商用車?yán)鋮s系統(tǒng)低噪聲優(yōu)化設(shè)計＊

陸增俊 唐榮江， 陳志松 馮哲 張成

（1.東風(fēng)柳州汽車有限公司，柳州 545005；2.桂林電子科技大學(xué)，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(jī)功率不斷增加，同時，高溫部件（如散熱器、中冷器、發(fā)動機(jī)機(jī)體、排氣歧管及渦輪增壓器等）的影響導(dǎo)致整個發(fā)動機(jī)艙散熱條件進(jìn)一步惡化[1]。為提高發(fā)動機(jī)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(fēng)扇，但這間接導(dǎo)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(jī)艙噪聲是亟待解決的問題。

與傳統(tǒng)設(shè)計手段相比，CFD技術(shù)可使溫度、流場的傳遞擴(kuò)散過程可視化，且能快速找到影響整車散熱性能的關(guān)鍵因素。目前國內(nèi)外研究者已利用CFD技術(shù)進(jìn)行了大量研究，如，Anders Jonson[2]通過CFD軟件對車輛內(nèi)外流場進(jìn)行了分析，對該車型的冷卻系統(tǒng)與零件分布進(jìn)行優(yōu)化；劉西俠教授[3]通過風(fēng)洞試驗(yàn)與CFD仿真結(jié)合的方法對坦克艙內(nèi)零部件合理分布進(jìn)行了研究，找到了最優(yōu)零件布置方案，提高了進(jìn)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(jìn)行了頻譜聲源識別與熱平衡試驗(yàn)。

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(fēng)扇與皮帶輪連接后，駕駛員耳旁噪聲降低4.3 dB，可判斷風(fēng)扇為主噪聲源。通常風(fēng)扇噪聲主要由旋轉(zhuǎn)噪聲（窄帶噪聲）和渦流噪聲（寬帶噪聲）組成[4]。旋轉(zhuǎn)噪聲主要由風(fēng)扇葉片周期性切割空氣引起，其計算式為：

式中，i為風(fēng)扇諧波次數(shù)；n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；ηfan為風(fēng)扇轉(zhuǎn)速比；zfan為風(fēng)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(fēng)扇旋轉(zhuǎn)噪聲的一、二階噪聲頻率分別為425 Hz和850 Hz。

圖1為風(fēng)扇關(guān)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(zhuǎn)噪聲（425 Hz、850 Hz）頻率范圍內(nèi)，因此可判斷風(fēng)扇噪聲主要為渦流噪聲。

圖1 風(fēng)扇關(guān)閉前、后駕駛員右耳外1/3倍頻圖

2.2 風(fēng)量測試

風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)時使周圍空氣產(chǎn)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(fēng)扇吸風(fēng)阻力增大、風(fēng)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(shí)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(diǎn)調(diào)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(shí)現(xiàn)。

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

圖2 冷卻系統(tǒng)阻力曲線與風(fēng)扇性能曲線嚙合圖

2.3 熱平衡測試

風(fēng)扇產(chǎn)生多余渦流會造成冷卻系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)量減少，將會對散熱性能產(chǎn)生一定影響，因此對該車進(jìn)行熱平衡試驗(yàn)以判斷散熱能力影響范圍。圖3為該車熱平衡試驗(yàn)結(jié)果，由圖3可看出，在環(huán)境溫度為30℃時，發(fā)動機(jī)出水溫度已達(dá)100.2℃，出水口溫度偏高。

3 數(shù)值仿真

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

3.1 基本控制方程

發(fā)動機(jī)艙內(nèi)溫度變化較大，當(dāng)溫度為40℃≤T≤120℃時，艙內(nèi)空氣的比熱容Cp及導(dǎo)熱系數(shù)λ與溫度關(guān)系為：

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

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(biāo)分量；K為流體傳熱系數(shù)；ST為流體內(nèi)熱源及由于黏性作用流體機(jī)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；Γkeff為湍流動能有效擴(kuò)散系數(shù)；Γεeff為湍動能黏性耗散有效擴(kuò)散系數(shù)[6]。

3.2 物理模型

在保證反映發(fā)動機(jī)艙內(nèi)真實(shí)流動特性的前提下，對該車發(fā)動機(jī)艙內(nèi)部進(jìn)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(jī)、變速器、離合器、副車架及發(fā)動機(jī)艙內(nèi)附件，發(fā)動機(jī)艙CFD仿真簡化模型見圖4。

