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兼顾冷却、降噪要求的后置客车冷却系统研究
作者:贾继德 刘学渊 邱峰 陈剑
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汽车与公路设备展厅
乘用车/客车, 电动/混合动力汽车, 卡车/货车, 专用车, 交通安全设备, ...
一、前言

由于后置客车的冷却系统没有迎面风,且散热器受总布置的限制不能有效地增加面积,因此,主要采取提高冷却风扇的转速避免发动机过热,这无疑地增加了风扇向外辐射噪声。GB 1495—2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》明确规定,自2005年1月1日以后生产的车辆必须达到第二阶段对噪声限值的要求,即P<150kW,80dB(A),否则将不得生产、销售。某款中型客车车外加速噪声超过国标规定的第二阶段限值。大量试验证明,其风扇噪声在整车及发动机噪声中占有较大的比重[1,2],并且通过进风和排风通道向外辐射。因此,从冷却系统整体考虑来降低噪声成为降低该客车噪声的关键。

二、风扇噪声产生机理

风扇噪声主要是空气动力噪声,由旋转噪声、涡流噪声组成[3]。

(一)旋转噪声

旋转噪声是由于旋转叶片周期性地切割空气,引起空气周期性压力脉动而产生的,在叶片等间隔分布的情况下,其基频为:

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式中,n为风扇转速,r/min;Z为风扇叶片数,偶数,且等夹角时不发生奇数高次谐波。

该噪声主要与风扇转速、叶片数和夹角等因素有关,它是窄带噪声,在叶片通过频率和其谐波频率能量叠加时表现为节拍声。

(二)涡流噪声

风扇旋转使周围的空气产生涡流,这些涡流又因粘滞力的作用分裂成一系列独立的小涡流,这些涡流和涡流的分裂会使空气发生扰动,形成压力波动,从而激发出噪声。当该涡流引起的振动频率与叶片的固有频率接近时,产生共振,噪声增加,使风扇叶片极易折断。涡流噪声是宽频带噪声,主要取决于叶片形状和风扇的工作条件(即转速、流量和气流阴碍),如护风罩形状不当会引起共鸣,风扇、护风罩.和散热器相对位置及风扇前后的障碍物等都对其有影响。其主要峰值频率为:

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式中,K为斯特罗哈尔数,0.15~0.22;V为风扇圆周线速度,m/s;d为叶片在气流人射方向上的厚度,m。

发动机低速运转时其风扇噪声以涡流噪声为主,高速运转时旋转噪声占强势。

三、兼顾冷却、低噪声的冷却系设计

风扇是冷却系的噪声源,它所产生的噪声主要通过进风道、进风格栅、后舱门的通风孔等向外辐射传播。要达到良好的吸声、降噪目的,可以通过两个途径:首先是风扇的选型设计,其次是在风扇进风及排风的通道处采取降噪措施。为了考察风扇噪声通过进风口、排风口向外辐射的情况,采用阻尼板分别将左、右进风格栅和后舱门通风孔封闭,同时按照GB 149.5-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》进行测试,试验结果见表1。

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从表1可以看出,分别封闭左、右舱格栅后,各侧的噪声均有下降,左舱门处下降2dB(A),右舱门处下降约1dB(A);而封闭后舱门通气孔后,左侧舱门处噪声下降约1dB(A),右侧舱门处噪声基本没有变化。由此可知,该冷却系的噪声主要通过左、右格栅向外辐射,从而影响该客车车外加速噪声值。

(一)增大风扇直径、降低风扇转速

降低风扇噪声有很多方法,最快捷的方法是在满足冷却要求的前提下尽可能减小风扇转速。但风扇转速n、风扇直径D与冷却效果和噪声之间关系比较复杂[3],必须通过大量试验得到。

1.试验装置及测试方法

在风扇性能测试系统(图1)上严格按GB/T1236-2000《工业通风机用标准化风道性能试验》中的有关规定,采用进气试验方法进行风扇性能试验。风扇的护风罩为Φ630mm,风扇的轴向宽度100%置于风扇护风罩内。风扇由测功机直接驱动。取4个常用转速试验,在每一转速选9个,均匀分布的工况点,风阴从最小开始逐渐增高至空气流量为零止,当每一工况点的转速、流量稳定后,进行各参数的测量。风扇噪声试验是在半消声室中进行的,见图2。

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消声室本底噪声为22dB(A),被测试风扇固定于消声室风扇支架的驱动轴上。风扇传动机构大部分位于测控室,以防止传动装置产生的噪声传到消声室。输出轴穿过墙壁驱动风扇,传声器侧得的信号经电缆传输至测控室的HS5660A精密脉冲声级计。

2.试验结果及改进措施

通过大量试验及优化设计得出:F600-8A风扇(叶片8片,直径600 mm)与F570-10A风扇(叶片10片、直径570mm)相比,转速由2445r/min下降到2228r/min(发动机额定转速),不仅风扇的冷却能力略有提高,而且风扇近场噪声也下降了2.51dB(A),见表2。

