張鵬程，董小瑞，王 強(qiáng)，石運(yùn)才

(中北大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，山西 太原 030051)

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基于無扇葉風(fēng)扇的發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇的設(shè)計研究

張鵬程，董小瑞，王 強(qiáng)，石運(yùn)才

(中北大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，山西 太原 030051)

無扇葉風(fēng)扇可顯著增加進(jìn)風(fēng)口的流量，將其應(yīng)用于汽車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)，通過仿真分析其送風(fēng)性能和冷卻效果. 首先對冷卻風(fēng)扇的三維模型使用Fluent軟件進(jìn)行流體仿真以分析空氣流動情況并得到出風(fēng)量. 擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角這兩個參數(shù)對風(fēng)扇的送風(fēng)性能有較大的影響，通過仿真計算獲得了出口流量隨這兩參數(shù)的變化規(guī)律. 最后建立了散熱器的簡化模型并檢驗冷卻風(fēng)扇的散熱效果，結(jié)果表明在進(jìn)風(fēng)為20 m/s 的速度下，散熱器溫度降低約10 ℃，散熱效果明顯.

無扇葉風(fēng)扇； 空氣倍增器； 發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)； 流體仿真

0 引 言

汽車的發(fā)展給人們帶來方便的同時，也引起了資源短缺，噪聲污染，大氣污染等一系列問題. 風(fēng)扇用于汽車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)，消耗發(fā)動機(jī)較大的功率，占到輸出功率的5%～8%，同時風(fēng)扇也是車內(nèi)外噪聲的重要來源之一[1-2]. 葉片式風(fēng)機(jī)按氣流運(yùn)動特點可分為離心式、 軸流式和混流式[3-4]. 目前用于汽車散熱系統(tǒng)的多為軸流式風(fēng)扇，其作用是使足夠大流量的空氣通過散熱器，帶走散熱器的熱量，降低散熱器內(nèi)冷卻液的溫度.

無扇葉風(fēng)扇又稱空氣倍增器，在其內(nèi)部有微型風(fēng)機(jī)，從外觀上看沒有扇葉因此被稱為無扇葉風(fēng)扇. 它可以顯著增加空氣入口處的流量，其流量倍增的性能得益于柯恩達(dá)效應(yīng)(附壁效應(yīng)). 柯恩達(dá)效應(yīng)指流體與流過的物體表面存在表面摩擦，而使流體改變原來的方向，順著物體表面流動的現(xiàn)象. 無扇葉風(fēng)扇內(nèi)置的微型風(fēng)機(jī)使空氣到達(dá)環(huán)形扇框的空氣出口后高速流出. 高速流出的氣體由于柯恩達(dá)效應(yīng)流向發(fā)生改變，帶動周邊空氣向前流動. 氣流向前排出時后部產(chǎn)生負(fù)壓，后方空氣在負(fù)壓作用下也向前流動，從而達(dá)到增加空氣流量的效果，如圖 1 所示. 基于無扇葉風(fēng)扇的冷卻風(fēng)扇使得混流式風(fēng)機(jī)易于布置，且提高風(fēng)壓和效率[5].

圖1 無扇葉風(fēng)扇空氣流動

近幾年無扇葉風(fēng)扇引起了國內(nèi)外學(xué)者的關(guān)注，目前尚無將無扇葉風(fēng)扇應(yīng)用于發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)的研究，但已有學(xué)者對無扇葉風(fēng)扇的出口流量、 流場特性和噪聲等作了前期性的研究. 國家知識產(chǎn)權(quán)局專利局的李潔探討了無扇葉風(fēng)扇技術(shù)，認(rèn)可無扇葉風(fēng)扇的廣泛應(yīng)用前景[5]. 中國石油大學(xué)的王旱祥等利用計算流體力學(xué)的方法對無扇葉風(fēng)扇出口流量進(jìn)行仿真計算，通過插值方法尋求出口流量最大時的出口縫隙寬度和扇框傾角[6]. 浙江理工大學(xué)的張廣星使用數(shù)值模擬的方法研究了無扇葉風(fēng)扇的送風(fēng)性能和流場特性[7]. LI Guoqi等用CFD方法進(jìn)行研究，分析不同曲率表面產(chǎn)生的科恩達(dá)效應(yīng)，增加了柯恩達(dá)表面曲率對無扇葉風(fēng)扇性能影響的定性認(rèn)識[8]. Jafari M等人通過有限元方法對無扇葉風(fēng)扇進(jìn)行空氣動力學(xué)評估和噪聲研究，計算了空氣增量，并證明空氣噪聲主要產(chǎn)生在狹縫出口[9]. Cashaa A R等通過統(tǒng)計在手術(shù)室內(nèi)應(yīng)用無扇葉風(fēng)扇時空氣顆粒和細(xì)菌的數(shù)量，表明無扇葉風(fēng)扇是可以應(yīng)用在對環(huán)境要求較高的手術(shù)室內(nèi)的安全、 低噪音、 低功耗設(shè)備[10]. 本文將無扇葉風(fēng)扇應(yīng)用于汽車發(fā)送機(jī)冷卻系統(tǒng)，研究其出風(fēng)量和對散熱器的冷卻性能.

