陸增俊 唐榮江， 陳志松 馮哲 張成

（1.東風柳州汽車有限公司，柳州 545005；2.桂林電子科技大學，桂林 541500）

1 前言

隨著人們對商用車動力性要求的逐漸提高，使得發(fā)動機功率不斷增加，同時，高溫部件（如散熱器、中冷器、發(fā)動機機體、排氣歧管及渦輪增壓器等）的影響導致整個發(fā)動機艙散熱條件進一步惡化[1]。為提高發(fā)動機艙散熱效率，多數(shù)廠商采取在商用車中安裝大功率冷卻風扇，但這間接導致整車噪聲偏高，影響駕駛舒適性。因此如何在提高車輛散熱性能的同時又降低發(fā)動機艙噪聲是亟待解決的問題。

與傳統(tǒng)設計手段相比，CFD技術可使溫度、流場的傳遞擴散過程可視化，且能快速找到影響整車散熱性能的關鍵因素。目前國內外研究者已利用CFD技術進行了大量研究，如，Anders Jonson[2]通過CFD軟件對車輛內外流場進行了分析，對該車型的冷卻系統(tǒng)與零件分布進行優(yōu)化；劉西俠教授[3]通過風洞試驗與CFD仿真結合的方法對坦克艙內零部件合理分布進行了研究，找到了最優(yōu)零件布置方案，提高了進氣空氣流量。

2 測試分析

某款重型商用車在高溫、高速工況下存在駕駛室噪聲偏高與散熱器出口水溫偏高的問題，為找到問題根源，對該車進行了頻譜聲源識別與熱平衡試驗。

2.1 噪聲源識別

該車在高溫、高速行駛工況下駕駛員耳旁噪聲較大，通過斷開風扇與皮帶輪連接后，駕駛員耳旁噪聲降低4.3 dB，可判斷風扇為主噪聲源。通常風扇噪聲主要由旋轉噪聲（窄帶噪聲）和渦流噪聲（寬帶噪聲）組成[4]。旋轉噪聲主要由風扇葉片周期性切割空氣引起，其計算式為：

式中，i為風扇諧波次數(shù)；n為發(fā)動機轉速；ηfan為風扇轉速比；zfan為風扇葉片數(shù)。

已知該車在高溫、高速工況下行駛時ηfan=1.22、n=1 900 r/min、zfan=11，則由式（1）計算得風扇旋轉噪聲的一、二階噪聲頻率分別為425 Hz和850 Hz。

圖1為風扇關閉前、后駕駛員右耳處1/3倍頻圖，由圖1可看出，駕駛員耳旁的主噪聲頻率集中在200～315 Hz，并不在旋轉噪聲（425 Hz、850 Hz）頻率范圍內，因此可判斷風扇噪聲主要為渦流噪聲。

圖1 風扇關閉前、后駕駛員右耳外1/3倍頻圖

2.2 風量測試

風扇旋轉時使周圍空氣產生渦流，由于粘滯力作用這些渦流又會分裂成一系列小渦流。渦流會使空氣發(fā)生擾動形成壓力波動，從而激發(fā)噪聲[5]，同時渦流也使得風扇吸風阻力增大、風量減小。

林區(qū)郁閉度低主要是指該區(qū)域中的林木郁閉度低于0.7的人工林或郁閉度低于0.6的天然林，管理人員也要分情況落實森林撫育管理工作[3]。如果郁閉度較低，幼齡木生長易受到其他植物的抑制，但情況較好的林區(qū)，管理人員需要重點調節(jié)幼齡木與其他植物的營養(yǎng)，幫助幼齡木獲取更多的生長營養(yǎng)元素，幫助其快速成長。具體可通過伐除其他植株，移栽生長密集的幼苗來實現(xiàn)。

由圖2可知，冷卻系統(tǒng)進風量較低時氣動阻力較高，當風扇轉速為1 700 r/min時，發(fā)動機散熱阻力與風扇性能曲線在風量為4.9 kg/s和阻力為1 080 Pa處耦合；當風扇轉速為2 300 r/min時，發(fā)動機散熱阻力與風扇性能曲線在風量為3.8 kg/s和阻力為600 Pa處耦合。發(fā)動機散熱艙散熱器阻力與風扇性能曲線相交于風扇喘振區(qū)，初步判斷為風扇導出的部分氣流形成渦流，使得冷卻系統(tǒng)進風量下降，造成耦合點較為靠前。

