风扇冷却

风扇冷却（共8篇）

风扇冷却 篇1

转子是风扇电机的重要组成部分之一, 电机的静平衡量直接决定电机质量好坏和加工成本, 因此, 提高电机的静平衡是所有电机厂都作为最关键控制要点。

由某公司承制我公司某车型冷却风扇, 性能试验均满足QC/T 773-2006《汽车散热器电动风扇技术条件》要求[1], 但在工作时, 对地板和座椅滑轨振动较大, 影响驾驶的舒适性。当对电机解析时, 发现转子上应用过多平衡泥 (图1) , 很多在3齿以上, 并且很不均匀, 本文就此问题阐述其产生原因并提出解决方案, 从而降低电机生产成本、提高电机质量等。

1 转子静平衡

1.1 转子静平衡

电机转子可视为刚性回转件, 当旋转时, 假设存在质心与旋转轴线偏移 (图2) , 因此会产生离心力,

式中:m:转子质量r:质心半径ω:转速

当转速一定时, 影响转子离心力大小为转子质量和质心半径是由几何参数和制造误差等因素决定, 而两者都是静态因素, 因此我们通常将两者一起考虑, 质量m和离心距离r的乘积m²r表示静不平衡的大小, 单位g²cm。

1.2 电机振动原因

影响电机振动有两点特别重要因素:转子的平衡 (静平衡、动平衡) 和电机的安装与连接[1];转子的平衡属于内因, 电机安装与连接属于外因, 因此平衡是影响电机振动的重要因素。在转子平衡中, 动平衡是静平衡的结果, 因此转子静平衡是影响电机振动的基本原因。

1.3 原因分析

根据回转体平衡条件, 即:在同一个回转体面内加一质量 (或相反位置减一质量) , 使其相应的离心力与原有质量所生产的离心力的合力等于零, 该力系就成为一个平衡力系, 回转件及达到平衡状态[3]。表达式为:

式中:F:总离心力。Fb:平衡质量离心力。∑Fi:原有质量离心力的合力。

mr为回转件总质量和总质心的矢积。mbrb平衡质量和其质心的矢积。

miri原有各质量和其质心的矢积。

因此, 转子的静平衡一般可采用单平面单测点平衡方法, 实质是矢量平衡法, 如果矢量A表示原始振动, 矢量B表示加上试重T后的振动, 那么矢量 (B-A) 就是试重T的响应, 因此为了消除原始振动, 所需加的校正量W可以按照下列公式计算出来:

从上可分析出, 当B-A越大, 所加试重越大, 所需要的平衡泥就越多, B-A=0时, 质心与回转中心重合, 达到平衡, 无须加任何试重;因此有效控制转子静平衡大小, 才是电机生产最关键、最基本要素。

2 转子产生静不平衡原因

转子产生静不平衡原因是由几何参数和制造误差等因素决定, 包含以下主要几个方面:

○1铁芯端跳差;○2铁芯厚度不一致;○3绕线受力不均匀;○4换向器圆度不好;○5其它 (如:质量分布不均匀、质心与旋转轴线偏移距离r过大、其它零部件加工等) 。

3 对现有产品统计分析

本文根据该公司生产现状, 以每班次生产500个转子, 并且抽取5个班次生产产品进行统计分析, 统计结果见表1。

从表1中转子初始平衡图:

图5为2500个转子平衡泥齿数分布图:

对平衡泥齿数3齿及以上的转子产生不平衡的原因进一步分析, 结果分别见图6与表2。

从图6可看出, 铁芯端跳差和铁芯厚度不一致占总缺陷的87%, 属于重点解决问题, 因此只要把此问题解决, 电机初始平衡理论合格率可达到:

4 原因分析

根据PFMEA控制流程及加工工艺, 采用方框图方式描述其原因 (见图7) :

针对原因分析框架图所示的, 制定出相应的规范, 如表3所示。

针对表3, 1-5项为生产保障条件, 在此不做赘述。本文仅从模具结构和轴孔的配合间隙进行分析阐述:

针对模具结构可能存在错误的情况, 结合实际的模具使用情况, 以及对铁芯入轴模所生产的铁芯进行端跳测量, 得出以下结论:

铁芯入轴模结构比较旧, 实际使用效果不好, 所生产的铁芯符合端跳≤0.10mm合格条件的仅占总数的70%。该模具结构在铁芯入轴时不能有效的控制轴的位置, 造成轴的位置偏离, 而且对冲片的压紧力不够, 导致铁芯厚度不一致, 从而造成铁芯跳动偏大, 为转子的一次合格率低造成较大隐患。

针对轴孔配合过盈度的问题, 对当前在使用的50根轴进行检查, 其轴径为Φ8±0.03, 再取50个合格的铁芯, 经铁芯入轴工艺后, 测量其端跳, 测量结果为:有13只铁芯端跳大于0.10mm, 合格率仅为74%。

5 解决方案

5.1 模具结构调整

结合实际生产情况, 设计出新的铁芯入轴模结构。该结构能有效的控制轴的位置, 减少轴的位置偏离, 从而改善铁芯端跳, 并且还能保证铁芯厚度均匀, 还同时考虑到操作工更换模具的频繁, 模具在结构上进行了改进, 工人只需更换两个零件, 就可以生产出不同尺寸的铁芯, 从而进一步减少模具更换时间和频率, 提高工作效率, 也方便模具的管理 (图10) 。

结合实际检验情况, 设计出新的检具 (图11) 。该检具结构合理, 能准确的测量铁芯的实际端跳情况, 有效的避免了测量时造成的误差。

测量并记录新模具所生产的铁芯端跳 (见表4) 。分5次共记录了250只新模具所生产的铁芯端跳。端跳≤0.10mm达到94.8%, 远远超出原先端跳合格率84.68%, 接近理论值, 说明新铁芯入轴模设计成功。

5.2 轴公差调整

电机转轴和铁芯采用过盈配合, 过盈度决定液压安装过程中的变形量等, 目前该公司所使用的铁芯孔径尺寸为Φ8mm (上偏差:+0.03, 下偏差:+0.02) , 同时采购三种不同直径的轴, 分别为Φ8.10、Φ8.14、Φ8.18, 与孔配合的过盈度为0.08、0.12、0.16。分别对三种轴进行压装, 测得圆跳动, 得出最适合的配合的轴, 见表5。

根据表5和图12数据可以看出, 轴径为Φ8.14时, 与铁芯装配后, 合格率最高, 且分布均与, 因此可确定轴和孔装配尺寸。

按原方案统计方法。抽取新方案2500个零部件, 转子静平衡超差累计有91只, 有2409只转子静平衡量满足公司要求, 平均合格率达到96.36% (见表6和图13) 。

6 整车试验验证

对电机优化前后, 测得风扇动不平衡量见下表7:

优化前后风扇对整车关键点振动量测试结果见表8:

具体分析:

6.1 优化前后车内地板振动频谱对比分析

从图14可以看出车内地板:

优化后X、Y和Z方向振动在整个频段内均有较明显的改善, 尤其在39Hz附近改善最大。地板振动由0.071g降为0.013g, 达到要求, 见表9:

6.2 优化前后车内座椅滑轨振动频谱对比分析:

从图15可以看出车内座椅导轨:

1) 优化后X、Y和Z方向振动在整个频段内均有较明显的改善, 尤其在39Hz附近改善最大。

2) 座椅滑轨振动由0.022g降为0.0042g, 达到目标要求, 见表10。

7 结论

通过对电机内部结构的分析, 找出原设计及生产过程中存在不足, 有效的解决电机动不平衡, 减少对整车振动的影响, 提高整车驾驶的舒适性;并且减少平衡泥使用, 降低电机生产成本、提高电机质量。

摘要：通过对转子各部件生产、装配工艺的调整, 有效解决转子静平衡量, 从而提高电机质量、减少电机振动, 提高整车的舒适性。

关键词：静平衡,风扇,电机,圆跳动,振动

参考文献

[1]QC/T 773-2006.汽车散热器电动风扇技术条件[S].2006.

