基于CFD方法的环形风扇顶隙流动研究

鲍伟东 张博峰 栗林涛

摘 要：针对环形风扇系统存在叶顶间隙流大、风扇效率低的问题，提出了新的环形风扇护风装置，用于降低环形风扇回风量。文中基于计算流体力学（CFD）方法，建立了车辆冷却系统三维数值计算模型，用于确定不同叶尖间隙对风扇回风量的影响。结果表明，改进的环形风扇护风装置相比U型护风装置，有效风量提高13%，风量利用率提高16.3%，系统散热能力提高3.5%以上。对于使用新型环形风扇护风装置的车辆，相比使用U型护风装置的车辆风扇转速降低13%，提高了整车燃油经济性。

关键词：顶隙；计算流体力学；护风装置；环形风扇；风量利用率

中图分类号：U463.6 文献标识码：A 文章编号：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

能源危机和环境污染是当今世界所面临的两大难题，为了不断满足日益严苛的噪声和排放法规，常规柴油机车辆、替代燃料车辆、混合动力车辆等均采用了低噪声的环形风扇代替传统的开口风扇。通过对环形风扇的研究以及实验室测试，发现环形风扇可以有效改善风扇流场，对于约束和控制叶尖漩涡是非常有效的，可以有效减少叶尖处的涡流噪声 [1-6]。

图1所示为环形风扇及环形风扇护风装置结构示意图，采用U型护风罩与环形风扇配合，考虑到风扇与发动机一起运动，具有较大叶尖间隙（风扇与护风罩之间具有较大的径向间隙≥20mm和轴向间隙≥25mm）。实际上，这种U型护风系统在降低噪声和提高风扇效率方面并未达到期望的效果。其主要原因在于：为防止动叶与护风装置发生摩擦和碰撞，通常在扇叶顶部和护风系统之间留有较大的间隙。由于叶顶的压力面和吸力面存在压差，叶片通道内的一部分气体会越过叶顶间隙形成叶顶间隙流。在与主流相互掺混作用后，会在叶顶区域形成叶顶泄漏涡。叶顶间隙涡是一种非常复杂的三维粘性流动，是在护风系统内壁附面层、叶片表面附面层、主流气动干涉的综合影响下形成的。由于叶顶泄漏流没有风扇功的输入，因此与主流相比为低能流体，会在叶片的顶部区域引起泄漏损失和堵塞。叶顶间隙流对风扇的影响主要有两个方面，一是产生泄漏损失，造成风扇效率的降低；二是主流于回流混合过程中产生涡流噪声，从而增加风扇的叶尖涡流噪音[7]。同时有研究表明，泄漏流速的增加导致泄漏涡旋涡强度的增强；叶尖泄漏涡不仅会造成流动堵塞，而且会造成叶尖压力脉动；提高风扇效率和扩大稳定工作范围的关键在于改善尖部流动，抑制各种旋涡的产生，控制旋涡的运动以及减少气流掺混。减小叶尖间隙在抑制和减小涡流噪声的同时，可以使风扇气动性能得到改善[8-9]。

所以通过减小环形风扇的叶尖间隙而减少风扇回风量，可以改善风扇叶尖区域的气动性能，不仅可以提高风扇的效率，降低发动机风扇功率消耗，还可以有效降低风扇的噪音。

为了减小环形风扇的叶尖间隙，提出了新的环形风扇护风装置，采用CFD软件对改进的环形风扇系统进行了模拟和分析。

1 改进的环形风扇护风装置

为解决环形风扇的U型护风罩系统回风量大的问题，提出了新的环形风扇护风装置，如新方案所示，在发动机上固定气动环，气动环与护风罩之间用护风软罩连接，允許将风扇外圆与气动环之间的间隙做到6mm（考虑到零件的加工误差导致的圆度问题以及风扇随发动机跳动引起的偏心问题），有效的减少叶尖间隙，以提高环形风扇的效率，具体结构如图2所示。

2 风扇系统模型流场的CFD计算验证

STAR-CCM+软件针对各种复杂流动的物理现象，采用适当的数值解法，以期在计算速度、稳定性和精度等方面达到优化组合，从而高效率地解决各个部件的复杂流动计算模拟[10]。

2.1 几何模型及条件设定

如表1所示，文中共提出了5种模型，具体描述如表中所示。T表示风扇与护风罩之间的径向间隙。

图3所示为风扇系统的流体域示意图，系统主要包括散热器、中冷器、护风装置、风扇。左侧为流体域入口，右侧为流体域出口。并对模型的进行了局部的简化，在保证计算精度的同时，以提高模拟计算的速度。

