基于流固耦合仿真的小型軸流風(fēng)扇優(yōu)化設(shè)計(jì)

許名珞/東南大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院

基于流固耦合仿真的小型軸流風(fēng)扇優(yōu)化設(shè)計(jì)

許名珞/東南大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院

0 引言

軸流風(fēng)扇作為一種通用葉輪機(jī)械，被廣泛應(yīng)用在生產(chǎn)生活的各個(gè)行業(yè)。目前軸流風(fēng)扇普遍存在效率低、噪聲大的問題，因此對軸流風(fēng)扇的技術(shù)優(yōu)化展開研究工作是十分必要的。近些年來，葉片彎掠技術(shù)在葉輪機(jī)械領(lǐng)域顯示了良好的應(yīng)用前景。經(jīng)過大量實(shí)踐證明，采用葉片彎掠技術(shù)可以有效地實(shí)現(xiàn)減小流動損失、提高氣動效率以及降低氣動噪聲的目的[1-4]。此外，軸流風(fēng)扇的葉片翼型、安裝角、葉片數(shù)等主要結(jié)構(gòu)參數(shù)將直接影響其流量、靜壓、軸功率等氣動性能[5-7]。

本文的研究對象為格力博公司的一款小型軸流風(fēng)機(jī)。針對其出風(fēng)口流量較小的問題，決定對其軸流風(fēng)扇這一關(guān)鍵部件在原有基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。本文首先利用CFD技術(shù)進(jìn)行軸流風(fēng)扇優(yōu)化[8]，決定選用新的AH79-100C翼型作為風(fēng)扇葉片翼型，改安裝角為32.5°，設(shè)計(jì)葉片周向后彎8°。然后基于流固耦合仿真技術(shù)，對新風(fēng)扇進(jìn)行了強(qiáng)度校核。數(shù)值仿真結(jié)果表明：仿真結(jié)果與企業(yè)實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果相符，優(yōu)化后的軸流吹風(fēng)機(jī)出口流量比優(yōu)化前提高了10.59％，新軸流風(fēng)扇的強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，總體達(dá)到了優(yōu)化目標(biāo)。

1 數(shù)值模型的建立

圖1 軸流風(fēng)機(jī)幾何模型及網(wǎng)格模型圖

隨著CFD技術(shù)發(fā)展的日漸成熟，其數(shù)值解法日趨多樣化。根據(jù)離散原理不同，CFD數(shù)值解法大體可分為三種方法：有限差分法、有限元法和有限體積法[9]。本文基于商業(yè)軟件FLUENT采用有限體積法和多重參考坐標(biāo)系法（MRF）對模型進(jìn)行求解[10]。

1.1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

根據(jù)企業(yè)提供的軸流吹風(fēng)機(jī)實(shí)物模型，利用三維造型軟件Solidworks建立簡化后的軸流吹風(fēng)機(jī)幾何模型，如圖1（a）所示。模型主要包括進(jìn)風(fēng)管、軸流風(fēng)扇、導(dǎo)流葉片、導(dǎo)流錐、出風(fēng)管。

在FLUENT的前處理軟件Gambit中對幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格離散?？紤]到風(fēng)扇、導(dǎo)流葉片等結(jié)構(gòu)復(fù)雜，將流體區(qū)域采用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，同時(shí)為了提高計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性合計(jì)算效率，在風(fēng)扇附近的旋轉(zhuǎn)流體區(qū)域和導(dǎo)流葉片處流體區(qū)域細(xì)化網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為8 756 257，如圖1（b）所示。

1.2 邊界條件設(shè)置

邊界條件是定義計(jì)算區(qū)域邊界未知量或其倒數(shù)的函數(shù)，是求解CFD問題的必要條件。根據(jù)流場解法的不同，對邊界條件的處理方式也不同。本文軸流風(fēng)機(jī)模型所用到的邊界條件有：壓力進(jìn)口、壓力出口、壁面、內(nèi)部連通面和流體區(qū)域。如圖2（a）所示。由于本文將空氣作為不可壓縮流體且進(jìn)、出風(fēng)口分別與大氣相連通，故將進(jìn)、出風(fēng)口邊界條件分別設(shè)置為壓力進(jìn)口和壓力出口；將軸流風(fēng)扇、導(dǎo)流葉片、導(dǎo)流錐以及進(jìn)出風(fēng)管壁面都設(shè)置為壁面；將旋轉(zhuǎn)流體區(qū)域與整個(gè)計(jì)算域的交界面設(shè)置為內(nèi)部連通面；將進(jìn)、出風(fēng)管道和旋轉(zhuǎn)流體區(qū)域均設(shè)置為流體區(qū)域。

