李 超，原梅妮，袁會靈，孫 明，魏文菲

(1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000；2.中北大學(xué) 機電工程學(xué)院，山西 太原 030051)

0 引 言

近年來，隨著汽車發(fā)動機逐步趨向小型化、輕量化和高升功率化，以及渦輪增壓、缸內(nèi)直噴、缸蓋集成排氣歧管等技術(shù)的廣泛應(yīng)用，發(fā)動機的散熱需求明顯提高，對冷卻系統(tǒng)的能力考驗更加苛刻.冷卻風(fēng)扇作為車輛冷卻系統(tǒng)中的核心部件，能對機艙進行強制補風(fēng)，實現(xiàn)發(fā)動機及其他散熱模塊的冷卻降溫，其性能將直接影響整個冷卻系統(tǒng)的實際效率[1].由于機艙環(huán)境復(fù)雜，國外較多采用冷卻風(fēng)扇與冷卻系統(tǒng)的一體化設(shè)計，而國內(nèi)廠家多考慮制作成本，加之設(shè)計技術(shù)不完善，導(dǎo)致一些汽車廠家多從市場選購扇葉，性能較差.特別是一些進口車的國內(nèi)改款，其冷卻風(fēng)扇存有較多問題，這是由于其它部件的改動改變了機艙環(huán)境，使得風(fēng)扇風(fēng)量表現(xiàn)不足[2].

習(xí)羽[3]提出，影響冷卻風(fēng)扇性能的因素眾多，究其敏感度由大到小依次為安裝角、扇葉弦長、曲率半徑以及輪轂比.許多學(xué)者也針對扇葉安裝角展開了深入研究.Yan等[4]將計算流體力學(xué)(Computational Fluid Dynamics, CFD)和實驗方法相結(jié)合，研究了改變扇葉安裝角對軸流風(fēng)扇性能及其流場分布的影響，Wei等[5]研究了扇葉安裝角和軸向間隙對正反向水力渦輪的效率影響，二人研究結(jié)果均表明，適當(dāng)?shù)脑黾由热~安裝角會不同程度地改善風(fēng)扇或渦輪效率.李俊[6]以動葉可調(diào)軸流式風(fēng)機為研究對象，提出該風(fēng)機可隨不同工況調(diào)節(jié)扇葉安裝角，使其具有較寬的高效區(qū)間而得到廣泛應(yīng)用；Zhu[7]證明了不同的扇葉安裝角和使用工況將嚴(yán)重影響動葉可調(diào)軸流式風(fēng)機的使用壽命；徐甫榮[8]提出，由于動葉可調(diào)軸流式風(fēng)機優(yōu)越的氣動特性，其節(jié)能性最佳.以上研究大多以動葉可調(diào)軸流式風(fēng)機為研究對象，雖然車用冷卻風(fēng)扇與風(fēng)機形似，但整車散熱系統(tǒng)對風(fēng)扇的風(fēng)量需求并非越大越好，尤其是新能源車輛，在滿足整車散熱需求的情況下，更需降低能耗.

本文以汽車?yán)鋮s風(fēng)扇為研究對象，在不改變扇葉形狀的前提下，借助Star-CCM+流場分析，研究了扇葉安裝角對冷卻風(fēng)扇氣動性能的影響，同時考慮整車在高速行駛工況下的風(fēng)量需求，進一步研究了垂直扇葉安裝角的可行性.

1 模型建立

1.1 風(fēng)扇模型

如圖 1(a) 所示為通過逆向建模技術(shù)得到的某車型冷卻風(fēng)扇數(shù)模.通過將扇葉與護風(fēng)圈切斷并改變扇葉安裝角，得到如圖 1(b)～(e) 所示的風(fēng)扇模型.其他參數(shù)與廠家數(shù)據(jù)保持一致，即風(fēng)扇直徑為430 mm，最高轉(zhuǎn)速為 2 100 r/min.

圖 1 風(fēng)扇模型示意圖Fig.1 Diagram of fan models

1.2 風(fēng)洞模型建立

如圖 2 所示，為能準(zhǔn)確測量和表述風(fēng)扇性能，模型建立了較長的入口管路，便于形成穩(wěn)定流場，并在管路中間介入監(jiān)測面用于測量入口壓力和流量；由于風(fēng)扇出口無監(jiān)測數(shù)據(jù)，故建立了直徑為4 m，長為5 m的平順過渡出口區(qū)[9].

圖 2 風(fēng)洞模型Fig.2 Diagram of wind tunnel model

1.3 湍流運動

湍流運動是一種十分復(fù)雜，難以用公式直接表達的流動形式，其運動特點表現(xiàn)為非線性.但通過對湍流運動進行簡化，并借助計算機進行有限元分析，得到了一些同實際問題相近的結(jié)論和結(jié)果[10].

