基于CFD方法的環(huán)形風(fēng)扇頂隙流動研究

鮑偉東 張博峰 栗林濤

摘 要：針對環(huán)形風(fēng)扇系統(tǒng)存在葉頂間隙流大、風(fēng)扇效率低的問題，提出了新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置，用于降低環(huán)形風(fēng)扇回風(fēng)量。文中基于計算流體力學(xué)（CFD）方法，建立了車輛冷卻系統(tǒng)三維數(shù)值計算模型，用于確定不同葉尖間隙對風(fēng)扇回風(fēng)量的影響。結(jié)果表明，改進(jìn)的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置相比U型護(hù)風(fēng)裝置，有效風(fēng)量提高13%，風(fēng)量利用率提高16.3%，系統(tǒng)散熱能力提高3.5%以上。對于使用新型環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置的車輛，相比使用U型護(hù)風(fēng)裝置的車輛風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低13%，提高了整車燃油經(jīng)濟(jì)性。

關(guān)鍵詞：頂隙；計算流體力學(xué)；護(hù)風(fēng)裝置；環(huán)形風(fēng)扇；風(fēng)量利用率

中圖分類號：U463.6 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1671-7988（2018）17-50-05

Abstract： For the ring-fan system， there is a problem that the top clearance flow is large and the fan efficiency is low. A new ring-fan shroud is proposed to reduce the return flow of the ring-fan. Based on the computational fluid dynamics （CFD） method， a three-dimensional numerical calculation model of the vehicle cooling system was established to determine the influence of different tip clearances on the fan return flow. The results show that the improved shroud of the ring-fan can increase the effective flow by 13%， the flow utilization rate by 16.3%， and the system heat dissipation capacity by more than 3.5% compared with the U-type shroud. For vehicles using the new shroud， the vehicle fan speed is reduced by 13% compared to the U-type shroud， which improves the vehicle's fuel economy.

Keywords： tip clearanc； CFD； shroud； ring-fan； utilization rate

CLC NO.： U463.6 Document Code： A Article ID： 1671-7988（2018）17-50-05

引言

能源危機(jī)和環(huán)境污染是當(dāng)今世界所面臨的兩大難題，為了不斷滿足日益嚴(yán)苛的噪聲和排放法規(guī)，常規(guī)柴油機(jī)車輛、替代燃料車輛、混合動力車輛等均采用了低噪聲的環(huán)形風(fēng)扇代替?zhèn)鹘y(tǒng)的開口風(fēng)扇。通過對環(huán)形風(fēng)扇的研究以及實驗室測試，發(fā)現(xiàn)環(huán)形風(fēng)扇可以有效改善風(fēng)扇流場，對于約束和控制葉尖漩渦是非常有效的，可以有效減少葉尖處的渦流噪聲 [1-6]。

圖1所示為環(huán)形風(fēng)扇及環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置結(jié)構(gòu)示意圖，采用U型護(hù)風(fēng)罩與環(huán)形風(fēng)扇配合，考慮到風(fēng)扇與發(fā)動機(jī)一起運動，具有較大葉尖間隙（風(fēng)扇與護(hù)風(fēng)罩之間具有較大的徑向間隙≥20mm和軸向間隙≥25mm）。實際上，這種U型護(hù)風(fēng)系統(tǒng)在降低噪聲和提高風(fēng)扇效率方面并未達(dá)到期望的效果。其主要原因在于：為防止動葉與護(hù)風(fēng)裝置發(fā)生摩擦和碰撞，通常在扇葉頂部和護(hù)風(fēng)系統(tǒng)之間留有較大的間隙。由于葉頂?shù)膲毫γ婧臀γ娲嬖趬翰?，葉片通道內(nèi)的一部分氣體會越過葉頂間隙形成葉頂間隙流。在與主流相互摻混作用后，會在葉頂區(qū)域形成葉頂泄漏渦。葉頂間隙渦是一種非常復(fù)雜的三維粘性流動，是在護(hù)風(fēng)系統(tǒng)內(nèi)壁附面層、葉片表面附面層、主流氣動干涉的綜合影響下形成的。由于葉頂泄漏流沒有風(fēng)扇功的輸入，因此與主流相比為低能流體，會在葉片的頂部區(qū)域引起泄漏損失和堵塞。葉頂間隙流對風(fēng)扇的影響主要有兩個方面，一是產(chǎn)生泄漏損失，造成風(fēng)扇效率的降低；二是主流于回流混合過程中產(chǎn)生渦流噪聲，從而增加風(fēng)扇的葉尖渦流噪音[7]。同時有研究表明，泄漏流速的增加導(dǎo)致泄漏渦旋渦強(qiáng)度的增強(qiáng)；葉尖泄漏渦不僅會造成流動堵塞，而且會造成葉尖壓力脈動；提高風(fēng)扇效率和擴(kuò)大穩(wěn)定工作范圍的關(guān)鍵在于改善尖部流動，抑制各種旋渦的產(chǎn)生，控制旋渦的運動以及減少氣流摻混。減小葉尖間隙在抑制和減小渦流噪聲的同時，可以使風(fēng)扇氣動性能得到改善[8-9]。