1.3 初始環(huán)境及求解策略

在FLUENT軟件中，模型的數(shù)值計(jì)算是通過在網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)上定義控制方程組，對各方程組進(jìn)行求解，從而得到單位網(wǎng)格的質(zhì)量和速度等關(guān)系特征。由于本文建立的軸流風(fēng)機(jī)模型結(jié)構(gòu)簡單，其管道內(nèi)空氣流動狀態(tài)并不是很復(fù)雜，因此采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型進(jìn)行計(jì)算。流場算法則選取工程上應(yīng)用最廣泛的壓力耦合方程組的半隱式解法，即SIMPLE(Semi-Implicit Method for Pressure-linked Equations)算法?？刂品匠踢x取三維穩(wěn)態(tài)下的質(zhì)量守恒方程和動量守恒方程。收斂準(zhǔn)則和松弛因子設(shè)置均采用FLUENT軟件中的默認(rèn)設(shè)置。

2 仿真結(jié)果及分析

根據(jù)企業(yè)的測試報(bào)告，軸流風(fēng)機(jī)在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為18 900r/min時(shí)進(jìn)行出口流量測試，因此進(jìn)行數(shù)值仿真時(shí)，旋轉(zhuǎn)區(qū)域轉(zhuǎn)速設(shè)置為18 900r/min，流場計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 軸流風(fēng)機(jī)流場計(jì)算結(jié)果

企業(yè)在樣機(jī)測試中測得出口風(fēng)速為45m/s，而流場仿真結(jié)果為出口體積流量為0.148 3m3/s，即風(fēng)速為44.7m/s，實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果非常接近，因此所建立的軸流風(fēng)機(jī)流場數(shù)值仿真模型能夠準(zhǔn)確反映實(shí)際情況。

本文中的軸流風(fēng)機(jī)幾何模型具有軸對稱的特點(diǎn)，因此其中軸面的流場分布情況可以反映整個(gè)流場，軸流風(fēng)機(jī)中軸面靜壓云圖如圖2（a）所示，速度云圖如圖2（b）所示。

圖2 軸流風(fēng)機(jī)流場靜壓和速度分布圖

從流場靜壓云圖來看，進(jìn)風(fēng)管道和出風(fēng)管道的壓力分布都很均勻，說明在進(jìn)風(fēng)管道和出風(fēng)管道處沒有空氣回流現(xiàn)象，導(dǎo)流葉片和導(dǎo)流錐起到了很好的整流作用。從流場速度云圖來看，風(fēng)扇處有較多的回流和渦流，特別是葉尖處流速較大，回流和渦流現(xiàn)象明顯。受風(fēng)扇回流和渦流的影響，風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口空氣流速逐漸增加，進(jìn)風(fēng)管道內(nèi)流速分布不均勻。因此要想達(dá)到提高出風(fēng)口風(fēng)速的目標(biāo)，只能通過減小風(fēng)扇處回流和渦流現(xiàn)象，從優(yōu)化軸流風(fēng)扇方面展開工作。

3 軸流風(fēng)扇的優(yōu)化

目前國內(nèi)外學(xué)者大多采用建立風(fēng)扇風(fēng)道模型來研究風(fēng)扇性能。根據(jù)文獻(xiàn)[11]，本文采用管道進(jìn)口、管道出口風(fēng)扇性能測試要求建立風(fēng)扇風(fēng)道幾何模型，其中進(jìn)風(fēng)管道長度為4倍風(fēng)扇當(dāng)量直徑，出風(fēng)管道長度為6倍風(fēng)扇當(dāng)量直徑。風(fēng)道截面為圓形，直徑等于風(fēng)扇當(dāng)量直徑。建立完成的風(fēng)扇風(fēng)道幾何模型如圖3所示。

圖3 風(fēng)扇風(fēng)道幾何模型

原軸流風(fēng)扇的葉片翼型為NACA4409翼型，翼型幾何圖形和風(fēng)扇三維模型如圖4所示。原風(fēng)扇的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為：葉片數(shù)為11，葉輪直徑為89mm，輪轂直徑為57mm，葉根安裝角為30°，葉片偏轉(zhuǎn)角為24°，無彎掠角。

