汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能确定方法及装置

摘要

本发明公开了一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能测试装置，包括辅助风机的出口与风室试验台的进口端联通；在风室试验台出口端设置有被测装置；风室试验台的内腔沿进口端到出口端方向依次设置有前整流板、喷嘴和后整流板；辅助风机与变频器、计算系统依次信号连接，计算系统分别与静压差测量装置和电机调速装置信号连接，电机调速装置与电机信号连接；被测装置包括固定连接在一起的导流环与密封盘，导流环的外周安装有导流罩，密封盘与电机的电机回传轴传动连接。本发明还公开了一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能确定方法，利用前述的装置，实验周期短，检测精度高。

说明书

技术领域

本发明属于汽车技术领域，涉及一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶 顶间隙区域的性能测试装置，本发明还涉及一种带导流环的汽车发动机冷却 风扇叶顶间隙区域的性能确定方法。

背景技术

叶顶间隙导致的泄漏流动是轴流叶轮机械中重要的流动现象之一，叶尖 泄漏流动会导致在径向间隙附近发生逆流、泄漏流、产生噪音、流动损失增 加、机械效率下降等。在这方面的深入研究对全面了解叶轮机械内部的复杂 流动有重要意义【1】【2】【3】【4】【5】【6】【7】【8】【9】。一般在气压机、 涡轮、轴流泵等装置中，最大工作静压力约为1.0×10²~3.0×10⁴kpa，间隙高度在 0.1~0.6mm的范围。早期的研究主要是在这个范围进行。但是汽车发动机冷却 风扇的工作静压力非常小，而且叶顶间隙区域也较大，这与其他叶轮机械叶 顶间隙区域的研究领域有着显著不同。汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域是 在静压力为50~250kpa，间隙高度在3~20mm的范围。因此，对早期取得的研 究成果在汽车发动机冷却风扇中未必适用。

对于汽车发动机冷却风扇，风扇的导流环与风扇导流罩之间存在着一定 的径向间隙，容易发生叶顶泄漏流动现象。为了明确汽车发动机冷却风扇叶 顶间隙区域泄漏涡的流动机理，减少导流罩与导流环间发生的泄漏流动，降 低气动噪声，大幅提高汽车发动机冷却风扇气动性能等问题。此外，在现有 的汽车发动机冷却风扇设计中，大多依靠风室（风道）试验的手段来验证解 决风扇气动性能，该方式实施起来试验费用昂贵、周期较长，设计成本高昂。

另一方面，目前在针对汽车发动机冷却风扇的叶尖间隙对风扇性能影响 的试验中，并没有提及一套详实有效的性能确定方法及其装置，来专门确定 汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的流动结构对性能影响的大小【10】【11】 【12】【13】。

发明内容

本发明的目的是，提出一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区 域的性能测试装置，解决了现有技术中，大多依靠风室（风道）试验的手段 来验证冷却风扇的气动性能，不能准确测量叶顶间隙区域的性能的问题。

本发明的另一目的是，提出一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间 隙区域的性能确定方法，解决了现有技术中，大多依靠风室（风道）试验的 手段来验证冷却风扇的气动性能，只能由风扇性能曲线表示(仅包括流量-压 力、流量-功率和流量-效率关系)，不能准确表达叶顶间隙区域的性能的问题。

本发明所采用的技术方案是，一种带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶 间隙区域的性能测试装置，包括风室试验台和辅助风机，辅助风机的进口通 大气，辅助风机的出口与风室试验台的进口端联通；在风室试验台出口端设 置有被测装置，被测装置的出气口通向大气；风室试验台的内腔沿进口端到 出口端方向依次设置有前整流板、喷嘴和后整流板；

所述的辅助风机与变频器、计算系统依次信号连接，计算系统另外分别 与静压差测量装置和电机调速装置信号连接，电机调速装置与电机信号连 接；

所述的被测装置包括固定连接在一起的导流环与密封盘，导流环的外周 安装有导流罩，密封盘与电机的电机回传轴传动连接。

本发明所采用的另一技术方案是，一种带导流环的汽车发动机冷却风扇 叶顶间隙区域的性能确定方法，利用上述的被测装置，具体包括以下步骤：

在标准工作状态下，即环境压力为一个标准大气压、环境温度为20℃、 相对湿度为50%、空气密度为1.2kg/m³，将被测装置控制在一个恒定的转速 下，通过变频器来控制调节辅助风机的转速，调节不同流量下的被测装置进 口与出口静压，空气流经喷嘴时，在喷嘴前后产生了静压力差，通过静压差 测量装置得到静压力差数值；