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根据以上试验分析结果,将样车一所用F570-1OA风扇更换为F600-8A风扇,并将风扇皮带轮传动速比由1.063降为0.969,风扇线速度也由72.92m/s下降到70m/s。

为了充分发挥风扇的效能,将散热器、风扇、护风罩按最佳位置进行安装〔4〕:选定风扇护风罩的内径为62.5mm,并在护风罩内部表面覆盖5mm的吸声材料,使风扇叶片顶端与护风罩内圈的间隙保持为7.5 mm(约等于风扇直径的1.5%);护风罩的形状尽可能满足文氏管型;将风扇叶片沿气流方向投影宽度的2/3部分放在护风罩内,1/3部分超出护风罩,风扇前端与散热器芯子之间的轴向距离保持在100mm左右。

(二)进风格栅的消声设计

在满足有效通风面积的同时,选择4种常用格栅型式(表3)进行测试,其对近场噪声的影响如图3所示。试验说明,采用格栅型式4时,风扇的噪声向外辐射最低。

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(三)进风通道的消声设计

目前常用的进风通道形式有3种,见图4。从进风效果来看,图4c形式进风阻力最小,在其他条件不变的情况下,通过散热器的冷却空气流量最大;图4a进风阻力其次;图4b进风阻力最大,但其风扇噪声大多被反射回来,降噪效果最好。综合进风与降噪效果,选择了图4c形式的进风通道。

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为有效地衰减风扇噪声,在风道上铺设了吸声材料。选用4种常用的吸声材料进行测试分析比较,结果见图5。图5表明,采用PE材料对于噪声的衰减不太明显,而采用毛毡、玻璃棉和复合材料对于噪声的吸收衰减效果非常明显,其中复合材料使近场噪声平均下降2-BdB(A)。

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散热器前、后腔的封闭也是非常重要的。过去厂家为了方便安装,在侧面立柱上加上一块橡胶皮,希望关闭舱门时隔绝散热器前、后腔,实际效果并不好,导致前、后腔的空气循环运动,进风效率低下,而且还易引起风扇噪声向外辐射。为此,将散热器侧面采用封板封闭,彻底隔绝了前、后腔的联系。

(四)客车后舱门的消声设计

如何将风扇抽吸风及时排出发动机舱,直接影响发动机的冷却效果。从客车风洞试验结果(图6)可以看出,当客车高速行驶时,客车尾部均为负压区,此时在后舱门上开孔对散热作用不大[5];(但在怠速或低转速行驶时,可以从后舱门通气孔向外散发一定的热量)。由于试验样车为旅游客车,长期处于高速行驶状态,因此对其后舱门通气孔进行密封并粘贴了吸声降噪材料。从图7可以看出,在后舱通气孔封闭后,后舱门处的近场噪声有明显降低,主要是因为风扇排出的风直接作用在舱门的吸声材料上被吸收、衰减,使反射噪声明显下降。

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样车在额定工况(发动机转速2300r/min)行,在距左舱门、右舱门、后舱门0.5m,高1.2m处取3个测点,分别测取了采用降噪措施前、后的噪声信号,图8为1/3倍频程谱图。

从图8可见,左舱门处噪声能量平均下降5.12%,右舱门处噪声能量平均下降2.3%,后舱门处噪声能量平均下降4.3%;在300Hz以下,左舱门处的噪声能量下降1.85%,而右舱门处噪声能量增加了0.46%,后舱门处噪声能量下降了2.25%;在300~16000Hz频段内,左舱门处噪声能量下降7.33%,而右舱门处噪声能量下降了4.13%,后舱门处噪声能量下降了5.68;在全频段上,除个别点外,噪声的声压级均有所下降,最大下降达13.5dB(A)。

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通过车外加速噪声的道路试验,得知该款客车的车外加速噪声下降了2~3dB(A);同时,在样车加载并连续爬坡试验中,冷却系的冷却效果较好,没有出现过热现象。

四、结束语

通过对风扇选型和进行进风格栅、风道以及后舱门的降噪消声设计,使该客车在保持良好冷却效果的同时,车外加速噪声下降了2~3dB(A)。

所采取的降噪措施较好地衰减了中、高频段的噪声,而对低频噪声的影响不明显。

参考文献
1.连小珉等声强法识别大型客车主要噪声源汽车工程,1994,16(6):334-339
2.王斌等风扇系统噪声对发动机整机噪声的影响内燃机工程,2004,25(6):52~54
3.徐兀编译汽车振动和噪声控制北京:人民交通出版社,1987
4.虞忠潮后置客车底盘冷却系统的设计与布置客车技术与研究,1997,19(1):28~34
5.高利等国产客车模型风洞试验研究汽车技术2002,(7)27-31(end)
文章内容仅供参考 (投稿) (如果您是本文作者,请点击此处) (4/15/2007)
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