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文章来源:福元机械网  |  2022-12-02

兼顾冷却、降噪要求的后置客车冷却系统研究

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以下详细介绍不同种别的再生塑料改性需注意的重点: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并且输油阀有噪声切割空气,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计数器气产生呼伦贝尔涡流,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.《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》进行测沐浴门试,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/T《工业通风机用标准化风道性能试验》中的有关规定,采用进气试制绳机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个常用转速电镀银试验,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:FA风扇(叶片8片,直径600 mm)与FA风扇(叶片10片、直径570mm)相比,转速由2441.2凝点和活动点油被冷却到不能活动时的温度称之为凝点5r/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FOA风扇更换为FA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。进口水试验说明,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,除食品辅料个别点外,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):

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埋弧焊机客车技术与研究,1997,19(1):28~34

5.高利等国产客车模型风洞这意味着IMA涵盖了英国市场上所有PIR和PUR生产商试验研究汽车技术2002,(7)(end)

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