石偉超,沙 毅,倪君輝,楊禮康,許陳棟
(1.浙江科技學院 機械與能源工程學院,杭州 310023;2.臺州學院 智能制造學院,浙江 臺州 318000)
軸流風扇因具有高效、低壓、大流量、低噪聲等特點而被車輛發(fā)動機廣泛采用。國家現(xiàn)行噪聲標準規(guī)定:輕型越野車≤84 dB;轎車≤82 dB[1]。發(fā)動機噪聲是車輛噪聲的主要來源,其中風扇噪聲又是發(fā)動機中不可忽視的噪聲源。風扇噪聲主要由旋轉(zhuǎn)噪聲和渦流噪聲組成[2-3],所以發(fā)動機噪聲是多種聲源合成且存在邊界發(fā)射的混響聲場。
風扇發(fā)展方向之一是提速降噪。在這一研究領(lǐng)域內(nèi),Vad[4]提出葉片周向前彎的方法,通過減少吸力面?zhèn)鹊耐ǖ篱L度來降低遠離端壁處的流動損失,從而改善低速軸流風扇性能。Xu等[5]對壓氣機進行葉片彎曲設(shè)計和試驗驗證,發(fā)現(xiàn)葉片彎曲可降低葉片損失,提高由低葉片稠度引起的低擴散效率。鐘銀輝等[6]采用諧波法理論知識,建立了離散噪聲與葉片分布特性關(guān)系的理論和仿真模型,發(fā)現(xiàn)7葉片風扇在噪聲、流量、效率方面的綜合性能最好。王雷等[7]選取號鳥翼40%翼展截面處翼型及邊緣非光滑結(jié)構(gòu)為耦合元素,對軸流風扇葉片進行仿生耦合設(shè)計,發(fā)現(xiàn)仿生耦合葉片不僅改善了葉片前緣的局部壓力脈動,且能夠減小尾緣鋸齒處的聲源強度,改善葉片尾緣的尾跡渦分布。楊野等[8]釆用自由場中半圓形傳聲器陣列和線性傳聲器陣列對某典型軸流風扇的噪聲進行試驗測量,發(fā)現(xiàn)進口方向噪聲聲壓級顯著大于出口方向;第二級轉(zhuǎn)子和下游支板對第一級轉(zhuǎn)子基頻噪聲阻擋作用明顯,有效降低了出口噪聲源的聲壓級。李春曦等[9]對比了葉片彎曲前后風扇的氣動性能和內(nèi)流特征,分析其靜力結(jié)構(gòu)特性并進行了噪聲預估,發(fā)現(xiàn)葉片彎曲后風扇全壓提高,大體積流量側(cè)氣動性能改善效果明顯。Li[10]基于前彎和后彎葉片設(shè)計的低壓軸流風扇,模擬了葉頂泄漏流的產(chǎn)生過程及損失分布特征,發(fā)現(xiàn)隨著轉(zhuǎn)子前傾角的增大,葉頂泄漏流的起始位置越靠近轉(zhuǎn)子后緣。Starzmann等[11]通過數(shù)值模擬和試驗,發(fā)現(xiàn)葉片彎掠技術(shù)延緩了失速的發(fā)生,失速裕度增大約5%,噪聲降低約3 dB。Kromer等[12]研究了組合彎曲葉片對風扇性能、空氣動力學和聲學特性的影響,結(jié)果表明葉片彎曲程度對上述特性影響顯著,并可降低聲源強度。
發(fā)動機冷卻風扇一般安裝在散熱器后的空腔中,氣流通過護風圈直接散入大氣。在特定轉(zhuǎn)速下只有一組流量、風壓、聲壓級、軸功率和效率等參數(shù),流量和風壓等參數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化而變化。發(fā)動機風扇標準試驗一般把風扇單獨安裝在空氣動力性能試驗裝置上的過渡接頭內(nèi)進行[13-14],風扇前端配備了節(jié)流器、集流器等穩(wěn)壓均壓流道,這就與風扇氣流在汽車中的真實流動有所偏差,缺失了散熱器,不能體現(xiàn)出其所具有的反預旋效果和聲波繞障礙物衍射的功能[15]。為此,本研究模擬發(fā)動機靜止狀態(tài)風扇真實變轉(zhuǎn)速運行情況,建造了冷卻系統(tǒng)試驗臺,研制了465Q型發(fā)動機風扇,以測試冷卻風扇氣流流場和噪聲傳播聲場的特性,以及闡明變轉(zhuǎn)速流場與聲場的主要特征與流動和傳播規(guī)律,分析氣流流動與噪聲形成及傳播之間的聯(lián)系和影響,提出高效降噪風扇優(yōu)化設(shè)計改進措施。
