引言

純電動汽車的不斷普及，在消除了內燃機噪聲的同時，使得冷卻風扇的氣動噪聲問題受到更大的重視。并且，在具體的冷卻模塊設計中，為了滿足特定的通風量要求，或者為了將雙風扇合并為單風扇，往往涉及到風扇直徑的增大。但是，冷卻風扇氣動噪聲值和風扇直徑之間存在著重要的關系[1]，大直徑的風扇意味著更大的氣動噪聲。

另一方面，近代仿生學研究表明，將如圖1所示的鳥類翅膀的宏觀非光滑外形，應用于機翼及風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，將仿生學成果應用于電動汽車冷卻風扇，進行風圖 1 鳥類翅膀非光滑形態示意圖扇氣動噪聲的優化，或者在風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。

本文以 CFD（Computational Fluid Dynamics）理論為基礎，以商用CFD軟件star CCM?為主要研究工具，建立了軸流風扇氣動噪聲計算方法。并應用該方法對小直徑普通風扇和大直徑仿生風扇的氣動噪聲值進行了計算，而且對仿生葉片風扇的降噪機理進行了深入的研究。

1. 風扇氣動噪聲計算方法

1.1 計算幾何模型及網格

研究顯示，軸流風扇的噪聲源包括干涉噪聲和自噪聲兩部分[4]。其中，干涉噪聲是指旋轉葉片與固定部件之間的流體干涉，以及風扇上游部件導致的進口湍流產生的噪聲；自噪聲的主要噪聲源為風扇葉片的氣流分離、尾渦脫落和葉尖窩等。

針對乘用車冷卻風扇而言，如圖2所示，風扇由輪轂、葉片、和葉圈組成，葉圈與葉片固連在一起共同運動。風扇外部有風扇框架，風扇框架上與葉圈相對應的部分為護風圈。另外在散熱器風扇上游存在發動機艙入口格柵、散熱器、冷凝器等部件，風扇下游還有動力總成及其附件等結構。所有這些結構，都會對散熱器風扇的氣動噪聲值產生不同程度的影響。

但是，為了節省計算資源，并且明確風扇本身的風噪聲特性，在本文的研究之中忽略周邊部件的影響，主要考察風扇本體的自噪聲和葉圈、護風圈之間的干涉噪聲。計算域為封閉的矩形空間，計算模型包括輪轂、葉片、葉圈、護風圈和風扇支架，完整的保留了風扇葉片和護風圈之間的特征。

在本文的研究中，主要關注不同風扇計算結果的相對值，因此不同計算模型控制體單元加密域尺寸與風扇直徑成固定比例關系，并保證體單元尺寸和邊界層網格設置相同。體網格計算規模為1000萬左右，并控制風扇和葉圈等重要部件Y+值＜2。

1.2 計算物理模型

圖6所示為典型軸流風扇的噪聲頻譜，由圖可見，軸流風扇的氣動噪聲可以歸結為兩種，即BPF噪聲（Blade Passing Frequency）和寬頻噪聲（Broadband Noise）。其中，BPF噪聲是由于風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噪聲分布在由風扇葉片數量和風扇轉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。

研究顯示，首先假設葉片周圍的流場變化是產噪聲的主要原因，之后采用RANS方法（Reynolds Averaged Navier-Sto?es）計算風扇瞬態流場，從而預測葉片表面的靜壓波動，最后結合聲類比理論預測風扇遠場噪音，此種噪聲預測方法是合理的[5]。因此，在本文的風扇BPF噪聲計算中，應用?-ε湍流模型進行風扇瞬態流場的計算，并應用滑移網格方法模擬風扇葉片的轉動，之后應用FW-H（Ffowcs Williams-Haw?ings --FW-H）噪聲模型進行噪聲值的預測。

為了更加精確地預測寬頻噪聲值，在風扇寬頻噪聲的計算過程中，瞬態流場計算采用DES（Detached Eddy Simulation）方法，計算域同BPF噪聲計算域相同，相對于BPF噪聲計算網格，寬頻噪聲計算網格在壁面附面層內進行了細化。

2. 兩款風扇氣動噪聲值對比

2.1 兩款風扇尺寸及結構

本文用于計算的兩款風扇如圖7所示。分別為大直徑仿生葉片風扇A和小直徑普通葉片風扇B。兩款風扇葉片數量都為7片，相對于B風扇，A風扇直徑增大了1.23倍，輪轂直徑增大了1.16倍，A風扇除輪轂和護風圈面積之外的有效通風面積增加了1.51倍。為保證噪聲值計算結果的可對比性，兩款風扇框架的形狀都為規則的正方形，并且正方形的邊長均為風扇葉圈直徑的1.5倍，如圖6所示。

兩款風扇的護風圈形狀有所不同，A風扇護風圈形狀為鋸齒形，B風扇護風圈形狀為光滑的圓形。護風圈形狀的不同，將直接導致兩款風扇葉圈與護風圈之間的間隙的差別，并進一步影響葉圈與護風圈之間的干涉噪聲。因此，在兩款風扇的計算模型中，完整的保留了護風圈形狀特征。

兩款風扇單片葉片形狀如圖9所示，A 風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構；相比之下B風扇的葉片形狀更加簡單規則。另一方面，兩款風扇葉片的截面都為翼型截面，但是A風扇的葉片更薄。

