唐榮江 張淼 胡賓飛 陸增俊 肖飛

（1.桂林電子科技大學(xué)，桂林 541004；2.東風(fēng)柳州汽車有限公司商用車技術(shù)中心，柳州 545005）

主題詞：發(fā)動機艙 風(fēng)扇噪聲 計算流體動力學(xué) 散熱 熱風(fēng)回流

1 前言

近年來，隨著發(fā)動機功率的提高以及發(fā)動機艙零部件布置得愈加緊湊和復(fù)雜，為了滿足發(fā)動機艙的散熱性能要求，發(fā)動機冷卻風(fēng)扇負(fù)荷增大，轉(zhuǎn)速增加[1]。由此，冷卻風(fēng)扇噪聲明顯增大，并已成為整車噪聲的主要來源之一[2]。因此，在保證冷卻風(fēng)扇滿足氣動性能要求的基礎(chǔ)上，降低其氣動噪聲已經(jīng)成為新的研究熱點。

國內(nèi)外研究人員已利用計算流體力學(xué)（Computa?tional Fluid Dynamics，CFD）技術(shù)對冷卻風(fēng)扇噪聲進行了大量研究。Sorensen對高轉(zhuǎn)速風(fēng)機進行CFD分析，提出旋轉(zhuǎn)風(fēng)扇的噪聲源主要集中在葉片邊緣[3]，且葉片安裝角度、輪轂比等都會對風(fēng)扇噪聲產(chǎn)生影響。鐘芳源教授通過對風(fēng)扇葉片根部前掠部分進行改進，使得風(fēng)扇出風(fēng)范圍增加30%，優(yōu)化后的風(fēng)扇與普通風(fēng)扇相比，在變化流量下氣動噪聲與出風(fēng)性能大幅提高[4]?；贑FD的流體仿真技術(shù)雖然已經(jīng)比較成熟，但只考慮降噪往往會帶來風(fēng)扇冷卻效果不佳等問題。

針對上述不足，本文以某型商用車?yán)鋮s風(fēng)扇為研究對象，通過改變風(fēng)扇的葉片數(shù)量、輪轂比和彎曲角來降低風(fēng)扇噪聲，并對發(fā)動機艙的流場進行分析，通過增加擋風(fēng)板來減少機艙內(nèi)熱氣流回流造成的局部流動“死區(qū)”，提高艙內(nèi)散熱性能。

2 風(fēng)扇噪聲測試與仿真

2.1 噪聲測試

某商用車風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生較大的噪聲，在擋位為4擋、發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 250 r/min時，風(fēng)扇前部0.5 m處整體噪聲達到86.2 dB(A)，遠(yuǎn)高于商用車其他系統(tǒng)的噪聲。

風(fēng)扇噪聲主要是由風(fēng)扇葉片切割空氣或由風(fēng)扇后的部件所產(chǎn)生的空氣紊流形成的，通過改變?nèi)~片的直徑、數(shù)量、輪轂比和形狀都可以降低風(fēng)扇噪聲[5]。

2.2 原型風(fēng)扇的仿真計算

2.2.1 基本控制方程

流體流動受到物理守恒定律的支配，需滿足質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律[6]。由于流過冷卻風(fēng)扇的空氣馬赫數(shù)小于0.3，故可以將空氣視作不可壓縮流體處理。計算得流體域雷諾數(shù)Re=8.3×106，遠(yuǎn)大于臨界雷諾數(shù)，故可判定其流動狀態(tài)為湍流，選用k-ε湍流模型處理機艙模型?；究刂品匠倘缦拢?/p>

質(zhì)量守恒方程為：

動量守恒方程為：

能量守恒方程為：

湍流動能k方程為：

湍流動能耗散方程為：

其中：

式中，vi為平均速度分量；xi為坐標(biāo)分量；K為流體傳熱系數(shù)；ST為流體內(nèi)熱源及因黏性作用機械能轉(zhuǎn)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；Cp為比熱容；T為溫度；C1、C2均為經(jīng)驗常數(shù)；u、v、w分別為坐標(biāo)軸x、y、z方向上空氣的流速；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)[7]。

