì)象，以Valeo 公司的風(fēng)扇試驗(yàn)臺(tái)為基礎(chǔ)，探究了拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)、網(wǎng)格形式、邊界條件及模型維度等對(duì)仿真結(jié)果的影響。比較數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果可知，CFD 仿真精度較高，是解決工程問(wèn)題的一種可靠方法。近年來(lái)，將CFD 與CAA(computational aero acoustic)技術(shù)結(jié)合起來(lái)探究風(fēng)扇的氣動(dòng)噪聲成為他們的研究重點(diǎn)。S.Rama Krishna 等［3］利用Fluent 軟件對(duì)某電機(jī)風(fēng)扇進(jìn)行了CFD 與CAA 分析，預(yù)測(cè)了其噪聲的主要來(lái)源及全局聲壓級(jí)大小;通過(guò)修改風(fēng)扇幾何參數(shù)，降低了氣動(dòng)噪聲，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了數(shù)值計(jì)算結(jié)果。

國(guó)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(duì)某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇流場(chǎng)進(jìn)行了模擬，分析了流場(chǎng)中的湍流分布，依據(jù)仿真結(jié)果及實(shí)際經(jīng)驗(yàn)改進(jìn)了風(fēng)扇結(jié)構(gòu)。焦國(guó)旺等［5］利用CFX軟件對(duì)某型裝載機(jī)的導(dǎo)流罩流場(chǎng)進(jìn)行了仿真分析，找到了紊流噪聲的來(lái)源，并通過(guò)優(yōu)化導(dǎo)流罩形狀達(dá)到了降噪的目的。耿麗珍等［6］利用Fluent 軟件對(duì)某型汽車?yán)鋮s風(fēng)扇的氣動(dòng)性能隨風(fēng)扇葉片參數(shù)變化的規(guī)律進(jìn)行了深入研究，結(jié)合仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果，對(duì)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，并達(dá)到了降低風(fēng)扇氣動(dòng)噪聲的效果。

基于CFD 的流體仿真技術(shù)雖然已經(jīng)比較成熟，但國(guó)內(nèi)對(duì)于風(fēng)扇性能研究所建立的流體域模型均是以國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)道為準(zhǔn)，而對(duì)處于實(shí)際安裝工況的風(fēng)扇性能研究較少;同時(shí)，單方面考慮降噪往往會(huì)帶來(lái)風(fēng)扇冷卻效果不佳等問(wèn)題。

針對(duì)上述不足，本研究以某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩為研究對(duì)象，建立其實(shí)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(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)下的風(fēng)量和噪聲變化情況，結(jié)合仿真結(jié)果與實(shí)際需要，指導(dǎo)風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩的選型。同時(shí)，對(duì)該流體域進(jìn)行瞬態(tài)仿真，分析風(fēng)扇噪聲的頻率特性，為企業(yè)針對(duì)低頻風(fēng)扇噪聲采取相關(guān)降噪措施提供指導(dǎo)意見(jiàn)。

1 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流場(chǎng)穩(wěn)態(tài)仿真

1.1 流體域有限元模型的建立

某型挖掘機(jī)最初使用的鐮刀型冷卻風(fēng)扇及孔板式導(dǎo)風(fēng)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(fēng)扇的三維模型;忽略導(dǎo)風(fēng)罩厚度，建立其所包裹的流體域模型。

表1 某型挖掘機(jī)最初使用的鐮刀型冷卻風(fēng)扇及孔板式導(dǎo)風(fēng)罩基本參數(shù)

由于決定風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的主要因素是其葉片的相關(guān)參數(shù)，為了方便之后的有限元建模，在保證風(fēng)扇葉片不作任何修改的前提下，本研究將輪轂部分的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，用圓柱實(shí)體覆蓋了螺栓孔、曲面、倒圓角等復(fù)雜特征，以期在保證計(jì)算精度的同時(shí)降低對(duì)計(jì)算機(jī)硬件的要求。