2.2 風扇 BPF 噪聲對比

計算過程中共設置了四個噪聲監測點，分別用于BPF噪聲和寬頻噪聲值的檢測。如圖10所示，四個檢測點分別為point1風扇中心軸上游0.5m ；point2風扇中心軸下游0.5m ；point3風扇中心軸下游1.5m ；point4風扇下游軸向0.8m向計算域上部偏移0.8m的位置。

圖11所示為兩款風扇BPF噪聲計算值，在point4的監測結果，共計算了1800rpm和2500rpm兩種工況。在圖11之中，共對比了兩款風扇第1--5個BPF頻率點處，噪聲值的相對大小。計算結果表明，在1800rpm轉速情況下，A風扇在第1、第3和第5 BPF頻率點處，噪聲值均低于B風扇；在第2和第4 BPF頻率點處，兩款風扇噪聲值基本相當。在2500rpm轉速情況下，A風扇在第1、第4和第5 BPF頻率點處，噪聲值均低于B風扇；在第2 BPF頻率點處，A風扇噪聲高于B風扇；第3 BPF頻率點處，兩款風扇噪聲值相當。總體評價，相對于B風扇，A風扇在葉圈直徑擴大了1.23倍的情況下，實現了BPF噪聲的降低。

2.3 風扇寬頻噪聲對比

圖12所示為兩款風扇在2500rpm轉速工況下，寬頻噪聲計算結果。對比各監測點噪聲值可知，在1000HZ左右，兩款風扇噪聲值相當，在高頻區域A風扇噪聲高于B風扇噪聲值。總體評價，對A風扇寬頻噪聲較B風扇略有增加。

眾所周知，對于冷卻風扇而言，BPF噪聲值大小比寬頻噪聲值大小更加重要。結合BPF噪聲和寬頻噪聲的計算結果分析，可知A風扇在風扇直徑增加的情況下，總體噪聲值低于B風扇，說明Ａ風扇的仿生葉片形狀實現了氣動噪聲值的降低。

3. 仿生葉片風扇降噪機理

根據Atsushi Nashimoto等人對無葉圈汽車散熱器風扇的研究結果[6]，散熱器風扇首位的噪聲源分布在葉片前緣的吸力面，此處發生了流動的分離和再附著 ；第二位的噪聲源為葉片尾緣附近由于葉尖渦和尾渦脫落產生的噪聲，如圖13所示。因此，在本文的研究之中，將分別從葉片前緣氣流分離、葉片尾窩和葉尖渦三個方面考察A風扇的降噪機理。

3.1 葉片前緣氣流分離

圖14所示為兩款風扇葉片吸力面靜壓云圖，由圖可知，A風扇在葉片前緣上部靠近葉圈的區域壓力梯度更加平緩。并且在A風扇葉片前緣的第二個凹陷位置處，相對于B風扇葉片的相同位置，氣流分離得到了明顯的抑制。

為進一步對比兩款風扇葉片前緣氣流分離情況，截取了位于風扇葉片頂端的周向截面總壓云圖，如圖15所示。分析圖13可以發現，A風扇在葉片前緣吸力面位置的負壓區域明顯的低于B風扇。

結合以上分析可以說明，A風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域表現的尤為明顯。

3.2 葉片尾窩

圖16所示，為兩款風扇在不同風扇位置的徑向截面的渦量云圖。由圖可知，A風扇葉片尾渦區域明顯的比B風扇小，并且在風扇葉片下游靠近葉圈的位置表現的最為明顯。可以初步推測，A風扇在葉片仿生造型以及護風圈鋸齒形結構的共同作用之下，有效的抑制了葉片頂端漩渦的產生，并且有效的減小了葉片尾渦，這些改進對降低風扇氣動噪聲都是有利的。

3.3 風扇葉尖窩

為了分析兩款風扇葉片頂端部位在風扇葉片、葉圈和護風圈的共同作用下的復雜流場，特別提取了兩款風扇不同徑向截面的葉片頂端位置的速度矢量圖，如圖17所示。由圖可知，對于具有葉圈結構的風扇而言，風扇葉片頂端的葉尖渦首先產生于葉圈上游的主流分離區域，之后隨主流和風扇葉片的推動作用向下游發展。兩款風扇所不同的是，B風扇葉圈與護風圈之間間隙的回流更加明顯。Ｂ風扇葉尖渦在離開葉圈時，受到了風扇外側回流的影響，使得葉尖窩在緊貼護風圈的下游位置得到了進一步的加強，之后才逐漸耗散。而A風扇受護風圈外部鋸齒形結構的影響，回流能量大大降低，因此葉尖渦在離開隨動護風圈區域之后渦流沒有被加強。

4. 結論

本文應用數值計算方法，分別計算了大直徑仿生葉片風扇和小直徑普通葉片風扇的氣動噪聲值，并深入研究了仿生葉片風扇的降噪機理。所得研究結論如下：

（1）以鳥類翅膀的宏觀非光滑結構為基礎，通過對風扇葉片形狀和護風圈形狀的調整，可以實現在風扇直徑增大的同時降低風扇氣動噪聲；

（2）通過調整風扇葉片形狀，可以減小風扇葉片前緣的氣流分離和尾渦脫落，這些改進有利于降低風扇氣動噪聲值，在具體的改進過程之中應主要關注葉片頂端位置 ；

（3）通過在風扇護風圈上設置鋸齒形結構，可以有效的降低葉圈與護風圈之間的回流能量，從而減小風扇的葉尖渦。

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