金 開，邢 超，劉家嫵，趙增耀

（陜西汽車控股集團有限公司，陜西 西安 710200）

工程機械發(fā)動機功率大，機艙空間狹小，布置緊湊，給發(fā)動機號冷卻系統(tǒng)設計布置提出了更高的要求。冷卻風扇是冷卻系統(tǒng)的核心部件，其性能直接影響發(fā)動機的經(jīng)濟性、動力性以及排放。

冷卻風扇與護風罩作為1個整體布置于機艙內(nèi)，二者的匹配對風扇性能的發(fā)揮至關重要。因此，研究護風罩與風扇配合參數(shù)對風扇氣動性能的影響有重要意義。

許多學者對冷卻風扇與護風罩的匹配進行了大量研究。徐錦華等［1］對不同風扇的軸向伸入距離、徑向間隙進行仿真分分析，認為軸向伸入距離和徑向間隙對風扇性能的影響十分顯著；朱東烈 等［2］認為通過合理控制風扇葉尖與導風圈的徑向間隙，改進導風罩的結構形式，合理設計導風圈的寬度等，都可以不同程度地提高風扇的利用效率；于淼淼等［3］對比分析了環(huán)形風扇配置外插入式、內(nèi)插入式和迷宮槽式護風罩下的氣動性能，給出了某車型的護風罩配置方案；許自順等［4］指出錐口型導風罩流量及噪聲的綜合性能更好；湯黎明［5］認為冷卻風扇性能主要受到葉片結構參數(shù)和動力艙中各部件相對位置影響；習羽［6］對某工程機械冷卻風扇與護風罩的沉入量和徑向間隙變化對其性能影響進行了分析，認為合適的沉入量和徑向間隙，有利于提高圓弧彎板風扇在護風罩下的性能。

相關研究主要集中在風扇結構參數(shù)對其氣動性能及噪聲的影響，護風罩與冷卻風扇的匹配研究主要集中在2方面：一方面是不同結構形式的護風罩與風扇的匹配，另一方面是護風罩與冷卻風扇的相對位置匹配?？紤]到工程機械產(chǎn)品設計定型后，主要部件位置固化，護風罩結構形式改動空間不大，為了提高冷卻風扇的氣動性能，很有必要在僅改變護風罩圓弧段長度的條件下，研究風扇及散熱器的空氣流量變化規(guī)律，為護風罩與風扇的匹配提供參考。

1 結構模型

圖1為某工程機械冷卻模塊示意圖，主要包括散熱器、護風罩以及冷卻風扇。

護風罩的通道從散熱器四邊形過渡到風扇的圓形，必然存在圓弧段。護風罩圓弧段與風扇導流圈在軸向有重疊。

圖1 冷卻模塊

2 數(shù)值計算方法

冷卻風扇流場控制方程包括連續(xù)性方程和動量方程。

連續(xù)性方程為：

式中：p為壓力，V為速度矢量，ρ為流體密度，μ為流體粘度，u、v、w分別是速度矢量V在x、y、z方向的分量，Su、Sv、Sw為廣義源項。

采用雷諾時均N-S方法（RANS）求解控制方程，選取RNG k-e兩方程湍流模型封閉方程組，近壁面區(qū)域采用標準壁面函數(shù)處理。采用多重參考系（MRF）法模擬風扇旋轉。邊界條件包壓力入口，壓力出口，無滑移壁面。

3 數(shù)值計算方法驗證

3.1 風筒試驗

按照GB/T1236-2000規(guī)定的方法對冷卻風扇進行性能試驗。圖2所示。冷卻風扇為環(huán)形結構，直徑790mm，葉片數(shù)11，輪轂比0.43，額定轉1800rpm。通過節(jié)流器改變?nèi)肟谕髅娣e，從而控制進入管道的空氣流量，測量不同流量下風扇的靜壓值。

圖2 冷卻風扇性能試驗簡圖

3.2 計算區(qū)域

根據(jù)風筒試驗方法搭建仿真模型。在風扇出口處建立直徑為8倍風扇直徑，長為5倍風扇直徑的圓柱體區(qū)域模擬風扇在出口處的大氣環(huán)境。采用六面體核心網(wǎng)格離散計算區(qū)域，對流動紊亂的風扇附近區(qū)域加密，總網(wǎng)格數(shù)約為900萬，如圖3所示。

