多風機對機車冷卻系統噪聲影響初探

劉一福，李友瑜

(湖南聯誠軌道裝備有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引言

牽引冷卻系統是軌道車輛的重要組成部分，主要包括風機、換熱器、水泵及管路等部件。隨著軌道車輛應用技術的快速發展，牽引系統所需冷卻功率不斷加大，導致冷卻裝置的體積、重量、噪聲等都偏大。隨著人們對噪聲危害性認識的不斷深入，軌道裝備冷卻裝置的節能、噪音等問題越來越引起人們的關注，因此，研究節能、低噪的新型冷卻系統很有必要。要解決這些問題，需要應用多種技術手段。

對于軸流風機來說，噪聲來源包括湍流寬帶噪聲和離散譜噪聲兩部分，而對于轉速低、壓力小的通風機來說，湍流寬帶噪聲占主導地位[1]。控制氣流湍流噪聲的主要設計規則[2]為：減少壓降、降低流速、降低葉尖速度、避免流場中障礙物、改善流場結構等。系統降噪可以通過系統流場分析確定噪聲源，系統設計應盡可能降低風機葉尖速度，應盡可能避免障礙物后面的湍流噪聲，優化氣動流場，減小渦流，降低風機性能。根據相關文獻報道，多風機冷卻模塊是大功率商用車冷卻系統電子化發展的必然選擇，對于整車節能、降噪具有重大貢獻[3]。因此，本文研究一種符合冷卻系統減噪的多風機方案。

1 機車冷卻系統流場分析

由以往冷卻系統性能試驗和散熱器、風機部件性能試驗對比發現，冷卻系統實際所需風機靜壓比克服系統部件阻力所需的風機靜壓高出約200 Pa。為了對其原因進行分析，本文采用Fluent流體軟件對單風機冷卻系統進行流場分析，其邊界條件設置[4]為：進口為壓力進口邊界(Pressure-inletlet)(溫度為313 K，全壓為-350 Pa)，出口壓力邊界(Pressure-Outlet)(操作溫度為 313 K，靜壓為0 Pa)密度設為不可壓理想氣體條件，流動湍流模型選擇k-ε模型，風機采用MRF模型，散熱器設置為Ungrouped Macro Model，數據采用2018JL字第R-SW0067號表2散熱器性能與空氣壓力損失試驗數據(進氣40℃，遮擋15%)為依據進行設置。

由仿真結果可知(見圖1～2)：單風機(風機轉速為1 460 rmp)結構，冷卻塔內流場較雜亂，散熱器截面速度分布不均勻，中部和兩側的風速很低(風速在2 m/s以下)，但局部風速又很高，達到了22.74 m/s，其流速不均勻導致通過散熱器的流動阻力有所增加(相比流速均勻的情況下)；同時，由于空間限制導致散熱器距風機出口距離不夠，由圖3可知，風機出口流速發展不充分，這種布置方式使系統內部附加阻力[5]增加，附加風阻200 Pa左右。因此冷卻系統所需風機靜壓比理論(均勻流場)所需靜壓有所增加。

圖1 單風機冷卻系統流場圖 圖2 單風機冷卻系統散熱器截面流速圖

圖3 風機出口截面流速圖

2 方案優化及驗證

2.1 方案優化

為了使冷卻系統內部流場盡量均勻，本文提出了一種多風機方案。采取4個并列較高速風機(風機轉速為3 800 rpm)替代單個風機，其目的是增大風機出口與散熱器的間距(間距為風機出口直徑的2.5倍以上)，使風機出口流速盡可能均勻，消除系統附加阻力。以第2部分相同方式對多風機方案進行仿真模擬計算，由圖4、圖5和圖7可知，冷卻系統內部流場較規則，散熱器截面速度比較均勻，最高流速為13.59 m/s，而4個角落的流速相對較低，流速也在6 m/s以上。

圖4 四風機冷卻系統流場圖

圖5 水散熱器流速場分布(Z=70 mm)

圖6 水散熱器溫度場分布(Z=70 mm)

由冷卻系統散熱仿真表明(見圖6、圖8)：模擬遮擋面積15%，進口溫度為40℃時，系統風量為12.5 m3/s，系統壓降為1 061 Pa，水散熱器為143.48 kW，油散熱器為292.807 kW。多風機冷卻系統方案滿足冷卻系統散熱性能要求。對比風機(風機轉速為3 800 r/min)性能試驗：流量12.5 m3/s時，靜壓1 053 Pa。仿真結果與試驗相當，冷卻系統所需風機靜壓與理論(均勻流場)所需靜壓基本一致，達到了消除系統附加阻力的目的。

2.2 試驗驗證

為了進一步對多風機冷卻系統進行研究，本文試制了多風機方案試驗機，并進行了相關試驗，如圖9所示。

圖7 油散熱器流速場分布(Z=70 mm)

圖8 油散熱器溫度場分布(Z=70 mm)

圖9 多風機冷卻系統方案性能試驗

試驗表明：風機轉速3 900 r/min時，多風機冷卻系統流量為13 m3/s，風機系統噪聲為108.9 dB(A)；遮擋15%，進口溫度為40℃時，水散熱器為150.8 kW，油散熱器為302.7 kW。此時系統風阻為1 146 Pa。對比單風機冷卻系統方案(在冷卻系統流量13 m3/s時，聲功率噪聲111.7 dB(A)；遮擋15%，進口溫度為40 ℃時，水散熱器為149.49 kW，油散熱器為301.13 kW。此時，系統風阻為1 372 Pa)，在同等散熱功率下，多風機系統阻力下降了226 Pa，系統噪聲降低了2.8 dB(A)。

3 結論

本文通過仿真計算和試驗對比分析了單風機機車冷卻系統和多風機機車冷卻系統流場和溫度場的系統散熱功率和噪聲，得到如下結論。

1)冷卻系統采用四風機方案(聲功率為108.9 dB(A))相比單風機冷卻系統噪聲(聲功率為111.7 dB(A))降低了2.8 dB(A)。

2)冷卻統采用四風機方案(系統阻力為1 146 Pa)相比單風機冷卻系統(系統阻力為1 372 Pa)系統阻力下降了226 Pa。

3)冷卻系統散熱器功率相同情況下風機消耗功率降低了19.75%(功率為22.47 kW，原風機功率為28 kW)。