汽车前端冷却模块气动噪声数值分析

打开文本图片集

摘 要：采用计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）和计算气动声学（Computational Aeroacoustics，CAA）分步耦合方法对汽车前端冷却模块气动噪声进行数值分析。将换热器部件等效为多孔介质，利用大涡模拟（Large Eddy Simulation，LES）捕捉冷却模块声源信息。利用声学边界元法（Acoustic Boundary Element Method，BEM）计算气动噪声，并将计算结果和噪声试验结果进行对比。结果表明，冷却模块空间声场低频段轴向偶极特征明显；离散噪声突出而宽频噪声相对较小；场点总声压级随转速的增大而增加；出风口场点总声压级较进风口大；增加等效声源数量可提高气动噪声的数值预测精度。计算结果与试验结果吻合较好，说明CFD和CAA分步耦合方法可为冷却模块低噪声设计提供理论指导。

关键词：冷却模块；气动噪声；多孔介质；旋转偶极子；声学边界元法

中图分类号：U464.138文献标文献标识码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2015.06.11

Abstract：Numerical analysis of aerodynamic noise was conducted for an automotive front-end cooling module based on a CFD and CAA hybrid method. Heat exchangers behave like an equivalent porous medium. the large eddy simulation （LES） was utilized to obtain the characteristics of the aeroacoustic source. The acoustic boundary element method （BEM） was implemented to compute the aeroacoustic field. Finally， the comparison between predicted and measured values demonstrates that the acoustic response has a strong dipole characteristic at low frequency. Tonal noise is prominent while broadband noise is relatively lower. The total sound pressure levels at measuring points increase with rotational speed. The sound pressure level at outlet is higher than inlet. The prediction accuracy is improved by increasing the number of equivalent acoustic sources. The CFD and CAA hybrid method is applicable to the design of low-noise automotive front-end cooling module.

Key words：cooling module； aerodynamic noise； porous medium； rotating dipole； acoustic boundary element method

汽车前端冷却模块作为汽车热管理系统的重要组成部分，是汽车的主要噪声源之一。随着汽车驾驶员和乘员对声舒适性要求的不断提高及相关汽车噪声标准法规的日趋严格，开发低噪声汽车前端冷却模块具有重要意义。汽车前端冷却模块由中冷器、冷凝器、散热器等换热器部件和冷却风扇模块化集成而成，示意图如图1所示。

气动噪声是汽车前端冷却模块噪声的主要部分，其产生和传播与冷却模块外部复杂流动密切相关。在冷却模块流场分析方面，Puntigam等人[1]对汽车冷却模块流场特性进行数值研究，验证冷却模块流场仿真的可靠性。Stroh等人[2]采用1D/3D联合仿真技术，建立冷却模块CFD模型分析模型，分析冷却模块的外流场特性。董军启等人[3]对冷却模块各散热元件进行流场数值仿真及试验验证。刘佳鑫等人[4]在CFD虚拟风洞中对车辆散热器模块空气流场特征进行分析及试验验证。

在冷却模块声场分析方面，Becher等人[5]利用FW-H模型预测汽车冷却风扇的远场声传播特性。Yoshida等人[6]利用CFD方法分析冷却风扇的离散噪声并进行试验验证。耿丽珍等人[7]根据风扇台架试验条件应用CFD声学模块计算冷却风扇单体气动噪声。上官文斌等人[8]利用CFD和正交试验方法优化冷却风扇造型参数以降低气动噪声。肖红林

等人[9]采用RANS方法和LES方法研究冷却风扇叶型参数与气动噪声的内在联系。但以往大多数气动噪声研究都集中于冷却风扇单体，忽略了实际工况下换热器、风扇支架等部件对气动噪声的影响。

本文建立包括换热器部件、风扇支架在内的汽车前端冷却模块模型，采用LES对冷却模块流场进行非定常计算捕捉声源信息。利用BEM对冷却模块气动噪声进行预测，分析声场空间及场点声学特性。最后将预测结果和试验结果进行对比，验证CFD/CAA分步耦合方法的准确性。