發(fā)動機軸流冷卻風扇結(jié)構(gòu)和氣流主要具有下列一些特征:
1) 一般采用變環(huán)流風扇葉片。風扇由于葉片狹長,按等環(huán)流設(shè)計葉片沿半徑扭曲很大,制造困難且性能不良,在葉片根部形成渦流區(qū)而使噪聲大幅度增加,故一般采用變環(huán)流設(shè)計風扇葉片。若變環(huán)流指數(shù)取為負值,可以得到低噪聲的上寬下窄扇形葉片。由于塑料葉片等剛度和強度難以保證,大功率發(fā)動機多采用金屬葉片。塑料葉片一般為機翼形,采用小攻角可以降低進氣邊沖擊損失和出氣邊尾跡旋渦損失,起到增效降噪的效果[16-17],故為小功率發(fā)動機普遍采用。
2) 散熱器對發(fā)動機風扇氣流具有軸向?qū)Я髯饔?。發(fā)動機風扇主要作用是為散熱器提供冷卻氣流,而散熱片又相當于風扇的無數(shù)垂直平板導葉,使進氣速度軸向流入。軸流式風扇變轉(zhuǎn)速葉片葉梢基元級進、出氣邊速度三角形如圖1所示,可以看出,散熱器起到了軸向?qū)Я鞯淖饔谩?/p>
圖1 軸流式風扇變轉(zhuǎn)速葉片葉梢基元級進、出氣邊速度三角形(單位:mm)
3) 風扇噪聲主要和結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)速及葉片表面氣流邊界層等因素相關(guān)。聲波是空氣中的振動波,以球面或半球面形式輻射。聲波被傳播的空間稱為聲場,主要參數(shù)為頻率、波長、聲壓級、聲功率級等。風扇進氣與聲波傳播逆向,護風圈排氣與噪聲傳播同向。本研究風扇振動頻率f為100~300 Hz;波長λ為1~3 m。
465Q型發(fā)動機主要用于小型面包車、工具車和轎車,其發(fā)動機及冷卻系統(tǒng)主要參數(shù)見表1。本研究采用考夫曼計算法,軸流風扇葉型設(shè)計幾何參數(shù)見表2,風扇葉型如圖2所示,風扇3D打印成品如圖3所示。
表1 465Q型發(fā)動機及冷卻系統(tǒng)主要參數(shù)
表2 軸流風扇葉型設(shè)計幾何參數(shù)
圖2 風扇葉型(單位:mm)
圖3 風扇3D打印成品
發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能試驗臺主要測量儀器及其精度見表3[18];發(fā)動機冷卻系統(tǒng)性能試驗臺簡圖及實物如圖4所示。試驗時室溫為23 ℃,濕度為56%,環(huán)境大氣壓為1.011 6×105(Pa),普通磚混墻面實驗室,背景噪聲為26 dB。氣流場和聲場測點分布如圖5所示,圖中A1~A10為散熱器正面距風扇中心不同半徑下的10個靜壓強、總壓強與噪聲聲壓級測點;D1~D6為散熱器護風圈出口風扇中心不同半徑下的6個靜壓強、氣流風速和噪聲聲壓級的測點,D2~D5采用固定式皮托管測量,D1和D6采用移動式探針測量,皮托管與數(shù)字式微壓計連接。為校定皮托管和探針測速精度,在半徑r=79 mm的D3測點同時布置了一熱線風速儀;A11~A16、B11~B16和C11~C16分別為散熱器正面外界風扇軸心右、中和左距風扇中心不同半徑的6個噪聲聲壓級測點;點E為電動機噪聲測點。氣流風速由數(shù)字式微壓計總壓和靜壓壓差計算得出,噪聲聲壓級由聲級計測量。
