曾超，刘伦伦，高建红，段良坤，张鲁滨

(内燃机可靠性国家重点实验室/潍柴动力股份有限公司，潍坊 261061)

0 引言

风扇是水冷式内燃机的重要组成部件，其主要作用是给散热器提供足够流量的空气，保证车辆发动机系统、空调系统、液力缓速器系统等散热需求，其消耗的功率约占发动机总输出功率的5%～8%[1]，同时，风扇也是车辆内外噪声的重要来源之一[2]。

目前风扇的设计、优化、选型主要依靠试验手段，这种方法存在滞后性，且成本高、周期长。表征冷却风扇性能的主要参数有一定风量下的静压、静压效率、功率和噪声，随着Computational Fluid Dynamics(CFD)技术的发展，通过仿真模拟风扇内部流场及声场，获取表征风扇性能的主要指标来指导风扇设计、优化及选型，已逐渐成为一种重要的技术手段[3]。

本文对某机型已成熟应用的开口型冷却风扇进行了气动性能仿真分析，并根据风扇图纸上的性能数据进行了仿真模型标定，利用标定后的模型进行了风扇气动噪声仿真，通过噪声的仿真和测试对比，验证了仿真方法的有效性，对风扇类旋转零部件的设计、选型具有重要的指导意义。

1 风扇气动性能分析

1.1 风扇模型建立与网格划分

本文仿真选取的风扇为匹配大功率柴油机的11叶片塑料风扇，风扇外径750 mm，轮毂直径280 mm，重量4.5 kg。风扇三维模型如图1所示。

图1 风扇三维模型 图2 风扇网格模型

网格划分时，保留并细化风扇叶片边缘圆角，去除轮毂部分圆孔特征及加强筋根部倒圆角，划分完成后风扇网格如图2所示[4]。

为提高模型收敛性，简化C型风筒进气管道为等截面圆筒，忽略集流器、整流格栅、护风罩等结构。因试验时C型管道出口直连大气，仿真采用Φ3 m，长度7 m圆筒模拟出口。整个仿真模型共分为五部分：进口区、管道区、Moving Reference Frame(MRF)旋转流体区、导流区和出口区[5]，如图3所示。为保证仿真精度，保证各部分模型之间最小壁厚两层网格以上(如图4所示)。各部分模型及网格尺寸参数如表1所示。

图3 风扇流场仿真模型

图4 MRF区域细化网格模型

表1 模型各部分网格尺寸参数

1.2 仿真参数设置及模型校正

利用Fluent软件进行风扇流场仿真，风扇转速选取1 900 r/min工况，边界条件设置为质量流量入口，压力出口。通过设置不同的进口流量，模拟节流器不同的过流面积。湍流模型选择能够更好处理流线弯曲程度较大的Renormalization Group(RNG) k-ε模型，采用SIMPLE压力修正算法，湍流动能和湍流耗散率选项首先选择一阶迎风格式[6]，计算收敛后提取监测点静压数据与风扇图纸上的静压数值进行对比，并进行模型标定。

塑料风扇高速旋转，由于离心力和风压作用，会引起叶片变形直径增加，影响风扇外径与管道内壁面之间间隙，而流场仿真无法考察扇叶的变形情况，且管道模型基于实际试验装置简化而来，忽略了导流和节流装置，因此仿真和测试存在一定误差。本文通过调整进口管道直径的方法标定模型，根据风扇图纸径向伸长量不超过外径0.8%的要求，最终确定进口管道直径Φ780 mm，模型标定后将湍流动能和湍流耗散率选项调整为二阶迎风格式，设置残差为1×10-5，仿真迭代次数设置为5 000次，继续运算。

1.3 风扇流场仿真与测试结果对比分析

风扇转速1 900 r/min工况，不同进口流量下风扇性能仿真与测试具体数据如表2所示，结果对比如图5所示。可以看出，测试与仿真数据误差基本在10%以内。

表2 仿真结果与测试结果数据

图5 风扇性能仿真与测试对比

在5.3 m3/s流量工况下，风筒内部流场如图6所示，风扇压力面和吸力面静压见图7。

图6 风筒内部流场

图7 风扇叶片表面静压分布

从图6可以看出，风扇叶尖与风筒内壁间隙处存在明显回流区，阻碍前进气流流动，产生较大的回流损失[6]，该间隙大小对风扇性能表现有重要影响。从图7可以看出，风扇叶片中上部靠近叶边缘位置压力较大，是风扇主要做功区域。压力面和吸力面在叶片顶部及边缘交汇位置压差较大，引起气体回流，导致该区域相对压力迅速下降，降低了整个叶片的做功能力[7]。

基于该模型的标定方法，对750 mm直径环形风扇进行仿真，在1 900 r/min工况下，风扇静压仿真结果与风扇图纸上性能数值如表3所示，误差基本在10%以内。从表3可以看出，在高效区环形风扇静压效率较开口风扇高约20%，其主要原因为护风罩阻挡了部分叶尖回流，有效减少了回流损失，环形风扇压力面和吸力面静压如图8所示。

表3 仿真结果与测试结果数据

图8 环形风扇叶片表面静压分布

2 风扇气动噪声性能分析

2.1 噪声仿真设置

风扇声场仿真采用Large Eddy Simulation(LES)模型，在流场仿真基础上，先进行非定长预计算，设置时间步长为5e-5s，步数为1 500步，迭代至流量和压力波动稳定后，再打开基于The Ffowcs Williams and Hawkings Model(FW-H)模型的声比拟模型[8]，设置噪声源和监测点，继续迭代相同步数至声场仿真完成。

噪声仿真和测试均基于风扇性能测试台架，其监测点设置为：测点1在风扇后方1 m，测点2在风扇侧向1 m，测点3在斜向45°距风扇1 m的3个监测点。噪声测试设备选用手持式声级计(AR824)，如图9所示。

图9 噪声测点及设备

2.2 噪声仿真与测试结果对比分析

噪声仿真迭代完成后，利用快速傅里叶变换将时域上3个监测点的声压信号转换为频域上的声压频谱[9]，1 900 r/min工况下，测点3位置风扇线性频谱如图10所示。

图10 风扇噪声频谱

旋转噪声频率公式f(Hz)为：

(1)

式中，n：叶片转速，r/min；z：叶片数，i：谐波序号，i=1,2,3,…，i=1为基频。

1 900 r/min工况下，11叶开口风扇基频为f=348.3 Hz，与图12频谱图中基频位置一致，验证了仿真结果的准确性。

提取各测点位置噪声，进行仿真与测试结果对比，如图11所示。从结果对比可以看出，除测点1外，其余测点风扇噪声仿真与测试值接近。经分析，测点1布置在驱动点后方，受电机遮挡，导致测试噪声偏差较大。通过测点2、3处噪声值对比，可以看出该噪声仿真方法能够指导风扇噪声分析。风扇叶片表面压力波动时均值如图12所示，从图中可以看出，风扇噪声源主要位于扇叶中部靠近边缘区域。

图11 风扇噪声仿真与测试值

图12 风扇声压脉动时均值云图

3 结论

本文利用Fluent软件对风扇性能试验过程进行了模拟，结果显示，风扇静压、静压效率、噪声性能均与台架测试接近，验证了仿真方法的有效性。

基于该CFD仿真方法可以在风扇配套选型之初对风扇性能进行预测和对比，有效缩短了配套验证周期，减少试验成本。