張涵 韋流權(quán) 劉康 魯力

摘要：鑒于汽車?yán)鋮s風(fēng)扇的工作性能直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能，本研究以全面提升散熱器人口進(jìn)風(fēng)量和冷卻風(fēng)扇有效功率為優(yōu)化目標(biāo)，以實(shí)車為例，進(jìn)行了冷卻風(fēng)扇軸向伸入距離、風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙和風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心偏移距離三個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。首先采用計(jì)算流體力學(xué)（CFD）方法，單因素分析各個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)散熱器入口進(jìn)風(fēng)量和冷卻風(fēng)扇有效功率的影響規(guī)律。然后采用正交試驗(yàn)方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的影響因素進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙的變化相對(duì)于其他因素對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的影響更為顯著，并獲得了風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)的最佳組合方案。最后經(jīng)過仿真驗(yàn)證結(jié)果表明，與原車模型相比，優(yōu)化后在爬坡工況下散熱器進(jìn)風(fēng)量提升了10.90%，風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)量提升了8.81%，風(fēng)扇有效功率提升了12.22%，發(fā)動(dòng)機(jī)表面溫度降低了1.23°C，其結(jié)果有效地改善了發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能。

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)艙;冷卻風(fēng)扇;CFD數(shù)值分析;正交試驗(yàn)優(yōu)化

中圖分類號(hào)：U463

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：1005-2550（2019）06-0058-07

Simulation Optimization of Automotive Cooling Fan Design?Parameters

ZHANG Han'， LIU Kang， LU Li

（ 1. SGMW Corporation， Guangxi Liuzhou 54007， China; 2. Wuhan University of Technology，Hubei Wuhan 430070， China ）

Abstract： In view of the performance of the car cooling fan directly affects the heat dissipation performance?of the engine compartment. The study aims to optimize the overall improvement of?the inlet air volume of the radiator and the effective power of the cooling fan and takes the actual vehicle?as an example to optimize the axial extension distance of the cooling fan， the radial clearance of?the fan and the fan cover and the center of rotation of the fan. Firstly， the computational fluid dynamics?（CFD） method is used to analyze the influence of various design parameters on the intakeair volume of the radiator and the effective power of the cooling fan. Then the orthogonal test method?is used to study the factors affecting the heat dissipation performance of the engine compartment. It is found that the radial clearance of the fan and the fan cover has a more significant influence?on the heat dissipation performance of the engine compartment than other factors， and?the fan design parameters with the best combination of options are obtained. Finally， the simulation results?show that compared with the original model， the air intake of the radiator is increased by10.90%， the air intake of the fan is increased by 8.81 %， the effective power of the fan is increased by12.22%， the surface temperature of the engine is increased by 1.239C， and the result effectively?improved the heat dissipation performance of the engine compartment.

Key Words： Engine Compartment; Cooling Fan; CFD Numerical Analysis; OrthogonalTest Optimization

張涵

畢業(yè)于廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，本科學(xué)歷，現(xiàn)任上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心整車性能集成科經(jīng)理，主要從事整車性能集成開發(fā)工作。

1引言

冷卻風(fēng)扇作為汽車?yán)鋮s系統(tǒng)中的核心冷卻部件，其設(shè)計(jì)參數(shù)的好壞直接影響著發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的高低。隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)愈發(fā)成熟，對(duì)于冷卻風(fēng)扇的設(shè)計(jì)和安裝常采用傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)方式，沒有針對(duì)特定車型進(jìn)行特定分析，使得冷卻風(fēng)扇與冷卻系統(tǒng)匹配性較差，工作效率不高。

目前國內(nèi)外已有大量針對(duì)車用冷卻風(fēng)扇優(yōu)化方面的研究，國內(nèi)方面王巍雄等【1】通過試驗(yàn)研究對(duì)比了導(dǎo)流罩在3種不同相對(duì)軸向位置下的風(fēng)扇性能，試驗(yàn)結(jié)果表明當(dāng)葉片后緣位于導(dǎo)流罩出口平面內(nèi)時(shí)風(fēng)扇的氣動(dòng)性能和噪聲指標(biāo)均達(dá)到最佳;沈凱等【2】研究并聯(lián)式發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻模塊安裝參數(shù)對(duì)冷卻模塊整體氣動(dòng)性能的影響，結(jié)果表明風(fēng)扇軸向升入距離存在一個(gè)最佳位置，而越小的徑向間隙可以帶來最佳的氣動(dòng)性能。國外方面SrinivasaVK等【3】研究冷卻風(fēng)扇和風(fēng)扇罩設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)車輛冷卻系統(tǒng)冷卻性能的影響，并對(duì)提高風(fēng)扇入口進(jìn)風(fēng)量、散熱器人口速度均勻性和降低風(fēng)扇功率多目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化得到風(fēng)扇侵入比、扇芯距和風(fēng)扇罩倒角長(zhǎng)度比的最佳設(shè)計(jì)參數(shù);WilkinsonM等【4】以某款M型軸流式風(fēng)扇為例研究葉尖間隙和葉片角度對(duì)風(fēng)扇性能的影響，結(jié)果表明減小葉尖間隙和增加葉片角度在一定程度上均可以改善風(fēng)扇效率提高風(fēng)扇性能。

