代素珍

(長江職業(yè)學院，湖北 武漢 430074)

隨著生活品質的提高，人們對汽車噪聲的要求也越來越高，當空調開啟后，發(fā)動機冷卻風扇高速運轉所產生的振動噪聲也越來越引起眾多汽車用戶的關注。眾所周知，空調冷卻前端模塊一般由發(fā)動機冷卻風扇(風扇、護風圈)、冷凝器、散熱器、中冷器、隔振橡膠等組成。

一、發(fā)動機冷卻風扇噪聲產生原因

從噪聲傳遞路徑來看，整車發(fā)動機冷卻風扇噪聲主要可以分成3類，諸如冷卻風扇車外噪聲、冷卻風扇車內空氣噪聲和冷卻風扇結構噪聲。不難發(fā)現(xiàn)，冷卻風扇工作時，扇葉和空氣摩擦產生的噪聲，通過空氣傳播到車外的噪聲，稱為冷卻風扇車外噪聲。此外，通過空氣傳播，經過發(fā)動機防火墻和前風檔玻璃，傳遞到車內的噪聲則被稱謂冷卻風扇車內空氣噪聲。另一方面，風扇電機和扇葉工作時產生的振動，經過前端模塊隔振墊后，傳遞到車身的振動引起車身鈑金振動產生的輻射噪聲為冷卻風扇結構噪聲。

(一)風扇靜不平衡和動不平衡

發(fā)動機冷卻風扇靜不平衡和動不平衡主要表現(xiàn)在以下三個方面：扇葉不平衡、安裝不平衡、氣流產生的不平衡。當轉動慣量旋轉軸偏離或者與旋轉軸心平行時產生靜不平衡，葉片的非均布布置和葉片質量密度的非均勻性都將產生靜不平衡。當轉動慣量旋轉軸與旋轉軸心相交時，兩個相對不平衡質量的質心轉動時的離心力將產生一個力偶，這種情況叫做力偶不平衡也叫動不平衡，它只有在旋轉時才發(fā)生。不平衡質量的大小和兩個質心的距離，決定了動不平衡量的大小。

如果電機的軸心和風扇的軸心偏移，但和風扇軸心平行，這種情況只產生H1不平衡噪音, 通常是由于安裝問題和對中處理造成的；如果電機的軸心和風扇的軸心不平行，這種情況產生H1和H2的不平衡噪音，通常由于安裝或平面度引起的。

氣流產生的不平衡[1]是當葉片旋轉的時候，葉片會產生一個壓差，壓差作用在葉片表面上產生一個作用力，這個作用力會導致葉片變形，壓差的大小(Pa)葉片的面積()和葉片的剛度(N/mm)決定了葉片變形的大小。如果葉片的載荷分布均勻，產生與旋轉方向垂直的固定變形，這種情況只產生H1不平衡噪音；如果載荷的分布是非均勻的，葉片的底部和頂部變形將不一致，這種情況將產生H1和H2不平衡噪音。

(二)風扇的激振力

由于風扇的不平衡，風扇在工作中將不可避免地對車身產生激振力。假設一個葉片均布的5葉片風扇，在理想狀態(tài)下，每個葉片都相同，每個葉片質心都在同一個圓周半徑上，這5個葉片合成的質心與旋轉軸心完全重合。那么該風扇產生的激振力將在風扇內部完全抵消，風扇不對護風圈和車身產生激勵作用。實際上，由于設計和生產工藝等原因造成的葉片質量密度分布不均勻，葉片的質心不在同一個圓周半徑上，詳見圖1所示。

圖1 風扇葉片質心

假設這5個葉片合成的質心與旋轉軸心平行，且有偏置r=2mm,不平衡質量m=20g,扇葉的轉速N=2500tr/min:

依據(jù)激振力公式[2]

F=m*r*ω2(1)

公式中F為激振力;m是不平衡質量(g)；r表示不平衡質量的質心到旋轉軸的距離(mm)；ω則是角速度(rad/s)。則：

F=0.02×0.002×68295

F=2.7 N

該風扇在2500tr/min工作條件下，產生了2.7N的激振力。

(三)冷卻風扇結構噪聲

據(jù)式：風扇結構噪聲=F×FRF，期中F為風扇激振力(N)， FRF是聲-振傳遞函數(shù)(風扇固定點到車內)dB/N。因此，風扇不平衡量越大，工作轉速越高，激振力就越大，前端模塊隔振橡膠隔振性能越差，傳遞到車身的激振力就越大，風扇結構噪聲就越大。同一前端冷卻模塊，聲-振傳遞函數(shù)越大，風扇的結構噪聲就越大。

二、案例分析

(一)問題描述

某車型項目階段用戶抱怨：車輛怠速，開空調后，車內有周期性的低頻嗡嗡聲和振動，認為噪聲難以接受，希望企業(yè)立即改進。在發(fā)動機怠速，空調開(風扇2100tr/min)和發(fā)動機關(風扇2100tr/min)的工況下，進行噪聲測量，頻譜分析結果見圖2。

