扇叶安装角对冷却风扇性能影响的研究

李 超，原梅妮，袁会灵，孙 明，魏文菲

(1.长城汽车股份有限公司技术中心 河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000；2.中北大学 机电工程学院，山西 太原 030051)

0 引 言

近年来，随着汽车发动机逐步趋向小型化、轻量化和高升功率化，以及涡轮增压、缸内直喷、缸盖集成排气歧管等技术的广泛应用，发动机的散热需求明显提高，对冷却系统的能力考验更加苛刻.冷却风扇作为车辆冷却系统中的核心部件，能对机舱进行强制补风，实现发动机及其他散热模块的冷却降温，其性能将直接影响整个冷却系统的实际效率[1].由于机舱环境复杂，国外较多采用冷却风扇与冷却系统的一体化设计，而国内厂家多考虑制作成本，加之设计技术不完善，导致一些汽车厂家多从市场选购扇叶，性能较差.特别是一些进口车的国内改款，其冷却风扇存有较多问题，这是由于其它部件的改动改变了机舱环境，使得风扇风量表现不足[2].

习羽[3]提出，影响冷却风扇性能的因素众多，究其敏感度由大到小依次为安装角、扇叶弦长、曲率半径以及轮毂比.许多学者也针对扇叶安装角展开了深入研究.Yan等[4]将计算流体力学(Computational Fluid Dynamics, CFD)和实验方法相结合，研究了改变扇叶安装角对轴流风扇性能及其流场分布的影响，Wei等[5]研究了扇叶安装角和轴向间隙对正反向水力涡轮的效率影响，二人研究结果均表明，适当的增加扇叶安装角会不同程度地改善风扇或涡轮效率.李俊[6]以动叶可调轴流式风机为研究对象，提出该风机可随不同工况调节扇叶安装角，使其具有较宽的高效区间而得到广泛应用；Zhu[7]证明了不同的扇叶安装角和使用工况将严重影响动叶可调轴流式风机的使用寿命；徐甫荣[8]提出，由于动叶可调轴流式风机优越的气动特性，其节能性最佳.以上研究大多以动叶可调轴流式风机为研究对象，虽然车用冷却风扇与风机形似，但整车散热系统对风扇的风量需求并非越大越好，尤其是新能源车辆，在满足整车散热需求的情况下，更需降低能耗.

本文以汽车冷却风扇为研究对象，在不改变扇叶形状的前提下，借助Star-CCM+流场分析，研究了扇叶安装角对冷却风扇气动性能的影响，同时考虑整车在高速行驶工况下的风量需求，进一步研究了垂直扇叶安装角的可行性.

1 模型建立

1.1 风扇模型

如图 1(a) 所示为通过逆向建模技术得到的某车型冷却风扇数模.通过将扇叶与护风圈切断并改变扇叶安装角，得到如图 1(b)～(e) 所示的风扇模型.其他参数与厂家数据保持一致，即风扇直径为430 mm，最高转速为 2 100 r/min.

图 1 风扇模型示意图Fig.1 Diagram of fan models

1.2 风洞模型建立

如图 2 所示，为能准确测量和表述风扇性能，模型建立了较长的入口管路，便于形成稳定流场，并在管路中间介入监测面用于测量入口压力和流量；由于风扇出口无监测数据，故建立了直径为4 m，长为5 m的平顺过渡出口区[9].

图 2 风洞模型Fig.2 Diagram of wind tunnel model

1.3 湍流运动

湍流运动是一种十分复杂，难以用公式直接表达的流动形式，其运动特点表现为非线性.但通过对湍流运动进行简化，并借助计算机进行有限元分析，得到了一些同实际问题相近的结论和结果[10].

目前，k-ε湍流模型已在工程项目中得到广泛应用，本文选取Star-CCM+中的Realizablek-εTwo-Layer模型进行研究和表述，其中k为湍动能，ε为耗散率[11].

1.4 边界条件

由于风扇出口与环境相通，故模型出口使用表压为0 Pa的压力出口(Pressure Outlet)边界条件；为消除风道内表面附面层的影响，风洞内表面边界均使用壁面、滑移边界(Wall、Slip)条件；而风扇表面使用壁面、无滑移边界(Wall、No-Slip)条件来模拟其表面摩擦力；由于风速较低，将空气视为不可压缩流体，密度为1.128 kg/m3.

针对风洞模型的入口边界，目前存在两种设定方式：① 曹久莹[12]、习羽[3]等使用的压力入口边界条件；② 唐钊[13]、李博[14]等使用的质量流量(Mass Flow Inlet)入口边界条件.为提高仿真精度，分别使用两种边界条件对原始风扇模型进行CFD仿真，并与风扇台架数据对比，得到如图 3 所示的仿真对比结果.