以上研究可知，現(xiàn)階段關(guān)于車用冷卻風(fēng)扇的研究主要集中在風(fēng)扇葉形參數(shù)和設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化，評(píng)價(jià)指標(biāo)上大多以提升風(fēng)扇自身氣動(dòng)性能作為唯一標(biāo)準(zhǔn)，沒有考慮風(fēng)扇參數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙整體散熱性能的影響，且在研究方法上基本基于單因素分析，沒有考慮到各因素在改變過程存在互相干涉的問題。本研究從風(fēng)扇軸向伸入距離、風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙和風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心偏移距離三個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前艙散熱性能的影響規(guī)律，并采用正交試驗(yàn)的方式對(duì)三個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行多因素多目標(biāo)耦合分析，從而獲取冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)的最佳組合方案，最終通過改進(jìn)后車型進(jìn)行仿真試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。

2數(shù)值計(jì)算模型

2.1CFD數(shù)值仿真

本研究采用ANSA對(duì)整車模型進(jìn)行簡(jiǎn)化以提高仿真效率，簡(jiǎn)化部分包括座椅、儀表盤、方向盤等車身內(nèi)部無關(guān)構(gòu)件，保留發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部結(jié)構(gòu)和車身外形框架。并依據(jù)已有的通用方式建立風(fēng)洞仿真模型和設(shè)置網(wǎng)格加密區(qū)域以提高仿真精度【5】【6】，整車模型及其計(jì)算域如下圖1。采用ANSYSFluent對(duì)網(wǎng)格模型進(jìn)行仿真求解計(jì)算，設(shè)置風(fēng)洞人口為速度人口，大小為車速，出口設(shè)置為壓力出口，大小為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓;同時(shí)設(shè)置散熱器和冷凝器為多孔介質(zhì)邊界條件，對(duì)風(fēng)扇部件采用MRF區(qū)域模型【7】，并固定風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2568rpm。仿真工況選取爬坡工況（40km/h）與高速工況（117km/h）兩種極限工況，研究參數(shù)示意圖如圖2。

2.2仿真結(jié)果分析

對(duì)原始車型進(jìn)行CFD仿真，分析發(fā)動(dòng)機(jī)前艙的流場(chǎng)狀態(tài)和目前存在的問題，兩種極限工況下原始車型發(fā)動(dòng)機(jī)艙對(duì)稱面速度云圖如圖3。

分析圖3速度云圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)前艙內(nèi)部氣體的流動(dòng)情況十分惡劣。1）兩種工況下，從下進(jìn)氣格柵進(jìn)人發(fā)動(dòng)機(jī)艙的進(jìn)氣量都明顯大于上進(jìn)氣格柵的進(jìn)氣量，且由于冷凝器和散熱器組成的散熱器組具有不完全通風(fēng)性導(dǎo)致下部流速較快的冷卻氣流在冷凝器前出現(xiàn)大量滯留，進(jìn)而導(dǎo)致進(jìn)氣格柵和冷凝器中間產(chǎn)生了漩渦現(xiàn)象，其結(jié)果嚴(yán)重地影響了發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能。2）冷卻氣流在進(jìn)人發(fā)動(dòng)機(jī)艙后在散熱器組上下部產(chǎn)生分離，一部分氣流從散熱器組下方逃逸流人底盤，另有一部分氣流逃逸至散熱器組上方并經(jīng)過發(fā)動(dòng)機(jī)罩蓋最后匯入底盤，氣流逃逸現(xiàn)象導(dǎo)致冷卻氣流沒有得到有效利用，不利于發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱，且在高速工況下尤為明顯。

3冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)影響分析

3.1發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

衡量發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的評(píng)價(jià)指標(biāo)主要考慮以下兩個(gè)方面，一方面是散熱器人口空氣質(zhì)量流率的大小，當(dāng)冷卻空氣通過散熱器在進(jìn)出口溫差不變時(shí)，散熱器進(jìn)風(fēng)量越大意味著在相同時(shí)間內(nèi)進(jìn)行熱交換的氣體流量越大，進(jìn)而冷卻效果越好;另一方面是冷卻風(fēng)扇有效功率的大小，風(fēng)扇有效功率越大意味著風(fēng)扇工作效率越高，進(jìn)而體現(xiàn)出冷卻效果越明顯，冷卻風(fēng)扇有效功率與風(fēng)扇流量和風(fēng)扇全壓有關(guān)，關(guān)系式如下。

式中：p。為風(fēng)扇有效功率，w;p：為風(fēng)扇全壓，p。;q，為冷卻風(fēng)扇流量，m3/s。

3.2數(shù)值仿真結(jié)果分析

3.2.1風(fēng)扇軸向伸入距離

對(duì)原車型風(fēng)扇部件進(jìn)行三維測(cè)量，冷卻風(fēng)扇葉輪沿X軸正向上可移動(dòng)最大距離為19.32mm，將冷卻風(fēng)扇葉輪沿著風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心的軸向依次移動(dòng)3、6、9、12、15、18mm進(jìn)行仿真計(jì)算，同時(shí)設(shè)置監(jiān)測(cè)面計(jì)算得到不同工況下散熱器入口進(jìn)風(fēng)量和冷卻風(fēng)扇有效功率如下圖4和圖5。

分析圖4和圖5可知，兩種工況下，風(fēng)扇軸向伸入距離出現(xiàn)的最佳點(diǎn)不一致，高速工況下，軸向伸人距離為3mm時(shí)散熱器進(jìn)風(fēng)量最大提升2.49%，風(fēng)扇有效功率最大提升6.44%。爬坡工況下，軸向伸入距離為12mm時(shí)散熱器進(jìn)風(fēng)量最大提升3.99%，風(fēng)扇有效功率最大提升19.06%。

3.2.2風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙

冷卻風(fēng)扇葉輪與風(fēng)扇罩在徑向間隙最大為13.53mm，將冷卻風(fēng)扇葉輪最外圈沿法向方向平移2、4、6、8、10、12mm進(jìn)行仿真計(jì)算，設(shè)置監(jiān)測(cè)面計(jì)算得到不同工況下散熱器人口進(jìn)風(fēng)量和冷卻風(fēng)扇有效功率如下圖6和圖7。

分析圖6和圖7可知，兩種_工況下各項(xiàng)評(píng)價(jià)指標(biāo)均在冷卻風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙減小6mm取的最大值。高速工況下，散熱器人口進(jìn)風(fēng)量最大提升1.59%，風(fēng)扇有效功率最大提升8.71%;爬坡工況下，散熱器人口進(jìn)風(fēng)量最大提升8.63%，風(fēng)扇有效功率最大提升23.24%。

3.2.3風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心偏移距離

冷卻風(fēng)扇內(nèi)圈沿Z方向上可偏移最大距離為9.62mm，保證冷卻風(fēng)扇葉輪處于風(fēng)扇罩內(nèi)圈正中心位置，將冷卻風(fēng)扇葉輪以及風(fēng)扇罩內(nèi)圈整體向Z方向平移2、4、6、8mm進(jìn)行仿真計(jì)算，設(shè)置監(jiān)測(cè)面計(jì)算得到不同工況下散熱器入口進(jìn)風(fēng)量和冷卻風(fēng)扇有效功率如下圖11和圖12。

分析圖8和圖9可知，兩種工況下各項(xiàng)評(píng)價(jià)指標(biāo)均在風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心沿Z向偏移距離為2mm可取得最大值。高速工況下，散熱器人口進(jìn)風(fēng)量最大提升率2.78%，風(fēng)扇有效功率最大提升率6.89%;爬坡工況下，散熱器人口進(jìn)風(fēng)量最大提升率2.56%，風(fēng)扇有效功率最大提升率6.34%。

