趙立杰,王新玲,署恒濤,段耀龍,竺菲菲

(1.沈陽航空航天大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，沈陽110136；2.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641；3.寧波雪龍集團(tuán)股份有限公司 技術(shù)研發(fā)中心，浙江 寧波 315800)

軸流式發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇氣動性能與氣動噪聲數(shù)值分析

趙立杰1,王新玲1,署恒濤2,段耀龍3,竺菲菲3

(1.沈陽航空航天大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，沈陽110136；2.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641；3.寧波雪龍集團(tuán)股份有限公司 技術(shù)研發(fā)中心，浙江 寧波 315800)

基于商用軟件Fluent，以《GB-T1236-2000工業(yè)通風(fēng)機(jī)用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗》中C型裝置為標(biāo)準(zhǔn)建立了風(fēng)扇氣動性能試驗臺，介紹了風(fēng)扇氣動性能的計算方法與相關(guān)模型參數(shù)的設(shè)置。以某款風(fēng)扇為例，計算了靜壓、功率和效率與流量的關(guān)系及噪聲水平。并與試驗結(jié)果進(jìn)行對比，靜壓、功率、效率的誤差均在6%以內(nèi)；噪聲誤差雖然較大，但趨勢一致，可用于不同風(fēng)扇噪聲對比。通過研究風(fēng)扇內(nèi)部流場，分析了風(fēng)扇表面壓力與速度分布規(guī)律以及噪聲形成的主要原因，結(jié)果表明：葉尖間隙是風(fēng)扇效率低下的主要原因，同時葉尖渦是風(fēng)扇渦流噪音的主要貢獻(xiàn)者，如果能減小葉尖間隙不僅可提高效率，還可有效控制葉尖渦流，達(dá)到降噪的目的。

冷卻風(fēng)扇；計算流體力學(xué)；氣動性能；氣動噪聲

由于軸流式風(fēng)扇重量輕、成本低、結(jié)構(gòu)簡單，在現(xiàn)代汽車中得到了普遍采用。作為發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)的重要組成部分，其性能的好壞將直接影響發(fā)動機(jī)的散熱、功耗與噪聲狀況[1-2]。冷卻風(fēng)扇的主要性能參數(shù)為流量、靜壓、功率、靜壓效率與風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的關(guān)系，風(fēng)扇設(shè)計是在保證一定的靜壓下，盡可能降低功率和噪聲，提高風(fēng)扇效率[2-4]。

文獻(xiàn)[5]運(yùn)用CFD計算與粒子圖像測速技術(shù)(PIV)對風(fēng)扇流場進(jìn)行研究，研究表明，CFD可成功地預(yù)測風(fēng)扇實際流場細(xì)節(jié)問題。文獻(xiàn)[7]中運(yùn)用多重參考系方法(Multiple Reference Frame,MRF)，對冷卻風(fēng)扇及旋轉(zhuǎn)域大小進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[7]利用CFD技術(shù)對發(fā)動機(jī)軸流冷卻風(fēng)扇的氣動性能進(jìn)行了研究，并探討了計算聲學(xué)(CAA)在噪聲控制中的應(yīng)用。文獻(xiàn)[8]基于LES大渦模型與FW-H方程，用瞬態(tài)計算方法對風(fēng)扇進(jìn)行CAA數(shù)值模擬。文獻(xiàn)[9]用穩(wěn)態(tài)計算方法與FW-H模型對風(fēng)扇進(jìn)行氣動噪聲的計算，驗證了穩(wěn)態(tài)計算風(fēng)扇噪聲的方法可以用于風(fēng)扇設(shè)計初期噪聲的計算；文獻(xiàn)[11]用寬頻噪聲模型研究了葉尖間隙、入口形狀以及翼形形狀對噪聲的影響。

