基于无扇叶风扇的发动机冷却风扇的设计研究

张鹏程，董小瑞，王 强，石运才

(中北大学 机械与动力工程学院，山西 太原 030051)



基于无扇叶风扇的发动机冷却风扇的设计研究

张鹏程，董小瑞，王 强，石运才

(中北大学 机械与动力工程学院，山西 太原 030051)

无扇叶风扇可显著增加进风口的流量，将其应用于汽车发动机冷却系统，通过仿真分析其送风性能和冷却效果. 首先对冷却风扇的三维模型使用Fluent软件进行流体仿真以分析空气流动情况并得到出风量. 扩散面长度和外侧倾角这两个参数对风扇的送风性能有较大的影响，通过仿真计算获得了出口流量随这两参数的变化规律. 最后建立了散热器的简化模型并检验冷却风扇的散热效果，结果表明在进风为20 m/s 的速度下，散热器温度降低约10 ℃，散热效果明显.

无扇叶风扇； 空气倍增器； 发动机冷却系统； 流体仿真

0 引 言

汽车的发展给人们带来方便的同时，也引起了资源短缺，噪声污染，大气污染等一系列问题. 风扇用于汽车发动机冷却系统，消耗发动机较大的功率，占到输出功率的5%～8%，同时风扇也是车内外噪声的重要来源之一[1-2]. 叶片式风机按气流运动特点可分为离心式、 轴流式和混流式[3-4]. 目前用于汽车散热系统的多为轴流式风扇，其作用是使足够大流量的空气通过散热器，带走散热器的热量，降低散热器内冷却液的温度.

无扇叶风扇又称空气倍增器，在其内部有微型风机，从外观上看没有扇叶因此被称为无扇叶风扇. 它可以显著增加空气入口处的流量，其流量倍增的性能得益于柯恩达效应(附壁效应). 柯恩达效应指流体与流过的物体表面存在表面摩擦，而使流体改变原来的方向，顺着物体表面流动的现象. 无扇叶风扇内置的微型风机使空气到达环形扇框的空气出口后高速流出. 高速流出的气体由于柯恩达效应流向发生改变，带动周边空气向前流动. 气流向前排出时后部产生负压，后方空气在负压作用下也向前流动，从而达到增加空气流量的效果，如图 1 所示. 基于无扇叶风扇的冷却风扇使得混流式风机易于布置，且提高风压和效率[5].

图1 无扇叶风扇空气流动

近几年无扇叶风扇引起了国内外学者的关注，目前尚无将无扇叶风扇应用于发动机冷却系统的研究，但已有学者对无扇叶风扇的出口流量、 流场特性和噪声等作了前期性的研究. 国家知识产权局专利局的李洁探讨了无扇叶风扇技术，认可无扇叶风扇的广泛应用前景[5]. 中国石油大学的王旱祥等利用计算流体力学的方法对无扇叶风扇出口流量进行仿真计算，通过插值方法寻求出口流量最大时的出口缝隙宽度和扇框倾角[6]. 浙江理工大学的张广星使用数值模拟的方法研究了无扇叶风扇的送风性能和流场特性[7]. LI Guoqi等用CFD方法进行研究，分析不同曲率表面产生的科恩达效应，增加了柯恩达表面曲率对无扇叶风扇性能影响的定性认识[8]. Jafari M等人通过有限元方法对无扇叶风扇进行空气动力学评估和噪声研究，计算了空气增量，并证明空气噪声主要产生在狭缝出口[9]. Cashaa A R等通过统计在手术室内应用无扇叶风扇时空气颗粒和细菌的数量，表明无扇叶风扇是可以应用在对环境要求较高的手术室内的安全、 低噪音、 低功耗设备[10]. 本文将无扇叶风扇应用于汽车发送机冷却系统，研究其出风量和对散热器的冷却性能.