[2]姚运仕, 冯忠绪, 马芳武, 等.冷却风扇“拍振”对转向盘抖动影响的研究[J].广西大学学报 (自然科学版) , 2011 (02) :211-215.

风扇冷却 篇2

（1.同济大学汽车学院，上海 201804；2.一汽客车（无锡）有限公司，无锡 214177；3.山东大学，济南 250100）

内燃机诞生百余年来，其基本功能结构变化不大。尤其是冷却系统，在近几十年中一直未有重大突破。传统内燃机冷却系统是根据系统最大散热需求来设计和标定的。事实上冷却系统仅有3%~5%的时间在理想状态下运行［2］，发动机长期在过冷状态下运行。时至今日，这种基于系统最大需求设计和标定的冷却系统已经难以满足刻不容缓的节能环保需求和适应日益严苛的排放法规。因此，兼顾发动机性能的同时来减少系统耗功，是发动机冷却系统未来提高与发展的方向。

本文借助于AMESim软件，以某客车冷却系统为基础，首先校核了不同行驶工况下该系统的散热能力是否满足设计需求；然后研究了系统与不同风扇匹配后，风扇的耗功情况；最后分析了该系统在使用电磁温控式冷却风扇和硅油离合风扇代替机械式定传动比冷却风扇后的耗功改善情况。

1 冷却风扇的不同驱动形式

1.1 冷却系统热交换基本公式

散热器中的气—液热交换公式为：

式中：Q1为大循环传热量；m1为内部冷却液的质量流；Cp为内部冷却液的比热容；△T1为内部冷却液的温差；m1′为外部冷却空气的质量流；Cp1′为外部冷却空气的比热容；△T1′为外部冷却空气的温差。

1.2 定传动比机械式冷却风扇

传统冷却风扇一般置于散热器之后，由驱动水泵和发电机的同一根V带传动。发电机启动时，风扇随之启动，吸进空气使其通过散热器，以增强散热器的散热能力，加速冷却液的冷却。

由于传统风扇直接与发动机连接，风扇转速与发动机转速成对应的关系，在低速高负荷工况时，会因为风量不足而导致发动机过热；反之，在高速低负荷情况下，发动机过度被冷却是常见的现象。

某车辆公路实测结果表明，气温10℃~20℃时，90%的行驶时间内，风扇无需工作；气温0℃~10℃时，风扇的工作时间仅为 5%［3］。

为避免发动机过热或过冷现象频繁发生，各种能够改变风扇转速的驱动装置和控制策略应运而生（见图1）。

系统热平衡公式为：

1.3 硅油离合式风扇与电磁温控式冷却风扇

硅油离合式风扇主要通过感温元件，确定进入离合器硅油的量，并利用硅油的粘性将动力输出给风扇使其转动。

液力驱动型风扇是通过水温传感器、ECU发出控制信号，通过比例阀调节系统油压，实现由马达及风扇转速调节。

电磁离合式冷却风扇的关键在于温控电磁离合器。电磁离合器是利用线圈通电时电磁产生的吸力，吸引衔铁盘压紧摩擦片以实现扭矩的传递，使风扇工作。断开电路后，衔铁盘与摩擦片分离，风扇空转。一般电磁离合器内部有大小不同的线圈，通过通电后产生不同的吸合力来使风扇可以空转、低速运转及高速运转。

电动风扇是由电动机直接驱动风扇，可以根据发动机温度和负荷的不同来改变风扇转速。因重型汽车风扇耗功较大，而电动风扇驱动功率受蓄电池的限制，故电动风扇很少运用在重型汽车上。

2 模型建立和冷却系统散热能力分析

某客车柴油机冷却系统（见图2）使用机械式传动方式来驱动水泵，并且匹配定转速比机械式风扇。

2.1 冷却系统建模

发动机基本参数如表1所示。使用AMESim软件建立发动机冷却系统仿真计算模型，模型如图3所示。

表1 发动机基本参数

2.2不同工况下系统冷却能力分析

客车长期在低速高负荷的情况下行驶，若遇到夏季高温天气，极易发生“开锅”现象，对此需要对极端热工况进行校核。

因此，本文基于额定转速下的目标发动机冷却系统，分别针对冬季（气温0℃）、春秋季（气温20℃）和夏季（气温45℃）三种不同的气候条件下，发动机负荷与车速对系统散热能力的影响。

系统仿真工况如表2所示，工况1~工况3分别代表车辆在低速、中速及高速行驶的情况。目标冷却系统的基本参数如表3所示。

仿真结果如图4~图6所示。根据图4~图6可以看出：所有工况的发动机出口处冷却液温度皆低于设计要求的103℃，该系统在高温低速高负荷的行驶条件下，系统内冷却液温度也只有99.4℃。所以，该系统满足设计需求，发动机不会“开锅”。

表2 仿真工况

表3 冷却系统基本参数

当系统工作温度不变而车辆行驶速度提高时，20%负荷工况下的冷却液温度几乎不变；100%负荷工况下的冷却液温度下降明显；50%工况下的冷却液温度变化介于两者之间。

当系统工作温度与系统负荷皆不变的情况下，车辆行驶速度由低速提高到中速时冷却液温度下降的程度要高于车辆行驶速度由中速提高到高速时冷却液温度下降的程度。

不同的环境温度对系统散热能力的影响也很大，0℃与20℃时系统内冷却液温度随车速、负荷变化而改变的程度要小于45℃时冷却液温度相应的改变程度。

系统的热负荷决定了发动机向冷却系统传递的热量，车辆行驶速度一定程度上影响了冷却空气的流量，而系统工作温度影响的则是冷却空气的进气温度。

从仿真结果可以看出，当系统处于低温低负荷热状态时，行驶速度的改变对冷却液温度影响很小，冷却液温度很低，系统与发动机处于过冷状态。

同时，当系统内冷却液温度过低时，该温度很接近节温器设定的开启与闭合大循环的温度，就会产生如图7所示的节温器振荡现象。此时节温器不停开启与闭合，系统无法稳定工作，长期如此会降低节温器的工作寿命。

根据初步仿真结果分析和判断，该系统的散热能力满足系统最大冷却需求，在极端高热状况下不会发生发动机过热的现象。但是，系统使用的是定传动比机械式风扇与机械式水泵，当车辆在同一转速行驶时，风扇和水泵的转速不随系统温度及热负荷的改变而发生相应的变化。这也就造成了目标车辆在其他普通热状况和低热状况行驶时，风扇和水泵提供的冷却介质流量很大，发动机长期过冷，且会产生节温器振荡现象。