1 設(shè)計模型

基于無扇葉風(fēng)扇的發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇簡化模型如圖 2 所示. 本文為無扇葉風(fēng)扇設(shè)計了兩個不同長度的環(huán)形扇框，這樣可以在扇框兩邊放置兩個微型風(fēng)機(jī)，以增大入口處空氣流量. 另外，聲音在扇框內(nèi)的傳播可視為在管道內(nèi)以平面波形式傳播. 利用兩扇框的不同長度使聲波在兩扇框公共部分產(chǎn)生干涉，當(dāng)兩扇框內(nèi)聲波相位差在90°～180°時，兩列聲波的干涉會削弱聲壓幅值[11]. 合理設(shè)計兩扇框長度可以使波峰和波谷疊加從而降低噪音. 扇框截面如圖 3 所示，AB段為科恩達(dá)曲面，空氣流動方向沿著科恩達(dá)曲面發(fā)生改變，BC段為擴(kuò)散面，截面線為直線. 環(huán)形扇框的側(cè)邊放置微型風(fēng)機(jī)，空氣經(jīng)微型風(fēng)機(jī)帶動在旋轉(zhuǎn)離心力作用下進(jìn)入環(huán)形導(dǎo)氣腔(扇框內(nèi)腔)，空氣的壓力和速度增大. 兩個環(huán)形導(dǎo)氣腔內(nèi)側(cè)都有一圈距離約1.3 mm的狹縫3、 4，空氣經(jīng)狹縫排出. 扇框1和扇框2連接處共用一個導(dǎo)氣腔. 氣流從縫隙吹出，夾帶周圍的空氣一同前進(jìn). 扇框后部的空氣向前流動以平衡負(fù)壓，達(dá)到空氣流量倍增的效果.

圖2 冷卻風(fēng)扇簡化模型

圖3 扇框截面

2 模型求解及優(yōu)化

2.1 網(wǎng)格劃分

用離散方法計算流體力學(xué)，對流體力學(xué)中的基本方程——質(zhì)量守恒方程、 動量守恒方程、 能量守恒方程和狀態(tài)方程進(jìn)行數(shù)值求解和分析. 對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，利用有限的離散點傳遞區(qū)域內(nèi)質(zhì)量、 動量和能量，是CFD軟件普遍采用的方法[12]. 網(wǎng)格劃分質(zhì)量的好壞直接影響數(shù)值計算的精度和速度. 由于模型結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格. 利用CATIA軟件建立冷卻風(fēng)扇的三維模型，將其置于930 mm×700 mm×900 mm的空氣區(qū)域中，計算域為扇框內(nèi)部和扇框外部的空氣區(qū)域. 本研究主要考察空氣的流動情況，扇框的流量放大作用和對散熱器的冷卻作用. 為降低模型的復(fù)雜程度并減少計算量，不對扇框兩側(cè)的風(fēng)機(jī)進(jìn)行仿真.

扇框兩端入口為速度入口； 扇框兩側(cè)、 上下和后方空氣邊界設(shè)置為壓力入口，相對大氣壓力為0； 扇框前方空氣邊界設(shè)置為壓力出口，相對大氣壓力為0. 扇框設(shè)置為無滑移的壁面邊界. 扇框周圍空氣流動復(fù)雜，而且需要關(guān)注的是科恩達(dá)曲面附近的空氣流速，壓強(qiáng)等，因此扇框附近必須劃分較小尺寸的網(wǎng)格. 扇框截面處網(wǎng)格如圖 4 所示，最小網(wǎng)格分布在科恩達(dá)曲面上.

