應用正交試驗法冷卻風機結構參數優化設計

王水生，于國慶，武慧芳

（1.河北旅游職業學院，河北 承德 067000；2.河北科技大學信息學院，河北 石家莊 050018）

1 引言

電動輪自卸車輪邊驅動電機包裹在驅動橋殼內，致使其散熱十分困難，過熱是影響電機安全的主要因素，并且威脅電機的使用壽命。因而，設計專門的冷卻風道進行強制通風冷卻，是目前冷卻系統最重要的布置形式，冷卻風機的性能優劣對冷卻系統的效果有直接的影響[1]。由于自卸車的空間狹小，對冷卻風機的大小有嚴格限制，同時又要求其提供足夠的冷卻風量和滿足功率較小的功耗要求，因此需要針對整車結構進行單獨設計。

國內的外學者對電機冷卻進行了一定研究：文獻[2]依據空氣動力學基本原理和冷卻空氣在電機中實際的流動情況對風冷電機的冷卻結構進行分析；文獻[3]對電機在通風冷卻過程中所產生的通風阻力及在多回路情況下非線性風路的網絡求解方法等進行分析；文獻[4]利用電機兩端的冷卻裝置使電機內的熱空氣在其冷卻器中循環而達到冷卻目的，冷卻器的本身則利用電機外部流通的冷風進行冷卻；文獻[5]采用具有雙璧結構的機座為電機進行冷卻，此結構利用機座夾層中流通的冷卻液體吸收電機運行過程中產生的熱量來完成對三相交流電機的冷卻。

根據電動輪自卸車的結構特點及對風機葉輪速度分布的控制準則，對風機的葉輪的安裝角、葉片數、內外徑之比等因素進行設計計算，基于CFD 分析單一因素的影響；采用正交試驗法對參數之間的相關影響進行優化分析；為風機的設計提供參考指導，獲得最優設計，并通過試驗測試對優化設計結果進行驗證。

2 電動自卸車輪邊電機冷卻系統

2.1 冷卻系統結構

電動輪自卸車輪邊電機冷卻系統，如圖1 所示。設計專門的通風通道，利用主發電機驅動離心式風機強制通風冷卻[6]。

圖1 通風冷卻系統結構圖Fig.1 Ventilation Cooling System Structure

2.2 風機設計參數

所采用的風機一般為離心式風機，根據整體結構及風機設計準則所得數據[7]，模型，如圖2 所示。

圖2 冷卻風機模型Fig.2 Cooling Fan Model

風機設計時，需要重點設計以下參數：

2.2.1 確風機全壓

在一般的工程設計計算中，根據流體接觸的邊壁面沿程是否變化，把能量損失分為兩種[8]：沿程損失hf和局部損失hm。則空氣在風道中的損失為沿程壓強損失pf和局部壓強損失pm。計算公式如下：

式中：l—管長；d—管徑；λ—沿程阻力系數；ξ—局部阻力系數。

2.2.2 比轉速

是通風機的一個非常重要的參數，是作為通風機的分類、系列化和相似設計的依據。對任何一個風機，當工況變化時，流量和壓力都在變化，因此，每一個工況點都可以計算出一個比轉速，即一臺風機有很多個比轉速[9]。但是為了便于比較，通常規定風機最高效率點的比轉速作為該風機的比轉速，寫作：

2.2.3 前彎葉片出口安裝角β2A

由于實際壓力是預先給定的，此時需要選擇全壓系數來確定外沿圓周速度。對于同樣的出口角，不同的葉輪類型的全壓系數是不同的，有時甚至相差甚大。根據經驗，對多種離心風機的具體模型進行回歸篩選，得出估算全壓系數公式：

2.2.4 估算葉輪外沿速度

2.2.5 葉道內的流力損失

主要發生在流道內，而葉道損失的大小，主要與葉片入口后的平均相對速度的平方成正比，根據此原則來決定葉輪入口的直徑大小。實際應用中，也輪中還有其它的損失，如氣流在也輪入口由于分離而產生的損失；氣流轉彎的損失等。由流量方程確定D0：

2.2.6 入口寬度

空氣進入葉輪之前，必須由進風口的軸向轉一個直角，但是在通風機中由于空間限制，前盤內壁的曲率半徑不是總能滿足要求，為了造價便宜，甚至省去了進口處的圓角。所以在通風機中這種突然的方向變化導致了氣流分離現象。這種氣流分離不僅使轉彎是產生損失，更間接影響了葉輪的功能。必須防止氣流在轉彎時的分離。最有效的方法是是主氣流加速，因此，葉輪的進口面積應小于進風口面積，確定入口寬度由公式：