圖4 NACA4409翼型及原風(fēng)扇三維模型圖

本文針對軸流風(fēng)扇葉片翼型、葉根安裝角以及葉片彎掠角進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，共設(shè)計(jì)了4個(gè)新風(fēng)扇。依次編號如下：原風(fēng)扇為0號，只改變安裝角的新風(fēng)扇為1號，只改變?nèi)~片翼型的新風(fēng)扇為2號，設(shè)計(jì)后彎角的為3號，同時(shí)改變?nèi)~片安裝角和翼型，并設(shè)計(jì)后彎角的新風(fēng)扇為4號。AH79-100C翼型與4號新風(fēng)扇的三維模型如圖5所示。

圖5 AH79-100C翼型及4號新風(fēng)扇三維模型圖

參照軸流風(fēng)機(jī)流場數(shù)值模型的建立過程，建立原風(fēng)扇和新風(fēng)扇的風(fēng)道流場數(shù)值計(jì)算模型，設(shè)置風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為20 000r/min，并利用FLUENT軟件進(jìn)行仿真計(jì)算。原風(fēng)扇與新風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)及流場仿真計(jì)算結(jié)果比較如表2所示。

由0號風(fēng)扇與2號風(fēng)扇的計(jì)算結(jié)果對比可知，AH79-100C翼型比NACA4409翼型具有更好地氣動特性。相比于NACA4409翼型風(fēng)扇，AH79-100C翼型風(fēng)扇流量提高了4.50％。由4號風(fēng)扇的計(jì)算結(jié)果可知，改風(fēng)扇翼葉片翼型為AH79-100C，增大葉根安裝角為32.5°，設(shè)計(jì)后彎角為8°，風(fēng)扇出口流量較原風(fēng)扇提高7.11％。

將新風(fēng)扇參數(shù)代入到軸流風(fēng)機(jī)流場數(shù)值計(jì)算模型中，評價(jià)新風(fēng)扇對軸流風(fēng)機(jī)流場的影響，結(jié)果如表3所示。

由表3可知，更換新風(fēng)扇后，軸流風(fēng)機(jī)出口流量增加10.59％，達(dá)到企業(yè)要求的優(yōu)化目標(biāo)（10％）；新風(fēng)扇的軸功率為441W，也在企業(yè)可以接受的范圍之內(nèi)（＆lt;500W）；新風(fēng)扇的全壓效率較原風(fēng)扇也略微有所提高。因此從流場計(jì)算結(jié)果來看，更換新風(fēng)扇能使軸流風(fēng)機(jī)性能得到改善。

4 新風(fēng)扇葉片強(qiáng)度校核

風(fēng)扇在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)會受到離心力以及風(fēng)載荷的作用，從而風(fēng)扇內(nèi)部產(chǎn)生應(yīng)力并引起變形，因此需要對新風(fēng)扇進(jìn)行強(qiáng)度校核，保證其最大應(yīng)力和最大變形量均保持在許可范圍之內(nèi)。本文基于流固耦合仿真技術(shù)，在商業(yè)軟件ANSYS的Workbench平臺上對新風(fēng)扇進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析時(shí)將流場計(jì)算所得風(fēng)載荷施加到模型中，可以提高結(jié)構(gòu)分析的準(zhǔn)確度。

新風(fēng)扇在實(shí)際工作中，其輪轂處有一個(gè)直徑為12.5mm的軸孔，實(shí)現(xiàn)與驅(qū)動軸的配合。在結(jié)構(gòu)分析的過程中需要在此軸孔上施加圓柱面約束（Cylindrical Support），因此在新風(fēng)扇三維模型中添加軸孔。此外，在風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心處施加慣性載荷Rotational velocity，設(shè)置轉(zhuǎn)速為18 900r/min；通過Workbench平臺中的流固耦合分析子模塊[FSI：Fluid Flow（FLUENT）-＆gt;Static Structural）]，在模型中導(dǎo)入風(fēng)載荷。風(fēng)載荷導(dǎo)入情況如圖6（a）所示，約束和載荷施加情況如圖6（b）所示。

表2 原風(fēng)扇與新風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)及流場仿真結(jié)果對比表

表3 新風(fēng)扇對軸流吹風(fēng)機(jī)流場影響表

圖6 流固耦合分析中約束和載荷的施加情況圖

在模型中設(shè)定風(fēng)扇材料為PA6，密度為1 120kg/m3，楊氏模量為2.62e9Pa，泊松比為0.34。前處理完成后對模型進(jìn)行計(jì)算，得到風(fēng)扇變形云圖如圖7（a）所示，應(yīng)力云圖如圖7（b）所示。

圖7 變形云圖與應(yīng)力云圖

由圖8可知，新風(fēng)扇的最大變形發(fā)生在葉尖處，最大變形量為0.27mm，小于最大允許值0.50mm；最大應(yīng)力發(fā)生在葉根處，最大應(yīng)力值為7.01MPa，小于最大允許值51MPa，因此新風(fēng)扇滿足強(qiáng)度要求。