2.2.2 模型簡化

利用CAD軟件對風(fēng)扇進行建模，在不影響風(fēng)扇性能的情況下對原型風(fēng)扇進行相應(yīng)簡化，實物與仿真模型如圖1所示，風(fēng)扇直徑為625 mm，輪轂直徑為231 mm，輪轂比為0.37。

圖1 風(fēng)扇實物與仿真模型

2.2.3 CFD仿真

仿真過程完全模擬風(fēng)扇臺架試驗，整體計算模型包括進口區(qū)域、出口區(qū)域、旋轉(zhuǎn)體區(qū)域和管道區(qū)域[8]，對應(yīng)區(qū)域尺寸根據(jù)試驗臺架測試通道進行繪制?？紤]到發(fā)動機冷卻風(fēng)扇仿真模型內(nèi)部不同區(qū)域流場的變化情況不同，采用分區(qū)的方法劃分網(wǎng)格：旋轉(zhuǎn)流體區(qū)網(wǎng)格尺寸較小，管道區(qū)網(wǎng)格尺寸稍大，入口區(qū)和出口區(qū)網(wǎng)格最大[9]。在梯度變化大的位置（如風(fēng)扇扇葉邊緣）進行加密，以保證網(wǎng)格精度。管道區(qū)和旋轉(zhuǎn)流體區(qū)的網(wǎng)格劃分結(jié)果分別如圖2、圖3所示。

圖2 計算區(qū)域

圖3 旋轉(zhuǎn)體區(qū)域網(wǎng)格

流場計算時，進氣設(shè)置為速度進口，初始流速為0，出口設(shè)置為壓力出口，旋轉(zhuǎn)流體根據(jù)實際條件設(shè)置為空氣。

2.2.4 仿真分析

仿真模型經(jīng)過2 500次計算后結(jié)果趨于穩(wěn)定，流場軌跡線如圖4所示。從圖4可以看出，氣流進入流場區(qū)域流速比較平緩且流線較直，經(jīng)過冷卻風(fēng)扇葉片擾動后形成紊流，并呈螺旋狀導(dǎo)向出口方向。本文分別在1 700 r/min、2 100 r/min和2 500 r/min轉(zhuǎn)速下進行測試，對出口截面處的質(zhì)量流率和入口區(qū)域距離風(fēng)扇中心線1 m處的噪聲進行監(jiān)測，結(jié)果如圖5所示。由圖5可以看出，冷卻風(fēng)扇的質(zhì)量流率和噪聲隨轉(zhuǎn)速升高而增加。

圖4 流場軌跡線

圖5 風(fēng)扇仿真結(jié)果

3 冷卻風(fēng)扇優(yōu)化改進

本文重點討論葉片數(shù)量、輪轂比和葉片彎曲角對風(fēng)扇噪聲與質(zhì)量流率的影響。設(shè)置風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為額定值2 100 r/min，對進口區(qū)域風(fēng)扇中心線上距離風(fēng)扇1 m處的噪聲與出口截面處的流量數(shù)據(jù)進行分析，對比各參數(shù)對風(fēng)扇噪聲的影響，根據(jù)分析結(jié)果提出優(yōu)化方案。

3.1 葉片數(shù)的影響

原扇葉數(shù)量為10片，不同葉片數(shù)量下風(fēng)扇性能的如圖6所示。由圖6可知，隨著葉片數(shù)量的增加，質(zhì)量流率和噪聲增大，9片葉片方案的噪聲聲壓級為101.51 dB(A)，質(zhì)量流率與原風(fēng)扇相差不大，故本文選擇葉片數(shù)量為9片。

圖6 不同葉片數(shù)量下風(fēng)扇質(zhì)量流率與噪聲的變化趨勢

3.2 輪轂比的影響

原風(fēng)扇的輪轂比為0.37，不同輪轂比下風(fēng)扇質(zhì)量流率和噪聲如圖7所示。由圖7可知，質(zhì)量流率隨著輪轂比的增加而降低，當(dāng)輪轂比為0.42時噪聲聲壓級最低，為100.98 dB(A)，質(zhì)量流率為5.25 kg/s，僅比原風(fēng)扇低0.62 kg/s，故本文選擇輪轂比為0.42。

