针对某重型商用车在高温、高速行驶工况下驾驶室噪声偏高问题,利用频谱分析方法对该车进行了声源识别与热平衡试验,得出主要噪声源为冷却风扇宽频涡流噪声,并且根据风扇性能曲线与车辆热平衡试验数据得出涡流是造成系统阻力偏高、散热性能下降的主要原因。采用CFD分析法对发动机舱内流场进行数值分析,得出护风罩边缘过长导致风扇导出气流形成涡流团,基于此提出了护风罩优化设计方案。试验结果表明,护风罩优化后使得风扇导出气流涡流减少,散热器进风量由3.12 kg/s增加到3.68 kg/s,驾驶室噪声降低1.7 dB(A)。 可判断风扇为主噪声源。通常风扇噪声主要由旋转噪声（窄带噪声）和涡流噪声（宽带噪声）组成[4]商用车冷却系统-电动数控滚圆机滚弧机张家港电动滚弧机液压滚圆机。旋转噪声主要由风扇叶片周期性切割空气引起，其计算式为：ffan=ηfann·zfan60i（1）式中，i为风扇谐波次数；n为发动机转速；ηfan为风扇转速比；zfan为风扇叶片数。已知该车在高温、高速工况下行驶时ηfan=1.22、n=1900r/min、zfan=11，则由式（1）计算得风扇旋转噪声的一、二阶噪声频率分别为425Hz和850Hz。图1为风扇关闭前、后驾驶员右耳处1/3倍频图，由图1可看出，驾驶员耳旁的主噪声频率集中在200~315Hz，并不在旋转噪声（425Hz、850Hz）频率范围内，因此可判断风扇噪声主要为涡流噪声。图1风扇关闭前、后驾驶员右耳外1/3倍频图2.2风量测试风扇旋转时使周围空气产生涡流，由于粘滞力作用这些涡流又会分裂成一系列小涡流。涡流会使空气发生扰动形成压力波动，从而激发噪声[5]，同时涡流也使得风扇吸风阻力增大、风量减校由图2可知，冷却系统进风量较低时气动阻力较高，当风扇转速为1700r/min时，发动机散热阻力与风扇性能曲线在风量为4.9kg/s和阻力为1080Pa处耦合本文由公司网站张家港大棚滚圆机采集转载中国知网整理!!http://www.dapenggunyuanji.com/ ；当风扇转速为2300r/min时，发动机散热阻力与风扇性能曲线在风量为3.8kg/s和阻力为600Pa处耦合。发动机散热舱散热器阻力与风扇性能曲线相交于风扇喘振区，初步判断为风扇导出的部分气流形成涡流，使得冷却系统进风量下降，造成耦合点较为靠前。图2冷却系统阻力曲线与风扇性能曲线啮合图2.3热平衡测试风扇产生多余涡流会造成冷却系统进风量减少，将会对散热性能产生一定影响，因此对该车进行热平?K为流体传热系数；ST为流体内热源及由于黏性作用流体机械能转化为热能的部分；k为湍流动能；ε为湍流动能耗散率；μeff为湍流有效黏性系数；ρ为空气密度；Γkeff为湍流动能有效扩散系数；Γεeff为湍动能黏性耗散有效扩散系数[6]。3.2物理模型在保证反映发动机舱内真实流动特性的前提下，对该车发动机舱内部进行了适当简化，只保留冷却系统(包括中冷器、冷凝器和散热器)、风扇、发动机、变速器、离合器、副车架及发动机舱内附件，发动机舱CFD仿真简化模型见图4。图4发动机舱CFD仿真简化模型3.3计算区域网格划分该车外流场区域如图5所示，区域入口距车前端为4倍车长，区域出口距车尾为7倍车长，总宽度为5倍车宽，总高度为6倍车长。将发动机舱模型导入CFD软件，采用四面体网格对计算区域进行划分，共约2400万个网格；对车身附件进行局部加密处理以提高计算精度，最小网格尺寸为5mm[6]。图5计算区域3.4仿真参数设置结合试验数据，将进口风速设为85km/h，湍流强度设为5%，环境温度设为30℃，出口相对压力为零，出口湍流强度与进口一致。中冷器和散热器设为多孔介质，各阻力系数根据试验数据计算得出并设定为体积热源。风扇采用MRF隐式算法，转速为1900r/min。4CFD仿真分析4.1原车状态仿真分析图6为原车护风罩位置及CFD风速矢量图。由图6a可看出，护风罩边缘过长，导致风扇露出长度只有风扇轴向长度的1/3。由图6b可看出，由于护风罩边缘过长，使得风扇上部出风急剧向上流动，造成局部压力损失大。同时由于风扇叶尖超出护风罩拐点伸入护风罩内且又过于靠近水箱，导致商用车冷却系统-电动数控滚圆机滚弧机张家港电动滚弧机液压滚圆机本文由公司网站张家港大棚滚圆机采集转载中国知网整理!!http://www.dapenggunyuanji.com/