图 3 仿真结果对比Fig.3 Comparison of simulation results

如图 3(a) 所示，随着流量Q的减小，静压p均出现先增大后减小再增大的“驼峰”性能曲线.究其原因，发现随着流量的变化，流体进入叶型的冲角发生改变，继而使叶型的升力系数产生波动，最终表现出“驼峰”性能曲线[15].

图 3(b) 为流量入口边界条件下的流体流向仿真图，分别与图 3(a) 中的位置(1)，(2)，(3)相对应.当流量处在位置(3)时，为风扇的设计工况，此时流体流动均匀，效率较高；当流量逐渐向位置(2)降低时，由于冲角增大，叶片升力系数增加，静压值上升；当流量继续向位置(1)降低时，叶片背部产生边界层分离，阻力增大，静压表现为下降趋势；如若流量低于位置(1)并持续减小，能量沿叶高方向偏差较大，形成二次流，使从叶顶溢出的流体重新返回至叶根，并增加其流体能量，从而表现出静压值反弹并持续增大的效果.从流向图可以看出，风扇在流体流量低于位置(2)时，处于非稳定工作状态，相反，在风扇的稳定工作区，随着流量的逐步增大，更多流体开始向轮毂方向偏转并产生回流，能量损失增大，效率降低.

通过对比图3(a)中的仿真和试验数据可以看出，在风扇的非稳定工作区域，仿真数据和试验数据偏差较大，但在位置(2)处，使用质量流量为入口边界条件的仿真结果与试验值误差较小，因此本文以质量流量为入口边界条件进行仿真验证.

2 扇叶安装角影响分析

将图 1(b)～(e)所示的风扇分别置入风洞模型中，在边界条件保持一致的情况下，验证扇叶安装角对风扇气动性能的影响.图 4 为各风扇的p-Q特性曲线.当扇叶安装角逆时针旋转时，由于叶型冲角降低，造成升力系数减小，使p-Q曲线的静压、流量整体表现出下降趋势；相反，当扇叶安装角顺时针旋转5°时，p-Q曲线的静压值在稳定工作区域表现出明显的增强趋势，在低压状态下，流量Q得到提高，而在非稳定工作区域，流量较低，由于叶型冲角增大，流体与扇叶因碰撞损失和摩擦产生的动能损失增大[16]，p-Q曲线出现明显波动；随着扇叶安装角的持续增加(水平夹角增大)，流体与扇叶间因撞击产生的动能损失明显增大，p-Q曲线在稳定工作区域的流量增长缓慢.

图 4 不同扇叶安装角风扇的p-Q特性曲线Fig.4 The p-Q characteristic curves of different blade installation angles

图 5 为各风扇的轴功率对比曲线.由于扇叶安装角增大，流体与扇叶因撞击产生的阻力增大，为克服阻力，冷却风扇轴功率随扇叶安装角的增加而显著提高.

图 5 不同扇叶安装角风扇的轴功率曲线Fig.5 The shaft power curves of different blade installation angles

图 6 为各风扇的静压有效功曲线，对比发现，各曲线前半段一致性较高，当流量较低时，气体主要依靠风扇获得有效能量，因此静压有效功随空气流量的增大而增大，且较符合线性增长趋势；当有效功增至最大点时，随着流量的持续增大，风扇前后静压差逐渐降低，气体从风扇获得的有效能量逐渐减少，扇叶的促进作用逐渐降低，因此各风扇的静压有效功均会在曲线后半段呈抛物线状逐渐降低；随着扇叶安装角的增加，曲线的线性增长区间逐渐扩大，其扩大范围尤以逆时针旋转5°至顺时针旋转5°的范围区间内最为明显，此时如若扇叶安装角继续增大，气体从风扇获得的大部分能量因与扇叶间的碰撞损失而被消耗，致使静压有效功的增长趋势变缓.

图 6 不同扇叶安装角风扇的静压有效功曲线Fig.6 The effective static pressure power curves of different blade installation angles

图 7 为各风扇的静压效率(静压有效功：轴功率)对比曲线.可以看出，在非稳定工作区域，随着扇叶安装角的增大，风扇轴功率不断增加，而静压有效功却无明显差异，导致静压效率随扇叶安装角的增大而逐渐降低；同时，随着扇叶安装角的增加，风扇的非稳定工作区间明显扩增，风扇进入稳定工作区域时的气体流量变大，使得风扇的静压有效功和静压效率转入降低趋势时的流量阈值增加，导致在各风扇的稳定工作区间内，风扇的静压效率随扇叶安装角的增大，均不同程度地得以提高.而当扇叶安装角从顺时针5°继续增大时，鉴于轴功率和气体径向速度的大幅增大，增加了气体和壁面、扇叶间的碰撞损失，同时二次流作为碰撞带来的另一能量损耗源，限制了静压有效功的提升，使得扇叶安装角在顺时针旋转8°时，其静压效率在绝大部分工作区域表现较差，仅当风扇流量需求过大时，其静压效率才逐渐优于安装角顺时针旋转5°的风扇，但该区间范围较小且功耗过高.