圖7 不同輪轂比下風(fēng)扇質(zhì)量流率和噪聲的變化趨勢

3.3 葉片形狀的影響

原風(fēng)扇彎曲角為0°，在原風(fēng)扇的基礎(chǔ)上將葉片的彎曲角度分別修改為25°、35°、45°和55°，不同葉片彎曲角度下質(zhì)量流率和噪聲仿真結(jié)果如圖8所示。由圖8可知，監(jiān)測面的質(zhì)量流率隨彎曲角度增加而減少。當(dāng)葉片彎曲角為45°時，噪聲聲壓級最低，為101.51 dB(A)，質(zhì)量流率為5.48 kg/s，比原風(fēng)扇質(zhì)量流率低1.03 kg/s，本文選擇葉片彎曲角為45°。

圖8 不同葉片彎曲角度下風(fēng)扇質(zhì)量流率和噪聲的變化趨勢

3.4 風(fēng)扇參數(shù)的優(yōu)選

根據(jù)前文的分析，確定風(fēng)扇的優(yōu)選參數(shù)如下：葉片數(shù)量為9片，輪轂比為0.42，葉片彎曲角度為45°。在2 100 r/min轉(zhuǎn)速下對優(yōu)選風(fēng)扇與原風(fēng)扇進行對比仿真，結(jié)果如表1所示。

表1 原風(fēng)扇與優(yōu)選風(fēng)扇質(zhì)量流率與噪聲對比

由表1可知，優(yōu)選風(fēng)扇噪聲下降，但質(zhì)量流率也有所降低，在一定程度上對發(fā)動機艙散熱產(chǎn)生影響，因此，需要對發(fā)動機艙流場與溫度場進行進一步分析。

4 發(fā)動機艙散熱性能研究

4.1 物理模型

在保證反映發(fā)動機艙內(nèi)真實流動特性的前提下，對該車發(fā)動機艙內(nèi)部進行了適當(dāng)簡化，只保留冷卻系統(tǒng)（包括中冷器、冷凝器和散熱器）、風(fēng)扇、發(fā)動機、變速器、離合器、副車架及發(fā)動機艙內(nèi)附件[10]。發(fā)動機艙CFD仿真簡化模型如圖9所示。

圖9 發(fā)動機艙CFD仿真簡化模型

4.2 計算區(qū)域網(wǎng)格的劃分

計算域采用規(guī)則的長方體，區(qū)域入口距車輛前端4倍車長，區(qū)域出口距車尾6倍車長，左、右邊緣距離車輛3倍車寬，總高度為6倍車高。考慮到計算機的計算能力，同時為了提高計算效率、節(jié)省計算時間，對流動的重點區(qū)域，如進氣格柵、冷卻模塊等部位進行局部加密，最大單元尺寸為50 mm，最小單元尺寸為5 mm，近壁面區(qū)域采用細(xì)密的網(wǎng)格以適用壁面函數(shù)來描述其流動情況，故在近壁面生成3層共3 mm的邊界層網(wǎng)格。在空間域內(nèi)生成Trimmed體網(wǎng)格，發(fā)動機艙體網(wǎng)格如圖10所示。

圖10 發(fā)動機艙部分體網(wǎng)格

4.3 仿真參數(shù)設(shè)置

結(jié)合試驗數(shù)據(jù)，將進口風(fēng)速設(shè)為25 km/h，湍流強度設(shè)為0.01，環(huán)境溫度設(shè)為303 K，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(shè)為多孔介質(zhì)，各阻力系數(shù)根據(jù)試驗數(shù)據(jù)計算得出并設(shè)定發(fā)動機為體積熱源。風(fēng)扇采用MRF隱式算法，轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。

4.4 CFD仿真分析

圖11所示為原車和裝有優(yōu)選風(fēng)扇車輛模型的截面溫度云圖，由圖11可知，發(fā)動機艙主要熱源為散熱器組，熱流在風(fēng)扇的作用下導(dǎo)入發(fā)動機艙，裝有優(yōu)選風(fēng)扇的車輛發(fā)動機艙內(nèi)溫度較原車高，原車氣流經(jīng)過散熱器、中冷器后經(jīng)旋轉(zhuǎn)風(fēng)扇導(dǎo)出的溫度為379～392 K，而裝有優(yōu)選風(fēng)扇的車輛導(dǎo)出的溫度約為392～430 K，超過艙內(nèi)塑料零件最佳使用溫度。

