金 開，邢 超，劉家嫵，趙增耀

（陜西汽車控股集團有限公司，陜西 西安 710200）

工程機械發(fā)動機功率大，機艙空間狹小，布置緊湊，給發(fā)動機號冷卻系統(tǒng)設(shè)計布置提出了更高的要求。冷卻風(fēng)扇是冷卻系統(tǒng)的核心部件，其性能直接影響發(fā)動機的經(jīng)濟性、動力性以及排放。

冷卻風(fēng)扇與護風(fēng)罩作為1個整體布置于機艙內(nèi)，二者的匹配對風(fēng)扇性能的發(fā)揮至關(guān)重要。因此，研究護風(fēng)罩與風(fēng)扇配合參數(shù)對風(fēng)扇氣動性能的影響有重要意義。

許多學(xué)者對冷卻風(fēng)扇與護風(fēng)罩的匹配進行了大量研究。徐錦華等［1］對不同風(fēng)扇的軸向伸入距離、徑向間隙進行仿真分分析，認為軸向伸入距離和徑向間隙對風(fēng)扇性能的影響十分顯著；朱東烈 等［2］認為通過合理控制風(fēng)扇葉尖與導(dǎo)風(fēng)圈的徑向間隙，改進導(dǎo)風(fēng)罩的結(jié)構(gòu)形式，合理設(shè)計導(dǎo)風(fēng)圈的寬度等，都可以不同程度地提高風(fēng)扇的利用效率；于淼淼等［3］對比分析了環(huán)形風(fēng)扇配置外插入式、內(nèi)插入式和迷宮槽式護風(fēng)罩下的氣動性能，給出了某車型的護風(fēng)罩配置方案；許自順等［4］指出錐口型導(dǎo)風(fēng)罩流量及噪聲的綜合性能更好；湯黎明［5］認為冷卻風(fēng)扇性能主要受到葉片結(jié)構(gòu)參數(shù)和動力艙中各部件相對位置影響；習(xí)羽［6］對某工程機械冷卻風(fēng)扇與護風(fēng)罩的沉入量和徑向間隙變化對其性能影響進行了分析，認為合適的沉入量和徑向間隙，有利于提高圓弧彎板風(fēng)扇在護風(fēng)罩下的性能。

相關(guān)研究主要集中在風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)對其氣動性能及噪聲的影響，護風(fēng)罩與冷卻風(fēng)扇的匹配研究主要集中在2方面：一方面是不同結(jié)構(gòu)形式的護風(fēng)罩與風(fēng)扇的匹配，另一方面是護風(fēng)罩與冷卻風(fēng)扇的相對位置匹配?？紤]到工程機械產(chǎn)品設(shè)計定型后，主要部件位置固化，護風(fēng)罩結(jié)構(gòu)形式改動空間不大，為了提高冷卻風(fēng)扇的氣動性能，很有必要在僅改變護風(fēng)罩圓弧段長度的條件下，研究風(fēng)扇及散熱器的空氣流量變化規(guī)律，為護風(fēng)罩與風(fēng)扇的匹配提供參考。

1 結(jié)構(gòu)模型

圖1為某工程機械冷卻模塊示意圖，主要包括散熱器、護風(fēng)罩以及冷卻風(fēng)扇。

護風(fēng)罩的通道從散熱器四邊形過渡到風(fēng)扇的圓形，必然存在圓弧段。護風(fēng)罩圓弧段與風(fēng)扇導(dǎo)流圈在軸向有重疊。

圖1 冷卻模塊

2 數(shù)值計算方法

冷卻風(fēng)扇流場控制方程包括連續(xù)性方程和動量方程。

連續(xù)性方程為：

式中：p為壓力，V為速度矢量，ρ為流體密度，μ為流體粘度，u、v、w分別是速度矢量V在x、y、z方向的分量，Su、Sv、Sw為廣義源項。

采用雷諾時均N-S方法（RANS）求解控制方程，選取RNG k-e兩方程湍流模型封閉方程組，近壁面區(qū)域采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理。采用多重參考系（MRF）法模擬風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)。邊界條件包壓力入口，壓力出口，無滑移壁面。

3 數(shù)值計算方法驗證

3.1 風(fēng)筒試驗

按照GB/T1236-2000規(guī)定的方法對冷卻風(fēng)扇進行性能試驗。圖2所示。冷卻風(fēng)扇為環(huán)形結(jié)構(gòu)，直徑790mm，葉片數(shù)11，輪轂比0.43，額定轉(zhuǎn)1800rpm。通過節(jié)流器改變?nèi)肟谕髅娣e，從而控制進入管道的空氣流量，測量不同流量下風(fēng)扇的靜壓值。

圖2 冷卻風(fēng)扇性能試驗簡圖

3.2 計算區(qū)域

根據(jù)風(fēng)筒試驗方法搭建仿真模型。在風(fēng)扇出口處建立直徑為8倍風(fēng)扇直徑，長為5倍風(fēng)扇直徑的圓柱體區(qū)域模擬風(fēng)扇在出口處的大氣環(huán)境。采用六面體核心網(wǎng)格離散計算區(qū)域，對流動紊亂的風(fēng)扇附近區(qū)域加密，總網(wǎng)格數(shù)約為900萬，如圖3所示。