3.2.4綜合分析

單因素仿真結(jié)果可知：1）研究參數(shù)在各個(gè)工況下散熱器入口進(jìn)風(fēng)量和風(fēng)扇有效功率大致呈現(xiàn)出相同的變化規(guī)律，且兩種評(píng)價(jià)指標(biāo)下出現(xiàn)的最佳點(diǎn)一致;2）分析各項(xiàng)評(píng)價(jià)指標(biāo)的提升量可知，爬坡工況相對(duì)于高速工況，冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)的改變對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的影響效果更為顯著。3）研究軸向伸入距離可知，不同工況下散熱器人口進(jìn)風(fēng)量和風(fēng)扇有效功率最佳點(diǎn)出現(xiàn)偏差，目前出現(xiàn)可選擇優(yōu)化點(diǎn)為3mm和12mm，考慮到爬坡工況中風(fēng)扇抽吸效果更加明顯，故選擇風(fēng)扇軸向伸入距離移動(dòng)12mm作為最佳點(diǎn)。

4正交試驗(yàn)耦合分析

4.1正交試驗(yàn)表

單因素分析往往可以得到各因素在各自改變范圍的較優(yōu)解，然而在多數(shù)的科學(xué)研究中往往需要綜合考慮多種因素對(duì)試驗(yàn)?zāi)繕?biāo)的影響，進(jìn)行綜合優(yōu)化。正交試驗(yàn)法可通過對(duì)各個(gè)因素水平均勻搭配，研究具有代表性的水平組合來確定每個(gè)因素對(duì)研究指標(biāo)的影響能力大小。

在單因素分析中得知，冷卻風(fēng)扇軸向伸人距離最佳點(diǎn)為12mm，取12mm土2mm為因素A水平，冷卻風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙最佳點(diǎn)為6mm，取6mm士1mm為因素B水平，冷卻風(fēng)扇沿Z向偏移距離最佳點(diǎn)為2mm，取2mm±1mm為因素C水平。綜上所述，試驗(yàn)因素和水平選擇見表1。

試驗(yàn)設(shè)計(jì)為三因素三水平，為提高研究精度增加一列誤差計(jì)算列，因此選擇L9（34）進(jìn)行正交試驗(yàn)，試驗(yàn)表頭見表2。

4.2正交試驗(yàn)結(jié)果分析

4.2.1極差分析

根據(jù)選定的試驗(yàn)方案進(jìn)行仿真計(jì)算，由于冷卻風(fēng)扇的抽吸效應(yīng)在爬坡下更加顯著，因此對(duì)爬坡的正交試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析試驗(yàn)結(jié)果見表3，表中Im、IIm、IIIm分別表示在各因素各水平下散熱器人口進(jìn)風(fēng)量的總和;Im、IIm、IIIm分別表示在各因素各水平下風(fēng)扇有效功率的總和，R，，極差為各因素的不同水平對(duì)散熱器入口進(jìn)風(fēng)量的影響，R。極差為各因素的不同水平對(duì)風(fēng)扇有效功率的影響，極差越大表示該因素的變動(dòng)對(duì)評(píng)價(jià)指標(biāo)影響越大。

表3正交試驗(yàn)結(jié)果極差分析

極差分析結(jié)果可知，在兩種評(píng)價(jià)指標(biāo)下，對(duì)試驗(yàn)結(jié)果影響最大的是B（風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙），其次是A（風(fēng)扇軸向伸入距離），影響最小的是C（風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心偏移距離）。分析各因素的最優(yōu)水平可知：1）當(dāng)評(píng)價(jià)指標(biāo)為散熱器人口進(jìn)風(fēng)量時(shí)，三因素的最優(yōu)水平分別為B2A1C2。2）當(dāng)評(píng)價(jià)指標(biāo)為冷卻風(fēng)扇有效功率時(shí)，各因素的最優(yōu)水平為B2A3C2。

對(duì)比不同指標(biāo)下存在矛盾的A1與A3水平，評(píng)價(jià)指標(biāo)為散熱器人口進(jìn)風(fēng)量時(shí)，A1相對(duì)A增長(zhǎng)率為0.77%，評(píng)價(jià)指標(biāo)為有效功率時(shí)，A1相對(duì)A3增長(zhǎng)率為3.57%，故選取增長(zhǎng)率更高的A水平為最優(yōu)水平。綜上可知，極差分析可得風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)的最優(yōu)組合方案為B2A1C2。

4.2.2方差分析

僅通過極差分析無法確定B因素為顯著影響因素（P<0.05或P<0.1），如此選出的主次因素和相應(yīng)的最佳實(shí)驗(yàn)組合不具備任何意義，試驗(yàn)結(jié)果不可靠，因此須在極差分析的基礎(chǔ)上進(jìn)一步進(jìn)行正交試驗(yàn)的方差分析【8】。極差分析結(jié)果可知因素B對(duì)兩種評(píng)價(jià)指標(biāo)的影響最大，因此選擇因素B評(píng)判其是否為顯著影響因素，方差分析結(jié)果如下表4。