1 设计模型

基于无扇叶风扇的发动机冷却风扇简化模型如图 2 所示. 本文为无扇叶风扇设计了两个不同长度的环形扇框，这样可以在扇框两边放置两个微型风机，以增大入口处空气流量. 另外，声音在扇框内的传播可视为在管道内以平面波形式传播. 利用两扇框的不同长度使声波在两扇框公共部分产生干涉，当两扇框内声波相位差在90°～180°时，两列声波的干涉会削弱声压幅值[11]. 合理设计两扇框长度可以使波峰和波谷叠加从而降低噪音. 扇框截面如图 3 所示，AB段为科恩达曲面，空气流动方向沿着科恩达曲面发生改变，BC段为扩散面，截面线为直线. 环形扇框的侧边放置微型风机，空气经微型风机带动在旋转离心力作用下进入环形导气腔(扇框内腔)，空气的压力和速度增大. 两个环形导气腔内侧都有一圈距离约1.3 mm的狭缝3、 4，空气经狭缝排出. 扇框1和扇框2连接处共用一个导气腔. 气流从缝隙吹出，夹带周围的空气一同前进. 扇框后部的空气向前流动以平衡负压，达到空气流量倍增的效果.

图2 冷却风扇简化模型

图3 扇框截面

2 模型求解及优化

2.1 网格划分

用离散方法计算流体力学，对流体力学中的基本方程——质量守恒方程、 动量守恒方程、 能量守恒方程和状态方程进行数值求解和分析. 对模型进行网格划分，利用有限的离散点传递区域内质量、 动量和能量，是CFD软件普遍采用的方法[12]. 网格划分质量的好坏直接影响数值计算的精度和速度. 由于模型结构较为复杂，采用非结构化网格. 利用CATIA软件建立冷却风扇的三维模型，将其置于930 mm×700 mm×900 mm的空气区域中，计算域为扇框内部和扇框外部的空气区域. 本研究主要考察空气的流动情况，扇框的流量放大作用和对散热器的冷却作用. 为降低模型的复杂程度并减少计算量，不对扇框两侧的风机进行仿真.

扇框两端入口为速度入口； 扇框两侧、 上下和后方空气边界设置为压力入口，相对大气压力为0； 扇框前方空气边界设置为压力出口，相对大气压力为0. 扇框设置为无滑移的壁面边界. 扇框周围空气流动复杂，而且需要关注的是科恩达曲面附近的空气流速，压强等，因此扇框附近必须划分较小尺寸的网格. 扇框截面处网格如图 4 所示，最小网格分布在科恩达曲面上.

图4 扇框附近网格

2.2 控制方程

k-ε模型是在工程湍流模型数值计算中应用最广泛的两方程模型，本文使用改进的k-ε方程RNGk-ε模型，k和ε的控制式方程如下：

k方程

Gk-ρε+Sk.

ε方程

2.3 网格无关性检验

网格质量和数量会对计算的精度和收敛性产生影响，对网格无关性进行检验会减少仿真误差. 科恩达曲面处空气流动复杂，并且狭缝只有1.3mm，科恩达曲面处网格数量对结果有较大影响. 通过改变科恩达曲面附近网格尺寸，改变网格的数量，对比不同数量网格的模型，以检验网格无关性.

当设置科恩达曲面上最大网格尺寸分别为2，3，5mm时，采用非结构网格划分得到网格1、 网格2和网格3，对应网格节点数量为48万，39万和25万. 对这3个不同数量的网格分别进行计算，对比风扇前后不同位置处截面的流量，观察网格数量造成结果的误差. 图5中横坐标表示计算域中平行于yz平面的截面位置，其中x=0.1位于风扇的后方. 纵坐标表示截面处的流量. 网格1对应科恩达曲面处最大网格为5mm，网格2对应科恩达曲面处最大网格为3mm，网格3对应科恩达曲面处最大网格为2mm. 从图 5 中可以看出网格数量增加对结果影响不大，网格2和网格3之间误差小于2%. 兼顾计算量和精确度，选取网格2进行计算.

图5 不同位置处截面平均流量

2.4 结果及分析

设置收敛标准为10-5，计算600步后残差值趋于稳定. 计算域Y=0截面速度矢量分布如图 6 所示.

