王銀姣， 盧劍偉， 江 斌， 高 才

（合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院，安徽合肥 230009）

貫流風機具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、噪音低及軸向長度可調(diào)的優(yōu)點，在家用分體掛壁式空調(diào)器中有廣泛應用［1］。影響貫流風機性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)很多，至今尚無成熟的設(shè)計理論。文獻［2－7］采用流場可視化的方法，用畢托管、三孔圓探頭等來觀察貫流風機內(nèi)偏心渦的位置和測量偏心渦總壓，實驗結(jié)果表明貫流風機的性能主要取決于偏心渦的位置和總壓大小，從而為改進貫流風機的性能指明了方向。隨著計算機存儲量和計算性能的大幅提高，研究人員開始采用計算流體力學技術(shù)（CFD）模擬貫流風機的內(nèi)部流場［8］。設(shè)備改進前進行CFD模擬不僅能方便地尋找相對最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，增加實驗的針對性，大大降低實驗的次數(shù)和成本，而且可以縮短設(shè)計周期。文獻［9］利用CFD方法研究了貫流風機偏心渦總壓、進出口總壓升與葉輪轉(zhuǎn)速關(guān)系的相似定律。文獻［10－15］利用CFD方法，考察了蝸舌位置、蝸舌間隙、進出口角等結(jié)構(gòu)參數(shù)對貫流風機的影響。目前利用CFD技術(shù)考察多結(jié)構(gòu)參數(shù)變化條件下貫流風機內(nèi)部流場的研究很少［16］，只有少數(shù)研究［1，17］從貫流風機內(nèi)部流場分布來研究風機性能，揭示渦與聲的關(guān)系［18－19］。因此，本文根據(jù)某企業(yè)空調(diào)用貫流風機提高風量及降噪的實際要求，利用CFD軟件ANSYS CFX11.0，在貫流風機蝸殼形狀不變的情況下，模擬不同葉片斜度下貫流風機的內(nèi)部流場，考察多結(jié)構(gòu)參數(shù)同時變化對貫流風機內(nèi)部流場及性能的影響，最后通過實驗來驗證模擬的正確性。

1 方 法

圖1所示為某空調(diào)用的貫流風機結(jié)構(gòu)圖，記為模型1。

圖1 貫流風機結(jié)構(gòu)圖

針對模型1風機的實際要求，本文在保持蝸殼形狀及相對葉輪位置不變的前提下，采取增大蝸舌間隙的方法對貫流風機進行改進。相對于葉片的傳輸角及高度，蝸舌間隙更能決定風機的性能［2］。文獻［13］給出了合理的蝸舌間隙范圍應為葉輪外徑（D2）的6%～9%，增大蝸舌間隙，就必須減小D2，如保持葉片形狀及大小不變，只能通過改變?nèi)~片位置實現(xiàn)。因此，引出與葉片位置聯(lián)系緊密的葉片斜度α。

圖2所示為葉片幾何關(guān)系圖，α是葉片中線端點A、B連線與端點A切線的夾角。已有研究發(fā)現(xiàn)外周葉片角β2減小會有利于總壓系數(shù)的提高［3］，因此將葉片斜度減小，分別取α為54°（模型1）、50.5°、49.5°、48.5°、47.5°、46.5°、42.5°，以確定貫流風機最佳效率和總壓系數(shù)。

圖2 葉片幾何關(guān)系圖

鑒于流道形狀復雜，采用ANSYS ICEM CFD軟件對計算域劃分網(wǎng)格，且全部選用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格。整個流域分為葉輪區(qū)的旋轉(zhuǎn)域和非葉輪區(qū)的靜止域，網(wǎng)格數(shù)量約為16×104時，計算精度滿足要求，計算速度可以接受［15］。貫流風機流體域的網(wǎng)格分布如圖3所示。模擬針對三維瞬態(tài)情況進行，采用標準k－ε湍流模型，對流項采用高級精度格式離散，瞬態(tài)項采用二階－向后歐拉差分有限體積方法。

圖3 貫流風機網(wǎng)格分布圖

壁面和流固交界面采用壁面無滑移邊界條件，參考壓力為101.325 kPa，進出均為壓力邊界條件。文獻［9］建議根據(jù)轉(zhuǎn)速來確定時間步長，此處非穩(wěn)態(tài)計算的時間步長設(shè)為8×10－5s，葉輪完成一個旋轉(zhuǎn)周期需要約550個時間步長。已有研究表明，時間步長設(shè)為葉輪旋轉(zhuǎn)周期的1／180即能滿足精度要求［10］，因此本文計算中選取的時間步長已足夠小，能夠捕捉到模擬過程中的細節(jié)現(xiàn)象。

為了考察模擬分析的有效性，利用焓差法（空調(diào)器）綜合性能試驗臺［20］，在國家標準的實驗工況下［21］，測量模型1和模型2物理樣機，在不同轉(zhuǎn)速（1 360、1 250、1 050 r／min）下的風量，并將其與CFD模擬結(jié)果進行對比，以驗證仿真結(jié)果的正確性。