目前，k-ε湍流模型已在工程項目中得到廣泛應(yīng)用，本文選取Star-CCM+中的Realizablek-εTwo-Layer模型進行研究和表述，其中k為湍動能，ε為耗散率[11].

1.4 邊界條件

由于風(fēng)扇出口與環(huán)境相通，故模型出口使用表壓為0 Pa的壓力出口(Pressure Outlet)邊界條件；為消除風(fēng)道內(nèi)表面附面層的影響，風(fēng)洞內(nèi)表面邊界均使用壁面、滑移邊界(Wall、Slip)條件；而風(fēng)扇表面使用壁面、無滑移邊界(Wall、No-Slip)條件來模擬其表面摩擦力；由于風(fēng)速較低，將空氣視為不可壓縮流體，密度為1.128 kg/m3.

針對風(fēng)洞模型的入口邊界，目前存在兩種設(shè)定方式：① 曹久瑩[12]、習(xí)羽[3]等使用的壓力入口邊界條件；② 唐釗[13]、李博[14]等使用的質(zhì)量流量(Mass Flow Inlet)入口邊界條件.為提高仿真精度，分別使用兩種邊界條件對原始風(fēng)扇模型進行CFD仿真，并與風(fēng)扇臺架數(shù)據(jù)對比，得到如圖 3 所示的仿真對比結(jié)果.

圖 3 仿真結(jié)果對比Fig.3 Comparison of simulation results

如圖 3(a) 所示，隨著流量Q的減小，靜壓p均出現(xiàn)先增大后減小再增大的“駝峰”性能曲線.究其原因，發(fā)現(xiàn)隨著流量的變化，流體進入葉型的沖角發(fā)生改變，繼而使葉型的升力系數(shù)產(chǎn)生波動，最終表現(xiàn)出“駝峰”性能曲線[15].

圖 3(b) 為流量入口邊界條件下的流體流向仿真圖，分別與圖 3(a) 中的位置(1)，(2)，(3)相對應(yīng).當(dāng)流量處在位置(3)時，為風(fēng)扇的設(shè)計工況，此時流體流動均勻，效率較高；當(dāng)流量逐漸向位置(2)降低時，由于沖角增大，葉片升力系數(shù)增加，靜壓值上升；當(dāng)流量繼續(xù)向位置(1)降低時，葉片背部產(chǎn)生邊界層分離，阻力增大，靜壓表現(xiàn)為下降趨勢；如若流量低于位置(1)并持續(xù)減小，能量沿葉高方向偏差較大，形成二次流，使從葉頂溢出的流體重新返回至葉根，并增加其流體能量，從而表現(xiàn)出靜壓值反彈并持續(xù)增大的效果.從流向圖可以看出，風(fēng)扇在流體流量低于位置(2)時，處于非穩(wěn)定工作狀態(tài)，相反，在風(fēng)扇的穩(wěn)定工作區(qū)，隨著流量的逐步增大，更多流體開始向輪轂方向偏轉(zhuǎn)并產(chǎn)生回流，能量損失增大，效率降低.

通過對比圖3(a)中的仿真和試驗數(shù)據(jù)可以看出，在風(fēng)扇的非穩(wěn)定工作區(qū)域，仿真數(shù)據(jù)和試驗數(shù)據(jù)偏差較大，但在位置(2)處，使用質(zhì)量流量為入口邊界條件的仿真結(jié)果與試驗值誤差較小，因此本文以質(zhì)量流量為入口邊界條件進行仿真驗證.

2 扇葉安裝角影響分析

將圖 1(b)～(e)所示的風(fēng)扇分別置入風(fēng)洞模型中，在邊界條件保持一致的情況下，驗證扇葉安裝角對風(fēng)扇氣動性能的影響.圖 4 為各風(fēng)扇的p-Q特性曲線.當(dāng)扇葉安裝角逆時針旋轉(zhuǎn)時，由于葉型沖角降低，造成升力系數(shù)減小，使p-Q曲線的靜壓、流量整體表現(xiàn)出下降趨勢；相反，當(dāng)扇葉安裝角順時針旋轉(zhuǎn)5°時，p-Q曲線的靜壓值在穩(wěn)定工作區(qū)域表現(xiàn)出明顯的增強趨勢，在低壓狀態(tài)下，流量Q得到提高，而在非穩(wěn)定工作區(qū)域，流量較低，由于葉型沖角增大，流體與扇葉因碰撞損失和摩擦產(chǎn)生的動能損失增大[16]，p-Q曲線出現(xiàn)明顯波動；隨著扇葉安裝角的持續(xù)增加(水平夾角增大)，流體與扇葉間因撞擊產(chǎn)生的動能損失明顯增大，p-Q曲線在穩(wěn)定工作區(qū)域的流量增長緩慢.

