朱傳敏，吳秀麗

（同濟(jì)大學(xué) 機(jī)械與能源工程學(xué)院，上海 201804）

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的重要組成部分，其性能的好壞直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的功能及壽命.同時(shí)風(fēng)扇消耗的功率占到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的5%～8%，隨著人們對(duì)汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性的要求不斷提高，改善風(fēng)扇性能，提高風(fēng)扇效率成為汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇結(jié)構(gòu)優(yōu)化的重要方向［1］.

傳統(tǒng)風(fēng)扇優(yōu)化方法基于大量試驗(yàn)研究，開發(fā)周期長(zhǎng)、成本高.隨著CFD技術(shù)和計(jì)算機(jī)硬件的不斷發(fā)展，基于三維RANS湍流模型的計(jì)算優(yōu)化技術(shù)得到廣泛運(yùn)用.MOREAU等［2］在1997年利用CFD對(duì)汽車?yán)鋮s風(fēng)扇進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證模型正確.何奇等［3］利用CFD軟件對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇進(jìn)行流場(chǎng)計(jì)算，實(shí)現(xiàn)了對(duì)風(fēng)扇性能的初步檢驗(yàn).孫曉峰［4］研究了葉片不等距分布對(duì)風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能的影響，得出不等節(jié)距葉片的最佳布置規(guī)律.吳敏［1］等通過(guò)對(duì)風(fēng)扇內(nèi)部壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)的研究，分析得出葉尖間隙是造成風(fēng)扇效率低下的重要原因，并提出應(yīng)減小葉尖間隙或安裝旋轉(zhuǎn)環(huán)提高風(fēng)扇性能.董效彬等［5］利用Fluent軟件研究不同翼型截面對(duì)風(fēng)扇性能的影響.LEE等［6］通過(guò)響應(yīng)面法研究低速軸流風(fēng)扇葉片傾角、葉片厚度和葉片最大厚度位置對(duì)風(fēng)扇效率的影響規(guī)律，得出葉片傾角對(duì)風(fēng)扇效率的作用效果較明顯.

總結(jié)上述研究成果可以得出，風(fēng)扇結(jié)構(gòu)對(duì)風(fēng)扇的性能影響較大，因此分析風(fēng)扇結(jié)構(gòu)對(duì)性能的影響規(guī)律對(duì)指導(dǎo)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要意義.本文通過(guò)三維建模，建立風(fēng)扇氣動(dòng)性能計(jì)算CFD模型，對(duì)風(fēng)扇進(jìn)行流場(chǎng)分析，并研究風(fēng)扇葉片傾角、輪轂比和葉片數(shù)對(duì)風(fēng)扇氣動(dòng)性能的影響，從而指導(dǎo)風(fēng)扇的改進(jìn)設(shè)計(jì).

1 風(fēng)扇三維模型

某款汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇外徑為280mm，輪轂直徑為90mm，葉片數(shù)為8，葉片傾角為32°，其三維簡(jiǎn)化模型如圖1所示.

圖1 風(fēng)扇三維簡(jiǎn)化模型Fig.1 Simplified 3－D model of engine cooling fan

2 計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)基本原理

2.1 控制方程

流體流動(dòng)要受到物理守恒定律的支配，需滿足質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律和能量守恒定律.由于流過(guò)冷卻風(fēng)扇的空氣馬赫數(shù)小于0.3，故可以將空氣視作不可壓縮流體處理.分析計(jì)算時(shí)流動(dòng)中因摩擦產(chǎn)生的熱量非常少，故不考慮能量守恒.

質(zhì)量守恒方程：

式中：u，v，w分別為坐標(biāo)軸x，y，z方向上空氣的流速.

動(dòng)量守恒方程：

式中：ρ為空氣密度；μ為動(dòng)力黏度；p為流體微元體上的壓力；t為時(shí)間；Su，Sv和Sw是動(dòng)量守恒方程的廣義源項(xiàng)，對(duì)于黏性為常數(shù)的不可壓流體，Su，Sv和Sw分別為微元體上x，y和z方向上的力.