2 結(jié)果與討論

2.1 風機性能系數(shù)

多數(shù)研究［6，16－17，22－23］經(jīng)常通過流量系數(shù)φ、風機效率η、總壓系數(shù)ψt來考察風機性能，這3個系數(shù)都是無量綱參數(shù)。

流量系數(shù)用來表征對應風機結(jié)構(gòu)及其運行狀態(tài)下風機輸送流體的能力，可表示為：

其中，L為葉片軸向長度；D2為葉輪外徑；U2為圓周速度，U2＝πD2n／60；n為風機轉(zhuǎn)速；Q為風機體積流量。

風機效率就是輸送流體的有效功率與輸入扭矩功率之比，可表示為：

其中，Δptot＝ptot－outlet－ptot－inlet為風機總壓升；ptot－inlet與ptot－outlet分別為進、出口處的總壓力值；M為扭矩，M＝9 549 P／n，P為風機額定制冷功率；ω為風機旋轉(zhuǎn)角速度。

總壓系數(shù)用來表征風機所能提供的最大總壓升的能力，可表示為：

其中，ρ為空氣密度。

不同α下風機性能系數(shù)及相關(guān)變量參數(shù)，見表1所列。隨著葉片斜度的減小，內(nèi)周葉片角β1增加，外周葉片角β2減小，葉輪外徑D2減小，直徑比D1／D2與蝸舌間隙ε增加。流量系數(shù)、風機效率及總壓系數(shù)均在α＝48.5°時達到最大，此時風機體積流量Q和總壓升Δptot達到最大。

由（1）式、（2）式可知，風機體積流量Q與性能系數(shù)（φ，η）都成正比關(guān)系，即φ（或η）∝Q。而葉片外徑D2是決定φ和ψt的重要因素，且呈二次反比關(guān)系，即φ（或ψt）∝（1／D2）2。由于在α＝48.5°時風機性能系數(shù)最優(yōu)，因此選該角度下模型，同時增大環(huán)帶內(nèi)徑得到模型2作為改進模型，與模型1進行對比分析。

2.2 偏心渦

文獻［7］最早在研究中提出偏心渦（eccentric vortex）的概念，在當時的貫流風機設(shè)計中，認為強度大的偏心渦可以形成一種密封屏障，以阻止風機出口處氣流的回流。流體兩進兩出貫流風機葉輪，在近蝸舌處形成偏心渦，偏心渦的旋轉(zhuǎn)方向與葉輪旋轉(zhuǎn)方向相同，正是由于偏心渦的存在，排出的氣流又回流到葉輪區(qū)，導致出口的流量減小，造成了能量的大量損失［14］。同時，蝸殼處也形成一個相似的渦，但渦的旋轉(zhuǎn)方向與葉輪旋轉(zhuǎn)方向相反且強度相對偏心渦較弱。在偏心渦核心，流體速度降低，導致偏心渦區(qū)域動壓降低，從而使得其總壓為負值。在出口處，葉輪對氣體做功，氣體相對速度增加，使得出口處靜壓回升，動壓增大，總壓增至最大。因此對比研究2種模型的總壓與速度云圖，對了解貫流風機內(nèi)部流場分布及噪聲源分析至關(guān)重要。

表1 不同α下風機性能系數(shù)及相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)

取軸向中心截面進行分析，得到圖4所示中心截面總壓云圖和圖5所示速度云圖。

由圖4可見，不論是模型1還是模型2，均在貫流風機出口側(cè)靠近蝸舌的地方有一個低壓中心，形成了環(huán)流偏心渦。由進口至偏心渦區(qū)域，流體靜壓逐漸降低，在偏心渦中心達到最低。正是這種壓力梯度使得氣流做橫貫葉輪的運動，形成貫流區(qū)。實驗發(fā)現(xiàn)，偏心渦的大小、位置及強度對風機性能影響較大，而渦的這些參數(shù)又會受到風機幾何參數(shù)和運行工況的影響［7］。由圖4可以發(fā)現(xiàn)，相對模型1而言，模型2的偏心渦位置更加靠近蝸舌，大小基本一樣，但強度明顯減小。這就導致了模型2中蝸殼處壓力分布范圍向風機出口處延伸，而且分布更加均勻，氣流更加平穩(wěn)快速。結(jié)合圖5對比可知，模型2在旋轉(zhuǎn)域及靜止域內(nèi)速度分布范圍明顯比模型1廣，速度梯度減小，從而減小氣流對葉片的沖擊作用，使得內(nèi)部流場分布更加均勻，減小運行噪聲。除此之外，模型2出口處氣流速度比模型1明顯增大，這會直接增加貫流風機出口送風量。有研究通過高速攝像機發(fā)現(xiàn)［10］，風機轉(zhuǎn)速增加會使偏心渦移向渦舌并且減小渦的規(guī)模。結(jié)合本文分析的結(jié)果，可以推斷偏心渦的位置及強度受風機轉(zhuǎn)速和蝸殼、葉片幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)共同制約。

