散熱器風(fēng)扇氣動噪聲仿真研究

1、本文在兩款風(fēng)扇結(jié)構(gòu)對比分析的基礎(chǔ)之上，以CFD方法為主要研究方法，計算了普通散熱器風(fēng)扇和仿生造型風(fēng)扇的氣動噪聲值，并進行了深入的對比。對比結(jié)果表明，仿生造型風(fēng)扇在風(fēng)扇直徑和通風(fēng)能力增大的前提之下，實現(xiàn)了風(fēng)扇氣動噪聲的降低。并且本文在對兩款風(fēng)扇的瞬態(tài)流場進行了深入分析的基礎(chǔ)之上，明確了仿生造型風(fēng)扇的降噪機理，并提出了一些可以指導(dǎo)風(fēng)扇降噪設(shè)計的建議。本文的研究結(jié)果，可以對冷卻風(fēng)扇氣動噪聲性能的優(yōu)化提供參考。0 引言 在傳統(tǒng)的轎車噪聲源逐漸受到控制的情況下，作為轎車冷卻系統(tǒng)必不可少的重要部件，冷卻風(fēng)扇的氣動噪聲問題逐漸受到了廣泛的關(guān)注。并且，在具體的冷卻模塊設(shè)計中，為了滿足特定的通風(fēng)量要求，或者為了

2、將雙風(fēng)扇合并為單風(fēng)扇，往往涉及到風(fēng)扇直徑的增大。但是，冷卻風(fēng)扇氣動噪聲值和風(fēng)扇直徑之間存在著重要的關(guān)系1，大直徑的風(fēng)扇意味著更大的氣動噪聲。 另一方面，近代仿生學(xué)研究表明，將如圖1所示的鳥類翅膀的宏觀非光滑外形，應(yīng)用于機翼及風(fēng)扇葉片等氣動機械造型中，有利于降低其氣動噪聲值2-3。所以，將仿生學(xué)成果應(yīng)用于轎車散熱器風(fēng)扇，用以進行風(fēng)扇氣動噪聲的優(yōu)化，或者在風(fēng)扇直徑增大時降低其氣動噪聲，無論是在理論研究和工程實際之中都具有重要的意義。圖1 鳥類翅膀非光滑形態(tài)示意圖 本文以計算流體動力學(xué)（Computational Fluid Dynamics-CFD）和計算氣動聲學(xué)（Computational Ae

3、roacoustics-CAA）理論為基礎(chǔ)，建立了軸流風(fēng)扇氣動噪聲計算方法。應(yīng)用該方法對小直徑普通風(fēng)扇和大直徑仿生葉片風(fēng)扇的氣動噪聲值進行了計算，而且對仿生葉片風(fēng)扇的降噪機理進行了深入的研究。1 風(fēng)扇氣動噪聲計算方法1.1 計算幾何模型及計算域選取 研究顯示，軸流風(fēng)扇的噪聲源包括干涉噪聲和自噪聲兩部分4。其中，干涉噪聲是指旋轉(zhuǎn)葉片與固定部件之間的流體干涉，以及風(fēng)扇上游部件導(dǎo)致的進口湍流產(chǎn)生的噪聲；自噪聲的主要噪聲源為風(fēng)扇葉片的氣流分離、尾窩脫落和葉尖窩等。 針對轎車散熱器風(fēng)扇而言，如圖2所示，散熱器風(fēng)扇由輪轂、葉片、和葉圈組成，葉圈與葉片固連在一起共同運動。風(fēng)扇外部有風(fēng)扇框架，風(fēng)扇框架上與葉圈