2.2 湍流模型

風(fēng)扇流場(chǎng)的計(jì)算采用RNGκ－ε湍流模型，它通過(guò)修正湍動(dòng)粘度，考慮了平均流動(dòng)中的旋轉(zhuǎn)和旋流流動(dòng)情況，可以更好地處理高應(yīng)變率及流線彎曲程度較大的流動(dòng).湍流模型如下：

式中：κ，ε分別為湍動(dòng)能和耗散率；Gκ為由平均速度梯度引起的湍動(dòng)能κ的產(chǎn)生項(xiàng)，Gκ＝μt·

3 風(fēng)扇仿真模型

3.1 風(fēng)扇仿真模型的建立

將風(fēng)扇模型導(dǎo)入Flunet前處理軟件Gambit，按照風(fēng)扇性能試驗(yàn)要求建立CFD仿真模型.該模型分4個(gè)部分：進(jìn)口區(qū)、出口區(qū)、旋轉(zhuǎn)流體區(qū)和管道區(qū).考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇仿真模型內(nèi)部不同區(qū)域流場(chǎng)的變化情況不同，故采用分區(qū)劃分網(wǎng)格的方法.旋轉(zhuǎn)流體區(qū)網(wǎng)格尺寸較小，管道區(qū)網(wǎng)格尺寸稍大，入口區(qū)和出口區(qū)網(wǎng)格最大.劃分網(wǎng)格后的模型如圖2所示.

3.2 邊界條件的設(shè)定

風(fēng)扇通流區(qū)域邊界條件主要有壁面邊界條件、進(jìn)口邊界條件、出口邊界條件，另外旋轉(zhuǎn)流體區(qū)是4個(gè)區(qū)域中唯一“動(dòng)”起來(lái)的區(qū)域，區(qū)域類型定義為流體.進(jìn)口和出口分別設(shè)置為壓力入口和壓力出口.進(jìn)口處給定流動(dòng)總壓為大氣壓力，定義出口處壓力相對(duì)大氣壓為0，采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系法設(shè)定風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2 500r·min－1.

圖2 風(fēng)扇CFD仿真模型Fig.2 CFD simulation model of engine cooling fan

4 仿真結(jié)果分析

4.1 風(fēng)扇性能總體分析

通流區(qū)域空氣流線圖如圖3所示.氣流在入口區(qū)基本處于層流流動(dòng)，經(jīng)過(guò)風(fēng)扇作用后氣流速度發(fā)生改變，呈螺旋狀向出口流出.圖4為風(fēng)扇表面速度矢量圖.由圖4可知?dú)饬鹘?jīng)過(guò)風(fēng)扇，流動(dòng)方向改變，隨扇葉發(fā)生旋轉(zhuǎn)，且在葉尖處獲得較大的旋轉(zhuǎn)速度.

圖3 通流區(qū)域空氣流線圖Fig.3 Air stream of flow field

圖4 風(fēng)扇表面速度矢量圖Fig.4 Velocity vector on the surface of fan

圖5為x＝0截面壓力分布云圖.氣流在經(jīng)過(guò)風(fēng)扇后壓力呈不均勻分布，出口區(qū)直徑接近風(fēng)扇直徑處壓力較大，其他直徑處壓力較小.隨著氣流向出口流動(dòng)，各區(qū)域壓力逐漸趨于一致.同時(shí)，從圖5中可以看出，由于空氣動(dòng)壓不足，出口區(qū)沿軸線形成一個(gè)負(fù)壓區(qū).出口區(qū)局部速度矢量圖如圖6所示.從圖6中可知，在負(fù)壓區(qū)氣體產(chǎn)生了回流，這將導(dǎo)致風(fēng)扇效率降低.

4.2 風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)風(fēng)扇性能的影響

根據(jù)軸流通風(fēng)機(jī)的設(shè)計(jì)要求并總結(jié)前人關(guān)于汽車?yán)鋮s風(fēng)扇結(jié)構(gòu)分析結(jié)果，選取合適的風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)變化范圍，如表1所示.改變風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)，通過(guò)仿真計(jì)算并，分析其對(duì)性能的影響規(guī)律.