本文建立了發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇性能計算的CFD模型，介紹了風(fēng)扇氣動性能與氣動噪聲的計算方法、求解技術(shù)以及模型參數(shù)的選擇，計算并分析了發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇的靜壓、功率、效率與流量的關(guān)系以及噪聲水平。將計算結(jié)果與實驗值進(jìn)行對比，驗證了計算模型的正確性。同時對風(fēng)扇內(nèi)部壓力場、速度場以及噪音分布進(jìn)行分析，分析了風(fēng)扇效率低下的原因與影響風(fēng)扇渦流噪音的主要因素，并提出了改進(jìn)方法。

1 發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇性能試驗

為獲得發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇氣動性能參數(shù)，實驗采用以《GB-T1236-2000工業(yè)通風(fēng)機(jī)用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗》為標(biāo)準(zhǔn)建立的風(fēng)扇性能試驗臺。由于發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇無前、后導(dǎo)葉，同時壓力較低，因此采用管道進(jìn)口-自由出口型測試裝置[11]，如圖1所示。

圖1 風(fēng)扇氣動性能試驗臺示意圖

該裝置主要由可變供氣系統(tǒng)、管道、驅(qū)動電機(jī)等組件組成。其中：錐形進(jìn)口1和流量加載板2組成可變供氣系統(tǒng)來調(diào)控進(jìn)口流量q(單位：m3/s)；整流格柵3、5用于穩(wěn)定氣流；U型壓力計9、10測試管道進(jìn)口處及監(jiān)測面位置氣流壓力，進(jìn)而得到風(fēng)扇靜壓力psp(單位：Pa)；驅(qū)動電機(jī)8調(diào)控風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n(單位：r/min)；轉(zhuǎn)速、扭矩傳感器7測量驅(qū)動電機(jī)扭矩值T(單位：N·m)；定義風(fēng)扇軸功率P(單位：kW)和靜壓效率η如式(1)和式(2)所示[13]。

(1)

(2)

噪聲試驗在風(fēng)扇性能試驗室內(nèi)進(jìn)行，聲壓計水平放置在風(fēng)扇出口中心45°方向lm處。由于風(fēng)扇性能試驗室基礎(chǔ)噪聲較大，測量前需要分別對環(huán)境背景噪聲和測量轉(zhuǎn)速下電機(jī)空轉(zhuǎn)時的噪聲進(jìn)行測量。

風(fēng)扇的氣動性能主要通過風(fēng)扇的3條性能曲線來評價，即：流量-靜壓曲線、流量-功率曲線、流量-效率曲線[13]。實驗中，如圖2所示。通過改變調(diào)速電機(jī)8的轉(zhuǎn)速與節(jié)流加載板2的過流面積，就能得到風(fēng)扇在不同轉(zhuǎn)速下的性能曲線。

2 發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇氣動性能與氣動噪聲計算

2.1 風(fēng)扇性能計算模型的建立

本文以雪龍公司一款代號為Z760WH風(fēng)扇為例進(jìn)行研究，如圖3所示，這是一款輪轂收縮風(fēng)扇，為充分利用安裝空間其輪轂收縮為薄板。工作轉(zhuǎn)速為2100RPM，風(fēng)扇外徑為760 mm，葉片數(shù)為11，葉片等間距分布。利用三維造型軟件對實例風(fēng)扇進(jìn)行三維建模，取Z軸為風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)軸，風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)方向為正轉(zhuǎn)方向，Z軸負(fù)方向為來流方向。

圖2 風(fēng)扇氣動性能曲線示意圖

參照圖1所示試驗臺進(jìn)行建模，如圖4所示。根據(jù)管道進(jìn)口-自由出口的流場特性及風(fēng)扇附近區(qū)域的流線分布規(guī)律，所建立Fluent模型包括：等尺寸進(jìn)口管道1、過渡區(qū)4和出口區(qū)5。在Fluent管道模型中，質(zhì)量入口邊界條件可任意給定質(zhì)量流量，省略圖1中結(jié)構(gòu)1、2；根據(jù)管道模型入口流場均勻性，省略掉圖1中結(jié)構(gòu)3、5；管道模型壓力監(jiān)測面2的靜壓值可以直接獲取，省略掉圖1中結(jié)構(gòu)9、10。