1 流场数值计算与分析

1.1 流场计算理论模型

流场定常计算湍流模型采用RNG k-ε两方程模型。将定常计算结果作为初场，采用基于动力Smagorinsky亚格子应力模型的LES进行非定常计算[10]。为封闭过滤后的Navier-Stokes方程，采用亚网格模型对亚网格应力进行简化，其中瞬时变量函数的过滤可定义为

1.2 流场计算模型建立

合理的冷却模块流场计算模型是气动噪声数值分析的基础。在保留几何特征的前提下，在ANSYS CFX中建立包括风扇单体和风扇支架的7叶片等节距吸风式冷却风扇简化模型，以及忽略换热管道、换热芯部、进出水室等局部结构的中冷器、冷凝器和散热器简化模型。简化后的冷却模块模型如图2所示。

利用多孔介质模型描述换热器部件空气阻力特征[4]。根据厂商提供的换热器部件速度与压力降试验数据拟合得到多孔介质模型参数，见表1。

建立紧贴冷却风扇的圆柱包络体旋转流域，在外部建立长方体空气流域作为静态流域。将静态流体域入口和出口位置设置在风扇轴向上距离冷却风扇前后1 000 mm处，从而防止压力在边界处产生突变。流场计算域模型如图3所示。

利用ICEM CFD对计算域进行网格划分。在旋转流体域，对叶片表面附近采用膨胀层网格并进行加密处理。在旋转流体域的其余部分先采用棱柱网格进行过渡，再采用适应性较强的四面体网格进行划分。在静态流体域的过渡区域采用四面体网格划分。对多孔介质及前后静态流体域进行六面体网格划分。冷却模块流场网格模型如图4所示。

流场计算域流体属性设为不可压缩25 ℃空气。入口边界条件设为静压为0 Pa的压力入口边界，出口边界条件设为静压为0 Pa的压力出口边界。计算模型静态流体域的壁面设定为无滑移壁面，壁面区采用自动壁面函数。设置3组冷却模块工况条件，计算不同工况下的流场情况，见表2。

1.3 流场计算结果分析

首先进行流场定常计算，并将标准风量计算结果与流量试验结果对比，见表3。可以看出流量随工作电压和转速的增加而增加，计算流量和试验流量趋势一致，相对误差在5%以内，验证了CFD模型的可靠性。

图5为工况2下冷却模块流场不同横向截面速度分布图。可以看出，换热器部件明显使流场更加复杂且不均匀性增强，为准确预测冷却模块整体气动噪声必须考虑多孔介质对流场的影响。

将定常计算结果作为初场进行非定常计算。时间步长设置为2E-4s，根据奈奎斯特采样定律，最大分析频率为2 500 Hz。当流场变化呈现出明显的周期性稳定状态后，输出叶片表面压力时域脉动作为气动声源信息。

2 声场数值计算与分析

2.1 声场计算理论模型

由于冷却风扇是冷却模块中最主要的运动部件，冷却模块流场中任何压力的变化都是由于风扇旋转引起的，因此冷却模块的主要气动噪声源为气体与风扇旋转使叶片相互作用形成的旋转偶极子源，其声辐射可根据Lowson公式求解[11]。转子在入口的转子-定子配置，mBΩ频率处叶片的轴向和切向辐射声压为

式（8）和式（9）中，m为谐波数；B为转子叶片数；Ω为转速，r/min；R为观测点距风扇中心的距离，m；c0为声速，m/s；F（τ）为叶片边缘总压力的傅里叶级数；M为旋转马赫数；V为定子叶片数；θ、φ、γ定义如图6所示。