表3 主要測量儀器及其精度
1—壓力表;2—散熱器;3—皮托管;4—風扇;5—散熱器罩;6—熱線風速儀;7—轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速儀;8—數(shù)字式微壓計;9—調(diào)速器;10—直流電動機;11—轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩顯示儀;12—微壓計;13—渦輪流量計;14—熱電偶溫度計;15—加熱器;16—閥門;17—管道;18—冷卻水泵;19—水泵電動機。
圖5 氣流場和聲場測點分布(單位:mm)
試驗步驟如下:
1) 設(shè)置6擋風扇轉(zhuǎn)速,分別為1 500.8、1 901.4、2 301.7、2 699.7、3 100.4、3 501.1 r/min。
2) 調(diào)節(jié)探針位置坐標,測量6擋轉(zhuǎn)速下散熱器正面A1~A10測點總壓強、靜壓強及噪聲聲壓級。由總壓強和靜壓強計算出探針測點軸向速度值,由測量和計算數(shù)據(jù)繪制壓強、速度和噪聲分布曲線,如圖6~8所示。
圖6 散熱器正面測點A1~A10壓強分布
圖7 散熱器正面測點A1~A10速度分布
圖8 散熱器正面測點A1~A10噪聲分布曲線
圖9 散熱器護風圈測點D1~D6壓強分布曲線
圖10 散熱器護風圈測點D1~D6速度分布曲線
3) 測量6擋轉(zhuǎn)速下護風圈出口D1~D6測點總壓強、靜壓強及噪聲聲壓級。由總壓強和靜壓強計算出皮托管和探針測點軸向速度(測點D1總壓強和靜壓強幾乎相等,軸向速度近似為0),由測量和計算數(shù)據(jù)繪制護風圈壓強、速度和噪聲分布曲線,如圖9~11所示。
4) 同步測量6擋轉(zhuǎn)速下電動機測點E噪聲聲壓級Lp,分別為76.3、78.9、80.9、83.4、85.6、88.1 dB。
5) 同步測量6擋轉(zhuǎn)速下散熱器外噪聲聲壓級,B為軸中心正對方向,A和C分別為風扇中心兩側(cè)向,測點與不同轉(zhuǎn)速情況下散熱器外噪聲分布曲線如圖12所示,轉(zhuǎn)速變化情況下不同測點散熱器正面A、B、C三方向平均噪聲如圖13所示,散熱器外風扇A、B、C方向平均噪聲見表4。
表4 散熱器外風扇A、B、C三方向平均噪聲
圖11 護風圈出口測點D1~D6噪聲分布曲線
圖12 不同轉(zhuǎn)速散熱器外噪聲分布曲線
圖13 散熱器正面A、B、C三方向平均噪聲
6) 用扭矩儀測量6擋轉(zhuǎn)速下電機的軸功率Pa和轉(zhuǎn)速n。
7) 根據(jù)護風圈速度分布在風扇葉片過流范圍內(nèi),擬合風速方程式vy=f(r),在葉片與護風圈間隙范圍內(nèi)擬合風速方程式vw=f(r),取半徑r處寬度為dr微小環(huán)形面積,積分可得6種轉(zhuǎn)速下的氣流流量[19]。
(1)
流量除以護風圈以內(nèi)過流面積,則得氣流平均速度va。
8) 由于護風圈靜壓強分布不均勻,偏差較大,故采用測量數(shù)據(jù)計算出算術(shù)平均偏差,即為6種轉(zhuǎn)速下護風圈出口端平均靜壓強。風扇變轉(zhuǎn)速性能測量與護風圈計算參數(shù)見表5。
表5 風扇變轉(zhuǎn)速性能測量與護風圈計算參數(shù)
9) 從護風圈出口端到無窮遠處,列有能量輸入的伯努利方程,再根據(jù)風扇全壓的定義,則得出風扇全壓計算公式為