3 采用不同驱动方式的冷却风扇匹配分析

从厂商处了解到：系统使用的机械式风扇共有 5 种转速（1 800 r/min；2 100 r/min；2 400 r/min；2 700 r/min；3 000 r/min）可以选择。为防止系统过热，原系统选择了转速最大的那一挡。

现结合初步仿真结果中发现的系统过冷及节温器振荡的问题，对剩余4个风扇转速进行进一步匹配计算。

3.1 风扇与水泵的耗功

通常对冷却系统而言，系统所消耗的功率主要表现为水泵和风扇所消耗的功率。

水泵所消耗的功率计算公式［5］为：

式中：Nw为水泵消耗的功率；qvw为水泵流量；pw为水泵泵水压力；ηw为水泵总效率。

风扇所消耗的功率计算公式［5］为：

式中：Na为风扇消耗的功率；qva为风扇流量；pa为风扇的供气压力；ηa为风扇总效率。

其中，水冷式冷却系统空气通道的阻力，也就是风扇的供气压力一般为［5］：式中：△pR为散热器的阻力；△pL为除散热器外所有空气通道的阻力，对一般的汽车，△pL=（0.4~1.1）△pR。

3.2 不同工况下风扇的匹配分析

本文选择了如表4所示的四种工况，分别代表了该系统的低速高负荷、低速低负荷、高速高负荷和高速低负荷四种不同的行驶工况。

表4 不同转速风扇仿真工况

不同转速的风扇特性曲线见图8，图8显示了风扇在风扇转速为1 800 r/min、2 100 r/min、2 400 r/min和2 700 r/min时风扇的流量与静压的关系曲线。

针对系统在四种工况对应四种不同风扇情况下的散热能力和耗功进行仿真计算，结果如图9~图11所示。

根据此仿真结果可以看出，当系统处于低速高负荷行驶工况时，提高风扇转速可以有效降低系统内冷却液的温度；而当系统处于低速低负荷、高速高负荷和高速低负荷等行驶工况时，风扇转速的提高对系统内冷却液温度影响不大，但此时，系统冷却风扇耗功会相应增加。

同时，当系统处于低速高负荷工况时，若风扇转速降低（1 800 r/min、2 100 r/min），系统内的冷却液温度会超过系统设计要求所规定的103℃，发动机过热，此情况需要注意并避免。

因为系统采取的是定转速比机械式水泵，当发动机为额定转速2 300 r/min，水泵转速不变，因此在仿真结果中水泵耗功几乎不变，皆为1.5 kW。

系统的换热量如表5所示。根据表5中小循环散热量 （数值上等于发动机散入冷却系统的热量与冷却空气带走的热量的差值）、节温器开度设定（见图12）及通过系统大小循环的冷却液流量值（见图13）可以看出：除了低速高负荷工况之外，提高冷却空气流动速度已经无法降低冷却液温度；在高速低负荷工况下，因为系统内冷却液温度低于或刚刚接近节温器设定的开启温度，冷却液基本上通过小循环散热，通过系统大循环的冷却液流量极少。因此，此时应当降低风扇转速，以提高冷却液的温度，增加流入大循环的冷却液流量，并减少冷却风扇的耗功。

表5 不同转速下系统与风扇匹配仿真结果

综上所述，该系统冷却风扇与系统匹配不合理。

3.3 风扇不同驱动方式匹配分析

为解决之前仿真过程中发现的风扇匹配问题，采用两款不同的驱动方式，即硅油离合器（见图14）和电磁离合器（见图15）。仿真工况如表6所示，两款离合器参数如表7和表8所示。

表6 不同车速及负荷的加速仿真工况

表7 硅油离合器控制策略

表8 电磁离合器控制策略

仿真结果如图16、图17所示。采用硅油离合式风扇和电磁离合式风扇后的冷却系统相对于原系统在风扇耗功方面有了较大的改善，特别是低负荷情况下，系统风扇耗功下降更为明显。挡位更多的电磁离合方案相比较硅油离合方案在耗功方案也有着自己的优势。

4 结论

（1）根据某客车的冷却系统结构，建立了发动机冷却系统仿真模型。

（2）根据系统在不同温度、速度及负荷下行驶时，系统内冷却液的温度来分析系统散热能力。

（3）针对系统在不同工况下匹配不同转速的风扇运行的情况，进一步分析了系统风扇和水泵的耗功，认为原设计系统大部分时间冷却过度，风扇与系统匹配不佳。

（4）经过计算得到：改变风扇控制策略可以有效降低系统风扇耗功；风扇挡位越多，风扇耗功降低越明显。

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通机冷却风扇试验台 篇3

为实现上述目的, 本论文采用如下技术方案。

一种通机冷却风扇试验台, 包括由变频电机调速控制系统控制的变频调速电机、由变频调速电机驱动且用于固定风扇的芯轴, 芯轴通过滚动轴承由支座转动支撑, 变频电机调速控制系统及变频调速电机使安装有风扇的芯轴最高转速不低于每分钟12000转。

采用前述技术方案后, 由于在通机冷却风扇试验台的动力装置采用的是由变频电机调速控制系统控制的变频调速电机, 因此, 通过操控变频电机调速控制系统可使电机转速可从零逐渐增高至最高额定转速, 也可从最高额定转速逐渐降低至零, 相应风扇的转速也随芯轴一起与电机转速同步增高或降低, 从而达到对冷却风扇进行加减速试验的目的;同时, 由于固定风扇的芯轴的高转速可达每分钟12000转, 因此可满足极限转速在每分钟12000转及其以下的通机冷却风机的极限转速试验和疲劳寿命试验要求。

优选的技术方案, 所述支座设有两个, 两个支座分别位于芯轴两端, 两个支座之间设有用于接纳风扇的空间, 两个支座通过螺栓固定连接在同一底座上;所述芯轴通过两端设有的滚动轴承转动支撑在两个支座上, 芯轴与变频调速电机的电机轴形成同轴线等转速连接, 变频调速电机通过电机支架固定连接在底座上。芯轴及风扇由两端的支座支撑, 芯轴不易发生挠曲变形, 试验台运转平稳、震动小、使用寿命长;变频调速电机与支撑芯轴及风扇的支座固定在同一底座上, 且结构简单、紧凑, 利于降低制造成本, 且利于提高试验台的整体刚性, 延长使用寿命。

进一步优选的技术方案, 所述支座由上半支座和下半支座形成上下分体的结构, 下半支座与底座固定连接, 上半支座和下半支座通过连接螺栓固定连接, 所述芯轴的轴心线位于上半支座和下半支座形成的结合面上, 芯轴与电机轴通过二者之间设有的榫卯结构形成横向插接。芯轴与电机轴通过之间的横向插接便于安装或者拆卸芯轴及风扇时, 可竖直方向吊装, 操作方便, 利于缩短试验准备时间, 降低试验成本, 适用于重量较重的风扇试验。

优选的技术方案, 所述芯轴上设有通过轴承内圈限制滚动轴承轴向窜动的轴肩, 在滚动轴承的另一端设有通过轴承外圈限制滚动轴承轴向窜动的压盖, 压盖与支座通过螺钉固定连接。通过限制轴承轴向窜动相应限制芯轴也不产生轴向窜动, 进而确保风扇在试验过程中不发生轴向窜动, 确保试验结果的准确性。