圖 4 不同扇葉安裝角風(fēng)扇的p-Q特性曲線Fig.4 The p-Q characteristic curves of different blade installation angles

圖 5 為各風(fēng)扇的軸功率對比曲線.由于扇葉安裝角增大，流體與扇葉因撞擊產(chǎn)生的阻力增大，為克服阻力，冷卻風(fēng)扇軸功率隨扇葉安裝角的增加而顯著提高.

圖 5 不同扇葉安裝角風(fēng)扇的軸功率曲線Fig.5 The shaft power curves of different blade installation angles

圖 6 為各風(fēng)扇的靜壓有效功曲線，對比發(fā)現(xiàn)，各曲線前半段一致性較高，當(dāng)流量較低時，氣體主要依靠風(fēng)扇獲得有效能量，因此靜壓有效功隨空氣流量的增大而增大，且較符合線性增長趨勢；當(dāng)有效功增至最大點時，隨著流量的持續(xù)增大，風(fēng)扇前后靜壓差逐漸降低，氣體從風(fēng)扇獲得的有效能量逐漸減少，扇葉的促進作用逐漸降低，因此各風(fēng)扇的靜壓有效功均會在曲線后半段呈拋物線狀逐漸降低；隨著扇葉安裝角的增加，曲線的線性增長區(qū)間逐漸擴大，其擴大范圍尤以逆時針旋轉(zhuǎn)5°至順時針旋轉(zhuǎn)5°的范圍區(qū)間內(nèi)最為明顯，此時如若扇葉安裝角繼續(xù)增大，氣體從風(fēng)扇獲得的大部分能量因與扇葉間的碰撞損失而被消耗，致使靜壓有效功的增長趨勢變緩.

圖 6 不同扇葉安裝角風(fēng)扇的靜壓有效功曲線Fig.6 The effective static pressure power curves of different blade installation angles

圖 7 為各風(fēng)扇的靜壓效率(靜壓有效功：軸功率)對比曲線.可以看出，在非穩(wěn)定工作區(qū)域，隨著扇葉安裝角的增大，風(fēng)扇軸功率不斷增加，而靜壓有效功卻無明顯差異，導(dǎo)致靜壓效率隨扇葉安裝角的增大而逐漸降低；同時，隨著扇葉安裝角的增加，風(fēng)扇的非穩(wěn)定工作區(qū)間明顯擴增，風(fēng)扇進入穩(wěn)定工作區(qū)域時的氣體流量變大，使得風(fēng)扇的靜壓有效功和靜壓效率轉(zhuǎn)入降低趨勢時的流量閾值增加，導(dǎo)致在各風(fēng)扇的穩(wěn)定工作區(qū)間內(nèi)，風(fēng)扇的靜壓效率隨扇葉安裝角的增大，均不同程度地得以提高.而當(dāng)扇葉安裝角從順時針5°繼續(xù)增大時，鑒于軸功率和氣體徑向速度的大幅增大，增加了氣體和壁面、扇葉間的碰撞損失，同時二次流作為碰撞帶來的另一能量損耗源，限制了靜壓有效功的提升，使得扇葉安裝角在順時針旋轉(zhuǎn)8°時，其靜壓效率在絕大部分工作區(qū)域表現(xiàn)較差，僅當(dāng)風(fēng)扇流量需求過大時，其靜壓效率才逐漸優(yōu)于安裝角順時針旋轉(zhuǎn)5°的風(fēng)扇，但該區(qū)間范圍較小且功耗過高.

圖 7 不同扇葉安裝角風(fēng)扇的靜壓效率曲線Fig.7 The static pressure efficiency curves of different blade installation angles

綜上所述，通過改變風(fēng)扇的扇葉安裝角，可有效增大風(fēng)扇的可提供風(fēng)量，然而隨著安裝角的增大，風(fēng)扇所需軸功率隨之增大，風(fēng)扇在非穩(wěn)定工作區(qū)域的靜壓效率會不斷減小，在其穩(wěn)定工作區(qū)域，靜壓效率會同靜壓有效功的提高而不同程度的得到改善.

3 垂直扇葉安裝角的應(yīng)用討論

已知車輛在高速行駛(大于100 km/h)工況下，自然進風(fēng)較大，冷卻風(fēng)扇僅需較低轉(zhuǎn)速便可滿足整車散熱需求.本文示例風(fēng)扇設(shè)定轉(zhuǎn)速為 1 600 r/min.

