基于計算流體力學冷卻風機性能參數設計分析

王 凱，王瑞紅，王彥婷

（黃河交通學院，河南 焦作 454950）

1 引言

電動輪車輛的輪邊牽引電機封閉在驅動橋殼內，需要采用強制通風進行冷卻。目前，最常用的方案是，通過發動機輸出端為風機提供動力，進而驅動冷卻空氣，經過冷卻管道對輪邊牽引電機進行強制冷卻。冷卻風機是整個系統的動力源，風機的通風量、風壓等直接影響到系統的冷卻效果，進而影響牽引電機的冷卻效果和使用壽命[1]。一個優良的冷卻系統是此類車輛輪邊牽引電機穩定運行的重要保證，而冷卻風機則是系統的核心單元。根據整機冷卻系統的需求，對冷卻風機的參數和流場分布進行分析，對此類車輛設計具有重要意義。

學者們進行了一定的研究：文獻[2]對空冷狀態下，輪邊電機的溫度場進行分析，獲取單元的最大負載工況；文獻[3]針對牽引電機表面的熱交換進行模擬分析，獲取最佳的參數設計；文獻[4]采用建模仿真分析方法，分析自然冷卻工況下，牽引電機的溫度場分布情況；文獻[5]分析不同負載工況下，牽引電機的散熱量進行分析，以匹配合適的冷卻系統；文獻[6]根據牽引電機對冷卻風量的需求，進行熱交換分析，獲取不同工況冷卻風量的需求量。

針對強制冷卻系統結構特點，牽引電機的冷卻需求，對影響風機冷卻風量和壓差的關鍵參數進行設計；在此基礎上，基于CFD搭建風機的流場分析模型；采用差異化網格劃分技術，對不同區域選取不同網格尺寸；對整機和葉片靜壓場進行分析，并對整機全壓場和流道區域速度場進行分析，獲取關鍵參數值，并與設計值進行對比，檢驗設計和模擬分析的準確性。

2 冷卻風機關鍵參數設計

電動輪式車輛，輪邊電機包裹在車橋內，需要通過強迫式通風進行冷卻。冷卻空氣被離心風機通過通風管道吹入驅動電機一端的入口，流經電機內部與轉子，定子和繞組等發熱元件進行熱交換[7]，經電機另一端的出口排出進入周圍環境。系統的主要結構由離心風機、通風管道和驅動電機組成，如圖1所示。

圖1 冷卻系統結構圖Fig.1 Structure Diagram of Cooling System

風機的三維模型，如圖2所示。

圖2 風機三維模型Fig.2 Three Dimensional Model of Fan

為了工業生產方便，選取等厚圓弧板平前盤的葉片。根據已有的試驗證明，平前端的前向葉輪中采用斜切時段不但不會提高效率，通風機壓力反而降低，所以采用無始端葉片[8]，葉片進口直徑與出口資金相等：D0=D1。

（1）確定入口幾何角β1

入口速度為：

葉片入口前氣流角β'1：

由于葉輪流道形狀不理想，特別是通風機在非設計流量下工作時，葉道內的氣流會產生附面層分離[9]。至于分離區的位置和大小，葉片的型式與入口沖角的大小有關。所謂入口沖角是指葉片入口角與入口相對速度與圓周切線所成角度之差。因為沖角i目前無法計算，一般按照經驗公式取（3～6）°，則：

（2）葉片數目z

根據經驗公式，葉片數可寫作：

式中：D2—葉輪外援直徑。

（3）葉片進口阻塞系數

則，氣流進入葉片后的徑向分速和氣流角為：

（4）葉片出口后徑向分速

葉片出口阻塞系數：

葉片出口前的徑向分速：

無限葉片數氣流出口圓周分速c2u∞：

（5）葉輪流道中的相對速度，是由不旋轉的敞開葉道中的速度與軸向渦流速度相疊加的結果，有限多葉片時的理論全壓與無限多葉片時的理論全壓比值為K，稱為環流系數或壓力減小系數[10]，可寫作：

則，有限葉片數氣流出口圓周分速c2u=K c2u∞。

（6）根據速度三角形，確定葉片圓弧半徑Rk和中心圓半徑R0：

式中：r1、r2—葉輪內、外徑。

（7）蝸殼寬度B

根據統計規律：

（8）壓力損失

通風機中的損失可分為流動損失、輪阻損失、泄露損失和機械損失等。通風機總損失為：

式中：Δp1—葉輪由軸向變徑向的損失；Δp2—葉輪葉片通道中的損失；Δp3—蝸殼中的損失；ρ—空氣密度；ξ—壓力損失系數。則，流動效率為：

式中：p—風機提供風壓。

綜上，可得通風機所需的有效功率為：

式中：q—風機流量；ηms—機械效率；ηin—空氣傳遞效率。

3 風機流場特性分析

3.1 風機模型

根據風機設計所得數據，采用Solidworks完成風機的模型設計，如圖3所示。

圖3 風機模型Fig.3 Fan Model

3.2 網格劃分

網格尺寸對結果影響較大，對于葉輪以及蝸殼是主要區域，也是流動十分復雜區域，所以采用比較精細的網格劃分方式，這樣才能夠得到更加準確的結算結果。最終獲得的總數約135萬。