圖2 冷卻系統(tǒng)阻力曲線與風扇性能曲線嚙合圖

2.3 熱平衡測試

風扇產生多余渦流會造成冷卻系統(tǒng)進風量減少，將會對散熱性能產生一定影響，因此對該車進行熱平衡試驗以判斷散熱能力影響范圍。圖3為該車熱平衡試驗結果，由圖3可看出，在環(huán)境溫度為30℃時，發(fā)動機出水溫度已達100.2℃，出水口溫度偏高。

3 數(shù)值仿真

為確定該車風扇產生渦流的原因，通過CFD數(shù)值仿真對風扇流場特性進行了研究。

3.1 基本控制方程

發(fā)動機艙內溫度變化較大，當溫度為40℃≤T≤120℃時，艙內空氣的比熱容Cp及導熱系數(shù)λ與溫度關系為：

采用多重參考系模型（MRF）模擬風扇；換熱器簡化為多孔介質區(qū)域并添加熱源項來模擬，選用k-ε湍流模型處理機艙模型，各基本控制方程如下。

質量守恒方程為：

動量守恒方程為：

能量守恒方程為：

湍流動能中k方程為：

湍流動能耗散方程為：

式中，v為平均速度；vi為平均速度分量；xi為坐標分量；K為流體傳熱系數(shù)；ST為流體內熱源及由于黏性作用流體機械能轉化為熱能的部分；k為湍流動能；ε為湍流動能耗散率；μeff為湍流有效黏性系數(shù)；ρ為空氣密度；Γkeff為湍流動能有效擴散系數(shù)；Γεeff為湍動能黏性耗散有效擴散系數(shù)[6]。

3.2 物理模型

在保證反映發(fā)動機艙內真實流動特性的前提下，對該車發(fā)動機艙內部進行了適當簡化，只保留冷卻系統(tǒng)(包括中冷器、冷凝器和散熱器)、風扇、發(fā)動機、變速器、離合器、副車架及發(fā)動機艙內附件，發(fā)動機艙CFD仿真簡化模型見圖4。

圖4 發(fā)動機艙CFD仿真簡化模型

3.3 計算區(qū)域網格劃分

該車外流場區(qū)域如圖5所示，區(qū)域入口距車前端為4倍車長，區(qū)域出口距車尾為7倍車長，總寬度為5倍車寬，總高度為6倍車長。將發(fā)動機艙模型導入CFD軟件，采用四面體網格對計算區(qū)域進行劃分，共約2 400萬個網格；對車身附件進行局部加密處理以提高計算精度，最小網格尺寸為5 mm[6]。

圖5 計算區(qū)域

3.4 仿真參數(shù)設置

結合試驗數(shù)據(jù)，將進口風速設為85 km/h，湍流強度設為5%，環(huán)境溫度設為30℃，出口相對壓力為零，出口湍流強度與進口一致。中冷器和散熱器設為多孔介質，各阻力系數(shù)根據(jù)試驗數(shù)據(jù)計算得出并設定為體積熱源。風扇采用MRF隱式算法，轉速為1 900 r/min。

4 CFD仿真分析

4.1 原車狀態(tài)仿真分析

圖6為原車護風罩位置及CFD風速矢量圖。由圖6a可看出，護風罩邊緣過長，導致風扇露出長度只有風扇軸向長度的1/3。由圖6b可看出，由于護風罩邊緣過長，使得風扇上部出風急劇向上流動，造成局部壓力損失大。同時由于風扇葉尖超出護風罩拐點伸入護風罩內且又過于靠近水箱，導致產生了軸向和徑向氣流，兩個方向的氣流相互干擾產生明顯的渦流擾動，渦流損失大。同時擾動的氣流還會影響散熱器表面風速分布的均勻性（圖6b），影響散熱器的換熱效率。

圖6 原車護風罩位置及CFD風速矢量圖

風扇附近風向急劇發(fā)生改變或有明顯的渦流擾動會增加冷卻系統(tǒng)阻力[7]，導致風量變小，且較大的冷卻系統(tǒng)阻力還會造成原連續(xù)流動的氣流在葉道中產生脫離形成氣流團，進而產生周期性震蕩的渦流噪聲，因此必須對護風罩進行優(yōu)化設計，以解決散熱及噪聲問題[8]。