将被测装置的工作静压力调节在50Pa～250Pa范围内进行加压试验，同 时，被测装置叶顶间隙区域的导流环的最大圆周速度设置为U=47.4m/s，以 此推算流量泄漏量的一组无因次数据，从而得到被测装置叶顶间隙区域的气 动性能曲线，即成。

本发明的有益效果是：能够避免主流区域的泄漏流动对气动性能的影 响，比较精确的计算叶顶间隙泄漏量所起到的重要作用；通过本发明装置， 能够完整提供汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能曲线。

附图说明

图1是现有技术的汽车发动机冷却系统示意图；

图2是汽车发动机冷却风扇结构与流动特性的关系示意图；

图3是叶顶间隙区域两个分隔翘片实施例的结构模型图；

图4是叶顶间隙区域三个分隔翘片实施例的结构模型图；

图5是叶顶间隙区域五个分隔翘片实施例的结构模型图；

图6是本发明带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能测试 装置的结构示意图；

图7是本发明方法中的性能试验测试区域的截面示意图；

图8是本发明方法所采用的叶顶间隙区域的流动状态模型简图；

图9是本发明方法得到的导流环静止状态下叶顶间隙区域的试验性能曲 线；

图10是本发明方法得到的导流环回转运动状态下叶顶间隙区域的试验 性能曲线。

图中，1.电机支座，2.电机，3.风扇叶片，4.导流罩，5.散热器，6.导流 环，7.轮毂，8.分隔翘片，9.膨胀室，10.密封盘，11.电机调速装置，12.计算 系统，13.变频器，14.辅助风机，15.前整流板，16.后整流板，17.喷嘴，18. 静压差测量装置。

具体实施方式

现有技术的带有导流环的汽车发动机冷却风扇，在所有冷却风扇叶片外 端共同固定安装有一个导流环。

参照图1，是现有技术的汽车发动机冷却系统示意图，包括设置在电机 支座1上的电机2，电机2与冷却风扇3同轴连接，冷却风扇3外圆设置有 导流罩4（在导流罩与叶片顶端固结的导流环之间形成了叶顶间隙区域），冷 却风扇3的迎风方向设置有散热器5。

参照图2，是汽车发动机冷却风扇结构与流动特性的关系示意图，在冷 却风扇3叶片外端固结的导流环6与导流罩4之间为叶顶间隙区域，产生叶 顶泄漏流动。

参照图3、图4、图5，本发明带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙 区域的性能测试装置，分别进行了三种实施例的结构测试。三组实施例结构 中导流环的出入口区域的圆弧段均为相同半径和弧度均为等间距值，三组结 构中导流环的出入口区域的圆弧段均为相同半径和弧度，断面长度L均为 49.7mm，分隔翅片的间隔距离l和S均为等间距值。

如图3实施例，叶顶间隙区域的结构为直通U形槽（即分隔翅片8包括 前后各一个），结构简单，安装容易，广泛应用于目前的汽车发动机冷却风 扇中。

如图4实施例，叶顶间隙区域的结构类似于迷宫式密封槽，U形槽的间 隔可以看成由三个分隔翅片8形成两个膨胀室，导流罩圆筒状内壁和分隔翅 片顶部的间隙取ε为3mm，断面长度L=49.7mm，导流环的直径D=362mm； 分隔翅片的间隔距离S=21.6mm，入口和出口处的翅片厚度δ1=2.5mm，中 间的翅片厚度δ2=1.5mm。

如图5实施例，叶顶间隙区域的结构由五个分隔翅片8形成的迷宫式密 封槽，五个分隔翅片的径向高度一致，导流环端部高度一致，导流罩圆筒状 内壁和分隔翅片顶部的间隙取ε为3mm。

如图6，本发明带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能测 试装置，根据中国国家标准（GB/T1236-2000）中的风室进气试验要求设计 而成【14】【15】【16】【17】，用于进行汽车发动机叶顶间隙区域的性能试验，

该测试装置包括风室试验台和辅助风机14，辅助风机14的进口通大气， 辅助风机14的出口与风室试验台的进口端联通；在风室试验台出口端设置有 被测装置，被测装置的出气口通向大气；风室试验台的内腔沿进口端到出口 端方向依次设置有前稳流装置15、多喷嘴流量计17和后稳流装置16；

辅助风机14与变频器13、计算系统12依次信号连接，计算系统12另外分 别与静压差测量装置18和电机调速装置11信号连接。计算系统12采用各种传 感器实现物理信号到电信号的转换，通过接口端子送入计算机，压力、温度、 湿度等参数通过数据采集卡将模拟量变化信号转换为数字量送入计算机，转 速、功率使用通讯转换器送入计算机【18】【19】。