圖4 扇框附近網(wǎng)格

2.2 控制方程

k-ε模型是在工程湍流模型數(shù)值計算中應(yīng)用最廣泛的兩方程模型，本文使用改進(jìn)的k-ε方程RNGk-ε模型，k和ε的控制式方程如下：

k方程

Gk-ρε+Sk.

ε方程

2.3 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

網(wǎng)格質(zhì)量和數(shù)量會對計算的精度和收斂性產(chǎn)生影響，對網(wǎng)格無關(guān)性進(jìn)行檢驗會減少仿真誤差. 科恩達(dá)曲面處空氣流動復(fù)雜，并且狹縫只有1.3mm，科恩達(dá)曲面處網(wǎng)格數(shù)量對結(jié)果有較大影響. 通過改變科恩達(dá)曲面附近網(wǎng)格尺寸，改變網(wǎng)格的數(shù)量，對比不同數(shù)量網(wǎng)格的模型，以檢驗網(wǎng)格無關(guān)性.

當(dāng)設(shè)置科恩達(dá)曲面上最大網(wǎng)格尺寸分別為2，3，5mm時，采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分得到網(wǎng)格1、 網(wǎng)格2和網(wǎng)格3，對應(yīng)網(wǎng)格節(jié)點數(shù)量為48萬，39萬和25萬. 對這3個不同數(shù)量的網(wǎng)格分別進(jìn)行計算，對比風(fēng)扇前后不同位置處截面的流量，觀察網(wǎng)格數(shù)量造成結(jié)果的誤差. 圖5中橫坐標(biāo)表示計算域中平行于yz平面的截面位置，其中x=0.1位于風(fēng)扇的后方. 縱坐標(biāo)表示截面處的流量. 網(wǎng)格1對應(yīng)科恩達(dá)曲面處最大網(wǎng)格為5mm，網(wǎng)格2對應(yīng)科恩達(dá)曲面處最大網(wǎng)格為3mm，網(wǎng)格3對應(yīng)科恩達(dá)曲面處最大網(wǎng)格為2mm. 從圖 5 中可以看出網(wǎng)格數(shù)量增加對結(jié)果影響不大，網(wǎng)格2和網(wǎng)格3之間誤差小于2%. 兼顧計算量和精確度，選取網(wǎng)格2進(jìn)行計算.

圖5 不同位置處截面平均流量

2.4 結(jié)果及分析

設(shè)置收斂標(biāo)準(zhǔn)為10-5，計算600步后殘差值趨于穩(wěn)定. 計算域Y=0截面速度矢量分布如圖 6 所示.

圖6 Y=0截面速度分布

通過計算得到入口流量為0.487 kg/s，出口流量為2.758 kg/s，送風(fēng)量為入口流量的5.67倍，具有明顯的增大流量的效果. 從圖 6 中可以看出出口邊界流速在20 m/s左右，科恩達(dá)曲面處空氣流速最大，并且越貼近科恩達(dá)曲面速度越大. 狹縫出口處空氣因受科恩達(dá)表面摩擦影響流向發(fā)生改變，產(chǎn)生明顯的科恩達(dá)效應(yīng). 環(huán)形扇框中間部分空氣因柯恩達(dá)效應(yīng)向前流動明顯，扇框外側(cè)空氣流速較少，對增大空氣流量貢獻(xiàn)較小. 另外，從圖 5 和圖 6 還可以得知扇框出風(fēng)口處流量較小，距離扇框0.3～0.4 m處流量達(dá)到最大值，這會給無扇葉風(fēng)扇在發(fā)動機(jī)前的布置帶來一定的難度.

2.5 模型優(yōu)化

中國石油大學(xué)的王旱祥等[4]利用插值算法對狹縫的寬度和扇框內(nèi)側(cè)傾角這兩個參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，得出狹縫寬度1.4 mm，扇框內(nèi)側(cè)傾角11°時，產(chǎn)生流量最大. 然而擴(kuò)散面長度會影響柯恩達(dá)效應(yīng)，外側(cè)傾角會影響空氣向扇框外側(cè)擴(kuò)散. 這兩個參數(shù)也會較大地影響出口流量. 為了獲取風(fēng)扇的最佳送風(fēng)性能，改變擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角的數(shù)值，研究出口流量隨這兩參數(shù)的變化規(guī)律.