簡(jiǎn)化前、后冷卻風(fēng)扇三維模型對(duì)比如圖1所示。

圖1 簡(jiǎn)化前后冷卻風(fēng)扇三維模型對(duì)比

本研究將簡(jiǎn)化后的風(fēng)扇模型與導(dǎo)風(fēng)罩包裹的流體域模型按照實(shí)際工況進(jìn)行裝配，然后導(dǎo)入到Gambit 軟件中進(jìn)行前處理。利用布爾運(yùn)算，在導(dǎo)風(fēng)罩包裹的流體域體積里減去風(fēng)扇體積便得到了最終的流體域模型。對(duì)其采用Tet/Hybrid 網(wǎng)格劃分形式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以四面體網(wǎng)格為主，適當(dāng)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(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置好同樣的邊界條件后進(jìn)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(jié)果如表2所示。

由表2 可知，當(dāng)單元尺寸小于等于4 mm 時(shí)，網(wǎng)格數(shù)大，計(jì)算時(shí)間長(zhǎng)，對(duì)計(jì)算機(jī)硬件的要求較高;而當(dāng)單元尺寸大于等于7 mm 時(shí)，雖然質(zhì)量流率還能保證一定的精度，但計(jì)算出來(lái)的風(fēng)扇噪聲已經(jīng)與實(shí)驗(yàn)值相差很大，說(shuō)明計(jì)算噪聲時(shí)，網(wǎng)格越精細(xì)越好。綜合考慮計(jì)算精度、硬件設(shè)備及計(jì)算時(shí)間，最后將單元尺寸確定為5 mm。

風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結(jié)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(jié)果

圖2 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流體域模型及其網(wǎng)格劃分結(jié)果

1.2 邊界條件的設(shè)定

本研究將流體域有限元模型導(dǎo)入到Fluent 軟件中進(jìn)行流場(chǎng)穩(wěn)態(tài)仿真。定義矩形面為壓力進(jìn)口邊界，設(shè)置其總壓為零;定義圓形面為壓力出口邊界，設(shè)置其靜壓為零;定義流體域?yàn)檫\(yùn)動(dòng)參考系，設(shè)置其繞z 軸正方向沿逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)速度為2 200 r/min;定義風(fēng)扇表面為旋轉(zhuǎn)壁面邊界，設(shè)置其相對(duì)流體域的速度為零，以模擬風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)過(guò)程;其他表面均默認(rèn)為靜止的無(wú)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(yùn)動(dòng)情況。雷諾數(shù)是一種可以用來(lái)表征流體流動(dòng)狀態(tài)的無(wú)綱量數(shù)，其計(jì)算公式為:

式中:ρ—流體密度，取標(biāo)準(zhǔn)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(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，在該轉(zhuǎn)速下進(jìn)風(fēng)口處流體的速度約為v=16 m/s;μ—流體的動(dòng)力粘度系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下，20 ℃時(shí)的空氣動(dòng)力粘度系數(shù)μ=17.9 ×10－7Pa·s;d—特征長(zhǎng)度，其計(jì)算公式為:

式中:S—流體流過(guò)的端面濕周，試取導(dǎo)風(fēng)罩矩形端周長(zhǎng)為S=2.266 m;A—流體流過(guò)的端面面積，試取導(dǎo)風(fēng)罩矩形端面積為A=0.32 m2。

計(jì)算得流體域雷諾數(shù)Re=6.47 ×105，遠(yuǎn)大于處于湍流的雷諾數(shù)臨界值，故可判定其流動(dòng)狀態(tài)為湍流。在仿真計(jì)算時(shí)，認(rèn)為其是不可壓縮流體，流動(dòng)過(guò)程中無(wú)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(dòng)量方程，且忽略重力對(duì)流場(chǎng)性能的影響［7］。指定進(jìn)、出口的湍流強(qiáng)度，其計(jì)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(yīng)，對(duì)強(qiáng)旋轉(zhuǎn)流動(dòng)的計(jì)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(xiàng)、動(dòng)量守恒方程都采用二階迎風(fēng)格式離散［9］。設(shè)置好軟件的相關(guān)參數(shù)后便可進(jìn)行迭代求解，當(dāng)計(jì)算到各變量的殘差值及冷卻風(fēng)扇出口端的風(fēng)量達(dá)到穩(wěn)定時(shí)表明已經(jīng)迭代收斂。