2.2.7 葉片數目

在離心通風機設計中，增加葉輪的葉片數目可提高葉輪的理論壓力，但卻相應增加葉輪通道的摩擦損失，這種損失將降低風機的實際壓力而且增加效率，因此，對每一種葉輪存在一個最佳的葉片數目[10]。但是離心葉輪的最佳葉片數還只能由試驗來正確地選擇。根據設計者經驗和我國目前的應用情況，選擇葉片數目Z 公式：

3 葉片參數對風扇氣動性能影響

冷卻風扇的外直徑是確定的，同時蝸殼大小也是固定不變的。在應用中風機采用轉速為3000r/min 的同軸電機帶動，因此所有的模擬采用該轉速為統一條件。

3.1 安裝角

選擇四種不同葉片安裝角的風機，建立模型，如圖3 所示。

圖3 不同安裝角葉片模型Fig.3 Different Mounting Angle Blade Models

根據上述分析，得出安裝角度與流量和功率值的關系，如圖4 所示。由圖可知，安裝角影響十分明顯，當其增加時，流量和消耗功率的數值發生了很大的變化。不同的安裝角度對風扇氣動性能的影響十分明顯。當其達到145°之后，則不再發生明顯變化，風機性能未發生較大提升。

圖4 安裝角與流量和功率關系Fig.4 Mounting Angle vs.Flow and Power

3.2 葉片數目

由于設計風機葉片數目為12 片，因此在該基礎上減少或增加葉片數，并將葉片均布在中間輪轂上，則得到10 片、14 片、16片的另外3 中工況。風機的造型，如圖5 所示。

圖5 不同葉片數模型Fig.5 Different Leaf Number Models

根據分析結果，得出葉片數目與流量、功率的關系曲線，如圖6 所示。

圖6 葉片數與流量和功率關系Fig.6 Relationship between Blade Number and Flow and Power

由圖可知，葉片數目小于12 時，隨著數量增加，流量和功率具有較大程度提升，而大于12 時，幾乎不再發生變化，從理論上來說，在一定的范圍內，葉片數和風機的流量與功率呈近似正比的關系，即增加葉輪的葉片數則可提高葉輪的理論壓力，因為他可以減少相對渦流的影響。因此如果葉片數太少，旋轉時不能產生足夠的負壓，吸入足夠的冷卻風量難以達到冷卻風量的要求；但是如果葉片數過多，將增加葉輪通道的摩擦損失，這種損失將降低風機的實際壓力而且增加能耗；從生產的角度講提高又了工作量。由此可以推斷出，針對該款風扇來說，12 片為該款風機的最佳葉片數目。

3.3 葉片厚度

理論設計的葉片厚度是按照傳統經驗選用5mm 圓弧板，增加和減少風扇厚度得到3mm、7mm、9mm，轉速為3000r/min。

根據分析結果，獲得葉片厚度與流量和功率的關系，如圖7所示。

圖7 葉片厚度與流量和功率的關系Fig.7 Relationship between Blade Thickness and Flow and Power

由圖可知，厚度增加，使得流量和功率均減小。由此可以看出，厚度的增加會導致流量的減小，相應的功率也有明顯變化。因此葉片厚度也是設計風扇是一個很重要的參數。金屬和塑料是兩種重要的應用材質，對于流量相當的兩款風扇來說，金屬風扇的葉片數要少于塑料風扇，并且金屬風扇的功率也要比塑料風扇小。因此，金屬風扇就具有較高的效率。兩者最根本的區別在于金屬葉片的厚度要小于塑料葉片。因為塑料葉片要保證其強度要求，一般情況下其厚度為金屬葉片的2 倍以上。由此可知，這里選取3mm 的金屬葉片厚度。

3.4 內外徑之比

設計風扇選用直徑為350mm 的內徑，500mm 的外徑，內外徑之比為0.7。為了滿足風機在車架結構中的空間要求，風扇外徑規定為500mm。對內外徑之比與風扇性能指標的關系進行分析時，依然保持其他因素不變，只改變內外徑之比的大小。以理論設計的風扇為基礎模型，依次減小內外徑之比得到0.65、0.6、0.55的另外三種風扇作為模擬工況，模型，如圖8 所示。

圖8 不同內外徑之比模型Fig.8 Ratio Models of Different Inner and Outer Diameters

圖9 內外徑之比與流量和功率關系Fig.9 Ratio of Inner Diameter to Outer Diameter Versus Flow and Power

根據以上分析，獲得不同內徑比值與流量和功率的關系，如圖9 所示。

由圖可知，在一定范圍內，內徑比的增加，流量和功率都變大，當到達一定比值，則呈現負相關；內徑比的取值過小時，既增加了生產成本，又使得葉片容易發生顫動，不利于保持葉片的強度，也會對氣流在葉輪在流道內的流動產生不可預測的影響。當內徑比過大時，流量和功率不能滿足需求，因此，需要不同的風機進行專門設計。