圖4 發(fā)動機(jī)艙CFD仿真簡化模型

3.3 計算區(qū)域網(wǎng)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(jī)艙模型導(dǎo)入CFD軟件，采用四面體網(wǎng)格對計算區(qū)域進(jìn)行劃分，共約2 400萬個網(wǎng)格；對車身附件進(jìn)行局部加密處理以提高計算精度，最小網(wǎng)格尺寸為5 mm[6]。

圖5 計算區(qū)域

3.4 仿真參數(shù)設(shè)置

結(jié)合試驗(yàn)數(shù)據(jù)，將進(jìn)口風(fēng)速設(shè)為85 km/h，湍流強(qiáng)度設(shè)為5%，環(huán)境溫度設(shè)為30℃，出口相對壓力為零，出口湍流強(qiáng)度與進(jìn)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(yàn)數(shù)據(jù)計算得出并設(shè)定為體積熱源。風(fēng)扇采用MRF隱式算法，轉(zhuǎn)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(hù)風(fēng)罩位置及CFD風(fēng)速矢量圖。由圖6a可看出，護(hù)風(fēng)罩邊緣過長，導(dǎo)致風(fēng)扇露出長度只有風(fēng)扇軸向長度的1/3。由圖6b可看出，由于護(hù)風(fēng)罩邊緣過長，使得風(fēng)扇上部出風(fēng)急劇向上流動，造成局部壓力損失大。同時由于風(fēng)扇葉尖超出護(hù)風(fēng)罩拐點(diǎn)伸入護(hù)風(fēng)罩內(nèi)且又過于靠近水箱，導(dǎo)致產(chǎn)生了軸向和徑向氣流，兩個方向的氣流相互干擾產(chǎn)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(fēng)速分布的均勻性（圖6b），影響散熱器的換熱效率。

圖6 原車護(hù)風(fēng)罩位置及CFD風(fēng)速矢量圖

風(fēng)扇附近風(fēng)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(dǎo)致風(fēng)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(chǎn)生脫離形成氣流團(tuán)，進(jìn)而產(chǎn)生周期性震蕩的渦流噪聲，因此必須對護(hù)風(fēng)罩進(jìn)行優(yōu)化設(shè)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(hù)風(fēng)罩邊緣長度對氣流軌跡有較大影響，因此采取縮短護(hù)風(fēng)罩邊緣的優(yōu)化方案，即將護(hù)風(fēng)罩邊緣到冷卻風(fēng)扇邊緣的距離從45 mm增加導(dǎo)90 mm，如圖7所示。

圖7 優(yōu)化前、后護(hù)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)示意

4.3 護(hù)風(fēng)罩優(yōu)化分析

圖8為優(yōu)化后護(hù)風(fēng)罩與風(fēng)扇相對位置及CFD風(fēng)速矢量圖。由圖8可看出，由于護(hù)風(fēng)罩的護(hù)風(fēng)環(huán)端面遠(yuǎn)離發(fā)動機(jī)，風(fēng)扇露出長度達(dá)到2/3，使得氣流易于向四周平緩擴(kuò)散，降低了局部壓力損失。又由于優(yōu)化后風(fēng)扇葉尖與護(hù)風(fēng)罩拐點(diǎn)平齊，抑制了徑向氣流的產(chǎn)生，避免了與軸向氣流的干擾，罩內(nèi)渦流擾動消失。

圖8 優(yōu)化后護(hù)風(fēng)罩與風(fēng)扇位置及CFD風(fēng)速矢量圖

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

圖9 護(hù)風(fēng)罩結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后風(fēng)速分布云圖

4.3 實(shí)車驗(yàn)證測試

圖10為護(hù)風(fēng)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(hù)風(fēng)罩優(yōu)化后熱平衡測試曲線

在車速為85 km/h工況下，護(hù)風(fēng)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(fēng)扇寬頻渦流噪聲消失，也再次證明此渦流噪聲是由護(hù)風(fēng)罩設(shè)計不良引起的。

圖11 護(hù)風(fēng)罩優(yōu)化前、后1/3倍頻圖

5 結(jié)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(nèi)主要噪聲源為冷卻風(fēng)扇寬頻渦流噪聲，并且根據(jù)風(fēng)扇性能曲線與車輛熱平衡試驗(yàn)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(jī)艙內(nèi)流場進(jìn)行數(shù)值分析，得出護(hù)風(fēng)罩邊緣過長導(dǎo)致風(fēng)扇導(dǎo)出氣流形成渦流團(tuán)，基于此提出了護(hù)風(fēng)罩優(yōu)化設(shè)計方案。試驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后風(fēng)扇導(dǎo)出氣流渦流減少，散熱器進(jìn)風(fēng)量由3.12 kg/s增加到3.68 kg/s，駕駛室噪聲降低1.7 dB（A）。

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