4、相對應(yīng)的部分為護風(fēng)圈。另外在散熱器風(fēng)扇上游存在發(fā)動機艙入口格柵、散熱器、冷凝器等部件，風(fēng)扇下游還有動力總成及其附件等結(jié)構(gòu)。所有這些結(jié)構(gòu)，都會對散熱器風(fēng)扇的氣動噪聲值產(chǎn)生不同程度的影響。圖2 散熱器風(fēng)扇結(jié)構(gòu)示意圖 但是，由于CAA計算需要耗費大量的計算資源，在現(xiàn)階段無法實現(xiàn)散熱器風(fēng)扇在實車狀態(tài)下的噪聲值計算。另外，作為仿生葉片風(fēng)扇噪聲的初步研究，忽略周邊部件的影響，對于對比風(fēng)扇本身的性能優(yōu)劣和研究其降噪機理是有利的。 因此在本文的研究之中，主要考慮風(fēng)扇本體的自噪聲部分和葉圈、護風(fēng)圈之間的干涉噪聲。計算域如圖3所示，整個計算域為封閉的矩形空間，風(fēng)扇幾何模型包括輪轂、葉片、葉圈、護風(fēng)圈和風(fēng)扇支架，計

5、算模型完整的保留風(fēng)扇葉片和護風(fēng)圈之間的特征。圖3 風(fēng)扇氣動噪聲計算域1.2 計算物理模型 圖4所示為典型軸流風(fēng)扇的噪聲頻譜，由圖可見，軸流風(fēng)扇的氣動噪聲可以歸結(jié)為兩種，即葉片通過頻率噪聲（Blade Passing Frequency-BPF）和寬頻噪聲（Broadband Noise）。其中，BPF噪聲是由于風(fēng)扇葉片與空氣相對運動過程中，大范圍的流場變化引起的。BPF噪聲分布在由風(fēng)扇葉片數(shù)量和風(fēng)扇轉(zhuǎn)速共同決定的一些離散的頻率點上。同時，由氣流的小范圍擾動引起的寬頻噪聲，分布在很寬的頻率范圍之內(nèi)。圖4 典型的軸流風(fēng)扇噪聲頻譜 研究顯示，首先假設(shè)葉片周圍的宏觀流場變化是產(chǎn)生BPF噪聲的主要原因，

6、之后采用RANS方法（Reynolds-Averaged Navier-Stokes-RANS）計算風(fēng)扇瞬態(tài)流場，從而預(yù)測葉片表面的靜壓波動，最后結(jié)合聲類比理論預(yù)測風(fēng)扇遠場噪音，此種噪聲預(yù)測方法是合理的5。因此，在本文的風(fēng)扇BPF噪聲計算中，應(yīng)用k-湍流模型進行風(fēng)扇瞬態(tài)流場的計算，并應(yīng)用滑移網(wǎng)格方法模擬風(fēng)扇葉片的轉(zhuǎn)動，之后應(yīng)用FW-H（Ffowcs Williams-Hawkings-FW-H）噪聲模型進行噪聲值的預(yù)測。 為了更加精確地預(yù)測寬頻噪聲值，在風(fēng)扇寬頻噪聲的計算過程中，瞬態(tài)流場計算采用DES（Detached Eddy Simulation）方法，計算域同BPF噪聲計算域相同，相對于

7、BPF噪聲計算網(wǎng)格在寬頻噪聲計算網(wǎng)格在附面層內(nèi)進行了細化。2 兩款風(fēng)扇氣動噪聲值對比2.1 兩款風(fēng)扇尺寸及結(jié)構(gòu) 本文用于計算的兩款風(fēng)扇如圖5所示。分別為大直徑仿生葉片風(fēng)扇A和小直徑普通葉片風(fēng)扇B。兩款風(fēng)扇葉片數(shù)量都為7片，相對于B風(fēng)扇，A風(fēng)扇直徑增大了1.23倍，輪轂直徑增大了1.16倍，A風(fēng)扇除輪轂和護風(fēng)圈面積之外的有效通風(fēng)面積增加了1.51倍。為保證噪聲值計算結(jié)果的可對比性，兩款風(fēng)扇框架的形狀都為規(guī)則的正方形，并且正方形的邊長均為風(fēng)扇葉圈直徑的1.5倍，如圖6所示。圖5 風(fēng)扇本體尺寸參數(shù)對比圖6 風(fēng)扇框架及護風(fēng)圈形狀示意圖 兩款風(fēng)扇的護風(fēng)圈形狀有所不同，A風(fēng)扇護風(fēng)圈形狀為鋸齒形，B風(fēng)扇護風(fēng)