所以通過減小環(huán)形風(fēng)扇的葉尖間隙而減少風(fēng)扇回風(fēng)量，可以改善風(fēng)扇葉尖區(qū)域的氣動性能，不僅可以提高風(fēng)扇的效率，降低發(fā)動機(jī)風(fēng)扇功率消耗，還可以有效降低風(fēng)扇的噪音。

為了減小環(huán)形風(fēng)扇的葉尖間隙，提出了新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置，采用CFD軟件對改進(jìn)的環(huán)形風(fēng)扇系統(tǒng)進(jìn)行了模擬和分析。

1 改進(jìn)的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置

為解決環(huán)形風(fēng)扇的U型護(hù)風(fēng)罩系統(tǒng)回風(fēng)量大的問題，提出了新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置，如新方案所示，在發(fā)動機(jī)上固定氣動環(huán)，氣動環(huán)與護(hù)風(fēng)罩之間用護(hù)風(fēng)軟罩連接，允許將風(fēng)扇外圓與氣動環(huán)之間的間隙做到6mm（考慮到零件的加工誤差導(dǎo)致的圓度問題以及風(fēng)扇隨發(fā)動機(jī)跳動引起的偏心問題），有效的減少葉尖間隙，以提高環(huán)形風(fēng)扇的效率，具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

2 風(fēng)扇系統(tǒng)模型流場的CFD計算驗證

STAR-CCM+軟件針對各種復(fù)雜流動的物理現(xiàn)象，采用適當(dāng)?shù)臄?shù)值解法，以期在計算速度、穩(wěn)定性和精度等方面達(dá)到優(yōu)化組合，從而高效率地解決各個部件的復(fù)雜流動計算模擬[10]。

2.1 幾何模型及條件設(shè)定

如表1所示，文中共提出了5種模型，具體描述如表中所示。T表示風(fēng)扇與護(hù)風(fēng)罩之間的徑向間隙。

圖3所示為風(fēng)扇系統(tǒng)的流體域示意圖，系統(tǒng)主要包括散熱器、中冷器、護(hù)風(fēng)裝置、風(fēng)扇。左側(cè)為流體域入口，右側(cè)為流體域出口。并對模型的進(jìn)行了局部的簡化，在保證計算精度的同時，以提高模擬計算的速度。

計算流體域采用多面體網(wǎng)格劃分。入口邊界條件：Stagnation Inlet，出口：Pressure Outlet，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速：1800r/min。散熱器和中冷器采用多孔介質(zhì)模型模擬。在多孔介質(zhì)模型中，用公式1來計算每單位長度的理論壓降：

v：通過多孔介質(zhì)的流速m/s；pi、pv：是定義多孔介質(zhì)阻力的系數(shù)，分別是慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù)。根據(jù)散熱器和中冷器單體風(fēng)洞試驗的測試數(shù)據(jù)，使用Matlab對數(shù)據(jù)進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，以計算出多孔介質(zhì)阻力系數(shù)pi、pv：

散熱器：pi=84kg/m4；pv =608kg/m3s；

中冷器：pi=39kg/m4；pv =192.5kg/m3s。

模擬過程中假定空氣不可壓縮，模擬計算采用segregated方法，湍流模型為RANS算法中的realizable k-ε湍流模型。固壁面采用無滑移邊界條件。在差分格式中，壓力項采用標(biāo)準(zhǔn)格式，速度項、湍動能項和湍流粘性系數(shù)項均采用二階迎風(fēng)格式，壓力與速度之間的耦合算法為SIMPIE [10-11]。

