散热器风扇气动噪声仿真研究
本文在两款风扇结构对比分析的基础之上，以CFD方法为主要研究方法，计算了普通散热器风扇和仿生造型风扇的气动噪声值，并进行了深入的对比。对比结果表明，仿生造型风扇在风扇直径和通风能力增大的前提之下，实现了风扇气动噪声的降低。并且本文在对两款风扇的瞬态流场进行了深入分析的基础之上，明确了仿生造型风扇的降噪机理，并提出了一些可以指导风扇降噪设计的建议。本文的研究结果，可以对冷却风扇气动噪声性能的优化提供参考。
0 引言
在传统的轿车噪声源逐渐受到控制的情况下，作为轿车冷却系统必不可少的重要部件，冷却风扇的气动噪声问题逐渐受到了广泛的关注。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轿车散热器风扇，用以进行风扇气动噪声的优化，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。
图1 鸟类翅膀非光滑形态示意图
本文以计算流体动力学（Computational Fluid Dynamics--CFD）和计算气动声学（Computational Aeroacoustics--CAA）理论为基础，建立了轴流风扇气动噪声计算方法。应用该方法对小直径普通风扇和大直径仿生叶片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 计算几何模型及计算域选取
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、尾窝脱落和叶尖窝等。
针对轿车散热器风扇而言，如图2所示，散热器风扇由轮毂、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。
图2 散热器风扇结构示意图
但是，由于CAA计算需要耗费大量的计算资源，在现阶段无法实现散热器风扇在实车状态下的噪声值计算。另外，作为仿生叶片风扇噪声的初步研究，忽略周边部件的影响，对于对比风扇本身的性能优劣和研究其降噪机理是有利的。
因此在本文的研究之中，主要考虑风扇本体的自噪声部分和叶圈、护风圈之间的干涉噪声。计算域如图3所示，整个计算域为封闭的矩形空间，风扇几何模型包括轮毂、叶片、叶圈、护风圈和风扇支架，计算模型完整的保留风扇叶片和护风圈之间的特征。
图3 风扇气动噪声计算域
1.2 计算物理模型
图4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，即叶片通过频率噪声（Blade Passing Frequency--BPF）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。
图4 典型的轴流风扇噪声频谱
研究显示，首先假设叶片周围的宏观流场变化是产生BPF噪声的主要原因，之后采用RANS方法（Reynolds-Averaged Navier-Stokes--RANS）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k-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-Hawkings--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噪声计算网格在宽频噪声计算网格在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5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。
图5 风扇本体尺寸参数对比
图6 风扇框架及护风圈形状示意图
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。图5风扇本体尺寸参数对比图6风扇框架及护风圈形状示意图图7风扇叶片形状对比两款风扇单片叶片形状如图7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。
图7 风扇叶片形状对比
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8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9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9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5BPF频率点处，噪声值均低于B风扇；在第2和第4BPF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5BPF频率点处，噪声值均低于B风扇；在第2BPF 频率点处，A风扇噪声高于B风扇；第3BPF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。
图8 噪声监测点位置示意图
图9 两款风扇point4监测点BPF噪声计算结果
2.3 风扇宽频噪声对比
图10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
从基础研究的角度出发，目前大部分轴流风扇气动噪声的研究，是针对无叶圈结构的风扇进行的，对于具有叶圈结构的轴流风扇噪声源的研究比较少见。因此，以下本文将参考无叶圈轴流风扇的研究成果，并结合具有叶圈的轴流风扇的结构特殊性，对本文中所涉及的大直径仿生叶片风扇降噪机理进行研究。