1.3 穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果

風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布情況如圖3所示。由圖3 可知，風(fēng)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(fù)的情況;同時(shí)，孔板式導(dǎo)風(fēng)罩的4 個(gè)棱角處?kù)o壓值最大且出現(xiàn)明顯的集中現(xiàn)象。

圖3 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布情況

待流場(chǎng)穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)束后，啟用軟件中的Broadband Noise Sources 模塊計(jì)算噪聲。風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面聲功率分布如圖4所示。由圖4 可知，風(fēng)扇吸力面聲功率值明顯比壓力面大。結(jié)合靜壓云圖，風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，其吸力面會(huì)產(chǎn)生負(fù)壓，空氣在壓力作用下高速往吸力面流動(dòng)，與其相互作用產(chǎn)生噪聲，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速在此過(guò)程中起了關(guān)鍵作用。同時(shí)，導(dǎo)風(fēng)罩4 個(gè)棱角處的聲功率值也比較突出，主要是由于該處結(jié)構(gòu)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(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩的氣動(dòng)性能仿真

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

針對(duì)原始風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域模型，本研究計(jì)算了其在不同轉(zhuǎn)速下噪聲及風(fēng)量的變化情況，結(jié)果如圖5所示。由圖5 可知，隨著轉(zhuǎn)速的增大，風(fēng)量呈線性增加，風(fēng)扇噪聲也呈遞增趨勢(shì)?？梢?jiàn)在滿足風(fēng)量的前提下，降低轉(zhuǎn)速有利于降低風(fēng)扇噪聲。結(jié)合該公司同類型挖掘機(jī)的散熱性能經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，當(dāng)風(fēng)量為3 kg/s 左右時(shí)，就能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)在一般工況下的散熱要求［10］。即對(duì)于該型冷卻風(fēng)扇，當(dāng)其轉(zhuǎn)速為1 300 r/min時(shí)，就能提供散熱所需風(fēng)量。綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、風(fēng)扇噪聲水平與風(fēng)量大小等，廠家最終將發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

圖4 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩表面聲功率分布

圖5 不同轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇噪聲及風(fēng)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(fēng)扇噪聲與風(fēng)量的重要因素之一。筆者通過(guò)修改原始風(fēng)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(fēng)扇與原始導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域有限元模型，分別對(duì)其在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時(shí)的流場(chǎng)進(jìn)行了計(jì)算。風(fēng)扇噪聲及風(fēng)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(fēng)量呈近線性增加，而風(fēng)扇噪聲在安裝角為35°時(shí)最低。

圖6 風(fēng)扇噪聲及風(fēng)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(fēng)扇與原始導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域有限元模型，在安裝角為35°及風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 的條件下，分別對(duì)其流場(chǎng)進(jìn)行了計(jì)算。風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況如圖7所示。由圖7 可知，風(fēng)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(shí)，風(fēng)扇噪聲水平均相對(duì)較低，而在葉片數(shù)為11 時(shí)，風(fēng)扇出口風(fēng)量達(dá)到最大值。結(jié)合散熱要求，本研究最終確定選擇11 葉片的風(fēng)扇。

圖7 風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況

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

圖8 風(fēng)扇與喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩表面靜壓分布

本研究將兩種形式的導(dǎo)風(fēng)罩裝上同一款風(fēng)扇，在不同轉(zhuǎn)速下的噪聲及風(fēng)量變化情況如圖9所示。由圖9 可知，兩者所能提供的風(fēng)量基本一致，但裝上孔板式導(dǎo)風(fēng)罩時(shí)，其產(chǎn)生的聲功率值整體上要比裝上喇叭口式導(dǎo)風(fēng)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(jié)構(gòu)選型與結(jié)果分析

