工程车辆如推土机、压路机、平地机等，其工况复杂多变且工作时间长，导致其冷却系统经常出现故障，所以各个厂商对动力舱内冷却系统性能的要求越来越高。冷却风扇作为冷却系统较为重要的组成部分，对发动机系统、液压系统等其他系统的动力性、经济性、可靠性有着重要影响。因此，对冷却风扇流场特性进行仿真分析是十分有必要的。

目前，国内外学者已展开了较多的研究：华南理工大学钟守山通过研究MRF风扇性能计算方法，获取了风扇性能曲线图，验证了仿真方法的正确性^[1]；上海理工大学唐涛等对小型轴流风机后掠10°与前掠10°的三维流场分别进行了数值仿真，得出前掠叶片风扇的性能略优于后掠叶片风扇的结论^[2]；Henner等对不同直径的2种冷却风扇进行仿真对比，通过对有导叶与无导叶的风扇性能的研究，最终得出有导叶的风扇较无导叶风扇的性能提升最高为10%^[3]；Jin等对轴流风扇叶片前弯和后弯的流场性能进行了仿真分析，得出前弯风扇叶顶处流速的分布得到改善，避免出现径向流动，提高风扇性能^[4]。

基于以上研究，本文利用CFD方法对国内某款冷却风扇进行数值仿真，将仿真结果与实验数据进行对比，以验证仿真方法的正确性；利用变环量设计法对原风扇进行重新设计，并验证改进的有效性；分析新风扇结构参数对其性能的影响，并通过正交试验与信噪比(signal-to-noise ratio, SNR)分析相结合的方式来评价风扇结构参数对其综合性能的影响程度。

1 原冷却风扇仿真分析与实验验证 1.1 原冷却风扇模型的建立

结合国内某350马力平地机，建立其动力舱内冷却风扇三维模型，如图 1所示。

根据参考文献[5]，建立图 2所示C型虚拟风道模型。其风扇结构参数如下：风扇直径为980 mm，轮毂比为0.45，轮毂直径为450 mm，弯掠角为0°，安装角为24°。

采用六面体网格对入口流域进行扫略划分，采用四面体混合网格对管道区域及旋转域进行划分。为保证网格精度，在旋转域及风道进出口处进行网格加密，划分完成后网格数约为525万个，不存在扭曲网格及负网格。

设定整流栅表面、风道表面、风扇表面为wall，风道入口为mass-flow-inlet，风道出口为pressure，风道与管道的公共面为interior，整流栅与风道连接处为2对interface，旋转域为rotate-fluid，其余区域为fluid。选择标准湍流模型^[6-13]和SIMPLE算法进行计算。

1.2 仿真分析与实验验证结果

保持风扇流量不变(取流量为9.87 m³/s)，在Fluent 15.0中进行仿真分析，提取风扇表面压力分布和截面x=0处的速度分布，如图 3所示。由图 3(a)可以看出，风扇吸力面表面除前缘外都处于负静压区，经过风扇的机械作用，风扇压力面最大压强出现在叶片中上部，此区域为风扇主要做功区域。在图 3(b)中，最大速度出现在叶尖处，气流速度在出入口轮毂处较低，且在风扇根处及叶尖处有涡流产生。

为了验证该数值计算方法能否用来预测冷却风扇的性能，建立如图 4所示风道试验台。在图 4的A处，通过壁测孔测取截面静压值，并计算流量值，采用更换整流栅前端流量加载板的方式对风扇流量进行调控。在图 4的B处，采用同种方式测量动压及静压，测量工具选用重庆横河仪川公司的EJA系列变送器，采用三相异步电动机对转速进行调控，并通过传感器读数获取转速、转矩。

保持风扇转速不变，在Fluent 15.0中通过改变进口处质量流量来模拟7组不同的风扇流量，提取风扇出口截面静压值、进口截面全压值和转矩值，计算得到风扇静压值和静压效率，结果如图 5所示。从图 5(a)中可以看出，在低流量下静压实验值与仿真值差异略大，在流量为2.32 m³/s时，出现最大误差，为8.35%，造成这种现象的原因是低流量下流场内部湍流较多，不易使流场稳定。随着流量的增大，二者逐渐趋于吻合。在图 5(b)中，静压效率最大误差为2.34%，均在可接受范围内，说明该仿真方法和过程可用于预测冷却风扇性能。