圖2 頻譜分析結果

連接外接電源調節(jié)發(fā)動機冷卻風扇轉速從2100tr/min～2600tr/min，評價發(fā)動機怠速工況車內振動噪聲，評價結果見表1。

表1 主觀評價結果

初步分析結果表明，發(fā)動機怠速，車內低頻嗡嗡聲隨著冷卻風扇轉速升高，即低頻聲與風扇轉速正相關；車輛怠速開空調后, 冷卻風扇工作轉速為2100tr/min, 其H1噪聲(35Hz)和發(fā)動機H2噪聲(28Hz)發(fā)生調制，產生周期性波動的低頻嗡嗡聲，由此可見，用戶抱怨的實質是冷卻風扇結構噪聲。

(二)原因分析

分析整車冷卻風扇結構噪聲，即分析風扇的激振力和整車傳遞函數(shù)。風扇激振力分析結果顯示，在2600tr/min激振力達到5N，明顯超出風扇單體激振力的目標限值(3N)。前端冷卻模塊隔振性能分析結果則表明，KD和國產橡膠隔振墊，隔振性能沒有明顯差異。車身聲-振傳遞函數(shù)測量，由于車身的結構已經固化，更改實施困難，故暫不分析。根據(jù)以上分析結果，可確定優(yōu)先降低冷卻風扇激振力的行動方向。

通過評價3輛整車冷卻風扇噪聲，分別在7月8日和7月16日，在風扇平衡臺架上，對冷卻風扇的靜不平衡量的進行仔細測量，具體主觀評價和靜不平衡量測量結果如表2所示。

表2 風扇不平衡量和噪聲主觀評價結果

根據(jù)噪聲主觀評價的標準，9-10分為優(yōu)秀，8分為良好，7分為可以接受，但需長期改進，6分為可以投放市場，但需立即改進，6分以下為不可接受，不能投放市場。

從表2中結果中，可以得出3個結論，一是樣件1和樣件2風扇靜不平衡復測結果超出目標值30g.mm；二是同一風扇靜不平衡兩次復測值差異很大； 三是整車噪聲表現(xiàn)和風扇靜不平衡測量值相關性不好。如何保證風扇靜不平衡測量結果的一致性和降低風扇靜不平衡值，是降低風扇激振力的重要方向。

(三)解決方案

1.風扇平衡工藝

通過調查發(fā)現(xiàn)風扇生產過程中有以下兩種平衡工藝，風扇+電機平衡工藝與風扇+電機+護風圈平衡工藝。6個測試樣件按照兩種不同的風扇平衡工藝進行測量，動不平衡和靜不平衡測量結果見圖3所示。

圖3 不平衡量測量結果

從圖3中可以看出，風扇+電機平衡工藝和風扇+電機+護風圈平衡工藝相比，不平衡測量值偏大,動不平衡測量值差異大于200g.mm^2,靜不平衡測量值差異大于25g.mm。對6個樣件進行風扇激振力測量，測量結果如圖4顯示。

圖4 風扇激振力測量結果

從圖4中可發(fā)現(xiàn)，除了1800tr/min外，樣件70樣件77，基本滿足目標曲線的要求，樣件41、樣件75、樣件87、樣件18都明顯超出目標曲線。風扇激振力數(shù)據(jù)分布符合風扇+電機+護風圈平衡工藝不平衡量測結果，也不符合風扇+電機平衡工藝不平衡量測結果?；跍y量結果，更改風扇+電機平衡工藝，實施風扇+電機+護風圈平衡工藝，可確保風扇不平衡值的一致性和準確性。

2.風扇的生產工藝

對冷卻風扇生產和裝配過程進行檢查發(fā)現(xiàn)，由于風扇的模具存在輕微的磨損，為增加不平衡量限值檢測的通過率，在扇葉平衡工藝之前，增加一個扇葉整形工藝。扇葉通過不平衡量檢測后，扇葉的應力會在其后的半個月內逐漸釋放，于是造成扇葉的應力變形，從而改進不平衡量的檢測結果，這就是冷卻風扇不平衡復測差異大的主要原因。為此，取消風扇葉片整形工藝，可保證風扇在不同時間不平衡量測量值的一致性。

3.風扇不平衡量限值

風扇不平衡量限值越小，風扇的激振力就越小，風扇的生產成本就越高。根據(jù)風扇激振力測量結果和風扇生產工藝的能力進行平衡，研究對風扇不平衡量確定了新的限值：動不平衡量為500g.mm^2,靜不平衡量為25g.mm。實施以上方案后，整車測量結果詳見圖5所示。在35Hz，風扇結構噪聲從48dB降低到24dB,主觀評價車內沒有周期性的低頻嗡嗡聲，非常滿意。

圖5 風扇結構噪聲

三、結語

研究結果證明，減小冷卻風扇激振力是降低風扇結構噪聲的有效方法。冷卻風扇激振力是風扇的設計、裝配和生產工藝共同作用的結果，冷卻風扇激振力和風扇不平衡值具有較好的相關性。所以，控制冷卻風扇的不平衡是保證降低冷卻風扇的結構噪聲的重要手段?？傊?，汽車生產企業(yè)應注重在生產工藝中，有效控制冷卻風扇的不平衡現(xiàn)象，提升汽車用戶對產品的滿意度。