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

圖9 不同導(dǎo)風(fēng)罩形式對(duì)風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量的影響

表3 推薦使用的冷卻風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩基本參數(shù)

本研究對(duì)優(yōu)化后的冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域再次進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算，得到優(yōu)化前后風(fēng)量與噪聲的對(duì)比情況如圖10所示。由圖10 可知，在提供相同風(fēng)量的前提下，優(yōu)化后風(fēng)扇噪聲在各個(gè)轉(zhuǎn)速下均比原始風(fēng)扇噪聲低1.5 dB 左右。

圖10 優(yōu)化前后風(fēng)扇噪聲及風(fēng)量對(duì)比

2 風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩流場(chǎng)瞬態(tài)仿真

2.1 瞬態(tài)仿真前處理

本研究通過(guò)對(duì)風(fēng)扇及導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域進(jìn)行穩(wěn)態(tài)仿真，定性分析了風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中噪聲產(chǎn)生的機(jī)理及風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)噪聲與風(fēng)量的影響，為選擇最適合該挖掘機(jī)的風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩型號(hào)提供了參考意見(jiàn)。但單從選型的角度去降低風(fēng)扇噪聲還很難達(dá)到人們所希望的程度。為了從吸聲、隔聲的角度更進(jìn)一步降低風(fēng)扇噪聲，不得不研究其頻率特性。

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

一個(gè)時(shí)間序列做快速傅立葉變換的最高頻率可用如下公式計(jì)算:

式中:f—分析的最高頻率，Hz;Δt—時(shí)間步長(zhǎng)，s。

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)，在實(shí)際工程中，企業(yè)一般關(guān)注頻率在10 000 Hz 以內(nèi)的噪聲特性［11］。由式(4)計(jì)算可得相應(yīng)的時(shí)間步長(zhǎng)為5 ×10－5s。初步估算空氣流過(guò)該流體域的時(shí)間大約為0.007 s，為了模擬其整個(gè)流動(dòng)過(guò)程，對(duì)該流體域進(jìn)行足夠長(zhǎng)時(shí)間的仿真。設(shè)置時(shí)間步數(shù)為1 000步，模擬流體在0.05 s 內(nèi)的流動(dòng)。兼顧計(jì)算精度與迭代速度，將每時(shí)間步長(zhǎng)的最大迭代次數(shù)設(shè)置為40次［12］。當(dāng)計(jì)算到各變量的殘差收斂以及風(fēng)扇出口處風(fēng)量穩(wěn)定時(shí)本研究啟用FW-H 噪聲模塊。定義風(fēng)扇為噪聲源，根據(jù)GB/T2888-91《風(fēng)機(jī)和羅茨鼓風(fēng)機(jī)噪聲測(cè)量方法》設(shè)置噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)。由于國(guó)標(biāo)規(guī)定的監(jiān)測(cè)點(diǎn)已經(jīng)超出該流體域，噪聲接收點(diǎn)最終定義在風(fēng)扇出口端圓心上。設(shè)置好參數(shù)后繼續(xù)進(jìn)行迭代直至噪聲結(jié)果穩(wěn)定。

2.2 結(jié)果分析

風(fēng)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(qiáng)度來(lái)看，其基頻最強(qiáng)，其次是二次諧波，總的趨勢(shì)是逐漸遞減?？紤]到瞬態(tài)計(jì)算時(shí)間較長(zhǎng)，僅將風(fēng)扇葉片數(shù)作為變量進(jìn)行仿真分析，可以根據(jù)結(jié)果推斷不同轉(zhuǎn)速下風(fēng)扇噪聲頻譜的大致變化規(guī)律，進(jìn)而為降噪提供依據(jù)。瞬態(tài)仿真中不同葉片數(shù)風(fēng)扇噪聲與風(fēng)量的變化情況如圖11所示。噪聲與風(fēng)量隨葉片數(shù)量的變化情況與穩(wěn)態(tài)求解時(shí)的結(jié)果非常符合，葉片數(shù)為11 時(shí)噪聲值達(dá)到最小。