2.2 模擬分析以及數(shù)據(jù)計算

2.2.1 流場分析

圖4～圖8所示為流體域Y=0截面上的速度分布圖。在采用U型護(hù)風(fēng)罩匹配環(huán)形風(fēng)扇時，風(fēng)扇與護(hù)風(fēng)罩的軸向間隙20mm，徑向間隙為25mm。如圖4、圖5所示，沿氣流流動方向，風(fēng)扇前部區(qū)域為低壓區(qū)，風(fēng)扇后部區(qū)域為高壓區(qū)，風(fēng)扇前部為吸風(fēng)面，風(fēng)扇后部為出風(fēng)面。環(huán)形風(fēng)扇吸風(fēng)面的壓力小于風(fēng)扇出風(fēng)面的壓力，由于存在較大的徑向間隙和軸向間隙，在壓力差的作用下導(dǎo)致出風(fēng)面氣流通過葉尖間隙流大量回流到吸風(fēng)面，此處的回流氣流方向與風(fēng)扇主氣流的方向相反?；亓髟俅芜M(jìn)入吸風(fēng)面的低壓區(qū)，與主流混合，由于流向相反，混合過程中會產(chǎn)生渦流，渦流必然產(chǎn)生渦流噪聲，回流嚴(yán)重時會產(chǎn)生流動堵塞。如圖5～圖8所示，隨著風(fēng)扇葉尖間隙的減小，回流阻力增加，回流量明顯減少，回流與主流混合明顯減弱，形成的渦流規(guī)模也相應(yīng)的減小。主要原因是泄漏流速的減小導(dǎo)致泄漏渦旋渦強(qiáng)度的降低，風(fēng)扇葉尖區(qū)域的流動得到極大的改善，抑制各種旋渦的產(chǎn)生和氣流的摻混。所以隨著葉尖間隙的減小，風(fēng)扇頂隙區(qū)域的回風(fēng)量明顯減少，從而有效改善了風(fēng)扇葉尖區(qū)域的流動，抑制了渦流的產(chǎn)生，直接影響了整個風(fēng)扇內(nèi)部流場及氣動性能，特別是對軸流風(fēng)扇的工作效率、壓頭和工作穩(wěn)定性的影響。

雖然U型護(hù)風(fēng)裝置是基于迷宮型密封原理設(shè)計而成，原理上通過結(jié)構(gòu)上的設(shè)計增加回流阻力，從而可以有效的減少氣流的回流泄露，但是由于軸向和徑向間隙較大，密封效果變差，回流并未得到有效的抑制。通過對圖4至圖8分析，徑向間隙從25mm降低到6mm，由于徑向間隙的不斷減小，導(dǎo)致通過頂隙區(qū)域處的氣流逐漸減少，環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置的密封效果逐漸轉(zhuǎn)好。

2.2.2 風(fēng)扇風(fēng)量利用率分析

為了便于評價環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置對冷卻系統(tǒng)有效風(fēng)量的影響，進(jìn)而評價對系統(tǒng)性能的影響，所以定義了風(fēng)扇風(fēng)量利用率E，E為通過散熱器芯體區(qū)域的質(zhì)量流量Qd和通過風(fēng)扇出風(fēng)面的質(zhì)量流量Qt的比值。如公式2所示：

式中：Qd-通過散熱器芯體區(qū)域的質(zhì)量流量；Qt-通過散熱器芯體區(qū)域質(zhì)量流量。

表2所示為根據(jù)上面CFD模擬得到的5種模型的風(fēng)量利用率對比。

圖9所示為5種模型的風(fēng)扇風(fēng)量利用率的對比圖。如圖9所示，U型護(hù)風(fēng)罩的環(huán)形風(fēng)扇系統(tǒng)的風(fēng)量利用率最低，主要原因為：U型護(hù)風(fēng)罩因為其與環(huán)形風(fēng)扇的配合出現(xiàn)了較大的軸向間隙和徑向間隙，導(dǎo)致通過風(fēng)扇的高壓氣體通過葉尖間隙回流到吸風(fēng)面的低壓區(qū)，而且葉尖間隙越大，回流量越大。所以如表2所示，對于U型護(hù)風(fēng)系統(tǒng)，通過散熱器的有效風(fēng)量減少，而通過風(fēng)扇出風(fēng)面的風(fēng)量增加，主要是由于風(fēng)扇回風(fēng)量增加導(dǎo)致的。同時從數(shù)據(jù)分析出，隨著葉尖間隙的減小，回風(fēng)量明顯減少，而風(fēng)扇的總風(fēng)量并未出現(xiàn)明顯的變化，從而導(dǎo)致通過散熱器的風(fēng)量明顯增加。