进一步优选的技术方案, 所述试验台还设有安全防护罩, 安全防护罩罩在变频调速电机和风扇外部。安全防护罩可确保试验人员和外部设备安全。

本论文与现有技术相比的有益效果是, 可用于通机的无动力冷却风扇的极限转速在每分钟12000转及其以下的台架试验, 且结构简单、操作方便、试验成本低、使用安全。

附图说明

图1是本论文的结构示意轴测图。

图2是本论文的部分结构图。

图3是本论文图2的俯视图。

图4是本论文图2的左视图。

具体实施方式

下面结合附图对本论文作进一步的说明, 但并不因此将本论文限制在所述的实施例范围之中。

实施例1参见图1、图2、图3、图4, 一种通机冷却风扇试验台, 包括由变频电机调速控制系统1控制的变频调速电机2、由变频调速电机2驱动且用于固定风扇5的芯轴3, 芯轴3通过滚动轴承6由支座4转动支撑, 变频电机调速控制系统1及变频调速电机2使安装有风扇5的芯轴3最高转速不低于每分钟12000转。

所述支座4设有两个, 两个支座4分别位于芯轴3两端, 两个支座4之间设有用于接纳风扇5的空间, 两个支座4通过螺栓7固定连接在同一底座8上, 两个支座4与底座8之间还分别设有两个第一定位销14, 以进一步加强支座4与底座8之间的连接刚性;所述芯轴3通过两端设有的滚动轴承6转动支撑在两个支座4上, 芯轴3与变频调速电机2的电机轴21形成同轴线等转速连接, 变频调速电机2通过电机支架9固定连接在底座8上。

所述支座4由上半支座41和下半支座42形成上下分体的结构, 下半支座42与底座8固定连接, 上半支座41和下半支座42通过连接螺栓11固定连接, 上半支座41和下半支座42之间还设有两个第二定位销15, 以进一步加强上半支座41和下半支座42之间的连接刚性;所述芯轴3的轴心线位于上半支座41和下半支座42形成的结合面上, 芯轴3与电机轴21通过二者之间设有的榫卯结构12形成横向插接, 所述榫卯结构12由电机轴21端面上设置的矩形直槽和芯轴3上形成的矩形凸筋构成。

所述芯轴3上设有通过轴承内圈限制滚动轴承6轴向窜动的轴肩31, 在滚动轴承6的另一端设有通过轴承外圈限制滚动轴承6轴向窜动的压盖13, 压盖13通过螺钉分别与上半支座41和下半支座42固定连接。

液压驱动的冷却风扇控制方法研究 篇4

这种情况下, 研究液压驱动冷却风扇的控制方法对这种冷却方式的推广有着特殊的意义。

1 冷却系统简介

1.1 工作原理

本文所涉及的冷却系统以工程机械上常用的液压泵为压力源, 向系统提供高压油, 电液伺服阀为系统的核心元件, 在负载压差一定时, 阀的输出流量与输入电流成正比, 液压马达的转速和转动方向由伺服阀的输出流量大小决定, 冷却风扇固定在马达输出轴头, 保持和马达转动同步, 这样就可以通过控制伺服阀的输入电流达到控制风扇转速的目的。该系统的工作原理是:发动机工作的理想水温为输入信号, 温度传感器检测发动机出水口处的水温, 作为反馈信号并与输入信号做差, 经过运放处理后输入至控制器中, 控制器经过控制算法的计算后, 将信号输出至电液伺服阀, 电液伺服阀的开度和输入信号成正比, 高压油经过电液伺服阀驱动液压马达转动, 进而带动风扇转动, 工作原理图如图1 所示。

1.2 系统设定

由于发动机启动时的温度通常低于最佳工作温度区 (70~90℃) , 为使发动机水温快速到达发动机工作的最佳温度区, 以达到保护发动机、降低燃油消耗的目的, 在到达最佳工作温度区前, 设定冷却风扇低稳定速旋转 ( 如果风扇不旋转, 当发动机水温在最佳温度附近来回震荡时冷却风扇会频繁的启动、停止, 这样会给系统带来很大的冲击[1]) , 在该转速状态下, 风扇的冷却作用及其消耗的功率可以忽略不计。

1.3 控制器介绍

PID控制器是工业中应用最广泛的控制规律[3], 实际经验和理论分析均表明, 将这种规律用于大多数工业对象都能够得到比较满意的结果。PID控制器原理框图如图2 所示。

PID控制器是一种线性控制器, 它根据给输入值r (t) 与实际输出值c (t) 构成控制闭环, 误差e (t) =r (t) -c (t) 。将误差e (t) 的比例环节 (P) 、积分环节 (I) 、微分环节 (D) 通过线性变换以输出控制量, 对被控对象进行控制。其控制规律为

其中, Kp、KI、KD分别为比例系数、积分时间常数、微分时间常数。PID控制器各环节的作用如下。

比例环节:及时成比例的响应控制系统的误差信号e (t) , 误差一旦产生, 控制器立即产生控制作用, 以减少误差。

积分环节:对以往的误差信号进行累加, 主要用于消除静差, 提高系统的无差度。积分作用的强弱取决于积分时间常数KI, KI越大, 积分作用越弱, 反之越强。

微分环节:能反映偏差信号的变化趋势, 并能在偏差信号值变得更大之前, 在系统中引入一个有效的早期修正信号, 从而加快系统的动作速度, 减少调节时间。

2 仿真研究

2.1被控对象的数学模型

1) 阀的流量方程为

其中, Qf为负载流量 (m3/s) , Cv为滑阀节流窗口的节流系数, W为伺服阀的面积梯度 (m) , xv为伺服阀阀芯位移 (m) , ps为油源压力 (Pa) , pf为液压缸两端产生的负载压降 (Pa) (本文中为常数) ,  为液压油密度 (kg/m3) 。

2) 流量连续方程为

其中, Dm为液压每弧度的体积排量 (L/rad) , q 为液压马达角位移 (rad) , θ为液压马达转速 (rad/s) 。

3) 伺服阀的阀芯位移传递函数为

其中, Ks为伺服阀的增益, ωs为伺服阀的自然频率 (rad/s) ;ξ为伺服阀的阻尼系数, I为伺服阀的输入电流 (A) 。

4) 转速与温度的关系

其中, T为温度传感器采集的温度 (℃ ) 。经实验知, 冷却风扇转速和发动机水温之间存在着一定的非线性关系, 此处为简化计算, 将该关系视为线性关系。

对以上4 个公式进行拉氏变换后, 得到被控对象的数学模型, 如图3 所示。

2.2 仿真研究

为能全面覆盖发动机最佳工作温度区 (70 ~ 90℃) , 仿真时将输入信号设为

其中, t为工作时间。

图4 为仿真曲线图。

由仿真曲线可知, 系统启动时, 产生了10%的超调量, 而后很好的跟随了输入信号, 可以随着输入信号的改变而改变。

3 结论

本文研究了基于液压驱动的冷却风扇的PID控制算法, 建立了被控对象的数学模型。被运用Simulink对数学模型进行了仿真研究, 研究结果表明:PID控制算法是有效的。

参考文献

[1]内燃机冷却风扇温度控制液压驱动系统技术研究[J].内燃机学报, 2002, (3) :273-277.

[2]被动式电液伺服加载系统的控制方法研究[J].计算机测量与控制, 2012, 20 (2) :349-351.

