多风机对机车冷却系统噪声影响初探

刘一福，李友瑜

(湖南联诚轨道装备有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引言

牵引冷却系统是轨道车辆的重要组成部分，主要包括风机、换热器、水泵及管路等部件。随着轨道车辆应用技术的快速发展，牵引系统所需冷却功率不断加大，导致冷却装置的体积、重量、噪声等都偏大。随着人们对噪声危害性认识的不断深入，轨道装备冷却装置的节能、噪音等问题越来越引起人们的关注，因此，研究节能、低噪的新型冷却系统很有必要。要解决这些问题，需要应用多种技术手段。

对于轴流风机来说，噪声来源包括湍流宽带噪声和离散谱噪声两部分，而对于转速低、压力小的通风机来说，湍流宽带噪声占主导地位[1]。控制气流湍流噪声的主要设计规则[2]为：减少压降、降低流速、降低叶尖速度、避免流场中障碍物、改善流场结构等。系统降噪可以通过系统流场分析确定噪声源，系统设计应尽可能降低风机叶尖速度，应尽可能避免障碍物后面的湍流噪声，优化气动流场，减小涡流，降低风机性能。根据相关文献报道，多风机冷却模块是大功率商用车冷却系统电子化发展的必然选择，对于整车节能、降噪具有重大贡献[3]。因此，本文研究一种符合冷却系统减噪的多风机方案。

1 机车冷却系统流场分析

由以往冷却系统性能试验和散热器、风机部件性能试验对比发现，冷却系统实际所需风机静压比克服系统部件阻力所需的风机静压高出约200 Pa。为了对其原因进行分析，本文采用Fluent流体软件对单风机冷却系统进行流场分析，其边界条件设置[4]为：进口为压力进口边界(Pressure-inletlet)(温度为313 K，全压为-350 Pa)，出口压力边界(Pressure-Outlet)(操作温度为 313 K，静压为0 Pa)密度设为不可压理想气体条件，流动湍流模型选择k-ε模型，风机采用MRF模型，散热器设置为Ungrouped Macro Model，数据采用2018JL字第R-SW0067号表2散热器性能与空气压力损失试验数据(进气40℃，遮挡15%)为依据进行设置。

由仿真结果可知(见图1～2)：单风机(风机转速为1 460 rmp)结构，冷却塔内流场较杂乱，散热器截面速度分布不均匀，中部和两侧的风速很低(风速在2 m/s以下)，但局部风速又很高，达到了22.74 m/s，其流速不均匀导致通过散热器的流动阻力有所增加(相比流速均匀的情况下)；同时，由于空间限制导致散热器距风机出口距离不够，由图3可知，风机出口流速发展不充分，这种布置方式使系统内部附加阻力[5]增加，附加风阻200 Pa左右。因此冷却系统所需风机静压比理论(均匀流场)所需静压有所增加。

图1 单风机冷却系统流场图 图2 单风机冷却系统散热器截面流速图

图3 风机出口截面流速图

2 方案优化及验证

2.1 方案优化

为了使冷却系统内部流场尽量均匀，本文提出了一种多风机方案。采取4个并列较高速风机(风机转速为3 800 rpm)替代单个风机，其目的是增大风机出口与散热器的间距(间距为风机出口直径的2.5倍以上)，使风机出口流速尽可能均匀，消除系统附加阻力。以第2部分相同方式对多风机方案进行仿真模拟计算，由图4、图5和图7可知，冷却系统内部流场较规则，散热器截面速度比较均匀，最高流速为13.59 m/s，而4个角落的流速相对较低，流速也在6 m/s以上。

图4 四风机冷却系统流场图

图5 水散热器流速场分布(Z=70 mm)

图6 水散热器温度场分布(Z=70 mm)

由冷却系统散热仿真表明(见图6、图8)：模拟遮挡面积15%，进口温度为40℃时，系统风量为12.5 m3/s，系统压降为1 061 Pa，水散热器为143.48 kW，油散热器为292.807 kW。多风机冷却系统方案满足冷却系统散热性能要求。对比风机(风机转速为3 800 r/min)性能试验：流量12.5 m3/s时，静压1 053 Pa。仿真结果与试验相当，冷却系统所需风机静压与理论(均匀流场)所需静压基本一致，达到了消除系统附加阻力的目的。

2.2 试验验证

为了进一步对多风机冷却系统进行研究，本文试制了多风机方案试验机，并进行了相关试验，如图9所示。

图7 油散热器流速场分布(Z=70 mm)

图8 油散热器温度场分布(Z=70 mm)

图9 多风机冷却系统方案性能试验

试验表明：风机转速3 900 r/min时，多风机冷却系统流量为13 m3/s，风机系统噪声为108.9 dB(A)；遮挡15%，进口温度为40℃时，水散热器为150.8 kW，油散热器为302.7 kW。此时系统风阻为1 146 Pa。对比单风机冷却系统方案(在冷却系统流量13 m3/s时，声功率噪声111.7 dB(A)；遮挡15%，进口温度为40 ℃时，水散热器为149.49 kW，油散热器为301.13 kW。此时，系统风阻为1 372 Pa)，在同等散热功率下，多风机系统阻力下降了226 Pa，系统噪声降低了2.8 dB(A)。

3 结论

本文通过仿真计算和试验对比分析了单风机机车冷却系统和多风机机车冷却系统流场和温度场的系统散热功率和噪声，得到如下结论。

1)冷却系统采用四风机方案(声功率为108.9 dB(A))相比单风机冷却系统噪声(声功率为111.7 dB(A))降低了2.8 dB(A)。

2)冷却统采用四风机方案(系统阻力为1 146 Pa)相比单风机冷却系统(系统阻力为1 372 Pa)系统阻力下降了226 Pa。

3)冷却系统散热器功率相同情况下风机消耗功率降低了19.75%(功率为22.47 kW，原风机功率为28 kW)。