3.5 葉輪軸向高

設計時葉輪入口處按照90°彎管中流動相似設計的，利用主氣流加速的方法防止邊界層分離。葉輪軸向高不嚴格按照葉輪進口面積小于進風口面積的要求，設計時葉輪軸向高為160mm，增加或減少軸向高得到140mm，150mm，170mm 的另外三種葉輪來模擬，如圖10 所示。

圖10 不同軸向高模型Fig.10 Different Axial Height Models

通過模擬不同軸向高度，得到軸向高對流量和功率關系，如圖11 所示。

圖11 軸向高與流量和功率的關系Fig.11 Relationship Between Axial Height and Flow and Power

由圖可知，當高度從140mm 增加到170mm，流量增加11.6%，軸功率增加25.0%，功率和流量都會隨著軸向高度的增加而增大，而功率增加的更加明顯。但是由于最終優化結果希望流量盡量大而不希望功率太大增加能量消耗，需要綜合分析整體性能。軸向高度的確定還要同時考慮到蝸殼厚度的影響和風機空間的限制。

3.6 正交試驗優化設計

以自行設計的外徑500mm、葉片數為12，內外徑比為0.7的風扇為參考，在此風扇的基礎上進行優化設計。所設計的冷卻風機要求在外徑500mm 的空間限制下，風量達到4m3/s，同時要求功率消耗盡量小。由于理論設計階段的外徑已經滿足要求，優化過程對其進行改動。所以，選取的評價指標為：流量和軸功率。原設計風量為3.64m3/s，功率消耗為28.27kW。

所設計的離心風機主要有如下參數：葉片外徑、葉片內外徑之比、葉片安裝角、葉片厚度、葉片軸向高，葉片數等。這些參數構成了風扇葉片的主要形狀。

由于設計風機直徑受布置空間的限制，外徑允許的最大值為500mm；離心風機由同軸電動機帶動，因此轉速保持為3000r/min；厚度越小越有利于提高風扇的氣動性能，同時考慮到葉片強度的要求，這里選取厚度3mm 的圓弧葉片；在一定范圍內的軸向高度越高，流量越大，但功率也會隨著軸向高的增大而增大，因此選用初始設計的160mm 作為模型的固定參數。

綜合考慮，選用葉片安裝角、葉片內外徑之比、軸向高度、葉片數目四個主要參數作為試驗因子。正交表的設計選用3 個因子，取三水平。不考慮因子之間的交互作用，依照正交試驗的設計原理，進行9 組試驗。基于CFD 模擬仿真分析結果，得到的各組試驗的參考指標流量和功率的數值，設計正交試驗表及分析結果，如表1 所示。

表1 葉片參數正交試驗設計模擬結果Tab.1 Simulation Results of Blade Parameters Orthogonal Test Design

由分析結果可知，第六個模型流量為4.36m3/s，消耗的功率為34.2kW，比原始設計模型流量增加了19.8%，而功率只增加了16.3%?？梢钥闯鲲L扇的氣動性能有了明顯的改善，在消耗較少功率的情況下獲得了較明顯的流量提升。

4 試驗分析

目前，關于冷卻風扇的研究主要分為試驗研究和數值模擬兩種方法，用于試驗的風洞設備，如圖12 所示。

圖12 風洞實驗設備示意圖Fig.12 Wind Tunnel Experimental Equipment

對原設計方案和優化后方案分別進行仿真模擬和風洞試驗，達到設計轉速，獲得功率消耗和流量，如表2 所示。由表可知，試驗結果與仿真結果基本一致。當風扇轉速達到3000r/min 時，優化后的風量達到4.32m3時，消耗能量達到34.9kW，仿真值為4.36m3和34.2kW，二者誤差控制在3%以內，試驗結果略高于仿真結果，主要由于仿真中忽機械損耗等因素的影響，表明優化設計分析的準確性。

表2 試驗和仿真結果對比分析Tab.2 Comparison of Test and Simulation Results

5 結論

對影響冷卻風機的主要參數進行分析，基于CFD 仿真分析和正交試驗相結合的方法，分別對單因素影響和多因素綜合影響進行分析，對風機參數進行優化設計，并采用試驗進行驗證，結果可知：（1）葉片安裝角、內外徑之比、葉片數是影響風機氣動性能的重要參數；（2）第六個模型流量為4.36m3/s，消耗的功率為34.2kW，比原始設計模型流量增加了19.8%，而功率只增加了16.3%。可以看出風扇的氣動性能有了明顯的改善，在消耗較少功率的情況下獲得了較明顯的流量提升；（3）風洞試驗表明了優化設計結果的可靠性，對優化模型的試驗結果也說明風機的性能有了明顯的提升，對風機的整體優化具有指導意義。