风扇冷却 篇5

1辆2010年生产的英朗XT轿车, 标准配置, 行驶里程约3万km, 出现冷却风扇始终打开故障。

故障诊断

2010款英朗发动机冷却风扇系统原理如图1所示, 由1个风扇、3个继电器、发动机控制模块 (ECM) 和相关的线路组成。风扇总成包括2个电阻器, 他能够使风扇以3种速度运转。在低速运转时, ECM从端子44X1提供搭铁。冷却风扇低速继电器通电并通过冷却风扇电机端子3和内部风扇电阻器向冷却风扇电机提供电源。在中速运转时, ECM从端子15X1提供搭铁。冷却风扇中速1继电器通电并通过冷却风扇电机端子2和内部风扇电阻器向冷却风扇电机提供电源。在高速运转时, ECM从15X1和44X1提供搭铁。冷却风扇高速继电器通电并通过冷却风扇端子4向冷却风扇电机提供电源。

将点火开关打到ON挡, 用GDS+MDI诊断系统进行诊断, 发现不是ECM指令风扇起动。将点火开关置于OFF挡, 断开诊断仪, 进行下一步诊断。用万用表分别测量G10冷却风扇电机的低速继电器、中速继电器和高速继电器的端子85和86之间的阻值, 测得的值都约为75Ω, 在规定范围之内, 属于正常值。用万用表测量各继电器的端子30和86、30和87、30和85以及85和87之间的阻值, 约为无穷大, 属于正常值, 可以断定继电器没有问题。断开低速继电器、中速继电器和高速继电器, 打开点火开关至ON挡, 用万用表测量G10冷却风扇的控制端子3、2和4的电压值, 发现此时这3个端子电压值约为0V, 说明控制线路没有问题。关闭点火开关, 断开K20发动机控制模块的线束连接器X1。测试KR20A中速继电器控制端子85、KR20C低速继电器控制端子85和搭铁之间的阻值均为无穷大, 说明继电器线圈控制电路正常。经过上述的检测、分析, 判断故障出在K20发动机控制模块。

故障排除

风扇冷却 篇6

随着人们对汽车动力性能的要求越来越高, 发动机的工作转速也在不断提高, 这对汽车冷却系统提出了更高的要求。因此, 在提高发动机冷却风扇的整体性能同时缩短设计周期和降低设计成本, 是风扇设计的一个重要目标。

随着计算流体力学 (computational fluid dynamics, CFD) 与计算机技术的发展, 数值模拟已经作为一种强大的工具广泛应用于风扇设计中。数值模拟与试验研究相比, 优点在于模型得到简化, 条件容易控制, 修改方便, 并且具有很好的可重复性, 所以设计和研究的成本和所需时间都比试验研究大大降低。因此, 数值模拟已经成为风扇研究不可或缺的重要工具。

为了提高风扇性能, 国内外学者对风扇叶片的翼型[1]、弯掠技术[2]和叶片扭曲技术[3]进行了大量的研究。但多数对风扇静特性进行对比和研究, 未对风扇内部流场进行详细分析。在风扇优化方面, 一些研究人员单独讨论不同参数对风扇性能的影响[4], 然后综合选择最佳参数达到优化目的;也有一些学者使用优化算法对结构参数进行综合考虑, 如正交试验法[5]等, 对风扇性能进行优化。但这些研究多是单目标优化, 对风扇多个性能指标进行多目标优化尚没有深入研究。

本研究将参数化建模、CFD流场分析与多目标优化技术相结合, 集成在Isight优化平台中, 以提高风扇静压和动压性能为优化目标, 效率和轴向尺寸为约束条件, 对风扇进行多目标优化设计。

1 风扇参数化造型

风扇的几何表达方式有:CAD模型、离散点模型和参数化模型等3种形式。

本研究通过参数化造型和拟合手段, 将复杂的风扇结构用若干个简单的控制参数表达出来, 利用改变控制参数达到改变整个风扇造型的目的。优化中只要通过锁定部分控制点及参数, 仅对几个重要参数进行调整就能方便、直观地改变模型。

1.1 设计参数的确定

一般来说, 研究者沿径向叶高选取若干个断面, 建立各个断面的二维翼型, 建立一定的积叠线, 通过坐标转换形成三维翼型, 将各断面曲线进行蒙皮操作, 得到三维叶片[6]。

影响风扇气动性能的参数主要有:叶片数Z、叶轮直径D、轮毂比Xb、翼型、弦长l、各断面翼型安装角β等[7,8]。在优化设计之前需选定一些合理的参数。本研究以现有的产品风扇模型为基础, 由于客观条件限定, 叶片数、轮毂比及翼型参数等参数不作修改。风扇叶片的翼型安装角对风扇性能有十分重要的影响。翼型速度三角形如图1所示。轴向速度va沿叶高保持不变时, 气流流经叶片的合速度vm与旋转平面的夹角ψ从叶根到叶尖逐渐减小。所以, 当叶片翼型的安装角β一定时, 气流攻角α=β-ψ, 则从叶根到叶尖逐渐增大。所以为使叶片各个断面均在最有利的攻角下工作, 需要对叶片进行扭曲[9]。另一方面, 在一定范围内增加安装角可以使风扇流量和全压增加, 从而提高风扇冷却能力。所以研究者通过对叶片安装角进行优化可以达到优化风扇性能的目的。

1.2 安装角的参数化描述

本研究沿叶高方向选择12个断面的安装角βi为设计参数, 对其进行优化设计, 风扇的参数化模型如图2所示。设计变量过多会影响模型修改和优化的速度和效率。因此需要对各断面的翼型安装角进行描述, 尽量用较少的参数控制断面翼型安装角的变化。原模型沿叶高的12个断面翼型安装角为22.977°、21.107°、19.553°、18.300°、17.417°、16.864°、16.869°、17.618°、19.211°、20.396°、20.618°和21.000°。

由于风扇厂家提供的模型叶顶断面的翼型弦长和安装角与其他断面变化规律不同, 叶顶断面的翼型安装角被单独作为一个参数进行优化, 记为βt。本研究利用Matlab对其余断面的翼型安装角进行二次多项式拟合, 得到安装角β关于r的关系曲线如下:

式中:βi—翼型安装角, r—各断面的相对叶高值。

本研究定义该二次多项式系数为a0, a1, a2与βt一起作为优化的设计变量, 通过控制4个参数的变化改变翼型安装角的分布, 从而实现风扇模型的参数化。

2 数值模型与计算方法

2.1 流场数值模型建立

本研究利用三维建模软件CATIA根据风扇原始模型建立参数化模型。保持各断面翼型和叶形积叠线不变, 仅改变翼型安装角。原始模型风扇相关参数如表1所示。

本研究将模型保存为model模型, 导入前处理软件Gambit中进行网格划分。风扇流场区域划分为进口区、出口区、过渡区和旋转流体区。本研究综合考虑试验设备情况, 将进口区域长度设置为2 000 mm, 出口区域长度设置为3 000 mm。过渡区域是连接旋转流体区和进出口区域的部分。旋转流体区包含风扇, 是流场中与风扇一起旋转起来的区域。风扇流场区域模型如图3所示。

