基于半消聲室系統臺架的發動機冷卻風扇噪聲問題研究

姜 娟，江迎春，楊 晉，楊二衛

（奇瑞汽車股份有限公司 試驗與整車技術工程院 NVH 性能開發部，安徽 蕪湖 241009）

0 引言

冷卻風扇的運行噪聲，對車輛怠速開空調工況下噪聲有較大的貢獻量。本文針對此問題，通過開展臺架和整車狀態下風扇噪聲測試，將整車問題分解至部件（冷卻風扇），再通過對部件（冷卻風扇）相關設計參數的優化和驗證，最終實現提升整車NVH 性能的目的。

1 存在問題及測試分析

某開發階段樣車存在怠速開空調工況噪聲過大問題，主觀評價該問題可能與冷卻風扇有關，經以下方法排查后確定了該問題。

1.1 測試方法設計

為準確評價風扇運行噪聲，分別進行風扇實車安裝狀態測試和臺架噪聲測試。

（1）風扇在整車安裝狀態試驗設計：分別采取整車怠速開空調（工況1）與發動機關閉、由外接電源驅動風扇（工況2）兩種工況進行測試，圖1 為測試噪聲對比圖，可見工況2 有較多諧波峰值頻率與1 相對應。風扇葉片數量、轉速及貢獻分析詳見表1、表2，由此可確定風扇運行噪聲為引起樣車怠速開空調工況下車內噪聲大的主要原因，因此考慮對風扇噪聲進行優化。

圖1 工況1 與2 駕駛員位置噪聲頻譜對比Fig.1 Driver position noise APS comparison of condition 1 and 2

（2）針對風扇本體的臺架試驗設計：風扇噪聲測試臺架如圖2 所示，臺架系統安放在消聲室有效聲場范圍（消聲室符合ISO3475-2003 要求，聲學參數符合NR-20），以出風側傳聲器1 為參考，進風側傳聲器2 測得結果為依據，測試結果見圖4，總聲壓級偏高，達到75.5dB（A）且自功率譜20～2000Hz 頻率范圍內存在多個窄帶較大噪聲峰值，噪聲表現較差。

表2 右風扇與測試工況的噪聲峰值頻率對應Tab.2 Comparisonofnoisepeakinfrequencybetween rightfanandcondition

圖2 風扇噪聲測試臺架Fig.2 Cooling fan noise bench test in the semi-anechoic chamber

2 優化改進

2.1 風扇噪聲產生的機理

風扇噪聲的主要成分是空氣動力噪聲，主要由渦流噪聲和旋轉噪聲組成：

（1）渦流噪聲：由于風扇旋轉擾動周圍空氣形成渦流，這些渦流又因粘滯力的作用分裂成一系列獨立的小渦流，這些渦流和渦流的分裂會使空氣發生擾動[1]，形成壓力波動，從而激發出噪聲。一般有進氣紊流噪聲、紊流邊界層噪聲、紊流旋渦分離噪聲幾種類型。當該渦流引起的振動頻率與葉片的固有頻率接近時，會產生共振使噪聲增加。渦流噪聲是寬頻帶噪聲，主要峰值頻率為：

其中：k=0.15～0.22 為常數；V—風扇圓周速度；d—葉片在氣流入射方向上的厚度。渦流噪聲主要與葉片形狀和風扇的工作條件（即轉速、風量和氣流阻礙等）有關，其聲功率可估算為：

式中：S—聲功率；a—聲速；V—流量；t—葉距；l—葉長；D—葉徑；_p—壓力增量；?—效率。

（2）旋轉噪聲：由于旋轉的葉片周期性切割空氣，引起空氣周期性壓力脈動而產生。其基頻為：

式中：n—風扇每分鐘轉速；Z—風扇葉片數。該噪聲主要與風扇轉速、葉片數和夾角等因素相關，為窄帶噪聲，當葉片均勻分布時在葉片通過頻率與其諧波頻率能量疊加時表現為規律的節拍聲[2]。

（3）風扇的電機形式、數量、尺寸等因素也都對噪聲有一定的影響。

2.2 根據風扇噪聲的產生機理優化當前冷卻風扇

（1）葉片形狀參數改進。由圖3（a）可見，原狀態風扇扇葉弧度、曲率及傾角較小，且鏟形扇葉偏大，導致葉型安裝角小，基于以上原因，其旋轉時產生風量較小，同風量下需要電機以更高轉速運轉。

圖3 風扇參數示意圖Fig.3 Blade parameters

改進后（如圖3（b）左所示），葉片適度增大了曲率和前傾角，由于在一定的曲率范圍內，相同轉速下，葉片曲率越大，氣體動能也就越大，即風量越大，因此改進后扇葉進風量明顯增加，除了截面上的曲率外，扇葉在俯視平面內的弧度也對風扇性能有一定影響，原狀態風扇葉片徑向弧度較小，導致旋轉所帶動的氣流在出風口一側呈散射狀，送風距離短，且壓力較小，因此改進后對葉片弧度也進行了調整，保證吹出氣流集中在出風口正前方的柱狀空間內，增加送風距離與風壓。

