基于CFD的發(fā)動機冷卻風扇氣動噪聲分析

曾超，劉倫倫，高建紅，段良坤，張魯濱

(內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室/濰柴動力股份有限公司，濰坊 261061)

0 引言

風扇是水冷式內(nèi)燃機的重要組成部件，其主要作用是給散熱器提供足夠流量的空氣，保證車輛發(fā)動機系統(tǒng)、空調(diào)系統(tǒng)、液力緩速器系統(tǒng)等散熱需求，其消耗的功率約占發(fā)動機總輸出功率的5%～8%[1]，同時，風扇也是車輛內(nèi)外噪聲的重要來源之一[2]。

目前風扇的設計、優(yōu)化、選型主要依靠試驗手段，這種方法存在滯后性，且成本高、周期長。表征冷卻風扇性能的主要參數(shù)有一定風量下的靜壓、靜壓效率、功率和噪聲，隨著Computational Fluid Dynamics(CFD)技術(shù)的發(fā)展，通過仿真模擬風扇內(nèi)部流場及聲場，獲取表征風扇性能的主要指標來指導風扇設計、優(yōu)化及選型，已逐漸成為一種重要的技術(shù)手段[3]。

本文對某機型已成熟應用的開口型冷卻風扇進行了氣動性能仿真分析，并根據(jù)風扇圖紙上的性能數(shù)據(jù)進行了仿真模型標定，利用標定后的模型進行了風扇氣動噪聲仿真，通過噪聲的仿真和測試對比，驗證了仿真方法的有效性，對風扇類旋轉(zhuǎn)零部件的設計、選型具有重要的指導意義。

1 風扇氣動性能分析

1.1 風扇模型建立與網(wǎng)格劃分

本文仿真選取的風扇為匹配大功率柴油機的11葉片塑料風扇，風扇外徑750 mm，輪轂直徑280 mm，重量4.5 kg。風扇三維模型如圖1所示。

圖1 風扇三維模型 圖2 風扇網(wǎng)格模型

網(wǎng)格劃分時，保留并細化風扇葉片邊緣圓角，去除輪轂部分圓孔特征及加強筋根部倒圓角，劃分完成后風扇網(wǎng)格如圖2所示[4]。

為提高模型收斂性，簡化C型風筒進氣管道為等截面圓筒，忽略集流器、整流格柵、護風罩等結(jié)構(gòu)。因試驗時C型管道出口直連大氣，仿真采用Φ3 m，長度7 m圓筒模擬出口。整個仿真模型共分為五部分：進口區(qū)、管道區(qū)、Moving Reference Frame(MRF)旋轉(zhuǎn)流體區(qū)、導流區(qū)和出口區(qū)[5]，如圖3所示。為保證仿真精度，保證各部分模型之間最小壁厚兩層網(wǎng)格以上(如圖4所示)。各部分模型及網(wǎng)格尺寸參數(shù)如表1所示。

圖3 風扇流場仿真模型

圖4 MRF區(qū)域細化網(wǎng)格模型

表1 模型各部分網(wǎng)格尺寸參數(shù)

1.2 仿真參數(shù)設置及模型校正

利用Fluent軟件進行風扇流場仿真，風扇轉(zhuǎn)速選取1 900 r/min工況，邊界條件設置為質(zhì)量流量入口，壓力出口。通過設置不同的進口流量，模擬節(jié)流器不同的過流面積。湍流模型選擇能夠更好處理流線彎曲程度較大的Renormalization Group(RNG) k-ε模型，采用SIMPLE壓力修正算法，湍流動能和湍流耗散率選項首先選擇一階迎風格式[6]，計算收斂后提取監(jiān)測點靜壓數(shù)據(jù)與風扇圖紙上的靜壓數(shù)值進行對比，并進行模型標定。

塑料風扇高速旋轉(zhuǎn)，由于離心力和風壓作用，會引起葉片變形直徑增加，影響風扇外徑與管道內(nèi)壁面之間間隙，而流場仿真無法考察扇葉的變形情況，且管道模型基于實際試驗裝置簡化而來，忽略了導流和節(jié)流裝置，因此仿真和測試存在一定誤差。本文通過調(diào)整進口管道直徑的方法標定模型，根據(jù)風扇圖紙徑向伸長量不超過外徑0.8%的要求，最終確定進口管道直徑Φ780 mm，模型標定后將湍流動能和湍流耗散率選項調(diào)整為二階迎風格式，設置殘差為1×10-5，仿真迭代次數(shù)設置為5 000次，繼續(xù)運算。