计算流体域采用多面体网格划分。入口边界条件：Stagnation Inlet，出口：Pressure Outlet，风扇转速：1800r/min。散热器和中冷器采用多孔介质模型模拟。在多孔介质模型中，用公式1来计算每单位长度的理论压降：

v：通过多孔介质的流速m/s；pi、pv：是定义多孔介质阻力的系数，分别是惯性阻力系数和粘性阻力系数。根据散热器和中冷器单体风洞试验的测试数据，使用Matlab对数据进行数据拟合，以计算出多孔介质阻力系数pi、pv：

散热器：pi=84kg/m4；pv =608kg/m3s；

中冷器：pi=39kg/m4；pv =192.5kg/m3s。

模拟过程中假定空气不可压缩，模拟计算采用segregated方法，湍流模型为RANS算法中的realizable k-ε湍流模型。固壁面采用无滑移边界条件。在差分格式中，压力项采用标准格式，速度项、湍动能项和湍流粘性系数项均采用二阶迎风格式，压力与速度之间的耦合算法为SIMPIE [10-11]。

2.2 模拟分析以及数据计算

2.2.1 流场分析

图4～图8所示为流体域Y=0截面上的速度分布图。在采用U型护风罩匹配环形风扇时，风扇与护风罩的轴向间隙20mm，径向间隙为25mm。如图4、图5所示，沿气流流动方向，风扇前部区域为低压区，风扇后部区域为高压区，风扇前部为吸风面，风扇后部为出风面。环形风扇吸风面的压力小于风扇出风面的压力，由于存在较大的径向间隙和轴向间隙，在压力差的作用下导致出风面气流通过叶尖间隙流大量回流到吸风面，此处的回流气流方向与风扇主气流的方向相反。回流再次进入吸风面的低压区，与主流混合，由于流向相反，混合过程中会产生涡流，涡流必然产生涡流噪声，回流严重时会产生流动堵塞。如图5～图8所示，随着风扇叶尖间隙的减小，回流阻力增加，回流量明显减少，回流与主流混合明显减弱，形成的涡流规模也相应的减小。主要原因是泄漏流速的减小导致泄漏涡旋涡强度的降低，风扇叶尖区域的流动得到极大的改善，抑制各种旋涡的产生和气流的掺混。所以随着叶尖间隙的减小，风扇顶隙区域的回风量明显减少，从而有效改善了风扇叶尖区域的流动，抑制了涡流的产生，直接影响了整个风扇内部流场及气动性能，特别是对轴流风扇的工作效率、压头和工作稳定性的影响。

虽然U型护风装置是基于迷宫型密封原理设计而成，原理上通过结构上的设计增加回流阻力，从而可以有效的减少气流的回流泄露，但是由于轴向和径向间隙较大，密封效果变差，回流并未得到有效的抑制。通过对图4至图8分析，径向间隙从25mm降低到6mm，由于径向间隙的不断减小，导致通过顶隙区域处的气流逐渐减少，环形风扇护风装置的密封效果逐渐转好。

2.2.2 风扇风量利用率分析

为了便于评价环形风扇护风装置对冷却系統有效风量的影响，进而评价对系统性能的影响，所以定义了风扇风量利用率E，E为通过散热器芯体区域的质量流量Qd和通过风扇出风面的质量流量Qt的比值。如公式2所示：

式中：Qd-通过散热器芯体区域的质量流量；Qt-通过散热器芯体区域质量流量。

表2所示为根据上面CFD模拟得到的5种模型的风量利用率对比。

图9所示为5种模型的风扇风量利用率的对比图。如图9所示，U型护风罩的环形风扇系统的风量利用率最低，主要原因为：U型护风罩因为其与环形风扇的配合出现了较大的轴向间隙和径向间隙，导致通过风扇的高压气体通过叶尖间隙回流到吸风面的低压区，而且叶尖间隙越大，回流量越大。所以如表2所示，对于U型护风系统，通过散热器的有效风量减少，而通过风扇出风面的风量增加，主要是由于风扇回风量增加导致的。同时从数据分析出，随着叶尖间隙的减小，回风量明显减少，而风扇的总风量并未出现明显的变化，从而导致通过散热器的风量明显增加。

根据上文中的流场模拟结果，得到了通过散热器芯体区域的质量流量数据，从表2数据计算，模型5（T=6mm）相比模型1（U型护风罩）芯体区域的质量流量提高了13%，风量利用率提高16.3%。

2.2.3 环形风扇护风装置对散热系统影响分析

根据2.2.2的分析结论，模型5相比模型1芯体区域的质量流量提高了13%，风量利用率提高16.3%。在相同的冷却系统中，其它条件不发生变化时，冷却风量的增加会使散热器散热能力得到提高。对于装配有调速风扇离合器（电磁离合器、电控硅油离合器等）环形风扇的载货车，采用新方案的环形风扇护风装置后，相同运行工况下，由于所需要的散热需求相同，所以会使风扇得需求转速降低，进而使风扇功耗得到降低，从而也会降低整车燃油消耗率。