圖3 風(fēng)扇三維模型

圖4 風(fēng)管試驗臺仿真模型

因為葉尖渦、分離流等大多出現(xiàn)在葉尖，為捕捉風(fēng)扇周圍復(fù)雜旋渦流動，在區(qū)域4建立大小合適的旋轉(zhuǎn)區(qū)。為了更好地捕捉到葉尖復(fù)雜的流場信息，需將葉尖網(wǎng)格與旋轉(zhuǎn)區(qū)網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化[15-16]，如圖5所示；為保證計算精度并減少計算周期，根據(jù)流線分布規(guī)律，所建立模型中：區(qū)域1、5采用六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)約為80萬；區(qū)域5采用四面體網(wǎng)格數(shù)約為100萬。

圖5 風(fēng)管試驗臺計算模型網(wǎng)格示意圖

2.2 模型參數(shù)及邊界條件設(shè)置

(1)模型參數(shù)設(shè)置

風(fēng)扇是典型的旋轉(zhuǎn)機(jī)械，是非定常流動，MRF模型(多重參考系模型)可將非定常旋轉(zhuǎn)問題轉(zhuǎn)化為定常旋轉(zhuǎn)問題，即在風(fēng)扇周圍的旋轉(zhuǎn)區(qū)采用動參考系，其他區(qū)域采用靜參考系，在保證計算精度的同時可大大節(jié)約計算資源與計算時間；湍流模型選用RNG湍流模型，在模擬復(fù)雜流動時應(yīng)用較廣泛；選用無滑移的標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)；風(fēng)扇的流場屬于低馬赫數(shù)流動，可以將空氣近似為粘性不可壓縮介質(zhì)，因此選擇壓力基求解器；采用SIMPLE算法求解壓力-速度耦合方程；采用標(biāo)準(zhǔn)格式離散求解連續(xù)性方程；采用一階迎風(fēng)格式離散求解動量方程；采用二階迎風(fēng)格式離散求解湍流動能與湍流耗散率。本模型的收斂準(zhǔn)則定為所有監(jiān)測項殘差小于1×10-3,且殘差隨著迭代步的推進(jìn)數(shù)值保持平穩(wěn)[2,17-18]。

寬帶噪聲模型也稱穩(wěn)態(tài)噪聲模，它是在穩(wěn)態(tài)結(jié)果的基礎(chǔ)上進(jìn)行模擬，只能計算出聲功率級，不能得到噪聲的頻譜，但消耗的計算資源僅有非穩(wěn)態(tài)模型的十分之一至百分之一，這是一個快速評估設(shè)計是否需要改進(jìn)的非常實用的模型[19]，對于工程問題非常有用。因此，本文的噪聲計算均采用穩(wěn)態(tài)噪聲模型，在噪聲模型中將Broadband Noise Resource 打開即可，噪聲源選擇風(fēng)扇葉片。

(2)邊界條件設(shè)置

入口選為質(zhì)量入口邊界，可根據(jù)需要設(shè)定不同入口流量，從而得到風(fēng)扇在不同流量下的性能曲線；出口選為壓力出口邊界，因為出口與大氣相連，故設(shè)定其靜壓值為0。風(fēng)扇表面選用旋轉(zhuǎn)壁面邊界并根據(jù)需要設(shè)定不同轉(zhuǎn)速，其余表面為靜止壁面邊界；六面體網(wǎng)格與四面體網(wǎng)格交界面設(shè)定為interface來實現(xiàn)數(shù)據(jù)傳遞[2,17-18]。

2.3 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

為消除網(wǎng)格數(shù)量、質(zhì)量帶來的誤差，需進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗[18]。在保證相同網(wǎng)格質(zhì)量的前提下選取4種密度網(wǎng)格進(jìn)行仿真計算，結(jié)果如表1所示，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)控制在一定數(shù)量時(約160萬)靜壓計算結(jié)果變化不大，僅相差0.46%≤2%，已滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求，但噪聲值在網(wǎng)格達(dá)到210萬時才趨于穩(wěn)定。考慮計算時間成本(為節(jié)約計算資源)，選用210萬網(wǎng)格進(jìn)行計算。