3.3 流場分析

3.3.1 流場模型以及邊界條件

所選用的風機為離心式，內部流場復雜，為了更好的模擬葉片作用下的內部流場，選用了k-e 湍流模型，出入口均為壓力邊界；采用SIMPLE算法對場耦合進行分析[13]。風機運行工況是轉速設置為3000rpm。

3.3.2 整機靜壓分析

整機靜壓分布，如圖4所示。

圖4 風機整機靜壓分布Fig.4 Static Pressure Distribution of Fan

由圖可知，風機的靜壓從進口至出口是一個逐漸增大的過程，由于出口存在流動損失而使此處的靜壓有所下降。當氣流在進氣口由軸向變向轉變為向徑向流動時，產生了很大的損失，因此靜壓有所降低。在蝸舌附近，由于該處的形狀突然發生很不規則的變化，氣流擾動嚴重，導致靜壓較低。葉片靜壓分析，如圖5所示。

圖5 葉片靜壓分布Fig.5 Blade Static Pressure Distribution

由圖可知，葉片壓力面的靜壓與非壓力面的靜壓有明顯差別，吸力面的靜壓分布很不均勻，這是由于葉型的不夠合理造的，在葉片壓力面進口處，氣流在進入流道后與旋轉的主氣流方向不一致，發生較大的擾動，因而靜壓急劇上升。這是由于氣流在進入葉輪流道后經歷了一個先減速，再加速的過程。

3.3.3 整機全壓分析

整機全壓分析結果，如圖6所示。

圖6 壁面全壓圖Fig.6 Wall Total Pressure Diagram

圖中清晰表明全壓的變化分布情況。葉輪流道區域內葉片對氣流做功，全壓在葉道內先升高又逐漸降低，在葉片工作面1∕4處上達到最大，對每個葉輪流道來說，在不同的物理位置處的流動也有不同，這是由于蝸殼的非對稱結構造成的，說明在氣流運動過程中，上游的葉輪流道的流動情況會對下游的氣體流動情況產生一定的影響。

因此在研究整機的氣動性能來說，不能用傳統的只分析某一個葉輪流道的方法來反映整個通風機的性能，并且單個流道的邊界條件也很難給出合理的定義，這使計算的合理性和準確性受到了很大的影響，甚至是錯誤的。

3.3.4 流道區域速度分析

Z=5mm截面處的速度分布圖，如圖7所示。

圖7 Z=5mm截面速度圖Fig.7 Velocity Diagram of Z=5mm Section

圖中可以看到，在氣流流出葉輪后的小部分環形區域速度突然減小，因為在此處氣流突然進入一個近乎封閉寬敞的區域，靜壓突然升高。在蝸舌出有個很明顯的渦流產生，這是由于該處受蝸舌形狀影響，使得氣流方向與出口的主氣流方向不一致發生的局部擾動。風機葉輪中截面上的速度分布，如圖8所示。

圖8 Z=80mm（葉輪中截面）處的速度圖Fig.8 Velocity Diagram of Z=80mm Section

從圖中看出，流體在該界面上流動十分充分，幾乎沒有渦流和二次流的產生。氣流速度從葉輪進口到葉輪出口方向速度逐漸增大，但是從葉輪邊緣流出后后速度逐漸降低，而壓力卻逐漸升高，這是由于葉輪的相對速度減小，導致氣體的靜壓能升高，這正符合氣流在葉輪內的流動特點。

YZ面距離-285mm處的速度圖，如圖9所示。YZ面上的速度趨勢圖，如圖10所示。

圖9 距YZ面-285mm處的速度圖Fig.9 Velocity Diagram at -285mm From YZ Plane

圖10 YZ面（X=0mm）處的速度圖Fig.10 Velocity Diagram at YZ Plane（X=0mm）

圖9可以看出，在蝸舌出口的下方有渦流產生，這是由于蝸舌處的形狀的突然變化，使氣流與出口處的主體氣流發生擾動產生的二次流。圖10中可以看出，從渦流的物理位置來看，上端的渦流比較靠近蝸殼的前壁面處，下端的渦流比上端渦流劇烈，位置也略有不同，靠近蝸殼的后壁面處。結合圖7、圖8的流線圖綜合分析，可以看到在流體在蝸殼與葉輪外緣的區域內，并不是呈二維趨勢沿蝸殼壁的形狀規則流動的，而是呈麻花狀的形態旋轉流出。分析獲得風機的流量和功率，與設計值對比，如表1所示。

表1 關鍵參數對比Tab.1 Comparison of Key Parameters

模擬所得結果的流量3.86m3∕s 與設計流量4m3∕s 誤差為3.63%，模擬結果功率29.4kW與設計功率29.92kW誤差為1.77%。二者結果一致，結果是合理的。同時，對流場的分析也為風機的設計提供一定的參考依據并對現有設計進行檢驗，以檢查它是否符合設計要求。

4 結論

（1）風機內部的流場十分復雜，多處存在二次流和尾流-射流現象，但是流動趨勢符合流體力學原理；

（2）模擬所得風機流量為3.86m3∕s，其與設計流量4m3∕s誤差為3.63%，模擬結果的功率為29.4kW，其與設計功率29.92kW誤差為1.77%，二者結果一致，表明設計和分析結果是合理的；

（3）理論計算和模型仿真結果一致性，為風機的設計提供一定的參考依據。