5 結(jié)論

1）原軸流吹風(fēng)機(jī)的風(fēng)扇處有較多的回流和渦流，特別是葉尖處流速較大，回流和渦流現(xiàn)象明顯。受風(fēng)扇回流和渦流的影響，風(fēng)扇進(jìn)風(fēng)口空氣流速逐漸增加，進(jìn)風(fēng)管道內(nèi)流速分布不均勻。

2）AH79-100C翼型具有比NACA4409翼型更好的氣動特性，相比于NACA4409翼型風(fēng)扇，AH79-100C翼型風(fēng)扇流量可提高4.50％。

3）將風(fēng)扇葉片翼型由NACA4409翼型改為AH79-100C翼型，適當(dāng)增大葉片安裝角，合理設(shè)計(jì)葉片后彎角，能夠提高風(fēng)扇氣動性能，新風(fēng)扇能使軸流風(fēng)機(jī)出口流量增加10.59％。

4）基于ANSYS的Workbench平臺，利用流固耦合仿真分析的方法在風(fēng)扇葉片上添加流場計(jì)算得到的風(fēng)載荷，對新風(fēng)扇進(jìn)行強(qiáng)度校核，結(jié)果表明新風(fēng)扇是滿足強(qiáng)度要求的。

本文的研究成果已應(yīng)用到某型號軸流風(fēng)機(jī)中，解決了其出風(fēng)口流量較小的問題，同時(shí)對其他設(shè)備中軸流風(fēng)扇的設(shè)計(jì)也有重要的參考價(jià)值。本文僅側(cè)重研究了軸流風(fēng)機(jī)的流場相關(guān)問題，還需進(jìn)一步對軸流風(fēng)機(jī)的氣動噪聲進(jìn)行研究。

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為了解決某初步設(shè)計(jì)的軸流吹風(fēng)機(jī)出風(fēng)口流量較小的問題，本文對軸流風(fēng)扇了進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終將風(fēng)扇葉片翼型由NACA4409翼型改為AH79-100C翼型，葉片安裝角由30°增大為32.5°，設(shè)計(jì)葉片后彎角為8°?；谟?jì)算流體力學(xué)理論，建立了軸流吹風(fēng)機(jī)流場和軸流風(fēng)扇風(fēng)道流場的數(shù)值計(jì)算模型，運(yùn)用Fluent軟件進(jìn)行流場數(shù)值仿真?；贏NSYS軟件的Workbench平臺，利用流固耦合仿真分析方法對優(yōu)化后的軸流風(fēng)扇進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，校核了新風(fēng)扇的強(qiáng)度。數(shù)值仿真結(jié)果表明：仿真結(jié)果與企業(yè)實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果相符，優(yōu)化后的軸流吹風(fēng)機(jī)出口流量較優(yōu)化前增加了10.59％，新風(fēng)扇軸功率滿足企業(yè)要求，強(qiáng)度也滿足設(shè)計(jì)要求，總體達(dá)到了優(yōu)化目標(biāo)。

軸流風(fēng)扇；翼型；后彎角；計(jì)算流體力學(xué)；流固耦合；優(yōu)化；強(qiáng)度校核

Optimization of Small Axial-flow Fan Based on Fluid-structure Interaction Simulation

Xu Mingluo/School of Mechanical Engineering,Southeast University

axial-flow fan;airfoil; back-bending angle;computational fluid dynamics;fluid-structure interaction；optimization；strength check

TH432.1；TK05

A

1006-8155（2015）01-0028-06

10.16492/j.fjjs.2015.01.126

2014-09-02江蘇南京211189

Abstract:In order to address the small outlet flowrate issue of a preliminary designed axial flow fan,this paper optimizes the axial-flow fan,changed the airfoil of fan blades from NACA4409 to AH79-100C,increased the blades setting angle from 30 to 32.5 degrees,and designed the blade back-bending angle of 8 degrees.Based on the theory of computational fluid dynamics,a numerical model to compute the air-flow field and the axial-flow fan duct is set up and Fluent software is used to numerically simulate on flow field.Based on the ANSYS Workbench Platform,structural analysis for the optimized axial-flow fan using fluid-structure interaction simulation method is made,and the strength of the new fan is checked.The simulation resultsshow that simulation results coincide with enterprise test results,the outlet flowrate of the optimized axial flow fan increased 10.59％,the shaft power of new axial-flow fan meets enterprise requirements,the strength also meets the design requirements,and the optimization goals are achieved.