根据上述的计算数据，利用散热器单体风洞试验数据可以通过数学方法，预测出新的环形风扇系统散热能力的提升情况。表3所示为此款散热器的单体风洞试验数据，试验要求满足QC/T 907-2013标准要求[12]。

以表3的数据为例使用Matlab软件进行数据拟合，在相同水流量的情况下，拟合风速-散热量曲线，得到拟合以后的公式，拟合模型：

表4为对应不同流量下采用最小二乘法拟合以后对应的二次多项式的系数表。

图10绘出了原始数据与拟合曲线的对比情况，原始数据与拟合曲线的拟合度非常好，R2均能达到0.99，根据表4中的公式，可以得到使用新的环形风扇护风装置以后对散热能力提升的情况。通过计算，当散热器芯体质量流量提高13%时，散热量可以提高超过3.6%以上。

一般来说，风扇风量Q与风扇直径D、风扇转速n之间存在如下的关系[13-15]：

根据公式4，风扇的风量与风扇转速成正比，相同散热需求下，通过散热器芯体区域的风量需求相同，新的环形风扇护风装置可以将冷却系统风扇转速降低13%，从而有效降低了风扇的功率消耗，提高了整车的燃油经济性。

另外，风扇噪声的声压级（以下简称为SPL）和风扇直径D、风扇转速n之间存在如下关系：

根据公式5，车辆运行工况相同时，系统散热能力相同，新的环形风扇护风装置相比U型护风装置系统可以将风扇转速降低13%，风扇噪声声压级降低34%。

3 结论

（1）U型护风装置由于存在较大的叶尖间隙，迷宫式密封并未起到有效的密封作用。

（2）环形风扇葉尖间隙的减小可以有效减少回风量，从理论上可以减小因回流与主流混合而产生的涡流，减小因涡流而产生的涡流噪声以及气流阻塞。

（3）改进的环形风扇密封装置（T=6）相比U型护风装置，芯体区域的质量流量提高了13%，风量利用率提高16.3%，冷却系统散热能力提高3.5%以上。

（4）对于采用可控风扇离合器的车辆，采用了新的环形风扇护风装置后，相比之前的U型护风罩，风扇转速降低13%，风扇噪声声压级降低34%，降低发动机功率消耗的同时，降低了整车的噪音。

参考文献

[1] 吴迪.ISG混合动力汽车能量优化管理策略研究[D].合肥工业大学， 2013.

[2] 欧洲经济委员会.ECE Regulation No.51 Revision 1-amendment 3 uniform provisions concerning the approval of motor vehicles having at least four wheels with regard to their noise emission [S]. 2007.

[3] 国家环境保护总局，国家质量监督检验检疫总局.GB 1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法[S].北京：中国环境科学出版社，2005.

[4] Haruhiro Tsubota. Research and Development of Ring Fan. KOMA -TSU TECHNICAL REPORT Technical paper. 2007（ 53） NO.159.

[5] 上官文斌，莫伟标，署恒涛等.发动机环形冷却风扇结构与参数对气动性能影响的研究[J].内燃机工程.2017 38（1）.

[6] 徐锦华，倪计民，石秀勇等.车用冷却风扇安装位置对其性能影响的分析研究[J].汽车技术.2012 （1）.

[7] 李煜.叶顶泄漏对压气机性能的影响[D].哈尔滨工程大学.2014.

[8] Denton. J. D， Loss Mechanisms in Turbomachines[J]. ASME J. Turbomachinery， Vol.115 （4）， pp.621-656，1993.

[9] 蔡娜.非自模化区域内动叶叶尖间隙对气动-声学性能的影响[J].空气动力学报，1999，17（3）：pp.257-261

[10] CD—adapco.STAR-CCM+Version4.04.Ol 1 USER GUID，2009.

[11] 王福军.计算流体力学分析CFD软件原理与应用[M].清华大学 出版社， 2004， 24～142.

[12] 中华人民共和国工业和信息化部.QC/T 907-2013汽车散热器散热性能试验方法[S].北京：中国计划出版社，2013.

[13] 汽车工程手册设计篇[M].人民交通出版社. 2001，182～186.

[14] 赵要珍.轿车发动机冷却风扇的CFD 分析与低噪声优化设计[D].吉林大学， 2006.

[15] 唐勇伟.汽车发动机冷却风扇气动性能和声学性能研究[D].吉林大学， 2007.