圖5 x＝0截面壓力分布云圖Fig.5 x ＝0sectional pressure contours

圖6 x＝0截面速度矢量圖Fig.6 x＝0sectional velocity vector

表1 風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)取值區(qū)間Tab.1 Fan structure parameter value interval

（1）風(fēng)扇輪轂比的影響.改變風(fēng)扇輪轂比，分析其對(duì)風(fēng)扇流量和全壓效率的影響，如圖7所示.

圖7 輪轂比對(duì)風(fēng)扇流量和效率的影響Fig.7 Influence of hub ratio

分析圖7可知，在0.28～0.36區(qū)間內(nèi)，隨著輪轂比的增大，風(fēng)扇流量呈遞減趨勢(shì)，效率總體也呈下降趨勢(shì).由于風(fēng)扇輪轂比增大會(huì)使氣體有效通流面積減小，在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速一定時(shí)單位時(shí)間內(nèi)通過(guò)風(fēng)扇的氣體質(zhì)量也隨之減小.輪轂比過(guò)小會(huì)引起葉片根部的附面層分離，使風(fēng)扇壓力降低，影響風(fēng)扇效率［8］.

（2）風(fēng)扇葉片傾角的影響.改變風(fēng)扇葉片傾角，分析其對(duì)風(fēng)扇流量和全壓效率的影響，如圖8所示.

圖8 葉片傾角對(duì)風(fēng)扇流量和效率的影響Fig.8 Influence of blade angle

由圖8可知，在25°～45°范圍內(nèi)，風(fēng)扇流量隨著葉片傾角的增大呈遞增趨勢(shì)，且增大速率逐漸變小.效率隨著葉片傾角的增大先增大后減小，在35°附近取得最大值.

（3）風(fēng)扇葉片數(shù)的影響.改變風(fēng)扇葉片數(shù)，分析其對(duì)風(fēng)扇流量和全壓效率的影響，如圖9所示.

圖9 葉片數(shù)對(duì)風(fēng)扇流量和效率的影響Fig.9 Influence of blade number

由圖9可知，在5～9區(qū)間內(nèi)，風(fēng)扇流量隨葉片數(shù)的增大呈增大趨勢(shì).這是由于葉片數(shù)增大使得葉片對(duì)空氣的作用面積增大，從而加大空氣流量.而風(fēng)扇效率隨著葉片數(shù)的增大先增大后減小.這是由于葉片數(shù)過(guò)大將導(dǎo)致葉片流道等值擴(kuò)散角的變大，從而增加動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)殪o壓能時(shí)的附加損失，使得風(fēng)扇壓力和效率下降.

5 結(jié)論

本文通過(guò)流體動(dòng)力學(xué)計(jì)算分析，得出風(fēng)道內(nèi)部流場(chǎng)分布，并對(duì)風(fēng)扇的氣動(dòng)性能進(jìn)行了初步評(píng)估，分析了風(fēng)扇結(jié)構(gòu)對(duì)風(fēng)扇流量和效率的影響規(guī)律，得出以下結(jié)論：

（1）利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法對(duì)風(fēng)扇性能進(jìn)行模擬計(jì)算，得到風(fēng)道內(nèi)部流場(chǎng)的分布規(guī)律，成本低效率高，具有很好的分析應(yīng)用價(jià)值.

（2）流場(chǎng)分析發(fā)現(xiàn)風(fēng)道出口區(qū)存在一個(gè)負(fù)壓區(qū)，并且引起了氣體回流，這將影響風(fēng)扇的效率和振動(dòng)噪聲.

（3）改變風(fēng)扇輪轂比、葉片傾角和葉片數(shù)，得出不同參數(shù)值對(duì)風(fēng)扇流量和效率的影響.結(jié)果表明：在試驗(yàn)點(diǎn)，風(fēng)扇流量分別在輪轂比為0.28、葉片傾角為45°、葉片數(shù)為9時(shí)取得較大值；而風(fēng)扇效率分別在輪轂比為0.3、葉片傾角為35°、葉片數(shù)為8時(shí)取得較大值.風(fēng)扇結(jié)構(gòu)性能優(yōu)化需要綜合考慮流量和效率兩個(gè)方面，選取最合適的結(jié)構(gòu)參數(shù).

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