(2)
式(2)中:pWG為護風圈出口;壓強pp為護風圈出口平均靜壓強;pd為平均動壓強。
10) 計算風扇全壓效率:
(3)
式(3)中:Pw為風扇有效功率。
11) 由半徑R=1.5 m,在A、B、C三方向進行聲壓級測量,通過計算得出平均聲壓級,計算結(jié)果見表6。以轉(zhuǎn)速為橫坐標,繪制轉(zhuǎn)速-軸功率、轉(zhuǎn)速-風扇流量、轉(zhuǎn)速-護風圈平均靜壓強、轉(zhuǎn)速-護風圈平均全壓強、轉(zhuǎn)速-風扇效率和平均聲壓級性能曲線,如圖14所示。
表6 風扇性能測量與計算結(jié)果
圖14 風扇變轉(zhuǎn)速性能曲線
通過分析可得出以下結(jié)論:由圖14可知,轉(zhuǎn)速n增大,風扇輸入軸功率Pa、靜壓強pp及全壓強p呈下凹形拋物線上升;流量qv以近似直線上升;風扇效率η以上凸形拋物線上升,有極大值;測位半徑R=1.5 m的聲壓級Lp以近似直線緩慢上升;在額定轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min條件下,風量qv=0.532 m3/s,軸功率Pa=46.1 W,靜壓強pp=-89.6 Pa,全壓p=59.9 Pa,效率η=69.1%,1.5 m處聲壓級Lp=68.6 dB,達到設(shè)計要求。
由表5、表6擬合出的風量、軸功率和效率變轉(zhuǎn)速計算公式分別如下:
qv=2.153 55×10-4n-0.122 09;
(4)
Pa=1.409 99×10-9n3+2.172 9×10-7n2+0.001 84n-0.047 29;
(5)
η=0.082n-75.942-1.129×10-5n2。
(6)
當效率導數(shù)η′=0時,在轉(zhuǎn)速n=3 631.5 r/min條件下風扇有最高效率η=73.0%。
風扇噪聲場可界定為3個區(qū)域,以風扇葉片外緣半徑R0≤120 mm為噪聲源,此范圍聲壓級隨著氣流真空度、速度的提高呈拋物線或直線形式增加,在葉片外緣聲壓級達最大值;葉片外至散熱器尺度內(nèi)界定為近聲源區(qū),隨著位移的增大,真空度、速度以拋物線或直線形大幅減小,聲壓級減幅不大,說明散熱器對聲場影響不大;散熱器外劃分為自由聲場,聲壓級隨位移的增大呈直線形降低,而隨轉(zhuǎn)速或頻率的降低呈下凹拋物線形下降,但降幅不大。
由圖8、圖9可以判定風扇在葉片范圍內(nèi)主要由脫體旋渦噪聲和來流湍流噪聲組成,由于葉片凹面與凸面存在壓差,在葉片梢形成二次渦而產(chǎn)生頂渦噪聲,故在進氣端R0=120 mm上聲壓級達最大值。在護風圈頂渦、葉片邊界層分離尾渦和葉片根部渦合成混響噪聲,使聲壓級比進氣端明顯增大,且最大值集中于葉片的3/4處。
比較圖8和圖11可看出,散熱器具有聲波繞射邊界反射和衰減效應,由于波長遠大于散熱片間隙尺寸,故聲波容易繞射。0°繞射約衰減5 dB;90°繞射約衰減8 dB。
通過對表4數(shù)據(jù)進行分析,可以擬合出風扇噪聲傳播聲壓級Lp與變轉(zhuǎn)速n和傳播半徑R的約束方程:
Lp=68.15-8.50R+1.56×10-6n2。
(7)
當Lp=0,額定轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min,Rmax=9.7 m時,即風扇噪聲以半球形傳播9.7 m衰減為背景噪聲。風扇相似設(shè)計或標準試驗一般采用如下變轉(zhuǎn)速噪聲聲壓級換算:
(8)
式(8)中:Lp0為規(guī)定或額定轉(zhuǎn)速n0時聲壓級;Lp為試驗或最優(yōu)工況轉(zhuǎn)速n時聲壓級。經(jīng)過驗算,本研究發(fā)動機軸流風扇變轉(zhuǎn)速噪聲換算符合這一方程,在高效區(qū)域換算相對誤差不超過0.5%。
從圖12、圖13可看出,轉(zhuǎn)速n增大,頻率也增大,但平均聲壓級增幅不大,由此可推測軸流風扇的主體成分是旋轉(zhuǎn)噪聲,渦流噪聲并不突出,氣流旋渦強度或速度環(huán)量的變化對聲壓級影響不大。
氣流不論是正壓波動還是負壓波動都會產(chǎn)生噪聲,波動的幅度對聲壓級沒有明顯的量化影響;氣流速度與聲波的同向或逆向?qū)υ肼曈绊懖淮?但速度增大,聲壓級就明顯增大;反之亦然。
電動機測點E噪聲聲壓級比散熱器端同半徑情況下平均高出8 dB,這說明電動機產(chǎn)生的額外噪聲并不大。
噪聲理論常采用比聲壓級Lps來表示通風扇噪聲量,其計算式[20]為
Lps=Lp-10lgqvp2。
(9)
式(9)中:qv為氣流量,m3/min;p為全壓,mmH2O。日本機械工程師學會,對距離風扇吸入口1.5 m、45°方向位置上測得各種通風扇比聲壓級,其中軸流通風扇Lps=21~38 dB。而本研究額定轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min下,Lps=37.8 dB,由此可引證本研究試驗測量達到較高的精確度。再則,本研究風扇額定和最優(yōu)工況轉(zhuǎn)速下效率分別為69.1%和73.0%,也在小型軸流風扇合理范圍內(nèi),故能說明本研究結(jié)果基本貼近客觀實際。
我們采用高精度科學實驗儀器實施測量,試驗過程和方法及數(shù)據(jù)計算按標準規(guī)范進行。重復性測量相對誤差范圍:壓強εp=0.4%~0.9%;功率εP=0.2%~0.8%,聲壓級εL=0.6%~1.4%,系統(tǒng)誤差較低。試驗數(shù)據(jù)無奇點出現(xiàn),即無粗大誤差。由此可以說明本試驗結(jié)果具有較高的準確性和可信度。
在試驗研究和理論分析的基礎(chǔ)上我們得出以下結(jié)論:
1) 高效低噪發(fā)動機軸流塑料冷卻風扇一般采用變環(huán)流負指數(shù)進行葉片設(shè)計,在保證剛度和強度的前提下葉片越薄越好。以選取較小的進氣氣流角和風速為優(yōu),但葉片又不能彎曲度過大;風扇設(shè)計要考慮散熱器作為垂直平板導葉具有反預旋的功能,使葉輪進口氣流角α1≈90°;散熱器具有降低進口渦流強度和聲波繞射、增效降噪的功能,所以風扇額定消耗功率約為發(fā)動機額定功率的0.12%。
2) 在葉片范圍的聲源體內(nèi),隨著葉片半徑的增大,氣流場能量參數(shù)也增大,聲波聲壓級(或聲功率級)也增大,接近葉片頂端或達到頂端形成最大值,并作為聲源定量強度向外以球面輻射波傳播;散熱器具有聲波邊界反射和繞射的衰減和效應,大約降噪8 dB;小型發(fā)動機風扇噪聲的衰減范圍大致為半徑10 m;風扇進口呈自由渦,出口為強迫渦,故同位移下,風扇護風圈內(nèi)噪聲大于散熱器端。
3) 擬合方程闡明,風扇轉(zhuǎn)速增大,軸功率、靜壓強、全壓強、流量及定點噪聲聲壓級也增大,均無極限值,只有風扇效率具有極大值,存在一個最優(yōu)轉(zhuǎn)速工況;風扇噪聲波的傳播存在衰減,故有位移最大值;變轉(zhuǎn)速噪聲聲壓級換算滿足對數(shù)比例定律。