表1 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

3 計算結(jié)果

3.1 計算結(jié)果與試驗結(jié)果對比

風(fēng)扇氣動性能的計算結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)對比如圖6所示，在工作流量4 m3/s～6 m3/s區(qū)間，靜壓、功率與效率的最大誤差分別為5.57%、4.78%與5.69%，誤差均在6%以內(nèi)，驗證了該模型與數(shù)值計算方法的正確性。選擇900～2 400 rpm中6個轉(zhuǎn)速進(jìn)行計算，噪聲計算值和實驗值的對比見圖7。從圖7可以看到，計算值同實驗值的趨勢較為一致，噪聲差值在16 dB左右，這是因為寬帶噪聲模型忽略了對時間的導(dǎo)數(shù)項，只計算了穩(wěn)態(tài)壓力變化過程產(chǎn)生的氣動噪聲。事實上，風(fēng)扇產(chǎn)生的氣動噪聲還包括非穩(wěn)態(tài)壓力波動所產(chǎn)生的噪聲。計算結(jié)果表明，穩(wěn)態(tài)噪聲模型能夠用于對不同風(fēng)扇噪聲的對比。

3.2 計算結(jié)果分析

冷卻風(fēng)扇表面靜壓力分布情況如圖8、圖9所示?？梢钥吹剑~片壓力面的靜壓分布整體較均勻，葉片中上部分壓力較大，表明這部分是風(fēng)扇做功的主要區(qū)域，靠近葉根部分壓力較小，因為這一區(qū)域的線速度較小。葉片頂端尤其是風(fēng)扇圓環(huán)處靜壓值較小，因為壓力面和吸力面的壓差導(dǎo)致氣體產(chǎn)生回流，降低了葉尖部分壓力面的靜壓，是風(fēng)扇效率損失的主要來源之一，減小葉尖間隙可降低葉尖回流損失，提高風(fēng)扇效率[1]。

圖6 風(fēng)扇性能曲線對比圖

圖7 風(fēng)扇噪聲對比圖

冷卻風(fēng)扇葉片表面動壓分布規(guī)律圖10、圖11所示。風(fēng)扇葉片壓力面后緣靠近葉尖的部分，有小面積區(qū)域出現(xiàn)動壓最大值，風(fēng)扇葉片吸力面后緣葉片上部有較大面積區(qū)域動壓較大，在此區(qū)域內(nèi)出現(xiàn)動壓的最大值。風(fēng)扇葉片吸力面前緣、壓力面前緣葉頂和葉根部分動壓值較小。

圖8 冷卻風(fēng)扇壓力面靜壓分布圖

圖9 冷卻風(fēng)扇吸力面靜壓分布圖

圖10 冷卻風(fēng)扇壓力面動壓分布圖

冷卻風(fēng)扇葉片表面總壓分布規(guī)律如圖12、圖13所示。總壓為動壓和靜壓之和，所以綜合靜壓和動壓的分布規(guī)律，可以得出總壓的分布規(guī)律。冷卻風(fēng)扇壓力面后緣葉片上部有較大面積區(qū)域總壓較大，靠近葉尖部分出現(xiàn)總壓最大值。冷卻風(fēng)扇吸力面前緣葉片上部總壓較小，出現(xiàn)負(fù)值，在吸力面后緣葉尖部分總壓值較大。

圖11 冷卻風(fēng)扇吸力面動壓分布圖

圖12 冷卻風(fēng)扇壓力面全壓分布圖

圖13 冷卻風(fēng)扇吸力面全壓分布圖

冷卻風(fēng)扇葉片表面絕對速度分布和相對速度分布分別如圖14、圖15所示。由于動壓為速度平方的函數(shù)，所以，冷卻風(fēng)扇表面速度大小分布與動壓相同，但是速度是矢量，在壓力面，速度方向與來流方向夾角大于90度，而在吸力面，速度方向與來流方向夾角小于90度。

