曾超，劉倫倫，高建紅，段良坤，張魯濱

(內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室/濰柴動力股份有限公司，濰坊 261061)

0 引言

風(fēng)扇是水冷式內(nèi)燃機的重要組成部件，其主要作用是給散熱器提供足夠流量的空氣，保證車輛發(fā)動機系統(tǒng)、空調(diào)系統(tǒng)、液力緩速器系統(tǒng)等散熱需求，其消耗的功率約占發(fā)動機總輸出功率的5%～8%[1]，同時，風(fēng)扇也是車輛內(nèi)外噪聲的重要來源之一[2]。

目前風(fēng)扇的設(shè)計、優(yōu)化、選型主要依靠試驗手段，這種方法存在滯后性，且成本高、周期長。表征冷卻風(fēng)扇性能的主要參數(shù)有一定風(fēng)量下的靜壓、靜壓效率、功率和噪聲，隨著Computational Fluid Dynamics(CFD)技術(shù)的發(fā)展，通過仿真模擬風(fēng)扇內(nèi)部流場及聲場，獲取表征風(fēng)扇性能的主要指標(biāo)來指導(dǎo)風(fēng)扇設(shè)計、優(yōu)化及選型，已逐漸成為一種重要的技術(shù)手段[3]。

本文對某機型已成熟應(yīng)用的開口型冷卻風(fēng)扇進行了氣動性能仿真分析，并根據(jù)風(fēng)扇圖紙上的性能數(shù)據(jù)進行了仿真模型標(biāo)定，利用標(biāo)定后的模型進行了風(fēng)扇氣動噪聲仿真，通過噪聲的仿真和測試對比，驗證了仿真方法的有效性，對風(fēng)扇類旋轉(zhuǎn)零部件的設(shè)計、選型具有重要的指導(dǎo)意義。

1 風(fēng)扇氣動性能分析

1.1 風(fēng)扇模型建立與網(wǎng)格劃分

本文仿真選取的風(fēng)扇為匹配大功率柴油機的11葉片塑料風(fēng)扇，風(fēng)扇外徑750 mm，輪轂直徑280 mm，重量4.5 kg。風(fēng)扇三維模型如圖1所示。

圖1 風(fēng)扇三維模型 圖2 風(fēng)扇網(wǎng)格模型

網(wǎng)格劃分時，保留并細化風(fēng)扇葉片邊緣圓角，去除輪轂部分圓孔特征及加強筋根部倒圓角，劃分完成后風(fēng)扇網(wǎng)格如圖2所示[4]。

為提高模型收斂性，簡化C型風(fēng)筒進氣管道為等截面圓筒，忽略集流器、整流格柵、護風(fēng)罩等結(jié)構(gòu)。因試驗時C型管道出口直連大氣，仿真采用Φ3 m，長度7 m圓筒模擬出口。整個仿真模型共分為五部分：進口區(qū)、管道區(qū)、Moving Reference Frame(MRF)旋轉(zhuǎn)流體區(qū)、導(dǎo)流區(qū)和出口區(qū)[5]，如圖3所示。為保證仿真精度，保證各部分模型之間最小壁厚兩層網(wǎng)格以上(如圖4所示)。各部分模型及網(wǎng)格尺寸參數(shù)如表1所示。

圖3 風(fēng)扇流場仿真模型

圖4 MRF區(qū)域細化網(wǎng)格模型

表1 模型各部分網(wǎng)格尺寸參數(shù)

1.2 仿真參數(shù)設(shè)置及模型校正

利用Fluent軟件進行風(fēng)扇流場仿真，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速選取1 900 r/min工況，邊界條件設(shè)置為質(zhì)量流量入口，壓力出口。通過設(shè)置不同的進口流量，模擬節(jié)流器不同的過流面積。湍流模型選擇能夠更好處理流線彎曲程度較大的Renormalization Group(RNG) k-ε模型，采用SIMPLE壓力修正算法，湍流動能和湍流耗散率選項首先選擇一階迎風(fēng)格式[6]，計算收斂后提取監(jiān)測點靜壓數(shù)據(jù)與風(fēng)扇圖紙上的靜壓數(shù)值進行對比，并進行模型標(biāo)定。

塑料風(fēng)扇高速旋轉(zhuǎn)，由于離心力和風(fēng)壓作用，會引起葉片變形直徑增加，影響風(fēng)扇外徑與管道內(nèi)壁面之間間隙，而流場仿真無法考察扇葉的變形情況，且管道模型基于實際試驗裝置簡化而來，忽略了導(dǎo)流和節(jié)流裝置，因此仿真和測試存在一定誤差。本文通過調(diào)整進口管道直徑的方法標(biāo)定模型，根據(jù)風(fēng)扇圖紙徑向伸長量不超過外徑0.8%的要求，最終確定進口管道直徑Φ780 mm，模型標(biāo)定后將湍流動能和湍流耗散率選項調(diào)整為二階迎風(fēng)格式，設(shè)置殘差為1×10-5，仿真迭代次數(shù)設(shè)置為5 000次，繼續(xù)運算。