根據(jù)上文中的流場模擬結(jié)果，得到了通過散熱器芯體區(qū)域的質(zhì)量流量數(shù)據(jù)，從表2數(shù)據(jù)計算，模型5（T=6mm）相比模型1（U型護(hù)風(fēng)罩）芯體區(qū)域的質(zhì)量流量提高了13%，風(fēng)量利用率提高16.3%。

2.2.3 環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置對散熱系統(tǒng)影響分析

根據(jù)2.2.2的分析結(jié)論，模型5相比模型1芯體區(qū)域的質(zhì)量流量提高了13%，風(fēng)量利用率提高16.3%。在相同的冷卻系統(tǒng)中，其它條件不發(fā)生變化時，冷卻風(fēng)量的增加會使散熱器散熱能力得到提高。對于裝配有調(diào)速風(fēng)扇離合器（電磁離合器、電控硅油離合器等）環(huán)形風(fēng)扇的載貨車，采用新方案的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置后，相同運行工況下，由于所需要的散熱需求相同，所以會使風(fēng)扇得需求轉(zhuǎn)速降低，進(jìn)而使風(fēng)扇功耗得到降低，從而也會降低整車燃油消耗率。

根據(jù)上述的計算數(shù)據(jù)，利用散熱器單體風(fēng)洞試驗數(shù)據(jù)可以通過數(shù)學(xué)方法，預(yù)測出新的環(huán)形風(fēng)扇系統(tǒng)散熱能力的提升情況。表3所示為此款散熱器的單體風(fēng)洞試驗數(shù)據(jù)，試驗要求滿足QC/T 907-2013標(biāo)準(zhǔn)要求[12]。

以表3的數(shù)據(jù)為例使用Matlab軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，在相同水流量的情況下，擬合風(fēng)速-散熱量曲線，得到擬合以后的公式，擬合模型：

表4為對應(yīng)不同流量下采用最小二乘法擬合以后對應(yīng)的二次多項式的系數(shù)表。

圖10繪出了原始數(shù)據(jù)與擬合曲線的對比情況，原始數(shù)據(jù)與擬合曲線的擬合度非常好，R2均能達(dá)到0.99，根據(jù)表4中的公式，可以得到使用新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置以后對散熱能力提升的情況。通過計算，當(dāng)散熱器芯體質(zhì)量流量提高13%時，散熱量可以提高超過3.6%以上。

一般來說，風(fēng)扇風(fēng)量Q與風(fēng)扇直徑D、風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n之間存在如下的關(guān)系[13-15]：

根據(jù)公式4，風(fēng)扇的風(fēng)量與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速成正比，相同散熱需求下，通過散熱器芯體區(qū)域的風(fēng)量需求相同，新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置可以將冷卻系統(tǒng)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低13%，從而有效降低了風(fēng)扇的功率消耗，提高了整車的燃油經(jīng)濟(jì)性。

另外，風(fēng)扇噪聲的聲壓級（以下簡稱為SPL）和風(fēng)扇直徑D、風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n之間存在如下關(guān)系：

根據(jù)公式5，車輛運行工況相同時，系統(tǒng)散熱能力相同，新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置相比U型護(hù)風(fēng)裝置系統(tǒng)可以將風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低13%，風(fēng)扇噪聲聲壓級降低34%。

3 結(jié)論

（1）U型護(hù)風(fēng)裝置由于存在較大的葉尖間隙，迷宮式密封并未起到有效的密封作用。

（2）環(huán)形風(fēng)扇葉尖間隙的減小可以有效減少回風(fēng)量，從理論上可以減小因回流與主流混合而產(chǎn)生的渦流，減小因渦流而產(chǎn)生的渦流噪聲以及氣流阻塞。

（3）改進(jìn)的環(huán)形風(fēng)扇密封裝置（T=6）相比U型護(hù)風(fēng)裝置，芯體區(qū)域的質(zhì)量流量提高了13%，風(fēng)量利用率提高16.3%，冷卻系統(tǒng)散熱能力提高3.5%以上。

（4）對于采用可控風(fēng)扇離合器的車輛，采用了新的環(huán)形風(fēng)扇護(hù)風(fēng)裝置后，相比之前的U型護(hù)風(fēng)罩，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速降低13%，風(fēng)扇噪聲聲壓級降低34%，降低發(fā)動機(jī)功率消耗的同時，降低了整車的噪音。

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