1.3 風扇流場仿真與測試結(jié)果對比分析

風扇轉(zhuǎn)速1 900 r/min工況，不同進口流量下風扇性能仿真與測試具體數(shù)據(jù)如表2所示，結(jié)果對比如圖5所示?？梢钥闯?，測試與仿真數(shù)據(jù)誤差基本在10%以內(nèi)。

表2 仿真結(jié)果與測試結(jié)果數(shù)據(jù)

圖5 風扇性能仿真與測試對比

在5.3 m3/s流量工況下，風筒內(nèi)部流場如圖6所示，風扇壓力面和吸力面靜壓見圖7。

圖6 風筒內(nèi)部流場

圖7 風扇葉片表面靜壓分布

從圖6可以看出，風扇葉尖與風筒內(nèi)壁間隙處存在明顯回流區(qū)，阻礙前進氣流流動，產(chǎn)生較大的回流損失[6]，該間隙大小對風扇性能表現(xiàn)有重要影響。從圖7可以看出，風扇葉片中上部靠近葉邊緣位置壓力較大，是風扇主要做功區(qū)域。壓力面和吸力面在葉片頂部及邊緣交匯位置壓差較大，引起氣體回流，導致該區(qū)域相對壓力迅速下降，降低了整個葉片的做功能力[7]。

基于該模型的標定方法，對750 mm直徑環(huán)形風扇進行仿真，在1 900 r/min工況下，風扇靜壓仿真結(jié)果與風扇圖紙上性能數(shù)值如表3所示，誤差基本在10%以內(nèi)。從表3可以看出，在高效區(qū)環(huán)形風扇靜壓效率較開口風扇高約20%，其主要原因為護風罩阻擋了部分葉尖回流，有效減少了回流損失，環(huán)形風扇壓力面和吸力面靜壓如圖8所示。

表3 仿真結(jié)果與測試結(jié)果數(shù)據(jù)

圖8 環(huán)形風扇葉片表面靜壓分布

2 風扇氣動噪聲性能分析

2.1 噪聲仿真設置

風扇聲場仿真采用Large Eddy Simulation(LES)模型，在流場仿真基礎上，先進行非定長預計算，設置時間步長為5e-5s，步數(shù)為1 500步，迭代至流量和壓力波動穩(wěn)定后，再打開基于The Ffowcs Williams and Hawkings Model(FW-H)模型的聲比擬模型[8]，設置噪聲源和監(jiān)測點，繼續(xù)迭代相同步數(shù)至聲場仿真完成。

噪聲仿真和測試均基于風扇性能測試臺架，其監(jiān)測點設置為：測點1在風扇后方1 m，測點2在風扇側(cè)向1 m，測點3在斜向45°距風扇1 m的3個監(jiān)測點。噪聲測試設備選用手持式聲級計(AR824)，如圖9所示。

圖9 噪聲測點及設備

2.2 噪聲仿真與測試結(jié)果對比分析

噪聲仿真迭代完成后，利用快速傅里葉變換將時域上3個監(jiān)測點的聲壓信號轉(zhuǎn)換為頻域上的聲壓頻譜[9]，1 900 r/min工況下，測點3位置風扇線性頻譜如圖10所示。

圖10 風扇噪聲頻譜

旋轉(zhuǎn)噪聲頻率公式f(Hz)為：

(1)

式中，n：葉片轉(zhuǎn)速，r/min；z：葉片數(shù)，i：諧波序號，i=1,2,3,…，i=1為基頻。

1 900 r/min工況下，11葉開口風扇基頻為f=348.3 Hz，與圖12頻譜圖中基頻位置一致，驗證了仿真結(jié)果的準確性。

提取各測點位置噪聲，進行仿真與測試結(jié)果對比，如圖11所示。從結(jié)果對比可以看出，除測點1外，其余測點風扇噪聲仿真與測試值接近。經(jīng)分析，測點1布置在驅(qū)動點后方，受電機遮擋，導致測試噪聲偏差較大。通過測點2、3處噪聲值對比，可以看出該噪聲仿真方法能夠指導風扇噪聲分析。風扇葉片表面壓力波動時均值如圖12所示，從圖中可以看出，風扇噪聲源主要位于扇葉中部靠近邊緣區(qū)域。

圖11 風扇噪聲仿真與測試值

圖12 風扇聲壓脈動時均值云圖

3 結(jié)論

本文利用Fluent軟件對風扇性能試驗過程進行了模擬，結(jié)果顯示，風扇靜壓、靜壓效率、噪聲性能均與臺架測試接近，驗證了仿真方法的有效性。

基于該CFD仿真方法可以在風扇配套選型之初對風扇性能進行預測和對比，有效縮短了配套驗證周期，減少試驗成本。