模型旋转轴为x轴, 位于图3中心线上, 坐标原点位于风扇轮毂中心, x轴正方向指向出口。本研究在Gambit中对流场模型进行网格划分。对于稳态求解问题, 需进行网格无关性验证。网格划分方案与模拟结果如表2所示, 笔者采取4种方案对流场进行网格划分和数值模拟, 将模拟结果进行对比, 从模型中提取转速为2 800 r/min、入口流量为0.921 779 kg/s条件下的风扇静压和静压效率。结果表明, 1.99×106网格时风扇静压和静压效率与试验结果 (静压159.6 Pa, 静压效率31.6%) 相差较大;当网格数量从2.8×106增大到4.1×106, 随着网格数量增加风扇静压和静压效率变化不大, 可以认为2.8×106的网格数量已达到网格无关。2.8×106网格划分方案具体网格尺寸为:扇叶和顶圈表面为2 mm的tri面网格, 旋转流体区其他表面为5 mm的tri面网格, 旋转流体区为3 mm的Tet/Hybrid体网格, 过渡区为6 mm的Tet/Hybrid体网格, 进、出口区为20 mm的Hex/Wedge体网格。流场网格划分结果如图4所示。

2.2 边界条件与计算方法

本研究采用质量流量进口 (mass flow rate) 和压力出口 (pressure outlet) , 设置出口相对压力为0, 过渡区与进、出口区的交界面为interior边界。风扇表面为wall, 设置旋转表面, 相对速度为0, 其他壁面设置为无滑移固壁条件。旋转流体区使用动参考系 (moving reference frame, MRF) , 使旋转流体区转动起来, 转速为2 800 r/min。过渡区和进、出口区则设置为静止流体。

笔者在研究风扇的内部流场时采用定常模拟, 选择RNG k-ε模型进行湍流模拟。使用SIMPLE算法进行压力-速度耦合, 控制方程使用二阶迎风格式进行离散。进行湍流模拟时进出口边界条件需要给出湍流参数, 本研究选择给定湍流强度I和水力直径DH (intensity and hydraulic diameter) 。由于进出口区域截面为非圆管, 故使用等效水力直径, 如下式计算:

式中:DH—水力直径, A—浸润截面面积, P—横截面湿周周长。

计算湍流强度I需要由等效水力直径计算出雷诺数Re, 计算公式如下:

式中:Re—雷诺数, v—空气相对流速, μ—空气动力粘度。

湍流强度I计算公式为:

式中:u'—湍流脉动速度, 珔u—平均速度。

3 基于Isight平台的风扇参数化优化及分析

Isight是广泛应用于多领域的功能强大的多学科设计优化平台。该软件可以通过集成和驱动其他软件实现和管理复杂的仿真过程, 运用多种优化算法寻得优化方案, 从而达到缩短设计周期、提高设计效率和降低研发成本的目的。Isight能够集成广泛的商业CAD/CAE软件, 可以快速建立复杂的仿真优化流程。仿真流程可以实现自动化和可视化, 方便设计人员控制和修改优化过程。

3.1 试验设计与近似模型

试验设计 (design of experiment, DOE) 是一种应用统计学思想来处理变异从而达到改进产品质量和工艺的方法。本研究试验设计采用最优拉丁超立方设计方法, 使所有的试验点尽量均匀地分布在设计空间, 具有非常好的空间填补性和均衡性。4个设计变量a0, a1, a2, βt的设计空间分别为:13~33, 0~5, 0~0.5, 15°~28°。本研究由最优拉丁超立方法得到15组不同的参数样本点, 以供建立输出响应的近似模型。

近似模型方法 (approximation models) 是通过已知点的输入变量与响应值预测未知点的响应值的方法。常用的近似模型有:响应面近似模型、克里格近似模型、径向基神经网络近似模型、正交多项式近似模型等。由于克里格近似模型无论拟合低阶或者是高阶非线性都有着广泛的应用, 本研究利用试验设计得到的样本数据建立克里格近似模型 (kriging) 。该模型用于后续的优化设计中, 可以大幅度提高优化效率。

3.2 优化算法

近年来, 多目标遗传算法在实际工程优化问题的解决中得到越来越多的应用。多目标遗传算法是一种能够不断优化特定问题无支配前沿的优化算法, 非支配排序遗传算法 (non-donminated sorting genetic algorithms, NSGAⅡ) 是一种典型的多目标遗传算法[10]。NSGAⅡ是由K.Ded等于2000年在原有的NSGA算法基础上提出的改良版。NSGA算法, 缺少保护最优个体的策略, 计算复杂度较大, 且需要设置共享参数, 而NSGAⅡ减少了复杂度, 提出的拥挤度算子无须参数指定, 可以保存最优个体[11]。拥挤度算子的提出不仅保持了种群的多样性, 也使得优化结果在目标空间中均匀分布。

3.3 优化模型

风扇优化目的就是寻求一定的结构参数组合, 使其达到最佳的气动性能。静压是评价风扇性能的重要参数之一, 它代表了风扇推动空气在流道中流动克服阻力的能力。静压效率体现了风扇内部流动品质的好坏, 在轴功率一定的情况下, 静压效率越高, 风扇能量损失越少, 冷却性能越好。静压效率正比于静压, 因此, 只需优化静压就可以达到优化静压效率的目的。风扇动压代表气体对叶片的气动力, 该气动力产生的转矩为风扇旋转提供动力, 这样将降低风扇消耗的功率, 节省燃油[12]。

建立多目标优化模型有:

式中:Ps—风扇静压;Pd—风扇动压。

为防止出现偏差较大的子代, 还需对静压效率进行约束, 同时考虑到发动机舱的空间, 也需控制风扇的轴向尺寸, 故约束条件如下:

(1) 静压效率约束:ηmin≤η≤ηmax;

(2) 轴向尺寸约束:Hmin≤H≤Hmax。

其中:η—静压效率, H—轴向尺寸。

设计变量:x={a0, a1, a2, βt}。

4 分析结果与试验结果

4.1 优化后气动性能与原型对比

进口流量取0.921 779 kg/s, 遗传迭代次数为20代, 种群大小为15, 交叉概率取0.9, 变异分布指数取10。优化后Pareto解个数为10个, 综合考虑效率及尺寸问题, 选择最优解如表3所示。

风扇优化前和优化后的叶片参数整理如表4所示。优化后的风扇叶片叶根和叶尖安装角有所增大, 而中部安装角增大不多, 增加了叶片扭曲。

试验结果与优化前、后模拟结果性能参数对比如表5所示。

由表5可以看出, 优化前的数值模拟结果与试验结果误差基本不大于5%, 说明数值模拟所设置的边界条件是合理的, 流场分析具有一定的可靠性。优化后风扇静压为175.923 1 Pa, 比优化前提高了12.840 6%, 说明风扇推动空气克服流道阻力的能力有所提高, 使得风扇冷却能力提高。风扇动压有一定增加, 说明优化后可以减少发动机的功率消耗。而且风扇静压效率提高到了38.291 3%。

4.2 压力场计算结果分析

风扇吸力面静压云图如图5所示。优化前叶片低压区主要集中在叶片上部1/3区域, 压力由叶片前缘向叶片尾缘逐渐升高。优化后叶片低压区由上部1/3区域扩展到叶片2/3区域, 静压沿叶高方向分布更加均匀, 叶片前缘到叶片后缘压力梯度减小。优化后风扇进口静压最大值为-192.972 52 Pa, 最小值为-355.741 91 Pa, 静压最大值比优化前降低18.470 11 Pa, 静压最小值比优化前降低了6.155 3 Pa。进口平均静压为-246.955 75 Pa, 比优化前的-222.159 21 Pa有所降低。