2.2 声场计算模型建立

首先将CFD计算得到的叶片表面压力时域脉动信息导入到LMS Virtual. Lab中，基于声类比理论等效为旋转偶极子声源。当叶片尺寸远小于波长时，单个扇声源点可以表征叶片表面压力脉动的激励作用；当叶片尺寸较大时，则需要将叶片划分成多个部分，在每个部分上分别定义载荷矢量和作用点，从而得到一系列旋转偶极子声源形成的点云。为探究等效声源数量对冷却模块气动噪声预测精度的影响，采取粗糙、中等和精细三种等效声源方案，见表4。

建立风架导风圈面网格作为声学硬边界条件，并进行声学网格前处理，忽略换热器部件吸声作用。以冷却风扇中心点为球心，建立半径R=1 m的球状空间声响应场。定义声场计算介质为空气。在冷却风扇水平轴线前后1 m处分别设置进风口场点A和出风口场点B。声场数值计算模型如图7所示。

2.3 声场计算结果分析

对三种工况，三种声源等效方案的冷却模块气动声场进行求解。以额定工况为例，由等效声源方案3计算得出的空间声场声压分布云图如图8所示。从图中可直观地看出，1阶和2阶叶频的声场声压分布规律类似，沿轴向呈现空间“∞”型，轴向偶极特征明显，声辐射能量相对集中。3阶和4阶叶频的声场声压分布规律类似，沿轴向仍呈现空间“∞”型，但发生一定的偏转。5阶和6阶叶频的声场轴向特性减弱并发生偏转，声辐射能量较为分散。

为验证声场计算的准确性，根据汽车散热器电动风扇技术条件[12]在半消音室中采用丹麦B&K PULSE测试系统进行冷却模块噪声试验。设置与数值计算场点位置一致的测点A、B。试验环境如图9所示。

采用快速傅里叶变换和A计权声压级转换得到进、出风口场点A、B处的声压级频率响应函数。三种工况三种声源等效方案的进、出风口场点A、B的声压级频谱计算值与试验值对比如图10所示。可以看出总体上计算得出的声压级频谱与试验声压级频谱一致，为包含宽频成分和离散成分的复合谱。计算与试验宽频噪声都随着频率的升高先增大再保持稳定，而离散噪声在1阶至10阶叶频处都存在较为突出的尖峰，最大声压级都出现在2阶叶频处，在1阶叶频、3阶叶频次之，是冷却模块总噪声贡献量上的主要影响阶次，而其余叶频谐波处离散噪声大小具有较强的波动性。进风口场点的声压级频谱计算值整体比出风口低，说明旋转偶极子声源对进风口场点的影响小于对出风口的影响。等效声源方案3更加接近声压级频谱试验结果，说明等效声源数量的增加提高了气动噪声的数值预测精度。

由于气动声源发声包含不同频率的成分，不同频率的声波不会发声干涉，可利用能量相加法则对声压级进行叠加，依据式（10）计算进、出风口测点处的总声压级：

。

式中，LPi为第i个频程的声压级，dB。表5为进、出风口场点A、B总声压级计算值与试验值对比，可以看出，场点总声压级随转速提高而增大，出风口场点总声压级比进风口大。三种等效声源方案的计算值整体偏小，方案1的平均相对误差为-10.6%，方案2为-5.6%，方案3为-2.2%。方案3计算值更加接近试验值，说明等效声源数量的增加使气动噪声的数值预测精度提高。

场点声压级频谱和总声压级计算值较试验值偏小，造成误差的主要原因可归结为以下三点：（1）计算

声场为自由场即全消音室，忽略半消音室消声壁面对噪声传播的反射及折射作用使计算值偏小。（2）试验中气流通过换热器、风扇支架等部件时产生湍流噪声及流致振动噪声，导致噪声水平升高。（3）试验中受机械噪声和电磁噪声的影响使冷却模块总声压级变大。

