STAR-CCM+乘用车冷却风扇气动噪音研究

引言

纯电动汽车的不断普及，在消除了内燃机噪声的同时，使得冷却风扇的气动噪声问题受到更大的重视。并且，在具体的冷却模块设计中，为了满足特定的通风量要求，或者为了将双风扇合并为单风扇，往往涉及到风扇直径的增大。但是，冷却风扇气动噪声值和风扇直径之间存在着重要的关系[1]，大直径的风扇意味着更大的气动噪声。

另一方面，近代仿生学研究表明，将如图1所示的鸟类翅膀的宏观非光滑外形，应用于机翼及风扇叶片等气动机械造型中，有利于降低其气动噪声值[2-3]。所以，将仿生学成果应用于电动汽车冷却风扇，进行风图 1 鸟类翅膀非光滑形态示意图扇气动噪声的优化，或者在风扇直径增大时降低其气动噪声，无论是在理论研究和工程实际之中都具有重要的意义。

本文以 CFD（Computational Fluid Dynamics）理论为基础，以商用CFD软件star CCM为主要研究工具，建立了轴流风扇气动噪声计算方法。并应用该方法对小直径普通风扇和大直径仿生风扇的气动噪声值进行了计算，而且对仿生叶片风扇的降噪机理进行了深入的研究。

1. 风扇气动噪声计算方法

1.1 计算几何模型及网格

研究显示，轴流风扇的噪声源包括干涉噪声和自噪声两部分[4]。其中，干涉噪声是指旋转叶片与固定部件之间的流体干涉，以及风扇上游部件导致的进口湍流产生的噪声；自噪声的主要噪声源为风扇叶片的气流分离、尾涡脱落和叶尖窝等。

针对乘用车冷却风扇而言，如图2所示，风扇由轮毂、叶片、和叶圈组成，叶圈与叶片固连在一起共同运动。风扇外部有风扇框架，风扇框架上与叶圈相对应的部分为护风圈。另外在散热器风扇上游存在发动机舱入口格栅、散热器、冷凝器等部件，风扇下游还有动力总成及其附件等结构。所有这些结构，都会对散热器风扇的气动噪声值产生不同程度的影响。

但是，为了节省计算资源，并且明确风扇本身的风噪声特性，在本文的研究之中忽略周边部件的影响，主要考察风扇本体的自噪声和叶圈、护风圈之间的干涉噪声。计算域为封闭的矩形空间，计算模型包括轮毂、叶片、叶圈、护风圈和风扇支架，完整的保留了风扇叶片和护风圈之间的特征。

在本文的研究中，主要关注不同风扇计算结果的相对值，因此不同计算模型控制体单元加密域尺寸与风扇直径成固定比例关系，并保证体单元尺寸和边界层网格设置相同。体网格计算规模为1000万左右，并控制风扇和叶圈等重要部件Y+值＜2。

1.2 计算物理模型

图6所示为典型轴流风扇的噪声频谱，由图可见，轴流风扇的气动噪声可以归结为两种，即BPF噪声（Blade Passing Frequency）和宽频噪声（Broadband Noise）。其中，BPF噪声是由于风扇叶片与空气相对运动过程中，大范围的流场变化引起的。BPF噪声分布在由风扇叶片数量和风扇转速共同决定的一些离散的频率点上。同时，由气流的小范围扰动引起的宽频噪声，分布在很宽的频率范围之内。

研究显示，首先假设叶片周围的流场变化是产噪声的主要原因，之后采用RANS方法（Reynolds Averaged Navier-Stoes）计算风扇瞬态流场，从而预测叶片表面的静压波动，最后结合声类比理论预测风扇远场噪音，此种噪声预测方法是合理的[5]。因此，在本文的风扇BPF噪声计算中，应用-ε湍流模型进行风扇瞬态流场的计算，并应用滑移网格方法模拟风扇叶片的转动，之后应用FW-H（Ffowcs Williams-Hawings --FW-H）噪声模型进行噪声值的预测。

为了更加精确地预测宽频噪声值，在风扇宽频噪声的计算过程中，瞬态流场计算采用DES（Detached Eddy Simulation）方法，计算域同BPF噪声计算域相同，相对于BPF噪声计算网格，宽频噪声计算网格在壁面附面层内进行了细化。

2. 两款风扇气动噪声值对比

2.1 两款风扇尺寸及结构

本文用于计算的两款风扇如图7所示。分别为大直径仿生叶片风扇A和小直径普通叶片风扇B。两款风扇叶片数量都为7片，相对于B风扇，A风扇直径增大了1.23倍，轮毂直径增大了1.16倍，A风扇除轮毂和护风圈面积之外的有效通风面积增加了1.51倍。为保证噪声值计算结果的可对比性，两款风扇框架的形状都为规则的正方形，并且正方形的边长均为风扇叶圈直径的1.5倍，如图6所示。

两款风扇的护风圈形状有所不同，A风扇护风圈形状为锯齿形，B风扇护风圈形状为光滑的圆形。护风圈形状的不同，将直接导致两款风扇叶圈与护风圈之间的间隙的差别，并进一步影响叶圈与护风圈之间的干涉噪声。因此，在两款风扇的计算模型中，完整的保留了护风圈形状特征。

两款风扇单片叶片形状如图9所示，A 风扇叶片前缘存在两个明显的凹陷，这是典型的基于鸟类翅膀的宏观非光滑结构；相比之下B风扇的叶片形状更加简单规则。另一方面，两款风扇叶片的截面都为翼型截面，但是A风扇的叶片更薄。