圖3 計算區(qū)域

3.3 計算值與試驗值對比

設定風扇轉速1800rpm，選取8個流量點進行數(shù)值計算，提取風扇的靜壓和流量，并與實驗對比，見圖4。

可知，風扇流量在3～5m3/s范圍內(nèi)，仿真曲線與實驗曲線貼合較好，最大誤差約為4%，流量較小或者較大時，誤差增大，最大誤差約為11.3%，仿真與實驗結果變化趨勢一致，即隨著流量增大靜壓減小，數(shù)值模擬精度滿足工程需求，仿真方法能用于護風罩與冷卻風扇的匹配研究。

圖4 風扇靜壓對比

4 不同護風罩圓弧段長度分析

4.1 散熱器建模

采用均勻多孔介質模型模擬散熱器外部流動，有：

式中，Si為第i方向的動量方程源項；|v|為速度值，α為滲透率，C2為慣性阻力系數(shù)。動量匯作用于流體產(chǎn)生壓力梯度，即有：

式中，Δp多孔介質區(qū)域壓降，Δn為多孔介質區(qū)域厚度。散熱器的阻力特性見表1所示。

表1 散熱器阻力特性表

上數(shù)據(jù)擬合成速度的二次函數(shù)，代入空氣的粘度，可得散熱器的粘性阻力系數(shù)為1.97×107，慣性阻力系數(shù)C2為72。

4.2 調(diào)整護風罩圓弧段長度

調(diào)整護風罩圓弧段長度，使圓弧段的長度分別為40mm、50mm、60mm、70mm、80mm，建立模型，進行數(shù)值計算。圖5所示。

圖5 不同護風罩圓弧段長度示意圖

4.3 護風罩圓弧段長度對葉頂間隙流場的影響

圖6展示了護風罩圓弧段長度為40mm、60mm以及80mm時的風扇葉頂間隙速度場。氣流在壓力差的作用下，從外界流經(jīng)葉頂間隙進入葉片前緣，即產(chǎn)生了泄漏流。

在間隙通道內(nèi)，由于粘性摩擦，形成渦流。如圖6（a）所示，護風罩圓弧段長度為40mm時，葉頂間隙區(qū)域存在一個漩渦，隨著沉入量的增加，渦流范圍擴大，見圖6（b），圓弧段長度增加到80mm時，間隙區(qū)域出現(xiàn)兩個漩渦，見圖6（c）。

間隙渦流卷吸泄漏流道氣流，消耗泄漏流能量，阻礙泄漏流流動。隨著圓弧段長度增大，泄漏通道增長，泄漏渦沿軸向發(fā)展，影響范圍擴大，繼而演化成兩團渦流，進一步削弱泄漏氣流。

4.4 護風罩圓弧段長度對散熱器流量的影響

圖7給出了散熱器流量隨護風罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可見，隨著圓弧段長度增加，流經(jīng)散熱器的空氣流量單調(diào)增加。護風罩圓弧段長度的增加，泄漏通道增長，泄漏氣流沿程阻力增大，泄漏流量減小，風扇主流方向流量增加，散熱器流量 增大。

圖6 風扇葉頂間隙速度場

圖7 散熱器流量隨護風罩圓弧段長度變化

4.5 護風罩圓弧段長度對風扇流量的影響

圖8為風扇流量隨護風罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可知，圓弧段長度在40mm～60mm范圍內(nèi)增加，風扇流量隨之增大，在60mm～80mm范圍，風扇流量基本不變。

圖8 風扇流量隨護風罩圓弧段長度變化

風扇泄漏量為風扇流量與散熱器流量之差。圖9為風扇泄漏量隨護風罩圓弧段長度的變化規(guī)律，可知，圓弧段長度在40mm～60mm范圍內(nèi)增加，風扇泄漏量隨之緩慢減小，在60mm～80mm范圍，風扇泄漏量變化率有所增大。風扇泄漏量隨著圓弧段長度的增加而快速減小。散熱器流量的持續(xù)增加與風扇泄漏量的快速減小使風扇流量先增大再保持不變。增大護風罩圓弧段長度能有效減小風扇泄漏量，增大散熱器空氣流量。

圖9 風扇泄漏量隨護風罩圓弧段長度變化

5 結束語

通過建立某工程機械冷卻模塊三維模型，修改護風罩圓弧段，分析了護風罩圓弧段長度對風扇流量的影響，得出以下結論：

（1）風扇流量隨著護風罩圓弧段長度的增加先增加再保持不變；流經(jīng)散熱器的空氣流量隨著圓弧段長度的增加單調(diào)增加；風扇泄漏量隨著圓弧段長度的增加而減小，且減小率增大。

（2）增大護風罩圓弧段長度能提高流經(jīng)散熱器的空氣流量，加強冷卻模塊的換熱能力。