圖3 計算區(qū)域

3.3 計算值與試驗值對比

設(shè)定風(fēng)扇轉(zhuǎn)速1800rpm，選取8個流量點進行數(shù)值計算，提取風(fēng)扇的靜壓和流量，并與實驗對比，見圖4。

可知，風(fēng)扇流量在3～5m3/s范圍內(nèi)，仿真曲線與實驗曲線貼合較好，最大誤差約為4%，流量較小或者較大時，誤差增大，最大誤差約為11.3%，仿真與實驗結(jié)果變化趨勢一致，即隨著流量增大靜壓減小，數(shù)值模擬精度滿足工程需求，仿真方法能用于護風(fēng)罩與冷卻風(fēng)扇的匹配研究。

圖4 風(fēng)扇靜壓對比

4 不同護風(fēng)罩圓弧段長度分析

4.1 散熱器建模

采用均勻多孔介質(zhì)模型模擬散熱器外部流動，有：

式中，Si為第i方向的動量方程源項；|v|為速度值，α為滲透率，C2為慣性阻力系數(shù)。動量匯作用于流體產(chǎn)生壓力梯度，即有：

式中，Δp多孔介質(zhì)區(qū)域壓降，Δn為多孔介質(zhì)區(qū)域厚度。散熱器的阻力特性見表1所示。

表1 散熱器阻力特性表

上數(shù)據(jù)擬合成速度的二次函數(shù)，代入空氣的粘度，可得散熱器的粘性阻力系數(shù)為1.97×107，慣性阻力系數(shù)C2為72。

4.2 調(diào)整護風(fēng)罩圓弧段長度

調(diào)整護風(fēng)罩圓弧段長度，使圓弧段的長度分別為40mm、50mm、60mm、70mm、80mm，建立模型，進行數(shù)值計算。圖5所示。

圖5 不同護風(fēng)罩圓弧段長度示意圖

4.3 護風(fēng)罩圓弧段長度對葉頂間隙流場的影響

圖6展示了護風(fēng)罩圓弧段長度為40mm、60mm以及80mm時的風(fēng)扇葉頂間隙速度場。氣流在壓力差的作用下，從外界流經(jīng)葉頂間隙進入葉片前緣，即產(chǎn)生了泄漏流。

在間隙通道內(nèi)，由于粘性摩擦，形成渦流。如圖6（a）所示，護風(fēng)罩圓弧段長度為40mm時，葉頂間隙區(qū)域存在一個漩渦，隨著沉入量的增加，渦流范圍擴大，見圖6（b），圓弧段長度增加到80mm時，間隙區(qū)域出現(xiàn)兩個漩渦，見圖6（c）。

間隙渦流卷吸泄漏流道氣流，消耗泄漏流能量，阻礙泄漏流流動。隨著圓弧段長度增大，泄漏通道增長，泄漏渦沿軸向發(fā)展，影響范圍擴大，繼而演化成兩團渦流，進一步削弱泄漏氣流。

4.4 護風(fēng)罩圓弧段長度對散熱器流量的影響

圖7給出了散熱器流量隨護風(fēng)罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可見，隨著圓弧段長度增加，流經(jīng)散熱器的空氣流量單調(diào)增加。護風(fēng)罩圓弧段長度的增加，泄漏通道增長，泄漏氣流沿程阻力增大，泄漏流量減小，風(fēng)扇主流方向流量增加，散熱器流量 增大。

圖6 風(fēng)扇葉頂間隙速度場

圖7 散熱器流量隨護風(fēng)罩圓弧段長度變化

4.5 護風(fēng)罩圓弧段長度對風(fēng)扇流量的影響

圖8為風(fēng)扇流量隨護風(fēng)罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可知，圓弧段長度在40mm～60mm范圍內(nèi)增加，風(fēng)扇流量隨之增大，在60mm～80mm范圍，風(fēng)扇流量基本不變。

圖8 風(fēng)扇流量隨護風(fēng)罩圓弧段長度變化

風(fēng)扇泄漏量為風(fēng)扇流量與散熱器流量之差。圖9為風(fēng)扇泄漏量隨護風(fēng)罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可知，圓弧段長度在40mm～60mm范圍內(nèi)增加，風(fēng)扇泄漏量隨之緩慢減小，在60mm～80mm范圍，風(fēng)扇泄漏量變化率有所增大。風(fēng)扇泄漏量隨著圓弧段長度的增加而快速減小。散熱器流量的持續(xù)增加與風(fēng)扇泄漏量的快速減小使風(fēng)扇流量先增大再保持不變。增大護風(fēng)罩圓弧段長度能有效減小風(fēng)扇泄漏量，增大散熱器空氣流量。

圖9 風(fēng)扇泄漏量隨護風(fēng)罩圓弧段長度變化

5 結(jié)束語

通過建立某工程機械冷卻模塊三維模型，修改護風(fēng)罩圓弧段，分析了護風(fēng)罩圓弧段長度對風(fēng)扇流量的影響，得出以下結(jié)論：

（1）風(fēng)扇流量隨著護風(fēng)罩圓弧段長度的增加先增加再保持不變；流經(jīng)散熱器的空氣流量隨著圓弧段長度的增加單調(diào)增加；風(fēng)扇泄漏量隨著圓弧段長度的增加而減小，且減小率增大。

（2）增大護風(fēng)罩圓弧段長度能提高流經(jīng)散熱器的空氣流量，加強冷卻模塊的換熱能力。