通過表5比較分析可知，VA、VC和Ve誤差列處于同一水平，因此認(rèn)為因素A對(duì)試驗(yàn)指標(biāo)影響相對(duì)于B而言較小，因此將SA、SC和Se合并來估算誤差影響的大小。同時(shí)，誤差項(xiàng)自由度越大，顯著性檢驗(yàn)也越精確。對(duì)B因素顯著性進(jìn)行檢驗(yàn)，計(jì)算修正后的誤差平均變動(dòng)，B因素的顯著性計(jì)算公式如下：

式中，F(xiàn)B為因素B的顯著性值，VB為因素B列平均變動(dòng)，V員為修正誤差平均變動(dòng)

式中，S為各列變動(dòng);f為各列自由度。兩種評(píng)價(jià)指標(biāo)下因素B的顯著性檢驗(yàn)結(jié)果見表5。

評(píng)價(jià)指標(biāo)為散熱器人口進(jìn)風(fēng)量時(shí)，因素B的影響能力F值12.77>10.92，故判斷為極顯著;評(píng)價(jià)指標(biāo)為冷卻風(fēng)扇有效功率時(shí)，因素B影響能力F值為9.10處于5.14至10.92之間，判斷為一般顯著。綜上可知，因素B的顯著性得到了檢驗(yàn)，方差分析結(jié)果與極差分析結(jié)果一致。

5優(yōu)化方案驗(yàn)證

將原車三維模型以B，A，C，組合方案進(jìn)行調(diào)整和仿真計(jì)算，截取優(yōu)化前后不同截面的云圖并監(jiān)測(cè)計(jì)算相關(guān)參數(shù)用以驗(yàn)證優(yōu)化方案可以有效地提升發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能。優(yōu)化前后發(fā)動(dòng)機(jī)艙對(duì)稱面流場(chǎng)圖對(duì)比如圖10，優(yōu)化前后冷卻風(fēng)扇壓力場(chǎng)圖如圖11，優(yōu)化前后相應(yīng)參數(shù)對(duì)比如表6。

分析優(yōu)化前后發(fā)動(dòng)機(jī)前艙流場(chǎng)可知，相對(duì)于原車模型，優(yōu)化后進(jìn)氣格柵處的低速氣流堆積區(qū)域明顯縮減，散熱器組和進(jìn)氣格柵中間的空氣流量明顯增加，通過冷卻部件的進(jìn)氣量得到明顯提升;分析冷卻風(fēng)扇壓力場(chǎng)可知相對(duì)于原車模型，優(yōu)化后風(fēng)扇葉片邊緣的高壓區(qū)域明顯增大，葉輪中央的低壓區(qū)域明顯減小，風(fēng)扇整體壓力更加均勻，其結(jié)果有效地提升了風(fēng)扇自身的抽吸能力。

優(yōu)化前后仿真結(jié)果表明，優(yōu)化后該車型散熱器進(jìn)風(fēng)量提升了10.90%，冷卻風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)效率提升了8.81%，冷卻風(fēng)扇有效功率提升了12.22%，發(fā)動(dòng)機(jī)表面溫度降低了1.23C，優(yōu)化結(jié)果有效地改善發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能。

6總結(jié)

文章以某MPV車型為研究實(shí)例，通過CFD仿真分析結(jié)合正交試驗(yàn)的方法研究冷卻風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的影響，并以散熱器人口進(jìn)風(fēng)量和風(fēng)扇有效功率為優(yōu)化目標(biāo)完成了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

（1）綜合分析了冷卻風(fēng)扇軸向伸入距離、風(fēng)扇徑向與風(fēng)扇罩間隙和風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心3個(gè)風(fēng)扇設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)散熱器進(jìn)氣效率和風(fēng)扇性能的影響規(guī)律，結(jié)果表明冷卻風(fēng)扇與風(fēng)扇罩徑向間隙對(duì)提升發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的影響最大。

（2）對(duì)冷卻風(fēng)扇3個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行最優(yōu)化調(diào)整，有效改善發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能，結(jié)果表明優(yōu)化后車型在爬坡工況下，散熱器進(jìn)風(fēng)效率提升10.90%，冷卻風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)效率提升8.81%，風(fēng)扇有效功率提升12.22%，發(fā)動(dòng)機(jī)表面溫度下降了1.239C。

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