图 7 不同扇叶安装角风扇的静压效率曲线Fig.7 The static pressure efficiency curves of different blade installation angles

综上所述，通过改变风扇的扇叶安装角，可有效增大风扇的可提供风量，然而随着安装角的增大，风扇所需轴功率随之增大，风扇在非稳定工作区域的静压效率会不断减小，在其稳定工作区域，静压效率会同静压有效功的提高而不同程度的得到改善.

3 垂直扇叶安装角的应用讨论

已知车辆在高速行驶(大于100 km/h)工况下，自然进风较大，冷却风扇仅需较低转速便可满足整车散热需求.本文示例风扇设定转速为 1 600 r/min.

如将扇叶安装角调至如图 8 所示的垂直状态(与流体流向接近平行)，风扇的挡风(正投影)面积可有效降低50.5%(原风扇挡风面积为663 cm2，垂直安装角风扇挡风面积为328 cm2).现讨论在高速行驶工况下，使用转速为0的垂直安装角风扇，是否仍能满足整车风量需求.

图 8 垂直安装角冷却风扇Fig.8 The vertical installation angle fan

3.1 边界条件

当风扇转速为0时，静压有效功为0，气体无法从风扇获得有效能量，风扇对流场起阻碍作用，此时风洞内静压值沿气体流动方向逐渐降低.已知原风洞模型出口表压为0，因此本次仿真风洞入口压力为高压，与原模型相反，p-Q特性曲线将位于y轴负方向位置，为稳定工作区域.为使两风扇进行有效对比，将原始风扇和垂直安装角风扇引入新风洞模型进行仿真，分别设定垂直安装角风扇转速为0, 原始风扇转速为0和1 600 r/min.

3.2 分析结果

如图 9 所示为原始与垂直安装角风扇p-Q特性曲线.

图 9 原始与垂直安装角风扇p-Q特性曲线Fig.9 p-Q characteristic curves with original and vertical installation angles

通过对比原始风扇在不同转速下的特性曲线，当风扇静压值为负时，表明风扇对气流起阻碍作用，然而随着风扇转速的提高，风量得到明显提升，亦证明提高风扇转速有利于降低风扇对流场的阻碍作用.通过对比垂直安装角风扇的特性曲线发现，由于该风扇的挡风面积得到大幅减少，曲线斜率变缓，明显降低了风扇在高进风量条件下的阻碍作用，但其阻碍作用仍高于原始风扇在 1 600 r/min 转速条件下的本体特性.

由于风扇转速不同，在风洞或机舱内所处的静压环境不同，故仅依靠图 9 曲线，无法对比原始风扇和垂直安装角风扇的具体流量.借助整车CFD仿真分析，在110 km/h的车速下，使用原始风扇(1 600 r/min)的散热器进风量为 3 626 m3/h，而使用垂直安装角风扇的散热器进风量为 3 166 m3/h，两者相差约12.7%.从垂直安装角风扇的流量变化趋势来看，如在风扇框架上增加风门设计，有利于增大该风扇在高速行驶状态下的冷却风量.

值得考虑的是，为增大冷却风扇进风量、提高效率、降低能耗，有必要针对动叶可调冷却风扇进行研发设计，尤其在高速行驶工况下，通过增加风门设计、使用垂直扇叶安装角并限制风扇转动，即有望在降低风扇声噪、能耗的同时，实现整车冷却.

4 结 论

1) 扇叶安装角在一定区间内切换，可有效改变风扇气动特性，随着扇叶安装角的增加，风量亦会增大，同时轴功率、整体功耗增加；当扇叶安装角过大时，风量的增长趋势变缓，风扇的静压效率表现较差；

2) 当风洞环境静压差较大时，气体主要依靠风扇获得有效能量，流量较小；当静压逐渐降低，流量逐渐增大时，风扇的静压有效功和静压效率呈先增大后减小的趋势，最终风扇由促进作用变为阻碍作用.

3) 有必要针对动叶可调冷却风扇进行研发设计，可使车辆根据不同的行驶工况和冷却需求，同步调节风扇转速和扇叶安装角，实现冷却风扇在较大流量区间内的高效率运行且能耗最低.