從圖16、圖17可以看到，風(fēng)扇表面的噪聲主要集中在吸力面的前緣以及葉尖前后緣處，尤其是葉尖處。其原因是流體粘性和壓力脈沖造成葉片邊緣形成分離流、葉尖渦以及脫落渦等，而這種渦流噪聲是風(fēng)扇氣動噪聲的主要組成因素之一[18-19]。當(dāng)葉尖間隙很小時，其對葉尖渦流的控制是有利的，因為葉尖間隙減小到一定程度時，抑制了葉尖二次渦流的形成。但過小的間隙無法滿足風(fēng)扇裝配與運(yùn)轉(zhuǎn)要求，葉尖間隙應(yīng)該控制在風(fēng)扇直徑的2%以內(nèi)。

圖14 冷卻風(fēng)扇表面絕對速度分布圖

圖15 冷卻風(fēng)扇表面相對速度分布圖

圖16 冷卻風(fēng)扇壓力面噪聲分布圖

圖17 冷卻風(fēng)扇吸力面噪聲分布圖

4 結(jié)論

(1)建立了與標(biāo)準(zhǔn)試驗設(shè)備一致的風(fēng)管試驗臺計算模型、介紹了風(fēng)扇試驗臺的建模方法，計算方法以及相關(guān)模型參數(shù)的選擇，并將計算結(jié)果與試驗結(jié)果進(jìn)行了對比分析，驗證了模型的正確性。所建模型能夠指導(dǎo)風(fēng)扇改進(jìn)設(shè)計。

(2)通過流場診斷研究分析了風(fēng)扇壓力面和吸力面的靜壓、動壓、全壓與速度分布規(guī)律，分析了風(fēng)扇效率低下的主要原因，并提出應(yīng)盡量縮小葉尖間隙以降低葉尖的回流損失，提高風(fēng)扇效率。

(3)通過觀察風(fēng)扇表面的噪聲分布，分析噪聲形成的主要原因，并提出通過減小葉尖間隙的方法可有效控制葉尖渦流，達(dá)到降噪的目的。

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(責(zé)任編輯：劉劃 英文審校：趙歡)

Calculation and analysis on aerodynamic performance and aerodynamic noise of cooling fan in axial-flow engine

ZHAO Li-jie1,WANG Xin-ling1,SHU Heng-tao2,DUAN Yao-long3,ZHU Fei-fei3

(1.School of Mechanical and Electrical Engineering,Shenyang Aerospace University,Shenyang 110136，China;2.School of Mechanical and Automotive Engineering,South China University of Technology,Guangzhou 510641，China;3.Technology Research and Development Centre,Ningbo Xuelong Group Co.,Ltd.,Ningbo 315806，China)

A test-bench for aerodynamic performance of cooling fan in axial-flow engine was set up based on a type C device in GB-T1236-2000(Standardized duct for industrial ventilators conducts performance tests)using a commercial software(Fluent).A method calculating aerodynamic performance of the fan and setting relevant parameters of the model was introduced.Taking a certain fan as an example,noise level and relationships between flow rates and other parameters(i.e.static pressure,power,and efficiency)were calculated.The calculated results were compared with the measured data.The comparisons show that the calculation errors of static pressure,power and efficiency are less than 6%,Change trend of the calculated parameters is consistent with that of the measured values despite the high noise error.The calculation method can be used to compare noise of different cooling fans.The distribution of pressure and velocity on surface of the fan and main causes for noise were further analyzed by studying flow field inside the fan.The results indicate that tip clearance is the main cause for low efficiency of the fan,and tip vortex led to the vortex noise of fan.If tip clearance is reduced,cooling efficiency will be improved and the tip vortex will also be controlled effectively to reduce noise.

cooling fans;CFD;aerodynamic performance;aerodynamic noise

2016-11-18

趙立杰(1964-)，男，遼寧沈陽人，副教授，主要研究方向：智能材料與智能結(jié)構(gòu)，E-mail:zhaolj@sau.edu.cn。

2095-1248(2017)01-0050-07

TK414.2

A

10.3969/j.issn.2095-1248.2017.01.008