（2）風扇葉片數及葉型安裝角的改進。改進后左風扇增至11 個葉片，右風扇增至9 個葉片，均采用不等間隔分布。改進后的風扇在一定程度上增大了葉型安裝角，由于風扇噪聲在葉型安裝角小于20°時呈下降趨勢，大于20°時急劇上升，基于此，在對風扇進行優化設計時選取了一個噪聲最低點對安裝角進行增大，保證了其噪聲性能。在增大葉型安裝角的同時，葉片上下表面間壓力差也相應得到了增加，從而使風扇能夠在獲得同等風量的前提下降低轉速，從而降低噪聲。

（3）扇葉末端加護風圈。原狀態風扇扇葉末端無護風圈，見圖3（a），葉片在旋轉時推動空氣過程中會因受力發生振動，尤其是葉片末端會因此類振動的激勵產生噪聲，因此在末端增加護風圈，增強扇葉末端的結構穩定性，消除因空氣擾動該位置而產生的噪聲；同時，增加護風圈，能夠減少氣流沿無阻擋的扇葉末端流出，減少風量損失，在風扇其他參數不發生改變的情況下，能夠提高風量。

（4）延伸護風罩。原狀態風扇在整車安裝狀態下護風罩無延伸，且與車身接觸面無密封材料，造成風量損失和回流，從而導致同轉速下冷卻能力不足，需要提高轉速來彌補，從而使噪聲增大。改進后護風罩進行了延伸，并加裝了密封材料，減少了風量損失。

（5）降低風扇轉速。上述方案均對增大風量有明顯的作用，經風量測試，在保證原有風量的前提下，新風扇轉速明顯低于原狀態，詳見表3。一般而言，轉速降低50%，聲壓級降低11～17dB，因此降低轉速對降噪非常有利。

（6）框架結構加強。原狀態風扇與電機分別僅有四根肋板支撐，固定支腳也比較薄弱，框架整體剛度低，從而使風扇易受發動機低頻振動影響，并將這些影響傳遞到車身，增大車身振動。改進后兩風扇的肋板數量均增至7 條，固定支腳也進行了加強處理，與改進前相比，風扇殼體剛度提升了35%（利于降低風扇振動對車身的影響）。

表3 相同風量下改進前后冷卻風扇轉速對比Tab.3Thefanspeedcomparisonbetweenoriginaland improvedfanswiththesameairflow

（7）電機的影響。原狀態風扇電機為2 擋式有刷電機，不能按水溫及空調壓力變化線性調整轉速，NVH 方面的不足表現在：①為保證整車的溫度場及冷卻，設計要求其冷卻能力處于過剩水平，即高轉速出現的時間比偏大，直接造成噪聲偏大；②有刷電機由于通過電刷及換向器實現機械換向，運轉時存在摩擦力，在中高頻500Hz 及以上會有明顯的噪聲貢獻。

基于整車布置空間和成本考慮，且當前改進效果已達到要求，故暫不對電機進行改動。

3 方案驗證

方案驗證，詳見表4 及圖4。由表4 可見，改進后冷卻風扇單體及整車狀態下怠速噪聲均有明顯改善，由于車身及動力總成系統主要模態均分布在低頻區域[3]，因此冷卻風扇在低頻上的改進對整車怠速振動也產生影響，經測試，改進后整車怠速振動降低0.047g，改善明顯。并且經一系列改善后，針對整車的主觀評價也達到較好的效果。因此，通過對風扇單體的優化來達到優化整車NVH 性能的方法是有效的。

表4 冷卻風扇改進前后臺架與整車噪聲對比Tab.4SPLcomparisonincompletevehicleandcomponent betweenoriginalandafterdesignoptimization

圖4 改進前后臺架與整車噪聲自功率譜對比Fig.4 Cooling fan noise APS comparison between original and after design optimization (upper-complete vehicle level, lowercomponent level)

本文通過將冷卻風扇整車與臺架工況下測試相結合，將整車問題分解至部件，再依據風扇噪聲產生機理對風扇參數和結構進行改進，最終使得整車NVH 得到改進（臺架測試在整個車型NVH 開發中的關系如圖5 所示）。

圖5 臺架測試在開發中的作用Fig.5 Bench test support vehicle performance development

4 總結

綜上所述，可以看出臺架測試作為開發手段，在整車開發試驗中的作用主要體現在：

（1）利用臺架進行系統及部件測試，能夠從測試環境、樣件約束的邊界及工況實現的精準等幾方面保證數據的準確性，并利于從窄帶頻譜分析的角度對測試數據進行細致的分析和比對，為發現問題提供依據。

（2）消聲室臺架測試系統作為NVH 開發的中間環節，使整車NVH 問題可以在系統上進行分解優化，加強了性能開發和系統設計之間的聯系，也能夠更直接地為系統供應商進行設計制造指出目標[4]。降低了使用整車直接測試的頻次，節約了開發成本。

[1]楊曉芳.發動機冷卻風扇噪聲分析及其控制方法[J].廣西輕工業，2011，3.

[2]王元龍，賈繼德.低噪聲汽車冷卻系統設計分析[J].拖拉機與農用運輸車，2008，1.

[3]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動—理論與應用[M].北京理工大學出版社，2006.

[4]王望予.汽車設計[M].第4 版.機械工業出版社，2004.