8、圈形狀為光滑的圓形。護風(fēng)圈形狀的不同，將直接導(dǎo)致兩款風(fēng)扇葉圈與護風(fēng)圈之間的間隙的差別，并進一步影響葉圈與護風(fēng)圈之間的干涉噪聲。因此，在兩款風(fēng)扇的計算模型中，完整的保留了護風(fēng)圈形狀特征。圖5風(fēng)扇本體尺寸參數(shù)對比圖6風(fēng)扇框架及護風(fēng)圈形狀示意圖圖7風(fēng)扇葉片形狀對比兩款風(fēng)扇單片葉片形狀如圖7所示，A風(fēng)扇葉片前緣存在兩個明顯的凹陷，這是典型的基于鳥類翅膀的宏觀非光滑結(jié)構(gòu)；相比之下B風(fēng)扇的葉片形狀更加簡單規(guī)則。另一方面，兩款風(fēng)扇葉片的截面都為翼型截面，但是A風(fēng)扇的葉片更薄。圖7 風(fēng)扇葉片形狀對比2.2 風(fēng)扇BPF噪聲對比 計算過程中共設(shè)置了四個噪聲監(jiān)測點，分別用于BPF噪聲和寬頻噪聲值的檢測。如圖8所示，

9、四個檢測點分別為point1風(fēng)扇中心軸上游0.5m；point2風(fēng)扇中心軸下游0.5m；point3風(fēng)扇中心軸下游1.5m；point4風(fēng)扇下游軸向0.8m向計算域上部偏移0.8m的位置。 圖9所示為兩款風(fēng)扇BPF噪聲計算值，在point4的監(jiān)測結(jié)果，共計算了1800rpm和2500rpm兩種工況。在圖9之中，共對比了兩款風(fēng)扇第1-5個BPF頻率點處，噪聲值的相對大小。計算結(jié)果表明，在1800rpm轉(zhuǎn)速情況下，A風(fēng)扇在第1、第3和第5BPF頻率點處，噪聲值均低于B風(fēng)扇；在第2和第4BPF頻率點處，兩款風(fēng)扇噪聲值基本相當(dāng)。在2500rpm轉(zhuǎn)速情況下，A風(fēng)扇在第1、第4和第5BPF頻率點處，噪聲值

10、均低于B風(fēng)扇；在第2BPF頻率點處，A風(fēng)扇噪聲高于B風(fēng)扇；第3BPF頻率點處，兩款風(fēng)扇噪聲值相當(dāng)?？傮w評價，相對于B風(fēng)扇，A風(fēng)扇在葉圈直徑擴大了1.23倍的情況下，實現(xiàn)了BPF噪聲的降低。圖8 噪聲監(jiān)測點位置示意圖圖9 兩款風(fēng)扇point4監(jiān)測點BPF噪聲計算結(jié)果2.3 風(fēng)扇寬頻噪聲對比 圖10所示為兩款風(fēng)扇在2500rpm轉(zhuǎn)速工況下，寬頻噪聲計算結(jié)果。對比各監(jiān)測點噪聲值可知，在1000HZ左右，兩款風(fēng)扇噪聲值相當(dāng)，在高頻區(qū)域A風(fēng)扇噪聲高于B風(fēng)扇噪聲值?？傮w評價，對A風(fēng)扇寬頻噪聲較B風(fēng)扇略有增加。 眾所周知，對于冷卻風(fēng)扇而言，BPF噪聲值大小比寬頻噪聲值大小更加重要。結(jié)合BPF噪聲和寬頻噪聲的