风扇压力面静压云图如图6所示。由图6可知, 静压最大值出现在叶片前缘中部区域, 优化前高压区较小, 压力梯度大。优化后, 高压区域明显增大, 沿叶高方向分布变广, 且向尾缘扩展。出口压力的高压区分布更广, 边缘低压区域明显减少。优化后出口的静压平均值为-28.165 892 Pa, 比优化前的平均静压值所提高, 最大值为21.405 825 Pa, 最小值为-242.646 8 Pa, 优化后压力范围增大。

优化后风扇压力面静压提高, 而吸力面静压降低, 故风扇静压增大, 还增大了风扇静压分布范围, 增强了风扇推动空气克服流道阻力的能力。如此, 风扇可以使空气顺利通过散热器将更多热量及时散发出去, 提高风扇的静压效率, 从而提高冷却效率。

风扇子午面动压云图如图7所示。图7表明, 优化后风扇叶根处高动压区明显减小, 轮毂附近的回流减少, 使风扇功率损失减少。由于风扇进出口静压差增大, 顶圈出口处动压增大。叶片压力面附近动压梯度减小, 叶高方向气压更加稳定。风扇进口动压平均值变化不大, 出口动压平均值升高到84.171 608 Pa, 对叶片提供的气动力增大, 减少了风扇消耗的功率。

4.3 速度场计算结果分析

子午面的速度分布图如图8所示。叶高方向上气流轴向速度有所提高, 且轴向速度变化更小, 气流比优化前更加平稳。叶根处的速度回流明显减小, 顶圈进口处回流减小而中部回流增大, 出口处回流速度增大, 气流能量因为回流产生的损失减小。风扇入口、出口速度云图如图9、图10所示, 气流进入风扇由于扇叶转动产生速度变化, 从进口开始外圈气流速度开始增大, 随着轴向推进, 叶片中上部附近速度越来越大, 叶片之间的低速区速度逐渐增大, 低速区逐渐减小。优化后叶片之间的低速区减小, 叶片之间的速度更加均匀, 减少了气流能量的掺混, 可以提高风扇的通风量。入口平均速度为7.731 21 m/s, 出口速度平均速度为10.307 855 m/s, 均比优化前模型有所提高。

5 结束语

本研究对发动机风扇进行了多目标优化。

(1) 经优化前、后静态性能参数对比显示, 改变安装角叶高方向分布规律能够达到改善风扇性能的目的, 通过利用拟合方法减少优化参数可以提高优化效率, 利用Isight进行优化是有效可行的。

(2) 静压计算结果表明, 优化前模型压力沿叶高方向分布不够均匀, 压力面做功区域较小;优化后模型吸力面低压区域沿叶高方向扩展, 压力面高压区域增大, 吸力面和压力面压差增大, 风扇静压有所提高。动压计算结果表明, 优化后叶根动压减小, 顶圈处动压增大, 叶片附近动压梯度减小, 平均动压增大, 提供给叶片的气动力增大。

(3) 速度计算结果表明, 叶根回流减小明显, 顶圈附近进出口回流增大, 中部回流减小。优化后风扇进出口速度有所提高, 叶片间的速度更加均匀, 低速区范围减小, 提高风扇的通风量。

参考文献

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风扇冷却 篇7

一、科鲁兹轿车冷却风扇介绍

科鲁兹发动机冷却系统只有1个冷却风扇, 置于散热器后, 用于提高通过散热器芯的空气流速, 增强散热效果, 加快冷却液的冷却速度。 冷却风扇由发动机控制模块进行控制, 在温度升高到超过设定值时打开;当温度降到低于设定值时, 风扇关闭。

二、科鲁兹轿车冷却风扇的控制原理

发动机控制模块 ( ECM) 根据冷却要求控制风扇以高速、中速或者低速3 种转速运转。 系统电路图如图1所示。

1.在低速运转时, 发动机控制模块控制44# 端子搭铁, 冷却风扇继电器开关闭合, 并导通冷却风扇低速继电器。

控制电路电流流向为: 蓄电池 ( B+) →发动机控制开关继电器 ( 30#~87# 端子) →保险丝F46UA ( 10A) →冷却风扇低速继电器 ( 86# ~85# 端子) →冷却风扇继电器 ( 30#~87# 端子) →搭铁。 冷却风扇低速继电器 ( 30#~87# 端子) 导通。

冷却风扇电机电流流向为:蓄电池 ( B+) →保险丝F42UA ( 20A) →冷却风扇低速继电器 ( 30#~87# 端子) →冷却风扇电机 ( 2#~1# 端子) →搭铁。

2.在中速运转时, 发动机控制模块控制15# 端子搭铁, 冷却风扇中速继电器开关闭合。 此时, 因为冷却风扇转速控制继电器无供电, 冷却风扇高速继电器不动作。

控制电路电流流向为: 蓄电池 ( B + ) → 发动机控制开关继电器 ( 30#~87# 端子) → 冷却风扇中速继电器 ( 86#~85# 端子) →发动机控制模块15# 端子→搭铁, 冷却风扇中速继电器 ( 87#~30# 端子) 导通。

冷却风扇电机电流流向为:蓄电池 ( B+) →保险丝F42UA ( 20A) →冷却风扇中速继电器 ( 87#~30# 端子) →冷却风扇电机 ( 3#~1# 端子) →搭铁。

3.在高速运转时, 发动机控制模块控制44# 端子和15# 端子同时搭铁。 发动机控制模块44# 端子导通, 冷却风扇继电器开关闭合并为冷却风扇转速控制继电器提供搭铁。

控制电路电流流向为: 蓄电池 ( B + ) → 发动机控制开关继电器 ( 30# ~87# 端子) → 保险丝F46UA ( 10A) →冷却风扇转速继电器 ( 86#~85# 端子) →冷却风扇继电器 ( 30#~87# 端子) →搭铁, 冷却风扇转速继电器 ( 30#~87# 端子) 导通。

同时, 由于发动机控制模块控制15# 端子搭铁, 冷却风扇高速继电器开关闭合。 电流流向为:蓄电池 ( B+) →发动机控制开关继电器 ( 30#~87#端子) →保险丝F46UA ( 10A) →冷却风扇转速继电器 ( 30#~87# 端子) →冷却风扇高速继电器 ( 86#~85# 端子) →发动机控制模块15# 端子→搭铁, 冷却风扇高速继电器 ( 30#~87#端子) 导通。

冷却风扇电机电流流向为:蓄电池 ( B+) →保险丝F45UA ( 30A) →冷却风扇高速继电器 ( 30#~87# 端子) →冷却风扇电机 ( 4#~1# 端子) →搭铁。

三、科鲁兹轿车冷却风扇的故障诊断

故障现象:1 辆雪佛兰科鲁兹轿车, 车主反映车辆在行驶过程中发动机冷却液温度过高, 空调出风口温度不够低, 制冷效果差。

故障诊断与排除: 试车检查, 并未发现不妥, 经与车主反复沟通, 才知道车辆运行一段时间后才出现冷却液温度显示过高且空调工作不良的现象。 更换冷却液, 并对冷凝器表面进行清洁后, 再次试车检查, 故障并未排除, 但发现冷却风扇始终不能高速运转。 将故障原因锁定在冷却风扇转速不够, 导致系统散热不足, 从而影响到发动机工况和空调制冷效果。