1.3 風(fēng)扇流場仿真與測試結(jié)果對比分析

風(fēng)扇轉(zhuǎn)速1 900 r/min工況，不同進口流量下風(fēng)扇性能仿真與測試具體數(shù)據(jù)如表2所示，結(jié)果對比如圖5所示?？梢钥闯觯瑴y試與仿真數(shù)據(jù)誤差基本在10%以內(nèi)。

表2 仿真結(jié)果與測試結(jié)果數(shù)據(jù)

圖5 風(fēng)扇性能仿真與測試對比

在5.3 m3/s流量工況下，風(fēng)筒內(nèi)部流場如圖6所示，風(fēng)扇壓力面和吸力面靜壓見圖7。

圖6 風(fēng)筒內(nèi)部流場

圖7 風(fēng)扇葉片表面靜壓分布

從圖6可以看出，風(fēng)扇葉尖與風(fēng)筒內(nèi)壁間隙處存在明顯回流區(qū)，阻礙前進氣流流動，產(chǎn)生較大的回流損失[6]，該間隙大小對風(fēng)扇性能表現(xiàn)有重要影響。從圖7可以看出，風(fēng)扇葉片中上部靠近葉邊緣位置壓力較大，是風(fēng)扇主要做功區(qū)域。壓力面和吸力面在葉片頂部及邊緣交匯位置壓差較大，引起氣體回流，導(dǎo)致該區(qū)域相對壓力迅速下降，降低了整個葉片的做功能力[7]。

基于該模型的標(biāo)定方法，對750 mm直徑環(huán)形風(fēng)扇進行仿真，在1 900 r/min工況下，風(fēng)扇靜壓仿真結(jié)果與風(fēng)扇圖紙上性能數(shù)值如表3所示，誤差基本在10%以內(nèi)。從表3可以看出，在高效區(qū)環(huán)形風(fēng)扇靜壓效率較開口風(fēng)扇高約20%，其主要原因為護風(fēng)罩阻擋了部分葉尖回流，有效減少了回流損失，環(huán)形風(fēng)扇壓力面和吸力面靜壓如圖8所示。

表3 仿真結(jié)果與測試結(jié)果數(shù)據(jù)

圖8 環(huán)形風(fēng)扇葉片表面靜壓分布

2 風(fēng)扇氣動噪聲性能分析

2.1 噪聲仿真設(shè)置

風(fēng)扇聲場仿真采用Large Eddy Simulation(LES)模型，在流場仿真基礎(chǔ)上，先進行非定長預(yù)計算，設(shè)置時間步長為5e-5s，步數(shù)為1 500步，迭代至流量和壓力波動穩(wěn)定后，再打開基于The Ffowcs Williams and Hawkings Model(FW-H)模型的聲比擬模型[8]，設(shè)置噪聲源和監(jiān)測點，繼續(xù)迭代相同步數(shù)至聲場仿真完成。

噪聲仿真和測試均基于風(fēng)扇性能測試臺架，其監(jiān)測點設(shè)置為：測點1在風(fēng)扇后方1 m，測點2在風(fēng)扇側(cè)向1 m，測點3在斜向45°距風(fēng)扇1 m的3個監(jiān)測點。噪聲測試設(shè)備選用手持式聲級計(AR824)，如圖9所示。

圖9 噪聲測點及設(shè)備

2.2 噪聲仿真與測試結(jié)果對比分析

噪聲仿真迭代完成后，利用快速傅里葉變換將時域上3個監(jiān)測點的聲壓信號轉(zhuǎn)換為頻域上的聲壓頻譜[9]，1 900 r/min工況下，測點3位置風(fēng)扇線性頻譜如圖10所示。

圖10 風(fēng)扇噪聲頻譜

旋轉(zhuǎn)噪聲頻率公式f(Hz)為：

(1)

式中，n：葉片轉(zhuǎn)速，r/min；z：葉片數(shù)，i：諧波序號，i=1,2,3,…，i=1為基頻。

1 900 r/min工況下，11葉開口風(fēng)扇基頻為f=348.3 Hz，與圖12頻譜圖中基頻位置一致，驗證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

提取各測點位置噪聲，進行仿真與測試結(jié)果對比，如圖11所示。從結(jié)果對比可以看出，除測點1外，其余測點風(fēng)扇噪聲仿真與測試值接近。經(jīng)分析，測點1布置在驅(qū)動點后方，受電機遮擋，導(dǎo)致測試噪聲偏差較大。通過測點2、3處噪聲值對比，可以看出該噪聲仿真方法能夠指導(dǎo)風(fēng)扇噪聲分析。風(fēng)扇葉片表面壓力波動時均值如圖12所示，從圖中可以看出，風(fēng)扇噪聲源主要位于扇葉中部靠近邊緣區(qū)域。

圖11 風(fēng)扇噪聲仿真與測試值

圖12 風(fēng)扇聲壓脈動時均值云圖

3 結(jié)論

本文利用Fluent軟件對風(fēng)扇性能試驗過程進行了模擬，結(jié)果顯示，風(fēng)扇靜壓、靜壓效率、噪聲性能均與臺架測試接近，驗證了仿真方法的有效性。

基于該CFD仿真方法可以在風(fēng)扇配套選型之初對風(fēng)扇性能進行預(yù)測和對比，有效縮短了配套驗證周期，減少試驗成本。