建立擴(kuò)散面長度分別為55, 61, 66和 71 mm，外側(cè)傾角分別為55°，60°和65°的12個模型，設(shè)置入口流量為0.487 kg/s，計算不同擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角下出口流量，結(jié)果如表 1 所示.

表1 不同參數(shù)下出口流量

出口流量隨擴(kuò)散面長度變化如圖 7(a) 所示，出口流量隨外側(cè)傾角變化如圖 7(b) 所示.

圖7 出口流量隨擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角的變化

從圖7(a)可以看出在外側(cè)傾角為55°和60°時，出口流量隨擴(kuò)散面長度的增長而變大，外側(cè)傾角為65°時，出口流量隨擴(kuò)散面長度變化規(guī)律不明顯，但總體呈下降趨勢. 對于相同擴(kuò)散面長度，外側(cè)傾角為55°時要明顯高于外側(cè)傾角為60°時的出口流量. 從圖7(b)中可以看出當(dāng)擴(kuò)散面長度較大，為66 mm和71 mm時，出口流量隨外側(cè)傾角的增加而減少； 當(dāng)擴(kuò)散面長度較短，為55 mm和61 mm 時，出口流量隨外側(cè)傾角的增加呈先降低后增加的規(guī)律. 對于相同外側(cè)傾角，擴(kuò)散面長度為71 mm時出口流量大于擴(kuò)散面為66 mm時的出口流量.

根據(jù)出口流量隨擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角變化情況，擴(kuò)散面長度為71 mm，外側(cè)傾角為55°時為優(yōu)化模型，出口流量最大，為2.930 kg/s.

3 對散熱器的散熱作用

水冷式發(fā)動機(jī)通過散熱器降低流出發(fā)動機(jī)缸體較高的水流溫度，普通軸流風(fēng)扇置于散熱器的后方通過“抽風(fēng)”的方式使空氣通過散熱器. 本文中無扇葉風(fēng)扇后方的空氣流量較小，只能將散熱器置于扇框的前方. 建立散熱器的簡化模型，置于扇框前200 mm處. 通過空氣和散熱器的流固耦合仿真計算，求得散熱器上的溫度分布，以分析無扇葉風(fēng)扇對散熱器的冷卻效果.

3.1 散熱器模型的生熱率

散熱器模型是計算域內(nèi)熱源，計算其生熱率尤其重要. 散熱器的生熱率可以通過計算冷卻液流過散熱器前后的溫度差來計算. 設(shè)流入和流出散熱器冷卻液的溫度分別為T1和T2，比熱容為C，密度為ρ，散熱器容積為V，冷卻液的流量為w，δ為其他熱損失, 則散熱器的產(chǎn)熱速率為

單位為瓦(w).

散熱器模型的生熱率(Heat Generation Rate)為

3.2 仿真計算

對流體域和散熱器分別劃分網(wǎng)格，導(dǎo)入Fluent軟件后，設(shè)置散熱器和流體域交界面的邊界條件為Coupled. 研究表明對于較高雷諾數(shù)流體，k-ωSST兩方程湍流模型仍有較高的仿真精度[13]. 計算模型采用k-ωSST兩方程湍流模型，同時打開能量方程. 入口風(fēng)速為20 m/s，設(shè)置散熱器初始溫度為368 K. 散熱器出口和入口冷卻液溫度差為5 ℃，散熱器容積為0.002 m3，流量為0.017 kg/s，不考慮其他熱損失，則生熱率H=1.75×105w/m3，設(shè)置生熱率為1.8×105w/m3.

3.3 結(jié)果及分析

經(jīng)過600次迭代計算，散熱器平均溫度最終穩(wěn)定在350 K左右. 散熱器溫度分布如圖 8 所示.

從散熱器溫度分布可以看出，散熱器溫度下降超過10 ℃，無扇葉風(fēng)扇對其散熱效果明顯. 兩扇框結(jié)合處散熱器的溫度最低，說明此處的空氣流量最大. 扇框兩端處散熱器溫度較高，說明兩端的空氣流量較小. 另外，在無扇葉風(fēng)扇較大環(huán)形扇框一端溫度較高，表明扇框過大會使從狹縫高速流出的空氣對扇框后部空氣的“牽引作用”減弱. 扇框較小使得散熱器的四個角落處只有較少的冷卻空氣流過，導(dǎo)致這些部位溫度較高. 流經(jīng)散熱器的冷卻液應(yīng)從靠近小環(huán)一端流入，從靠近大環(huán)的一端流出.

