兼顾冷却降噪要求的后置客车冷却系统研究丝管冷凝器

兼顾冷却、降噪要求的后置客车冷却系统研究

兼顾冷却、降噪要求的后置客车冷却系统研究 2011： 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：

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：

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。

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。

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。

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。

（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。

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）。

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。

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）。

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）：334-3392．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）：52～543．徐兀编译汽车振动和噪声控制北京：人民交通出版社，19874．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）：28～345．高利等国产客车模型风洞试验研究汽车技术2002，（7）27-31(end)

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