車用冷卻風扇安裝位置對其性能影響的分析研究

徐錦華 倪計民 石秀勇 吳孝勤 錢小玲

（1.同濟大學；2.上海柴油機股份有限公司）

1 前言

汽車前端冷卻模塊各零部件間的相對安裝位置對冷卻模塊性能影響很大，對于較為簡單的前端冷卻模塊而言，其主要安裝參數包括散熱器與中冷器間距離、風扇伸入風扇罩軸向距離、整個前端冷卻模塊與發(fā)動機之間的距離、風扇與散熱器間距離、風扇與風扇罩徑向間隙等。軸流風扇安裝參數對其性能的影響在微型風扇（CPU風扇）領域研究較多[1]，而對車用冷卻風扇的研究并不多見。國內的研究主要從風扇本身結構出發(fā)，從不同葉型、轉轂比、風扇葉片數、風扇安裝角度及葉片夾角等方面考察對風扇通流性能和噪聲的影響[2]。國外Taylor[3]等人采用風筒試驗方法研究了安裝參數對冷卻系統(tǒng)性能的影響。結果表明，風扇徑向間隙、風扇伸入風扇罩軸向距離、風扇與散熱器之間的距離對冷卻系統(tǒng)性能影響非常大，而風扇與發(fā)動機之間距離對冷卻性能的影響較小。Peter Gullberg[4]等人對某款750 mm風扇進行CFD仿真，所得模擬結果與試驗值最大誤差達25%，由此提出對風扇仿真轉速進行修正的想法。將風扇輸入轉速提高14%后，得到結果與試驗結果較為吻合。Allan Wang[5]等人則對不同MRF（Multiple Reference Frame）區(qū)域的大小對風扇性能的影響進行了研究。結果表明，軸向區(qū)域的大小對計算結果影響很小，而徑向尺寸對結果影響比較大，因此建議在有風扇罩的情況下，選擇MRF徑向直徑為1/2風扇外徑與風扇罩外徑之和。本文利用所建立的某風扇的三維風筒仿真模型對風扇徑向間隙、軸向伸入距離進行了仿真分析。

2 風筒試驗

試驗風扇為某重型載貨汽車用環(huán)形風扇 （圖1），其葉片數為8，直徑為620 mm，輪轂直徑為248 mm，輪轂比為0.4。風扇風筒試驗（圖2）根據文獻[6]要求進行，其中風筒直徑為640 mm，風扇入口靜壓測量點pe3離風扇距離為2750 mm。通過改變電機轉速及節(jié)流裝置的面積可得出不同轉速、不同流量下風扇的靜壓值。

3 仿真模型的建立

3.1 三維模型及網格劃分

根據實際風筒試驗，風扇軸向完全伸入風筒內，與風筒的徑向間隙為10 mm，風筒出口通向大氣，因此，本文所建三維模型進口段長度為3000 mm，直徑為640 mm；對于風扇出口段，參照試驗室空間大小，建立了高度和寬度均為4000 mm、長度為6000 mm的長方體來模擬試驗時風扇出口通向大氣的情況。同時，為起到穩(wěn)壓作用，加快計算收斂，建立一個過渡段，過渡到截面為1000 mm的正方形，最后出口延長段為3000 mm。如圖3所示，模型共分為5部分，其中風扇旋轉區(qū)域及中間段劃分為四面體網格，其他部分劃分為六面體網格，模型總網格數為500萬個。

3.2 參數設置及計算過程

采用商用軟件Fluent對模型進行邊界設定和計算。將模型進口邊界設為流量入口，出口邊界設為壓力出口，出口靜壓設定為0，風扇轉速為2000 r/min，風扇壁面為旋轉壁面。同時，將空氣視為不可壓縮流體，壓力速度耦合方程組采用SIMPLE算法，湍流模型采用標準κ-ε模型。

因為在建立三維模型時風筒出口段加入了過渡段，必然會引起壓力的損失，對計算結果造成一定的影響。因此本文在進行模擬計算時分2步進行計算，初次計算設定一階精度，出口靜壓為0，待計算收斂后查看Z=6000 mm平面靜壓值；將出口邊界改為負值（其絕對值等于Z=6000 mm平面靜壓值），將計算精度調為二階精度再次進行計算，然后考察Z=6000 mm平面的靜壓值。由圖4可以發(fā)現，再次計算后其值較接近于0。2次計算目的是使得模擬風扇的出口（靜壓為0）可近似認為Z=6000截面，更接近于實際試驗情況，以下所有計算均采用上述過程。

4 仿真值與試驗值的對比

設定風扇轉速為2000 r/min，選取6個質量流量點進行仿真計算，并將計算值與試驗值進行了對比，結果如圖5所示。從圖5可以看出，在中低流量下仿真值低于試驗值，而在高流量下仿真值稍高于試驗值，但仿真值的變化趨勢與試驗值基本一致。產生誤差的原因一方面是由于本身測量設備存在的系統(tǒng)誤差，但更主要的是由于三維仿真不能夠完全得出空氣的流動形態(tài)，特別是在低流量的情況下。

在低流量情況下風扇本身的靜壓效率 （圖6）較低，實際車輛上的風扇運行工況很少達到低流量區(qū)域[7]。而通過圖5中仿真值與試驗值對比發(fā)現，在3.01～5.10 kg/s 4個流量點內，最大誤差為10%，最小誤差4%，基本滿足工程應用要求。因此，對3.01～5.10 kg/s 4個質量流量點進行詳細分析計算。