图6 Y=0截面速度分布

通过计算得到入口流量为0.487 kg/s，出口流量为2.758 kg/s，送风量为入口流量的5.67倍，具有明显的增大流量的效果. 从图 6 中可以看出出口边界流速在20 m/s左右，科恩达曲面处空气流速最大，并且越贴近科恩达曲面速度越大. 狭缝出口处空气因受科恩达表面摩擦影响流向发生改变，产生明显的科恩达效应. 环形扇框中间部分空气因柯恩达效应向前流动明显，扇框外侧空气流速较少，对增大空气流量贡献较小. 另外，从图 5 和图 6 还可以得知扇框出风口处流量较小，距离扇框0.3～0.4 m处流量达到最大值，这会给无扇叶风扇在发动机前的布置带来一定的难度.

2.5 模型优化

中国石油大学的王旱祥等[4]利用插值算法对狭缝的宽度和扇框内侧倾角这两个参数进行优化，得出狭缝宽度1.4 mm，扇框内侧倾角11°时，产生流量最大. 然而扩散面长度会影响柯恩达效应，外侧倾角会影响空气向扇框外侧扩散. 这两个参数也会较大地影响出口流量. 为了获取风扇的最佳送风性能，改变扩散面长度和外侧倾角的数值，研究出口流量随这两参数的变化规律.

建立扩散面长度分别为55, 61, 66和 71 mm，外侧倾角分别为55°，60°和65°的12个模型，设置入口流量为0.487 kg/s，计算不同扩散面长度和外侧倾角下出口流量，结果如表 1 所示.

表1 不同参数下出口流量

出口流量随扩散面长度变化如图 7(a) 所示，出口流量随外侧倾角变化如图 7(b) 所示.

图7 出口流量随扩散面长度和外侧倾角的变化

从图7(a)可以看出在外侧倾角为55°和60°时，出口流量随扩散面长度的增长而变大，外侧倾角为65°时，出口流量随扩散面长度变化规律不明显，但总体呈下降趋势. 对于相同扩散面长度，外侧倾角为55°时要明显高于外侧倾角为60°时的出口流量. 从图7(b)中可以看出当扩散面长度较大，为66 mm和71 mm时，出口流量随外侧倾角的增加而减少； 当扩散面长度较短，为55 mm和61 mm 时，出口流量随外侧倾角的增加呈先降低后增加的规律. 对于相同外侧倾角，扩散面长度为71 mm时出口流量大于扩散面为66 mm时的出口流量.

根据出口流量随扩散面长度和外侧倾角变化情况，扩散面长度为71 mm，外侧倾角为55°时为优化模型，出口流量最大，为2.930 kg/s.

3 对散热器的散热作用

水冷式发动机通过散热器降低流出发动机缸体较高的水流温度，普通轴流风扇置于散热器的后方通过“抽风”的方式使空气通过散热器. 本文中无扇叶风扇后方的空气流量较小，只能将散热器置于扇框的前方. 建立散热器的简化模型，置于扇框前200 mm处. 通过空气和散热器的流固耦合仿真计算，求得散热器上的温度分布，以分析无扇叶风扇对散热器的冷却效果.

3.1 散热器模型的生热率

散热器模型是计算域内热源，计算其生热率尤其重要. 散热器的生热率可以通过计算冷却液流过散热器前后的温度差来计算. 设流入和流出散热器冷却液的温度分别为T1和T2，比热容为C，密度为ρ，散热器容积为V，冷却液的流量为w，δ为其他热损失, 则散热器的产热速率为

单位为瓦(w).

散热器模型的生热率(Heat Generation Rate)为

3.2 仿真计算

对流体域和散热器分别划分网格，导入Fluent软件后，设置散热器和流体域交界面的边界条件为Coupled. 研究表明对于较高雷诺数流体，k-ωSST两方程湍流模型仍有较高的仿真精度[13]. 计算模型采用k-ωSST两方程湍流模型，同时打开能量方程. 入口风速为20 m/s，设置散热器初始温度为368 K. 散热器出口和入口冷却液温度差为5 ℃，散热器容积为0.002 m3，流量为0.017 kg/s，不考虑其他热损失，则生热率H=1.75×105w/m3，设置生热率为1.8×105w/m3.