圖12所示為使用優(yōu)選風(fēng)扇的車輛發(fā)動機艙內(nèi)流線的3D流場圖。由圖12可知，高速氣流流經(jīng)冷卻系統(tǒng)后沿著發(fā)動機本體導(dǎo)向車輛后方，整個發(fā)動機艙內(nèi)場流動較為順暢，散熱器正前方出現(xiàn)負(fù)壓區(qū)，從冷卻風(fēng)扇導(dǎo)出的熱流從散熱器上部和兩側(cè)回流到冷卻系統(tǒng)中，嚴(yán)重影響冷卻系統(tǒng)散熱效率。

圖11 截面溫度分布

圖12 艙內(nèi)流場線

風(fēng)扇抽吸后壓力提高，形成前、后壓力差，因而熱風(fēng)容易向前端低壓處回流。如果散熱器周圍有間隙，熱空氣就會通過間隙重新回流到散熱器前部，形成熱風(fēng)回流，不僅減少了冷空氣的進氣量，還使進氣溫度上升，降低了散熱器的冷卻效果[11]。

4.5 優(yōu)化方案

為了有效阻擋和降低熱空氣回流，在散熱器上部和左、右兩側(cè)增加擋風(fēng)板，如圖13所示。

圖13 加裝擋風(fēng)板方案示意

4.6 優(yōu)化結(jié)果分析

安裝擋風(fēng)板前、后速度矢量如圖14所示。由圖14可以看出，改進后，隔熱板成功封堵冷卻水箱與艙蓋之間的間隙，阻斷回流的熱流，從散熱器進入的氣流密度明顯提高，提高了散熱效率。

圖14 截面速度分布

5 試驗驗證

5.1 噪聲試驗

對加裝優(yōu)選風(fēng)扇的車輛進行噪聲測試，在擋位為4擋，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 250 r/min條件下，對風(fēng)扇前0.5 m處進行噪聲測試，測試結(jié)果為83.5 dB(A)，比原風(fēng)扇降低了2.7 dB(A)。

5.2 熱平衡試驗

對匹配了優(yōu)選風(fēng)扇的車輛采取加裝擋風(fēng)板的改進措施，通過試驗驗證發(fā)動機艙溫度變化情況。測試狀態(tài)為：在發(fā)動機最大扭矩狀態(tài)下（轉(zhuǎn)速為1 500 r/min），實車滿載，車輛擋位為3擋并保持25 km/h勻速行駛，在環(huán)境溫度為303 K狀態(tài)下進行25 min的實車測試。

將6個熱電偶傳感器分別布置在發(fā)動機艙內(nèi)進氣空氣濾清器、進氣管、冷卻部件入水口、冷卻部件出水口、排氣管、發(fā)動機左側(cè)，如圖15、圖16所示。

圖15 測點位置

圖16 傳感器布置位置

安裝擋風(fēng)板后各測點溫度測試結(jié)果與對應(yīng)的仿真結(jié)果如圖17所示，仿真結(jié)果誤差在10%以內(nèi)，精準(zhǔn)度較高。

圖17 實測溫度與仿真溫度對比

優(yōu)化前、后測點處溫度如表2所示。從表2可以看出，在最大扭矩工況下，加裝擋風(fēng)板的車輛各測點溫度均有所下降，散熱器進、出口水溫差提高7℃，中冷器進、出口空氣溫差提高7.7℃。由此可見，安裝擋風(fēng)板后散熱器與中冷器冷卻效率明顯提高。

表2 優(yōu)化前、后測點處溫度 ℃

6 結(jié)束語

本文對冷卻風(fēng)扇的質(zhì)量流率和氣動噪聲進行了CFD仿真分析，采用改變?nèi)~片數(shù)量、輪轂比和彎曲角度等方法進行噪聲優(yōu)化，最終確定了葉片數(shù)量為9片，輪轂比為0.42和葉片彎曲角度為45°的風(fēng)扇優(yōu)選方案，風(fēng)扇噪聲較原車下降了2.7 dB(A)。

通過對整車的流場分析，提出了增加擋風(fēng)板的方案，并對車輛進行了熱平衡測試，結(jié)果表明，加裝擋風(fēng)板后樣車散熱器與中冷器效率明顯提高，并且CFD仿真溫度與實測值誤差均在10%以內(nèi)，確認(rèn)了仿真結(jié)果的有效性。