11、計算結(jié)果分析，可知A風(fēng)扇在風(fēng)扇直徑增加的情況下，總體噪聲值低于B風(fēng)扇，說明風(fēng)扇的仿生葉片形狀實現(xiàn)了氣動噪聲值的降低。3 仿生葉片風(fēng)扇降噪機理 從基礎(chǔ)研究的角度出發(fā)，目前大部分軸流風(fēng)扇氣動噪聲的研究，是針對無葉圈結(jié)構(gòu)的風(fēng)扇進行的，對于具有葉圈結(jié)構(gòu)的軸流風(fēng)扇噪聲源的研究比較少見。因此，以下本文將參考無葉圈軸流風(fēng)扇的研究成果，并結(jié)合具有葉圈的軸流風(fēng)扇的結(jié)構(gòu)特殊性，對本文中所涉及的大直徑仿生葉片風(fēng)扇降噪機理進行研究。圖10 兩款風(fēng)扇各監(jiān)測點寬頻噪聲計算結(jié)果 根據(jù)Atsushi Nashimoto等人對無葉圈汽車散熱器風(fēng)扇的研究結(jié)果6，散熱器風(fēng)扇首位的噪聲源分布在葉片前緣的吸力面，此處發(fā)生了流動的分離和

12、再附著；第二位的噪聲源為葉片尾緣附近由于頁尖窩和尾窩脫落產(chǎn)生的噪聲，如圖11所示。因此，在本文的研究之中，將分別從葉片前緣氣流分離、葉片尾窩和葉尖窩三個方面考察A風(fēng)扇的降噪機理。3.1 葉片前緣氣流分離 圖12所示為兩款風(fēng)扇葉片吸力面靜壓云圖，由圖可知，A風(fēng)扇在葉片前緣上部靠近葉圈的區(qū)域壓力梯度更加平緩。并且在A風(fēng)扇葉片前緣的第二個凹陷位置處，相對于B風(fēng)扇葉片的相同位置，氣流分離得到了明顯的抑制。 為進一步對比兩款風(fēng)扇葉片前緣氣流分離情況，截取了位于風(fēng)扇葉片頂端的周向截面總壓云圖，如圖13所示。分析圖13可以發(fā)現(xiàn)，A風(fēng)扇在葉片前緣吸力面位置的負壓區(qū)域明顯的低于B風(fēng)扇。 結(jié)合以上分析可以說明，A

13、風(fēng)扇的仿生造型有效的減小了葉片前緣吸力面的氣流分離，這種改善作用在葉片頂端區(qū)域表現(xiàn)的尤為明顯。圖11 軸流風(fēng)扇噪聲源示意圖圖12 風(fēng)扇葉片吸力面壓力云圖圖13 風(fēng)扇圓周截面總壓云圖3.2 葉片尾窩 圖14所示，為兩款風(fēng)扇在不同風(fēng)扇位置的徑向截面的窩量云圖。由圖可知，A風(fēng)扇葉片尾窩區(qū)域明顯的比B風(fēng)扇小，并且在風(fēng)扇葉片下游靠近葉圈的位置表現(xiàn)的最為明顯。可以初步推測，A風(fēng)扇在葉片仿生造型以及護風(fēng)圈鋸齒形結(jié)構(gòu)的共同作用之下，有效的抑制了葉片頂端漩渦的產(chǎn)生，并且有效的減小了葉片尾窩，這些改進對降低風(fēng)扇氣動噪聲都是有利的。圖14 風(fēng)扇徑向截面窩量云圖3.3 風(fēng)扇葉尖窩 為了分析兩款風(fēng)扇葉片頂端部位在風(fēng)扇葉

14、片、葉圈和護風(fēng)圈的共同作用下的復(fù)雜流場，特別提取了兩款風(fēng)扇不同徑向截面的葉片頂端位置的速度矢量圖，如圖15所示。由圖可知，對于具有葉圈結(jié)構(gòu)的風(fēng)扇而言，風(fēng)扇葉片頂端的頁尖窩首先產(chǎn)生于葉圈上游的主流分離區(qū)域，之后隨主流和風(fēng)扇葉片的推動作用向下游發(fā)展。兩款風(fēng)扇所不同的是，B風(fēng)扇葉圈與護風(fēng)圈之間間隙的回流更加明顯。風(fēng)扇葉尖窩在離開葉圈時，受到了風(fēng)扇外側(cè)回流的影響，使得葉尖窩在緊貼護風(fēng)圈的下游位置得到了進一步的加強，之后才逐漸耗散。而A風(fēng)扇受護風(fēng)圈外部鋸齒形結(jié)構(gòu)的影響，回流能量大大降低，因此葉尖窩在離開隨動護風(fēng)圈區(qū)域之后漩渦能量沒有被加強。 基于以上分析可以發(fā)現(xiàn)，與普通風(fēng)扇主要由于頁頂回流產(chǎn)生的葉尖窩不