圖4 模型1與模型2總壓對比圖

圖5 模型1與模型2速度對比圖

2.3 總壓分布

圖6所示為總壓ptot沿R＝30 mm的圓周分布，特征角分別對應圖1中的角度。圖6中θtr表示蝸舌處回流結(jié)束位置；θt表示蝸舌所在位置；θvc表示最鄰近偏心渦位置；θcr表示蝸殼處回流開始位置；θc表示蝸殼所在位置。對于模型1和模型2而言，其θtr、θt、θcr、θc基本相同。

這些點將貫流風機流場分為4段：θtr—θvc偏心渦分隔段、θvc—θcr流體出口段、θcr—θc蝸殼渦分隔段及θc—θtr流體進口段。由圖6可見，（θvc1－θt）＞（θvc2－θt）表明模型2的偏心渦比模型1的偏心渦更靠近蝸舌；（θvc1－θtr）＞（θvc2－θtr）表明模型1的偏心渦分隔段大于模型2的偏心渦分隔段。偏心渦分隔段越大，偏心渦引起的回流越多，能量損失越大。一般情況下，渦越靠近蝸舌，貫流風機性能越好［11］。同時，由于θvc1＞θvc2，使得（θcr－θvc1）＜（θcr－θvc2），說明模型1流體出口段有效過流寬度小于模型2出口段有效過流寬度。模型1在0°＜θ＜40°及θc＜θ＜360°（360°與0°重合）這段區(qū)間內(nèi)，流體的總壓均低于40°＜θ＜θtr區(qū)間內(nèi)流體總壓，與圖5中進口段靠近蝸殼側(cè)速度較低區(qū)域相對應，這是因為模型1該區(qū)間速度較低，導致其總壓偏低。

圖6 R＝30 mm總壓圓周分布

對比發(fā)現(xiàn)，改造后風機模型2總壓周向分布連續(xù)性及平滑性都要好于模型1，因此優(yōu)化葉片斜度有利于總壓性能的提高。

2.4 風機出口處性能

圖7、圖8所示分別2種模型出口段總壓、速度分布?？梢钥闯觯谙嗤O(jiān)測點（對應圖1出口段監(jiān)測點），模型2出口總壓和速度均大于模型1的相應值，離葉輪越遠其值越低。這是由于模型2進口段和出口段有效過流寬度增加，出口流速增大［14］，總壓增大，風機流量增加。模型2風量為753 m3／h，比模型1的689 m3／h提高了9.3%。因此在同等條件下，可以用較低的風機轉(zhuǎn)速滿足風量要求，降低風機噪聲。

圖7 模型1與模型2出口總壓對比

圖8 模型1與模型2出口速度對比

2.5 渦流黏度

文獻［3］指出，貫流風機的性能與葉片上渦的脫落密切相關(guān)，脫落的小尺度渦最終會發(fā)展成一個大尺度的偏心渦，惡化貫流風機的性能。如圖9所示，可以看出，模型1葉輪進口段約有5個葉柵通道內(nèi)渦流黏度較大，這是因為在這些葉柵通道內(nèi)形成了脫落渦，這些脫落渦迅速摻混，形成了大尺度的渦結(jié)構(gòu)，由于流體黏性作用，降低了這些葉柵內(nèi)流體速度，與圖5中進口段靠近蝸殼側(cè)速度較低區(qū)域相對應，而這個渦類似于一個大障礙物，阻礙進口氣流進入葉輪，從而縮短了流體進口段有效過流寬度。而模型2（圖9b）在進口段渦流黏度分布更均勻，沒有脫落渦形成的大尺度渦，進口段流速分布平均。在低速流體機械中，進、出口段的部分流道中分離結(jié)構(gòu)所引起的大尺度脫落渦結(jié)構(gòu)，是流體流經(jīng)葉片的主要氣動噪聲源［19］。因此優(yōu)化葉片斜度，可以減少進口段脫落渦的形成，提高出口速度，同時降低風機噪聲。

圖9 模型1與模型2進風段渦流黏度分布圖

2.6 實驗與模擬結(jié)果對比

模型1和模型2實驗與模擬風量對比，見表2所列?？梢钥闯?，在3種轉(zhuǎn)速下，模型1和模型2的模擬風量與實驗測量風量相對誤差均在5%之內(nèi)，模擬所用的模型和方法正確。

表2 實驗與模擬風量對比 m3／h

3 結(jié)束語

采用CFD技術(shù)對某空調(diào)用不同葉片斜度貫流風機進行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，對比了改變?nèi)~輪幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)的2種模型的內(nèi)部流場分布。結(jié)果表明，貫流風機葉片斜度影響偏心渦的位置、大小、總壓分布以及進口段脫落渦的產(chǎn)生。合理的葉片斜度，可以減少進口段脫落渦，提高出風口速度，增大風機流量，優(yōu)化風機性能。焓差法風量實驗驗證了模擬結(jié)果的正確性。

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