2.2 风扇 BPF 噪声对比

计算过程中共设置了四个噪声监测点，分别用于BPF噪声和宽频噪声值的检测。如图10所示，四个检测点分别为point1风扇中心轴上游0.5m ；point2风扇中心轴下游0.5m ；point3风扇中心轴下游1.5m ；point4风扇下游轴向0.8m向计算域上部偏移0.8m的位置。

图11所示为两款风扇BPF噪声计算值，在point4的监测结果，共计算了1800rpm和2500rpm两种工况。在图11之中，共对比了两款风扇第1--5个BPF频率点处，噪声值的相对大小。计算结果表明，在1800rpm转速情况下，A风扇在第1、第3和第5 BPF频率点处，噪声值均低于B风扇；在第2和第4 BPF频率点处，两款风扇噪声值基本相当。在2500rpm转速情况下，A风扇在第1、第4和第5 BPF频率点处，噪声值均低于B风扇；在第2 BPF频率点处，A风扇噪声高于B风扇；第3 BPF频率点处，两款风扇噪声值相当。总体评价，相对于B风扇，A风扇在叶圈直径扩大了1.23倍的情况下，实现了BPF噪声的降低。

2.3 风扇宽频噪声对比

图12所示为两款风扇在2500rpm转速工况下，宽频噪声计算结果。对比各监测点噪声值可知，在1000HZ左右，两款风扇噪声值相当，在高频区域A风扇噪声高于B风扇噪声值。总体评价，对A风扇宽频噪声较B风扇略有增加。

众所周知，对于冷却风扇而言，BPF噪声值大小比宽频噪声值大小更加重要。结合BPF噪声和宽频噪声的计算结果分析，可知A风扇在风扇直径增加的情况下，总体噪声值低于B风扇，说明Ａ风扇的仿生叶片形状实现了气动噪声值的降低。

3. 仿生叶片风扇降噪机理

根据Atsushi Nashimoto等人对无叶圈汽车散热器风扇的研究结果[6]，散热器风扇首位的噪声源分布在叶片前缘的吸力面，此处发生了流动的分离和再附着 ；第二位的噪声源为叶片尾缘附近由于叶尖涡和尾涡脱落产生的噪声，如图13所示。因此，在本文的研究之中，将分别从叶片前缘气流分离、叶片尾窝和叶尖涡三个方面考察A风扇的降噪机理。

3.1 叶片前缘气流分离

图14所示为两款风扇叶片吸力面静压云图，由图可知，A风扇在叶片前缘上部靠近叶圈的区域压力梯度更加平缓。并且在A风扇叶片前缘的第二个凹陷位置处，相对于B风扇叶片的相同位置，气流分离得到了明显的抑制。

为进一步对比两款风扇叶片前缘气流分离情况，截取了位于风扇叶片顶端的周向截面总压云图，如图15所示。分析图13可以发现，A风扇在叶片前缘吸力面位置的负压区域明显的低于B风扇。

结合以上分析可以说明，A风扇的仿生造型有效的减小了叶片前缘吸力面的气流分离，这种改善作用在叶片顶端区域表现的尤为明显。

3.2 叶片尾窝

图16所示，为两款风扇在不同风扇位置的径向截面的涡量云图。由图可知，A风扇叶片尾涡区域明显的比B风扇小，并且在风扇叶片下游靠近叶圈的位置表现的最为明显。可以初步推测，A风扇在叶片仿生造型以及护风圈锯齿形结构的共同作用之下，有效的抑制了叶片顶端漩涡的产生，并且有效的减小了叶片尾涡，这些改进对降低风扇气动噪声都是有利的。

3.3 风扇叶尖窝

为了分析两款风扇叶片顶端部位在风扇叶片、叶圈和护风圈的共同作用下的复杂流场，特别提取了两款风扇不同径向截面的叶片顶端位置的速度矢量图，如图17所示。由图可知，对于具有叶圈结构的风扇而言，风扇叶片顶端的叶尖涡首先产生于叶圈上游的主流分离区域，之后随主流和风扇叶片的推动作用向下游发展。两款风扇所不同的是，B风扇叶圈与护风圈之间间隙的回流更加明显。Ｂ风扇叶尖涡在离开叶圈时，受到了风扇外侧回流的影响，使得叶尖窝在紧贴护风圈的下游位置得到了进一步的加强，之后才逐渐耗散。而A风扇受护风圈外部锯齿形结构的影响，回流能量大大降低，因此叶尖涡在离开随动护风圈区域之后涡流没有被加强。

4. 结论

本文应用数值计算方法，分别计算了大直径仿生叶片风扇和小直径普通叶片风扇的气动噪声值，并深入研究了仿生叶片风扇的降噪机理。所得研究结论如下：

（1）以鸟类翅膀的宏观非光滑结构为基础，通过对风扇叶片形状和护风圈形状的调整，可以实现在风扇直径增大的同时降低风扇气动噪声；

（2）通过调整风扇叶片形状，可以减小风扇叶片前缘的气流分离和尾涡脱落，这些改进有利于降低风扇气动噪声值，在具体的改进过程之中应主要关注叶片顶端位置 ；

（3）通过在风扇护风圈上设置锯齿形结构，可以有效的降低叶圈与护风圈之间的回流能量，从而减小风扇的叶尖涡。

（文章来源于网络）