圖7和圖8分別為風扇壓力面和吸力面的靜壓分布。從圖中可以看出，風扇壓力面的靜壓沿著風扇葉片流道方向逐漸增加；風扇吸力面靜壓在葉尖形成一個低靜壓區(qū)域，壓力逐漸向葉根方向增加。圖9為空氣流經風扇對其做功后在中間段和出口段內的流動。由于出口壓力相對風筒內的壓力較大，風扇出口的流線往徑向方向偏移，然后在長方體空間的限制下從出口延長段內流出。

5 不同安裝參數分析

5.1 軸向伸入距離

分別對風扇8種軸向伸入距離（圖10）進行計算，結果如圖11所示，其中軸向伸入距離90 mm為上面已驗證的模型。從圖11可以看出，風扇的靜壓隨著軸向伸入距離的增加而增加，超過75 mm之后，風扇的性能具有相反的趨勢。

從圖11還可以看出，風扇在同一轉速下，設定進口流量越大，對軸向伸入距離的變化越敏感，在流量為5.10 kg/s的情況下，最大值與最小值差值達到40%。

圖12和圖13為質量流量5.10 kg/s時，軸向伸入距離分別為75 mm和45 mm情況下，Z=105 mm（風扇后方10 mm）平面的空氣流動速度分布。從圖中可以看出，軸向伸入距離75 mm時該平面的最大速度與軸向伸入距離為45 mm相比大6.5 m/s，最大速度增加7.7%，說明軸向伸入距離為75 mm時，更能發(fā)揮出風扇本身的做功能力。同時該平面的空氣流動形態(tài)能夠更好地“跟隨”風扇的旋轉運動。綜上仿真結果表明，該風扇的軸向伸入距離75 mm為佳。

5.2 徑向間隙

在軸向伸入距離為75 mm情況下，分別對徑向間隙為 10、15、20、25、30 mm 和 35 mm 6 種情況進行了模擬計算，結果如圖14所示。從圖14中可以看出，隨著徑向間隙的增大，同一流量下風扇靜壓不斷下降；同時，流量越大，徑向間隙越大，則風扇靜壓值下降越快，流量為5.10 kg/s情形下，徑向間隙從10 mm增大到35 mm，風扇靜壓下降超過39%。

由于徑向間隙的存在，一方面風扇葉片凹面的壓力大于凸面的壓力，使得氣流從凹面流向凸面，在徑向間隙形成漩渦[8]；另一方面由于風扇的出口通向大氣，其出口側壓力大于進口側壓力，使得氣流逆著主氣流的流動方向（圖15），即由風扇后側流向風扇前側，從而降低了風扇的靜壓。

徑向間隙越大，風扇性能降低，因此希望風扇與風扇罩之間的徑向間隙越小越好。但是在實際工況中，由于路面激勵及汽車本身機械運動產生振動，若風扇罩與風扇間隙過小，可能會導致風扇葉片與風扇罩在車輛行駛過程中產生干涉。根據圖14的仿真結果可知，當徑向間隙超過25 mm、流量為5.10 kg/s時風扇靜壓值急劇下降，當徑向間隙為25 mm時，各流量下風扇的靜壓能夠達到徑向間隙為10 mm時靜壓的87%以上。綜合考慮，在軸向伸入距離為75 mm時，徑向間隙選取25 mm。

而選取徑向間隙為25 mm，即為該模擬風扇直徑的4%，與文獻[9]推薦的徑向間隙不得超過2.5%風扇直徑產生了矛盾。為此，本文進一步對風扇軸向伸入距離為68 mm時的不同徑向間隙對風扇性能的影響進行仿真分析。

根據圖16的仿真結果表明，當風扇軸向伸入距離68 mm時，徑向間隙超過15 mm之后，風扇的靜壓在流量為5.10 kg/s的情形下急劇下降。為此，軸向伸入距離為68 mm時，選取徑向間隙應不得超過15 mm，其值為該風扇直徑的2.42%。因此，同一風扇，不同的軸向伸入距離，對徑向間隙的要求是不同的。

6 結束語

a.同一轉速、不同流量下，有一個最優(yōu)的軸向伸入距離，通過計算得出該風扇實際安裝時軸向伸入距離為75 mm為佳。

b.同一轉速下，流量越大，徑向間隙越大，風扇的靜壓越低，同時風扇在大流量下對徑向間隙的變化較為敏感，綜合考慮得出該風扇在軸向伸入距離為75 mm情況下，徑向間隙25 mm時亦可接受。

c.不同的風扇軸向伸入距離時，對徑向間隙的要求不同，在實車設計安裝時應引起重視。

1 Lin S C，et al.Blockage effect of axial-flow fans applied on heat sink assembly.Applied Thermal Engineering，2004，16（24）：2375～289.

2 趙要珍.轎車發(fā)動機冷卻風扇的CFD分析與低噪聲優(yōu)化設計：[學位論文].吉林：吉林大學，2007.

3 Taylor D O.Wind tunnel investigation of the effects of installation parameters on truck cooling system performance.SAE，760832.

4 Gullberg P.A Correction Method for Stationary Fan CFD MRF Models.SAE，2009-01-0178.

5 Wang A.Evaluation of the Multiple Reference Frame（MRF） Model in a Truck Fan Simulation.SAE， 2005-01-2067.

6 GB/T 1236—2000工業(yè)通風機用標準化風道進行性能試驗.2000.

7 Hunt A.G，et al.Savory.Downstream Blockage Corrections of Automotive Cooling Fan Module Performance.SAE，2009-01-175.

8 昌澤舟.軸流式通風機實用技術.北京：機械工業(yè)出版社，2005.

9 王兆煖.散熱器、中冷器和風扇的選型校核計算.柴油機設計與制造，2009，16（4）：20～31.