3.3 结果及分析

经过600次迭代计算，散热器平均温度最终稳定在350 K左右. 散热器温度分布如图 8 所示.

从散热器温度分布可以看出，散热器温度下降超过10 ℃，无扇叶风扇对其散热效果明显. 两扇框结合处散热器的温度最低，说明此处的空气流量最大. 扇框两端处散热器温度较高，说明两端的空气流量较小. 另外，在无扇叶风扇较大环形扇框一端温度较高，表明扇框过大会使从狭缝高速流出的空气对扇框后部空气的“牵引作用”减弱. 扇框较小使得散热器的四个角落处只有较少的冷却空气流过，导致这些部位温度较高. 流经散热器的冷却液应从靠近小环一端流入，从靠近大环的一端流出.

图8 散热器表面温度分布

该仿真实验没有考虑冷却液与散热器的热传递作用，只通过设定散热器的生热率来检查散热器冷却效果，一方面可以通过散热器温度分布得知冷却风扇的空气流量空间分布，另一方面减少了计算的复杂度，降低了对计算机存储的要求.

3.4 对比验证

限于试验条件未进行无扇叶风扇的实物实验，由于未对风扇内置风机进行仿真，结合文献[14]中微型风机特性，对比长安V805基础车散热风扇[15]和某型载客客车发动机冷却风扇[16]的扇风特性(见表 2，表 3).

表2 长安V805基础车散热风扇流量

可知，中型以下汽车发动机散热风扇输出流量在0.5～3.2 kg/s之间. 所设计的无扇叶风扇出口最大流量为2.93 kg/s，能够满足轻微型汽车散热系统的散热要求.

表3 某型载客客车散热风扇流量

4 结 论

1) 本研究利用无扇叶风扇增大空气流量的特点将其应用于发动机冷却系统，以降低冷却系统的功耗和噪音. 双环形的扇框增大了入口空气流量并降低因涡扇切割空气的窄带噪声，对其噪声研究将在以后工作中进行. 空气在扇框内流动情况复杂，难以用传统方法分析出口流量以及扇框参数变化对送风性能的影响. 使用RNGk-ε湍流模型对空气流动进行仿真模拟，可得出较准确的出口流量. 通过计算不同扩散面长度和外侧倾角模型出口流量，得到了出口流量随扩散面长度和外侧倾角的变化规律，为冷却风扇设计时参数选择提供了依据.

2) 模拟冷却风扇对散热器的散热作用以检验冷却风扇的散热效果，并推导了散热器生热率的计算公式. 在20 m/s的入口速度下散热器降低10 ℃，对散热器有明显的冷却作用. 仿真实验表明，所设计的冷却风扇可以提供足够的流量降低散热器温度，满足发动机冷却系统的要求. 为基于无扇叶风扇的冷却风扇在汽车发动机冷却系统中的匹配提供了参考.

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Design and Research on Engine Cooling Fan Based on Bladeless Fan

ZHANG Peng-cheng, DONG Xiao-rui, WANG Qiang, SHI Yun-cai

(School of Mechanical and Power Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, China)

Bladeless fan can increase mass flow of the inlet markedly. A new designed cooling fan based on air multiplier fan was applied to the car engine cooling system and simulated to observe cooling effect. The 3D model of the cooling fan was analyzed by Fluent software to get the situation of the air flow and mass flow. The length of adhesion surface and the outside dip angle are two important parameters for bladeless fan. And the law of outlet massflow with these two parameters was gotten through simulation. A simplified model of a radiator was launched to test the effect of the cooling fan. The results indicate that the temperature of the radiator dropped by 10 ℃ at the speed of inlet air with 20 m/s. The effect of heat dissipation is obvious.

bladeless fan; air multiplier; car engine cooling system; fluid simulation

1673-3193(2016)05-0476-06

2016-02-16 基金项目：中国博士后基金资助项目(2011M500545)

张鹏程(1990-)，男，硕士生，主要从事车辆节能减排，车辆振动和噪声分析的研究.

TB126

A

10.3969/j.issn.1673-3193.2016.05.008