2 新冷却风扇仿真分析与结果对比 2.1 新冷却风扇模型的建立

参考原风扇性能参数，新风扇性能参数设置如下：体积流量为9.87 m³/s，静压为411.64 Pa，全压为494.5 Pa，转速为1 500 r/min，翼型为Clark-y。

采用变环量设计方法对冷却风扇重新进行设计计算^[14]：

$ \left\{ \begin{array}{l} {r_i} = \frac{D}{2}\sqrt {\frac{{i - 11 - {{\overline d }^2}}}{{N - 1}} + {{\overline d }^2}} \\ {\beta _{\rm{m}}} = {\rm{arc}}\;\sin \frac{{{c_{{\rm{ma}}}}}}{{{\omega _{{\rm{ma}}}}}}\\ \tau {C_{\rm{y}}} = \frac{{2\Delta {c_{\rm{u}}}}}{{{\omega _{\rm{m}}}}}\\ z = {\lambda _{\rm{m}}}\pi \frac{{1 + \overline d }}{{1 - \overline d }}{\tau _{\rm{m}}}\\ \theta = {\beta _{\rm{m}}} + I\\ b = \frac{{2\pi r\tau }}{z} \end{array} \right. $

(1)

式中：r_i为各计算截面半径，i为截面序号；D为风扇直径；N为计算截面数；d－为轮毂比；β_m为平均气流角；c_ma为平均几何轴向速度；ω_ma为气流平均相对速度的轴向速度；τ为叶栅稠度；C_y为升力系数；Δc_u为扭速；z为叶片数；τ_m为平均半径处的叶栅稠度；λ_m为平均半径处叶片的展弦比；θ为各控制截面安装角；I为气流冲角；b为弦长; r为风扇半径。

在UG 7.5中通过扫掠、布尔求和等方式建立新风扇模型，如图 6所示。采用与原风扇相同的C型风道进行数值仿真。

网格划分及其边界设定与原风扇模型相同。

2.2 仿真分析与结果对比

由图 7可以看出，新风扇的压强分布与原风扇趋于一致，均呈现均匀的阶梯状分布，均匀的压强分布可以有效地减少气流出现径向流动，从而提升风扇效率。新风扇与原风扇的最大速度都出现在叶尖附近，且分布均匀，这样可以减小气体流动带来的能量损失。

提取新风扇仿真数据，与原风扇数据进行对比，如图 8所示。在图 8(a)中，可以看出新风扇静压整体略高于原风扇。图 8(b)中，在流量为9.87 m³/s时，静压效率提升了2.15%，经计算轴功率降低了0.46 kW，说明改进有效。

3 结构参数对新风扇流量的影响

选取新冷却风扇叶片数、轮毂比、叶尖安装角、前弯角进行分析，各结构参数取值范围如表 1所示。

在风扇转速为1 500 r/min下，采用压力进口、压力出口的方式模拟风扇最大流量，提取风量值，并计算全压。

3.1 叶片数对风扇流量的影响

分别建立叶片数为6, 7, 8, 9, 10的5组风扇模型，在C型风道中分别进行数值模拟，得到叶片数与流量的性能曲线，如图 9所示。可以看出，风扇流量随叶片数的增大而呈现上升趋势，增长率随叶片数增加逐渐下降。

3.2 轮毂比对风扇流量的影响

保持叶高不变，分别建立轮毂比为0.41，0.43，0.45，0.47，0.49的5组风扇模型，在C型风道中分别进行数值模拟，得到轮毂比与流量的性能曲线，如图 10所示。随轮毂比的增大，风扇流量也持续增长，增长率逐渐降低。

3.3 叶尖安装角对风扇流量的影响

保持叶根安装角不变，分别建立叶尖安装角为22°，24°，26°，28°，30°的5组风扇模型，在C型风道中分别进行数值模拟，得到叶尖安装角与流量的性能曲线。在图 11中，随着叶尖安装角由22°增大到24°，风扇旋转角逐渐减小，导致风扇流量降低；随着叶尖安装角由24°增加到30°，其翼型优势逐渐显示出来，风扇流量得到了加强。

3.4 前弯角对风扇流量的影响

分别建立前弯角为6°，7°，8°，9°，10°的5个风扇模型，通过数值仿真得到风扇前弯角与流量的性能曲线，如图 12所示。在6°~9°之间，随着前弯角的增大，风扇流量呈上升趋势；当前弯角为9°时，风扇流量呈现下降趋势。