圖11 風(fēng)扇噪聲與風(fēng)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(shí)的風(fēng)扇噪聲頻譜1/3 倍頻如圖12所示。由圖12 可知，風(fēng)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(qiáng)，直接影響駕駛舒適性。在進(jìn)行相關(guān)降噪措施時(shí)，要有針對(duì)性的對(duì)低頻噪聲進(jìn)行處理。筆者建議廠家在動(dòng)力艙內(nèi)表面貼針對(duì)低頻噪聲的吸聲材料，且適當(dāng)增加風(fēng)扇附近的吸聲材料厚度。

圖12 葉片數(shù)為11 的風(fēng)扇噪聲頻譜1/3 倍頻

3 結(jié)束語(yǔ)

基于CFD 理論的流場(chǎng)仿真成本低，且操作簡(jiǎn)單，已經(jīng)成為探究流場(chǎng)性質(zhì)的重要方法。本研究針對(duì)某型挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇出口端噪聲值過(guò)大的問(wèn)題，以冷卻風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩形成的流體域?yàn)檠芯繉?duì)象，詳細(xì)介紹了其流場(chǎng)有限元模型的建立過(guò)程，以風(fēng)量與噪聲為評(píng)價(jià)指標(biāo)，利用穩(wěn)態(tài)分析法探究了風(fēng)扇與導(dǎo)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其影響，綜合考慮安裝條件及發(fā)動(dòng)機(jī)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(fēng)扇。導(dǎo)風(fēng)罩換用喇叭口式導(dǎo)風(fēng)罩，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降至1 800 r/min。

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

［1］蘇曉芳，楊林強(qiáng)，陳圓明，等.發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇的降噪研究與優(yōu)化［J］.汽車技術(shù)，2011(9):24-27.

［2］COGGIOLA E，DESSALE B，MOREAU S，et al.On the use of CFD in the automotive engine cooling fan system design［J］.AIAA，1998(772):1-10.

［3］KRISHNA R S，KRISHNA R A，RAMJI K.Reduction of motor fan noise using CFD and CAA simulations［J］.Applied Acoustics，2011(72):982-992.

［4］方建華，周以齊，焦培剛，等.基于逆向和CFD 的挖掘機(jī)冷卻風(fēng)扇降噪分析［J］.武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2009，31(15):86-90.

［5］焦國(guó)旺，張建潤(rùn)，藺宏偉，等.裝載機(jī)冷卻風(fēng)扇導(dǎo)流罩空氣動(dòng)力噪聲分析及降噪方案［J］.工程機(jī)械，2010，41(3):46-49.

［6］耿麗珍，袁兆成，李傳兵，等.轎車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇CFD 仿真分析及降噪研究［J］.汽車工程，2009，31(7):664-667.

［7］湯黎明.工程機(jī)械冷卻風(fēng)扇流場(chǎng)特性與氣動(dòng)噪聲研究［D］.長(zhǎng)春:吉林大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，2014.

［8］張翅翔，李 昳，張玉良.極大流量工況下離心泵內(nèi)部流場(chǎng)數(shù)值分析［J］.機(jī)電工程，2014，31(8):974-978，1021.

［9］丁欣碩，焦 楠.FLUENT14.5 流體仿真計(jì)算從入門到精通［M］.1 版，北京:清華大學(xué)出版社，2014.

［10］錢堯一.高原挖掘裝載機(jī)冷卻系統(tǒng)熱平衡匹配與發(fā)動(dòng)機(jī)艙結(jié)構(gòu)優(yōu)化［D］.廈門:廈門大學(xué)物理與機(jī)電工程學(xué)院，2014.

［11］RAMAKRISHNA，VOMMIKRISHNA，RAMAKRISHNA A，et al.CFD and CAA analysis of centrifugal fan for noise reduction［J］.International Journal of Computer Applications，2014，86(7):10-16.

［12］傅慧萍，繆國(guó)平.大渦模擬在噪聲計(jì)算中的應(yīng)用［J］.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2009，43(8):1307-1311，1316.