（将原本安装的被测装置换为密封盘10），被测装置包括导流环6与密封 盘10固定连接，固定连接组装在一起，这样可以避免主流区域的泄漏流动对 性能的影响，较为精确的计算叶顶间隙泄漏流。导流环6的外周安装有导流 罩4，导流罩4和导流环6的内外径安装公差控制在±0.1mm，如图7所示，密 封盘10与电机2的电机回传轴传动连接，电机2与电机调速装置11信号连接。

本发明的带导流环的汽车发动机冷却风扇叶顶间隙区域的性能确定方 法，利用上述的被测装置，参照图6、图7，具体包括以下步骤：

在标准工作状态下，即环境压力为一个标准大气压(101325Pa或 760mmHg)、环境温度为20℃、相对湿度为50%、空气密度为1.2kg/m³，将 被测装置控制在一个恒定的转速下，通过变频器13来控制调节辅助风机14 的转速，调节不同流量下的被测装置进口与出口静压，空气流经喷嘴17时， 气流在喷嘴17处形成局部收缩，流速增加，静压力降低，于是在喷嘴17前 后产生了静压力差(或称压差)，空气流速越大，在喷嘴17前后产生的压差也 越大。通过测量压差，便能衡量流体流过喷嘴17流量的大小，通过静压差 测量装置18得到静压力差数值，这种测量方法是以能量守恒定律和流动连 续性方程为基础的【20】。汽车发动机冷却风扇的工作静压通常最大为250Pa， 因此，压力调节在50Pa～250Pa范围内进行加压试验，同时，汽车发动机冷 却风扇的回转数通常最大为2500rpm，这样，被测装置叶顶间隙区域的导流 环6的最大圆周速度U=47.4m/s，推算流量泄漏量的一组无因次数据，从而 得到被测装置(装置)叶顶间隙区域的气动性能曲线。

另外，本发明装置中还可以设置有气流稳流装置，共设置有上下侧两套， 上流侧稳流装置用来吸收上流侧气流的动能，下流侧稳流装置的用途是为了 确保进入测量平面前气流是基本均匀的，为满足这些要求，需要在风室试验 台流道内加一些滤网或穿孔板的组合装置（图中没有显示）。

本发明的理论估算方法是根据火力发电厂汽轮机汽封的密封原理，在汽 车发动机冷却风扇的导流环与导流罩间形成一系列节流间隙与膨胀空腔，迫 使气流通过曲折的途径，产生节流与热力学效应，用逐级膨胀的方法增加流 阻来抑制泄漏提高风扇的气动性能。图8是叶顶间隙区域迷宫式汽封内部流 动模型示意图，图中汽封由依次排列的分隔翅片和膨胀室组成，在风扇叶顶 端部固定安装的导流环上加工若干分隔翅片，分隔翅片与导流罩之间保持较 小的径向间隙，每两个分隔翅片间形成一个膨胀室。气流从高压侧流向低压 侧，通过环形分隔翅片端部与导流罩的间隙时，通道面积变小，速度增大， 压力降低，同时温度降低(焓值减少)。随后气流流入分隔翅片端部后面突然 扩大的膨胀室，通流面积突然变大，气流在膨胀室内形成涡流，流速近似降 到零，但压力不变，其动能全部转化为热能，由于膨胀室内气流的散热量与 气流的总热量相比很小，可以忽略，故气流焓值又恢复到原来的数值，此过 程称为节流过程。当其通过下一间隙时，上述过程重复进行。汽封前后气流 的总压降在所有的分隔翅片间隙与膨胀室中依次逐渐降低，重复着节流过 程，直至压差为零，气流在最后一个膨胀腔室里压力达到与低压端压力一致， 不再漏流。但这是叶顶间隙区域在一种理想状态下的泄漏流动。

理想状态下的叶顶间隙区域的泄漏量可以用公式(1)或(2)进行计算。有 多个膨胀空腔构成的叶顶间隙区域可以用带下标i＝1,2,3...的多组公式联立求 解。此外，通过使用理想流动状态的叶顶间隙泄漏流动性能系数φ_a和入口、 出口状态，也可以用公式(3)计算理想状态的叶顶间隙区域的泄漏量G_I。

$G_i={\alpha }_i{F}_i{P}_{i-1}\sqrt{\frac{2{\kappa }_{i-1}}{{\kappa }_{i-1}-1}\frac{1}{{\mathrm{RT}}_{i-1}}\{{\left(\frac{P_i}{P_{i-1}}\right)}^{\frac{2}{{\kappa }_{i-1}}}-{\left(\frac{P_i}{P_{i-1}}\right)}^{\frac{{\kappa }_{i-1}+1}{{\kappa }_{i-1}}}\}},---\left(1\right)$