通过分析科鲁兹轿车冷却风扇的控制原理, 冷却风扇是由发动机控制模块通过5 个继电器控制, 实现低速、中速和高速运转。 本车的故障症状是冷却风扇不能高速运转, 根据电路图, 应首先判断冷却风扇高速继电器和转速继电器是否存在问题。 冷却风扇高速继电器位于发动机舱的保险丝盒内 ( 如图2 所示) , 拆下后用万用表测量, 发现85#和86# 端子之间电阻为∞, 说明继电器电磁线圈损坏。 更换新的冷却风扇高速继电器, 试车, 故障排除。

四、结论

风扇冷却 篇8

本文应用Fluent软件中的稳态计算噪声的方法,对外径均为0.68m的两款发动机冷却风扇的总声压级进行对比计算。测试结果与计算结果的对比表明,两款风扇总声压级计算值的相差量与测试值的相差量基本相同。因此,利用Fluent软件中的稳态FW-H模型进行风扇噪声对比计算是可行的,并且能够满足工程实际要求。

1 风扇噪声实验

发动机冷却风扇噪声实验是按风机噪声试验国家标准在宁波雪龙有限公司半消声室内完成的。半消声室空间尺寸为:4.0m×3.8m×3.4m,驱动电机置于半消声实验室外,低频截止频率为90Hz,环境噪声分别为A计权总声压级不超过20d B(A)和总声压级不超过36d B。风扇噪声测试点离地面高1m,距风扇中心1m处与旋转轴线成45°角,且与风扇旋转轴线在同一水平面内,示意图如图1所示。

2 噪声稳态计算模型

为了使模拟计算情况与测试时的实际情况尽可能的一致,建立的几何模型忽略了护风罩等配件的影响。以风扇中心为坐标原点,风扇旋转轴为Z轴,风扇下游方向为Z轴正方向,分别建立两款风扇的计算模型。如图2所示,为了方便网格划分和计算边界条件设置,将计算域的几何模型划分为5个子区域:直径为1.05倍风扇直径,长度为1.05倍风扇宽度的旋转流体区R1、网格过渡区R2,环形管道区R3、进口管道区R4和出口管道区R5。

本文利用Hypermesh软件对几何模型划分网格,风扇叶片采用3mm的三角形网格(如图3所示),风扇旋转流体区采用四面体网格,网格尺寸采用线性递增函数控制从3mm逐渐增长至8mm,网格数为70~80万。环形管道区、进口管道区和出口管道区均采用六面体网格,过渡区采用四面网格和五面体网格进行过渡,计算模型网格总数为240~250万。

计算模型的边界条件设置为:进口平面设为压力入口边界,出口平面设为压力出口边界,其它壁面均设为固定壁面边界(如图2所示)。计算采用多重参考系(MRF)耦合动静部件的计算模型进行计算域的稳态流场分析,即风扇及旋转流体区域采用固结其上的旋转坐标系,而其他区域采用绝对静止坐标系,分别进行稳态计算,在交界面处则利用相对速度方程进行转化[6]。计算采用RNGκ-ε湍流模型,SIMPLE算法和标准壁面函数,且各离散对流项均采用二阶迎风格式。计算收敛准则为各项残差小于1×10-5。单个工况算例在双核2GB计算机(单个CPU主频3.0GHz)上计算10h左右收敛。

稳态计算收敛后,根据计算得到的流场数据再采用Ffowcs-Williams&Hawkings(FW-H)噪声求解模型计算出风扇的总声压级。噪声计算时,远场空气密度为1.225kg/m3,远场声速为340m/s,参考声压为2×10-5Pa,指定整个风扇表面为噪声源,4个噪声接收点位于风扇下游距离风扇中心1m处,具体坐标值见表1。

3 计算结果分析

在1200~2700/r·min-1六个转速下,分别计算两款风扇4个噪声接收点的总声压级,某噪声接收点的频谱如图4所示,该计算风扇为叶片均匀分布的8叶片风扇,转速为1800/r·min-1工况对应的风扇通过频率为240Hz。由图4上可以清楚地看到,风扇的总声压级在风扇的通过频率及其倍频处有明显的峰值。

从表1中可知,4个噪声接收点绕Z轴旋转对称分布,几何求解域也绕Z轴旋转对称,所以4个接收点的总声压级理论上应相等。为了减少计算时的数值误差,本文取4个点的平均值评价风扇的总声压级水平,计算结果见表2。

在半消声室内分别测试A、B两风扇在1200~2700r/min六个转速下的总声压级,测试结果见表3。该测试没有考虑护风罩和散热器格栅等配件对风扇噪声的影响。

从表2~表3中的数据以及图5可知,随着转速的增加,两款风扇的计算值和测试值都逐渐增大,且两者增加的快慢几乎相同。相同转速下,B风扇总声压的计算值都低于A风扇的计算值,此计算结果与测试结果趋势一致。B风扇的计算值较A风扇小1.37%~1.62%,B风扇的测试值较A风扇小1.19%~1.65%,两款风扇的计算相差量与测试相差量基本相同。相同转速下,同一款风扇总声压级的计算值均小于测试值12~16d B,这主要是由于稳态FW-H模型采用雷诺平均N-S方程进行求解,没有考虑时间积分项对噪声的贡献,及数值计算模型没有考虑地面对噪声的反射造成的[5]。

4 结论

本文通过对外径相同的A、B两风扇的噪声进行了稳态计算,并与实验数据进行对比分析得出以下结论:(1)随着转速的增加,两款风扇噪声的计算值逐渐增大,增加的趋势与测试噪声增加的趋势相同。(2)两款风扇噪声的计算值均低于测试值12~16d B,但两款风扇噪声的计算值相差量与测试值相差量基本相同。文中利用稳态FW-H噪声求解模型计算风扇噪声的方法是可行的,在工程实际中可用于风扇设计初期的噪声对比。

摘要：通过建立风扇在半消声室内的简化模型、划分网格,利用CFD(Computational Fluid Dynamics)软件Fluent对其进行稳态计算,并根据获得的稳态流场数据利用软件中的FW-H噪声模型得到风扇的噪声。文中对外径相同的两款风扇进行了噪声计算,并将计算结果与半消声室内两风扇的测试噪声进行了对比。结果表明,文中的稳态计算风扇噪声的方法是可行的,在工程实际中可用于风扇设计初期的噪声计算。

关键词：发动机冷却风扇,CFD,噪声

参考文献

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[2]Nageswara R D,Sukhvinder K B,Ravi K S.CFD Analysis of Axial Flow Fans for Radiator Cooling in Automobile Engine[C/OL]//SAE2007Commercial Vehicle Engineering Congress&Exhibition,October2007,Rosemont,IL,USA.http://www.sae.org/technical/papers/2007-01-4262.

[3]庞磊,李孝宽,李嵩,等.对旋轴流通风机气动性能的数值预估[J].风机技术,2008(4):20-26.

[4]Suzuki A,Soya A.Study on the Fan Noise Reduction for Automotive Radiator Cooling Fans[C/OL]//SAE2005World Congress&Exhibition,April2005,Detroit,MI,USA.http://www.sae.org/technical/papers/2005-01-0601.

[5]Udawant K,Tandon V and Raju S.Fan Noise Prediction Using CFD and Its Validation[C/OL]//http://www.sae.org/technical/papers/2007-26-051.