15、同，具有葉圈結(jié)構(gòu)的風(fēng)扇葉尖窩是由葉圈入口的氣流分離和出口的氣流回流共同作用產(chǎn)生的，葉尖窩產(chǎn)生的最初始的原因為葉圈入口的氣流分離。圖15 兩款風(fēng)扇不同位置徑向截面速度矢量圖 因此，初步假設(shè)葉圈入口圓角的形狀，為影響葉尖窩大小的主要風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)之一。為了驗證此想法，在A風(fēng)扇模型基礎(chǔ)之上，制作了無葉圈入口圓角的風(fēng)扇模型（如圖16所示），并進行了瞬態(tài)流場的計算。圖16 風(fēng)扇徑向截面速度矢量圖圖17 風(fēng)扇流場窩量為3000的等勢面 如圖16所示，為原始A風(fēng)扇和無葉圈圓角的A風(fēng)扇瞬態(tài)流場徑向截面速度矢量圖。從圖中可以發(fā)現(xiàn)沒有護風(fēng)圈入口圓角的計算模型，入口氣流分離更加明顯，并且葉尖窩更加粗大。這一點從圖17

16、中所示的窩量=3000的等勢面圖片中，可以更加明顯的體現(xiàn)出來。由此可見，在風(fēng)扇設(shè)計過程中，需要特別注意隨動護風(fēng)圈入口圓角的形狀和大小，以降低葉尖窩能量，從而進一步降低風(fēng)扇氣動噪聲值。4 結(jié)論 本文應(yīng)用數(shù)值計算方法，分別計算了大直徑仿生葉片風(fēng)扇和小直徑普通葉片風(fēng)扇的氣動噪聲值，并深入研究了仿生葉片風(fēng)扇的降噪機理。所得研究結(jié)論如下： （1）以鳥類翅膀的宏觀非光滑結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，通過對風(fēng)扇葉片形狀和護風(fēng)圈形狀的調(diào)整，可以實現(xiàn)在風(fēng)扇直徑增大的同時降低風(fēng)扇氣動噪聲； （2）通過調(diào)整風(fēng)扇葉片形狀，可以減小風(fēng)扇葉片前緣的氣流分離和尾窩脫落，這些改進有利于降低風(fēng)扇氣動噪聲值，在具體的改進過程之中應(yīng)主要關(guān)注葉片頂端

17、位置； （3）通過在風(fēng)扇護風(fēng)圈上設(shè)置鋸齒形結(jié)構(gòu)，可以有效的降低葉圈與護風(fēng)圈之間的回流能量，從而減小風(fēng)扇的葉尖窩。 （4）對于具有葉圈結(jié)構(gòu)的軸流風(fēng)扇而言，位于葉圈前緣的氣流分離是葉尖窩的初始成因，優(yōu)化相應(yīng)部位的圓角形狀和大小，有利于降低葉尖窩能量，并進一步降低風(fēng)扇氣動噪聲值。參考文獻 1 Jeonghan Lee，Kyungook Nam.Development of Low-Noise Cooling Fan Using Uneven Fan Blade SpacingJ.SAE international.2008-01-0569 2 孫少明,徐成宇,任露泉等.軸流風(fēng)機仿生葉片降噪試驗研究及機理分析J.吉林工業(yè)大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版).2009，39（2）； 3 基于信鴿體表的減租降噪功能表面耦合仿生.吉林大學(xué)博士學(xué)位論文.張春華，200812； 4 Asuka Soya.Study on the Fan Noise Reduction for Automotive Radiator Cooling FansJ.SAE inte