3 结论

建立基于CFD/CAA分步耦合方法的汽车前端冷却模块气动噪声数值预测模型，进行气动声学特性数值分析与相应的噪声试验验证。结果表明：冷却模块空间声场在低频段轴向偶极特征明显；离散噪声突出而宽频噪声较小；场点总声压级随转速提高而增大；出风口场点总声压级比进风口大；等效声源数量的增加可提高气动噪声数值预测精度。计算结果与试验结果一致性较好，说明CFD/CAA分步耦合方法可为汽车前端冷却模块低噪声设计提供理论指导。后续将从整车模型的角度，进一步研究前端冷却模块气动噪声对整车NVH性能的影响。

参考文献（References）：

PUNTIGAM W，HÖRMANN T，MOSHAMMER T，et al. Robust Cooling with Coupled 1D，3D Thermal Simulation Models [R]. SAE World Congress，Detroit，2005.

STROH C，REITBAUER R，HANNER J. Increasing the Reliability of Designing a Cooling Package by Applying Joint 1D/3D Simulation [C]//SAE Paper 2006-01-1571.

董军启，陈江平，何新燕. 车辆发动机冷却模块试验与仿真研究 [J]. 内燃机工程，2008，29（5）：75-79.

Dong Junqi，Chen Jiangping，He Xinyan. Experiment and Simulation Research for Vehicle Engine Cooling Package [J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering， 2008，29（5）：75-79.（in Chinese）

刘佳鑫，秦四成，徐振元，等. 基于CFD仿真的车辆散热器模块传热性能对比分析 [J]. 华南理工大学学报（自然科学版），2012，40（5）：24-29.

Liu Jiaxin，Qin Sicheng，Xu Zhenyuan，et al. Compara-tive Analysis of Heat Exchange Performance of Vehicle Radiator Based on CFD Numerical Simulation [J]. Journal of South China University of Technology （Natural Science Edition），2012，40（5）：24-29. （in Chinese）

BECHER M，BECKER S. Investigation of the Applica-bility of Numerical Noise Prediction of an Axial Vehicle Cooling Fan [C]//SAE Paper，2014，1（0002）.

YOSHIDA K，SEMURA J，KOHRI I，et al. Reduction of the BPF Noise Radiated from an Engine Cooling Fan [C]//SAE Paper，2014，1 （0631）.

耿丽珍，袁兆成，李传兵，等. 轿车发动机冷却风扇CFD仿真分析及降噪研究 [J]. 汽车工程，2009，31（7）：664-668.

Geng Lizhen，Yuan Zhaocheng，Li Chuanbing，et al. A Study on CFD Simulation Analysis and Noise Reduction for the Cooling Fan of Car Engine [J]. Automotive Engi-neering，2009，31（7）：664-668. （in Chinese）

上官文斌，吴敏，王益有，等. 发动机冷却风扇气动性能的计算方法 [J]. 汽车工程，2010，32（9）：799-802.

Shangguan Wenbin，Wu Min，Wang Yiyou，et al. Calcu-lation Method of Aerodynamic Performances of Engine Cooling Fans [J]. Automotive Engineering，2010，32（9）：799-802. （in Chinese）

肖红林，石月奎，王海洋. 大型车辆冷却风扇数值模拟的研究[J]. 汽车工程，2011，33（7）：636-640.

Xiao Honglin，Shi Yuekui，Wang Haiyang，et al. A Study on the Numerical Simulation for the Cooling Fan of Large Vehicle [J]. Automotive Engineering，2011，33（7）：636-640.（in Chinese）

POPE S B. Turbulent Flows [M]. UK：Cambridge University Press，2000.

LOWSON M V. Theoretical Analysis of Compressor Noise [J]. The Journal of the Acoustical Society of America， 1967，42（5）：1150.

QC/T 773—2006.汽车散热器电动风扇技术条件[S]. 北京：中国标准出版社，2006.

QC/T 773—2006. Cooling Fan Module Specification for Automobile[S]. Beijing：China Standard Press，2006.（in Chinese）