圖8 散熱器表面溫度分布

該仿真實驗沒有考慮冷卻液與散熱器的熱傳遞作用，只通過設(shè)定散熱器的生熱率來檢查散熱器冷卻效果，一方面可以通過散熱器溫度分布得知冷卻風(fēng)扇的空氣流量空間分布，另一方面減少了計算的復(fù)雜度，降低了對計算機(jī)存儲的要求.

3.4 對比驗證

限于試驗條件未進(jìn)行無扇葉風(fēng)扇的實物實驗，由于未對風(fēng)扇內(nèi)置風(fēng)機(jī)進(jìn)行仿真，結(jié)合文獻(xiàn)[14]中微型風(fēng)機(jī)特性，對比長安V805基礎(chǔ)車散熱風(fēng)扇[15]和某型載客客車發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇[16]的扇風(fēng)特性(見表 2，表 3).

表2 長安V805基礎(chǔ)車散熱風(fēng)扇流量

可知，中型以下汽車發(fā)動機(jī)散熱風(fēng)扇輸出流量在0.5～3.2 kg/s之間. 所設(shè)計的無扇葉風(fēng)扇出口最大流量為2.93 kg/s，能夠滿足輕微型汽車散熱系統(tǒng)的散熱要求.

表3 某型載客客車散熱風(fēng)扇流量

4 結(jié) 論

1) 本研究利用無扇葉風(fēng)扇增大空氣流量的特點將其應(yīng)用于發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)，以降低冷卻系統(tǒng)的功耗和噪音. 雙環(huán)形的扇框增大了入口空氣流量并降低因渦扇切割空氣的窄帶噪聲，對其噪聲研究將在以后工作中進(jìn)行. 空氣在扇框內(nèi)流動情況復(fù)雜，難以用傳統(tǒng)方法分析出口流量以及扇框參數(shù)變化對送風(fēng)性能的影響. 使用RNGk-ε湍流模型對空氣流動進(jìn)行仿真模擬，可得出較準(zhǔn)確的出口流量. 通過計算不同擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角模型出口流量，得到了出口流量隨擴(kuò)散面長度和外側(cè)傾角的變化規(guī)律，為冷卻風(fēng)扇設(shè)計時參數(shù)選擇提供了依據(jù).

2) 模擬冷卻風(fēng)扇對散熱器的散熱作用以檢驗冷卻風(fēng)扇的散熱效果，并推導(dǎo)了散熱器生熱率的計算公式. 在20 m/s的入口速度下散熱器降低10 ℃，對散熱器有明顯的冷卻作用. 仿真實驗表明，所設(shè)計的冷卻風(fēng)扇可以提供足夠的流量降低散熱器溫度，滿足發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)的要求. 為基于無扇葉風(fēng)扇的冷卻風(fēng)扇在汽車發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)中的匹配提供了參考.

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Design and Research on Engine Cooling Fan Based on Bladeless Fan

ZHANG Peng-cheng, DONG Xiao-rui, WANG Qiang, SHI Yun-cai

(School of Mechanical and Power Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, China)

Bladeless fan can increase mass flow of the inlet markedly. A new designed cooling fan based on air multiplier fan was applied to the car engine cooling system and simulated to observe cooling effect. The 3D model of the cooling fan was analyzed by Fluent software to get the situation of the air flow and mass flow. The length of adhesion surface and the outside dip angle are two important parameters for bladeless fan. And the law of outlet massflow with these two parameters was gotten through simulation. A simplified model of a radiator was launched to test the effect of the cooling fan. The results indicate that the temperature of the radiator dropped by 10 ℃ at the speed of inlet air with 20 m/s. The effect of heat dissipation is obvious.

bladeless fan; air multiplier; car engine cooling system; fluid simulation

1673-3193(2016)05-0476-06

2016-02-16 基金項目：中國博士后基金資助項目(2011M500545)

張鵬程(1990-)，男，碩士生，主要從事車輛節(jié)能減排，車輛振動和噪聲分析的研究.

TB126

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.05.008