将代入上式中得：

$G_I={\alpha }_i{F}_i\sqrt{\frac{2{\kappa }_{i-1}}{{\kappa }_{i-1}-1}\{{\left(\frac{P_i}{P_{i-1}}\right)}^{\frac{2}{{\kappa }_{i-1}}}-{\left(\frac{P_i}{P_{i-1}}\right)}^{\frac{{\kappa }_{i-1}+1}{{\kappa }_i}}\}\frac{P_{i-1}}{{\nu }_{i-1}}},---\left(2\right)$

$G_I=\mathrm{\alpha F}{\phi }_a\sqrt{\frac{P_U}{{\nu }_U}},---\left(3\right)$

${\phi }_a=\frac{\sqrt{1-{\lambda }^2}}{n^{2/5}},---\left(4\right)$

实际工程中，气流通过叶顶间隙区域时，气流在分隔翅片形成的膨胀室 内并没有完全减速充分膨胀，而是有一部分气流从入口到出口直线状高速流 动（如图8）所示。在这种现象存在的影响下，气流实际通过叶顶间隙区域 的泄漏量G_E和理想状态下通过叶顶间隙区域的泄漏量G_I必然不同，则通过无 量纲系数υ来表示实际通过叶顶间隙区域的泄漏量与理想状态下通过叶顶间 隙区域的泄漏量之比，υ＝G_E/G_I，系数值υ的大小可联立公式(5)和(6)求得， 公式中θ的大小和方向参照图8所示，

$\upsilon =\sqrt{\frac{n}{1+(n-1){(1-A)}^2}},---\left(5\right)$

$A=\frac{\mathrm{ϵ\alpha }/l}{(\mathrm{ϵ\alpha }/l)+\tan \theta },---\left(6\right)$

因此，从实验获得的泄漏量用公式(7)来表达，即用系数值υ乘以式(3) 得到；同理，用一个无量纲系数Φ，即叶顶间隙泄漏流动性能系数来理论估 算泄漏量的大小，式(8)成立；若用从实验获得的泄漏量G_E来表达叶顶间隙 泄漏流动性能系数Φ，则式(9)成立；即式(8)是能够表征叶顶间隙泄漏量大小 的理论值，式(9)是能够表征叶顶间隙泄漏量大小的实验值，

$G_E=\mathrm{F\upsilon \alpha }\sqrt{\frac{P_u}{{\nu }_u}},---\left(7\right)$

Φ=υαφ_a，                    （8）

$\Phi =G_E{\left(F\sqrt{\frac{P_u}{{\nu }_u}}\right)}^{-1},---\left(9\right)$

φ_a：近似理想的叶顶间隙泄漏量函数；

λ：压力比，即P_U是叶顶间隙区域的入口绝对压力，P_D是叶顶 间隙区域的出口绝对压力；

n：分隔翅片数目；

θ：如图8所示，以分隔翅片的顶部为基点气流扩散的角度，θ优选6°；

α：流量系数，α＝0.7；

F：导流罩与分隔翅片处缝隙的通流截面积；

v_U：叶顶间隙区域入口的气体比体积，即气体密度的倒数，

Φ：叶顶间隙区域无因次性能参数Φ。

调节静压力分别为50Pa、100Pa、150Pa、200Pa、250Pa，导流环静止 状态下，进行推算获得不同叶顶间隙区域流动结构的性能曲线，如图9所示。 计算结果表明：在图中叶顶间隙区域无因次性能参数Φ随叶顶间隙区域的结 构中的分隔翅片的数目不同而变化，分隔翅片数n=2的情况，无因次性能参 数Φ最小，即泄漏量最小。n=5的情况，无因次性能参数Φ最大，即泄漏量 最大。同时，随着压力降低，叶顶间隙区域性能得到提高，这与分隔翅片数 目无关。

考虑到冷却风扇回转运动对泄漏量的影响，控制导流环回转速度，冷却 风扇的最大回转速度约为2500rpm，即导流环端部的线速度U=47.4m/s。同 样方法调节静压力分别在50Pa、100Pa、150Pa、200Pa、250Pa，导流环回转 速度2500rpm状态下，进行推算获得不同叶顶间隙区域流动结构的性能曲 线，如图10所示。计算结果表明：图中导流环回转速度n=2500rpm状态下， n=3的情况与n=2情况在整个静压力调节范围内，叶顶间隙区域无因次性能 参数Φ很接近，即泄漏量相差不大。但是在100Pa以下的低压情况下，n=2 的无因次性能参数Φ增大，即即泄漏量增加。n=5的情况，无因次性能参数Φ 最大，即泄漏量最大。但在50Pa时，和n=2的无因次性能参数Φ重合。从 图10中可以看出，和分隔翅片n=2，导流环静止状态下无因次性能参数Φ相 比较，在全压范围内回转状态下，叶顶间隙区域性能得到大幅提高，即无因 次性能参数Φ大幅降低。

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