4.2 優(yōu)化方案

根據(jù)CFD分析可知，護風罩邊緣長度對氣流軌跡有較大影響，因此采取縮短護風罩邊緣的優(yōu)化方案，即將護風罩邊緣到冷卻風扇邊緣的距離從45 mm增加導90 mm，如圖7所示。

圖7 優(yōu)化前、后護風罩結構示意

4.3 護風罩優(yōu)化分析

圖8為優(yōu)化后護風罩與風扇相對位置及CFD風速矢量圖。由圖8可看出，由于護風罩的護風環(huán)端面遠離發(fā)動機，風扇露出長度達到2/3，使得氣流易于向四周平緩擴散，降低了局部壓力損失。又由于優(yōu)化后風扇葉尖與護風罩拐點平齊，抑制了徑向氣流的產生，避免了與軸向氣流的干擾，罩內渦流擾動消失。

圖8 優(yōu)化后護風罩與風扇位置及CFD風速矢量圖

圖9為護風罩優(yōu)化前、后散熱器風速分布云圖，由圖9可看出，由于渦流擾動的消失使風速分布更加均勻，散熱器進風量由3.12 kg/s增加到了3.68 kg/s，增幅達18.3%。

圖9 護風罩結構優(yōu)化前、后風速分布云圖

4.3 實車驗證測試

圖10為護風罩優(yōu)化后熱平衡測試曲線，由圖10可看出，在環(huán)境溫度為29.5℃時，散熱器出水口溫度為83.4℃，相對于優(yōu)化前提升了16.8℃，整體滿足散熱需求。

圖10 護風罩優(yōu)化后熱平衡測試曲線

在車速為85 km/h工況下，護風罩優(yōu)化前、后駕駛員右耳處噪聲1/3倍頻程如圖11所示。由圖11可看出，整體聲壓級降低1.7 dB（A），200～315 Hz的風扇寬頻渦流噪聲消失，也再次證明此渦流噪聲是由護風罩設計不良引起的。

圖11 護風罩優(yōu)化前、后1/3倍頻圖

5 結束語

通過頻譜分析方法判斷出某重型商用車在高溫、高速行駛工況下駕駛室內主要噪聲源為冷卻風扇寬頻渦流噪聲，并且根據(jù)風扇性能曲線與車輛熱平衡試驗數(shù)據(jù)得出渦流造成散熱器阻力偏高、散熱性能下降等問題。采用CFD分析法對發(fā)動機艙內流場進行數(shù)值分析，得出護風罩邊緣過長導致風扇導出氣流形成渦流團，基于此提出了護風罩優(yōu)化設計方案。試驗結果表明，優(yōu)化后風扇導出氣流渦流減少，散熱器進風量由3.12 kg/s增加到3.68 kg/s，駕駛室噪聲降低1.7 dB（A）。

[1]董立偉.基于內流的汽車氣動性能研究與分析[D].湖南：湖南工業(yè)大學,2013.

[2]李鵬飛,徐敏義,王飛飛.精通CFD工程仿真與案例實戰(zhàn)[M].北京：人民郵電出版社，2011.

[3]蘇曉芳,楊林強,陳圓明,等.發(fā)動機冷卻風扇的降噪研究與優(yōu)化[J].汽車技術,2011（9）：24-27.

[4]梁興雨.內燃機噪聲控制技術及聲輻射預測研究(碩士學位論文)[D].天津：天津大學,2006.

[5]U.S Environmental Protection Agency.Draft User’s Guide to Part5:A Program for Calculating Particle Emissions from Motor Vehicles[R].U.S Environmental Protection Agency,1995.

[6]劉海,李洪亮,武一民,等.乘用車用柴油機噪聲聲品質預測技術［J］.汽車技術,2016(11):13－15.

[7]李林,林強,陳建超,等.基于STAR-CCM+的某轎車減阻優(yōu)化研究［J］.汽車技術,2016，(11):4－8.

[8]陳漢軍,程麗娟,馮祖軍,等.汽車換擋性能測量系統(tǒng)研究［J］.汽車技術,2016(12):41－44.