4 新风扇结构参数敏感度分析 4.1 正交试验设计

将叶尖安装角、叶片数、轮毂比、前弯角四个结构参数设置4个水平，具体如表 2所示。

根据参考文献[15-16]，设计正交试验因素水平表，选取L₁₆(4⁵)的正交表^[17]，具体如表 3所示。在压力出入口下对转速为1 300, 1 500, 1 700, 1 900，2 100，2 300 r/min的6种情况进行数值仿真，提取流量、全压数据，共96组。

4.2 正交试验结果分析

流量、全压随转速的变化如图 13所示，从图中可知，流量值随转速的增加呈线性增加，而全压值随转速的增大呈非线性增长。

根据图 13，得到不同转速下的流量值与全压值，计算出风扇的比转速与信噪比SNR，其计算公式如下所示^[18]：

$ \left\{ \begin{array}{l} {\rm{SNR}}\left( \eta \right) = - 10{\rm{log}}\left( {\frac{1}{R} \times \frac{{{S_{\rm{m}}} - {V_{\rm{e}}}}}{{{V_{\rm{e}}}}}} \right)\\ {N_{\rm{s}}} = kn\frac{{Q_V^{\frac{1}{2}}}}{{{{\left( {\frac{{1.2}}{\rho }{P_{{\rm{tF}}}}} \right)}^{\frac{3}{4}}}}}\\ R = \sum\limits_{i = 1}^n {n_i^2} \\ {S_{\rm{m}}} = \frac{1}{R} \times {\left[{\sum\limits_{i = 1}^n {\left( {{n_i} \times {N_{si}}} \right)} } \right]^2}\\ {V_{\rm{e}}} = \frac{{{S_{\rm{e}}}}}{{N - 1}}\\ {S_{\rm{e}}} = {S_{\rm{t}}} - {S_{\rm{m}}}\\ {S_{\rm{t}}} = \sum\limits_{i = 1}^n {N_{si}^2} \\ {\rm{CR}} = \frac{{{\rm{SN}}{{\rm{R}}_{\max }} - {\rm{SN}}{{\rm{R}}_{\min }}}}{{\sum\limits_{i = 1}^n {\left( {{\rm{SN}}{{\rm{R}}_{\max }} - {\rm{SN}}{{\rm{R}}_{\min }}} \right)} }} \end{array} \right. $

(2)

式中：SNR为信噪比；S_m为平均值偏差平方和；R为有效重复数；V_e为误差方差；N_s为风扇比转速；k为常数；Q_v为风扇流量；P_tF为风扇全压；ρ为空气密度；n_i为风扇第i个转速；N_si为第i个比转速；n为转速个数；S_t为总的对目标值的平均值偏差平方和；S_e为其余误差因素所引起的偏差平方和；CR为贡献率。

计算结果如表 4所示，通过计算各水平信噪比得到信噪比偏差(最大信噪比与最小信噪比之差)，从而得到不同结构参数对新冷却风扇信噪比影响的贡献率，具体如表 5所示。

由图 14所示，叶尖安装角a对风扇综合性能的影响呈现先降低后增加再降低的趋势；叶片数、轮毂比对风扇综合性能的影响呈现持续增加趋势；前弯角对风扇综合性能的影响呈现先下降后升高的趋势。

由图 15所示，轮毂比、叶片数、叶尖安装角、前弯角对风扇综合性能影响的贡献率依次递减。其中，轮毂比对风扇综合性能的影响最大，其贡献率为42.25%，前弯角对风扇影响最小，贡献率为10.7%。

5 结论

本文结合国内某款平地机用冷却风扇，建立三维物理模型，并对其进行数值仿真，将仿真结果与实验数据进行了对比。利用变环量设计法对原风扇进行了重新设计，将新风扇的仿真结果与原风扇仿真结果进行对比；并在此基础上分析了结构参数对新风扇性能的影响，通过正交试验对不同组合下信噪比进行分析。最终得到以下结论：

1) 通过原风扇仿真结果与实验数据的对比可知，其误差低于10%，验证了仿真方法的正确性。

2) 通过利用变环量设计法对原风扇进行重新设计，新风扇整体性能优于原风扇，验证了改进的有效性。

3) 轮毂比、叶片数、叶尖安装角、前弯角对风扇综合性能影响的贡献率逐渐降低，轮毂比的贡献率为42.25%，叶片数的为35.98%，叶尖安装角的为11.07%，前弯角的为10.7%。