如將扇葉安裝角調(diào)至如圖 8 所示的垂直狀態(tài)(與流體流向接近平行)，風(fēng)扇的擋風(fēng)(正投影)面積可有效降低50.5%(原風(fēng)扇擋風(fēng)面積為663 cm2，垂直安裝角風(fēng)扇擋風(fēng)面積為328 cm2).現(xiàn)討論在高速行駛工況下，使用轉(zhuǎn)速為0的垂直安裝角風(fēng)扇，是否仍能滿足整車風(fēng)量需求.

圖 8 垂直安裝角冷卻風(fēng)扇Fig.8 The vertical installation angle fan

3.1 邊界條件

當(dāng)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為0時，靜壓有效功為0，氣體無法從風(fēng)扇獲得有效能量，風(fēng)扇對流場起阻礙作用，此時風(fēng)洞內(nèi)靜壓值沿氣體流動方向逐漸降低.已知原風(fēng)洞模型出口表壓為0，因此本次仿真風(fēng)洞入口壓力為高壓，與原模型相反，p-Q特性曲線將位于y軸負方向位置，為穩(wěn)定工作區(qū)域.為使兩風(fēng)扇進行有效對比，將原始風(fēng)扇和垂直安裝角風(fēng)扇引入新風(fēng)洞模型進行仿真，分別設(shè)定垂直安裝角風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為0, 原始風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為0和1 600 r/min.

3.2 分析結(jié)果

如圖 9 所示為原始與垂直安裝角風(fēng)扇p-Q特性曲線.

圖 9 原始與垂直安裝角風(fēng)扇p-Q特性曲線Fig.9 p-Q characteristic curves with original and vertical installation angles

通過對比原始風(fēng)扇在不同轉(zhuǎn)速下的特性曲線，當(dāng)風(fēng)扇靜壓值為負時，表明風(fēng)扇對氣流起阻礙作用，然而隨著風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的提高，風(fēng)量得到明顯提升，亦證明提高風(fēng)扇轉(zhuǎn)速有利于降低風(fēng)扇對流場的阻礙作用.通過對比垂直安裝角風(fēng)扇的特性曲線發(fā)現(xiàn)，由于該風(fēng)扇的擋風(fēng)面積得到大幅減少，曲線斜率變緩，明顯降低了風(fēng)扇在高進風(fēng)量條件下的阻礙作用，但其阻礙作用仍高于原始風(fēng)扇在 1 600 r/min 轉(zhuǎn)速條件下的本體特性.

由于風(fēng)扇轉(zhuǎn)速不同，在風(fēng)洞或機艙內(nèi)所處的靜壓環(huán)境不同，故僅依靠圖 9 曲線，無法對比原始風(fēng)扇和垂直安裝角風(fēng)扇的具體流量.借助整車CFD仿真分析，在110 km/h的車速下，使用原始風(fēng)扇(1 600 r/min)的散熱器進風(fēng)量為 3 626 m3/h，而使用垂直安裝角風(fēng)扇的散熱器進風(fēng)量為 3 166 m3/h，兩者相差約12.7%.從垂直安裝角風(fēng)扇的流量變化趨勢來看，如在風(fēng)扇框架上增加風(fēng)門設(shè)計，有利于增大該風(fēng)扇在高速行駛狀態(tài)下的冷卻風(fēng)量.

值得考慮的是，為增大冷卻風(fēng)扇進風(fēng)量、提高效率、降低能耗，有必要針對動葉可調(diào)冷卻風(fēng)扇進行研發(fā)設(shè)計，尤其在高速行駛工況下，通過增加風(fēng)門設(shè)計、使用垂直扇葉安裝角并限制風(fēng)扇轉(zhuǎn)動，即有望在降低風(fēng)扇聲噪、能耗的同時，實現(xiàn)整車?yán)鋮s.

4 結(jié) 論

1) 扇葉安裝角在一定區(qū)間內(nèi)切換，可有效改變風(fēng)扇氣動特性，隨著扇葉安裝角的增加，風(fēng)量亦會增大，同時軸功率、整體功耗增加；當(dāng)扇葉安裝角過大時，風(fēng)量的增長趨勢變緩，風(fēng)扇的靜壓效率表現(xiàn)較差；

2) 當(dāng)風(fēng)洞環(huán)境靜壓差較大時，氣體主要依靠風(fēng)扇獲得有效能量，流量較??；當(dāng)靜壓逐漸降低，流量逐漸增大時，風(fēng)扇的靜壓有效功和靜壓效率呈先增大后減小的趨勢，最終風(fēng)扇由促進作用變?yōu)樽璧K作用.

3) 有必要針對動葉可調(diào)冷卻風(fēng)扇進行研發(fā)設(shè)計，可使車輛根據(jù)不同的行駛工況和冷卻需求，同步調(diào)節(jié)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速和扇葉安裝角，實現(xiàn)冷卻風(fēng)扇在較大流量區(qū)間內(nèi)的高效率運行且能耗最低.