小型后向離心風(fēng)機(jī)葉輪葉片出口寬度對(duì)性能的試驗(yàn)分析?

簡曉書 陳 強(qiáng) 賽慶毅 吳和遠(yuǎn) 朱志能

（1.貴州航天林泉電機(jī)有限公司；2.國家精密微特電機(jī)工程技術(shù)研究中心；3.上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院）

小型后向離心風(fēng)機(jī)葉輪葉片出口寬度對(duì)性能的試驗(yàn)分析?

簡曉書1，2陳 強(qiáng)1，2賽慶毅3吳和遠(yuǎn)1，2朱志能1，2

（1.貴州航天林泉電機(jī)有限公司；2.國家精密微特電機(jī)工程技術(shù)研究中心；3.上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院）

在某些特殊場合中，離心風(fēng)機(jī)除滿足額定工況外，還需滿足一定流量范圍內(nèi)的流量-壓力曲線斜率要求。本文通過改變后向離心風(fēng)機(jī)葉輪出口寬度，得到了滿足其流量-壓力曲線斜率要求的葉輪。同時(shí)分析了其他葉輪參數(shù)相同時(shí)，改變?nèi)~輪出口寬度對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響。通過獲得葉輪出口寬度對(duì)風(fēng)機(jī)特性曲線的影響，為風(fēng)機(jī)葉輪出口寬度的設(shè)計(jì)及實(shí)際工程中改造葉輪提供參考。

高速離心風(fēng)機(jī)；后向葉輪；葉片出口寬度；性能曲線

0 引言

對(duì)于一定流量的后向葉輪，如果葉片出口寬度b2過小，出口速度過大，葉輪后的損失增大；而葉片出口寬度b2過大，擴(kuò)壓過大，導(dǎo)致邊界層損失增加[1]。而離心風(fēng)機(jī)葉片出口寬度b2對(duì)風(fēng)機(jī)性能影響，國內(nèi)外很多學(xué)者都做了不少的研究工作。但目前尚缺乏決定葉片出口寬度b2的可靠資料和計(jì)算方法[2]，現(xiàn)有的計(jì)算方法都是建立在已有經(jīng)驗(yàn)基礎(chǔ)上的，不同文獻(xiàn)給出的計(jì)算公式也不盡相同。

在風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)中，葉片出口寬度b2的確定通常采用兩種方法，一種方法是根據(jù)大量已有的離心風(fēng)機(jī)統(tǒng)計(jì)得到葉片出口寬度b2與比轉(zhuǎn)速ns的關(guān)系曲線[3]，或者b2與直徑Ds之間的關(guān)系曲線，在風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)關(guān)系曲線圖取值。但是從總體趨勢上看，關(guān)系曲線大體成一曲線關(guān)系，但這一關(guān)系是十分不嚴(yán)格的，因此，由關(guān)系曲線來確定葉片出口寬度值存在很大隨意性。另外一種方法是通過理論公式計(jì)算，理論公式中某些參數(shù)需要根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取或者根據(jù)關(guān)系曲線取值，同樣存在隨意性。

在某些特殊場合，設(shè)備上不具備安裝流量計(jì)的條件，只能根據(jù)壓力計(jì)的壓力變化進(jìn)行流量控制。普通壓力計(jì)不能適應(yīng)特殊環(huán)境，因國內(nèi)定制壓力計(jì)的靈敏度及零漂等因素，使得一定流量變化在壓力計(jì)上無法顯示，無法滿足控制要求，所以對(duì)風(fēng)機(jī)規(guī)定流量范圍內(nèi)的流量-壓力曲線斜率提出了一定要求。

本文通過改變后向離心風(fēng)機(jī)葉片出口寬度，得到滿足其流量-壓力曲線斜率要求的葉片，同時(shí)探討其他葉片參數(shù)相同，不同葉片出口寬度b2對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響，并獲得出口寬度改變對(duì)風(fēng)機(jī)多個(gè)工況點(diǎn)性能參數(shù)的影響和特性曲線變化趨勢，為葉片出口寬度b2的選擇及實(shí)際工程中改造葉輪提供參考依據(jù)。

1 風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)及試驗(yàn)方法

通過對(duì)風(fēng)機(jī)理論參數(shù)的分析，在已有兩種滿足額定點(diǎn)流量壓力指標(biāo)葉輪的基礎(chǔ)上，選取葉輪參數(shù)關(guān)聯(lián)較少的葉片出口寬度進(jìn)行分析和設(shè)計(jì)，得出相應(yīng)的葉輪模型，從而獲得不同的風(fēng)機(jī)特性曲線。

兩種風(fēng)機(jī)采用相同的結(jié)構(gòu)，其中一種試驗(yàn)風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由葉輪、密封環(huán)、鎖緊螺母、蝸殼以及電機(jī)組成。試驗(yàn)時(shí)，忽略蝸殼、密封環(huán)和鎖緊螺母等零部件對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響，利用現(xiàn)有兩種風(fēng)機(jī)的零部件和電機(jī)，更換不同出口寬度的葉輪進(jìn)行性能試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，通過將電機(jī)閉環(huán)為固定轉(zhuǎn)速，調(diào)整試驗(yàn)裝置閥門來獲得風(fēng)室靜壓、流量壓差、電流等試驗(yàn)參數(shù)，最終轉(zhuǎn)換為標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的風(fēng)機(jī)參數(shù)，得到風(fēng)機(jī)的性能曲線，并對(duì)其進(jìn)行分析。

圖1 風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Centrifugal fan structure

本文試驗(yàn)的兩組葉輪葉片均采用長短機(jī)翼型葉片，進(jìn)口8片，出口16片，葉輪的部分相關(guān)尺寸如表1所示，試驗(yàn)1和試驗(yàn)2部分葉輪和風(fēng)機(jī)實(shí)物如圖2所示。

表1 葉輪相關(guān)尺寸表Tab.1 Impeller parameters

圖2 試驗(yàn)1和試驗(yàn)2風(fēng)機(jī)和葉輪實(shí)物圖Fig.2 Test 1 and test 2 fans and impellers

試驗(yàn)裝置和測試系統(tǒng)嚴(yán)格按照國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 1236-2000工業(yè)通風(fēng)機(jī)用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗(yàn)的要求設(shè)計(jì)、制造[4]，采用B型進(jìn)氣試驗(yàn)裝置進(jìn)行試驗(yàn)，在風(fēng)機(jī)出氣端連接試驗(yàn)裝置，試驗(yàn)裝置實(shí)物如圖3所示。試驗(yàn)用儀器均在檢定周期內(nèi)，精度滿足上述標(biāo)準(zhǔn)要求，試驗(yàn)結(jié)果均為換算到標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的試驗(yàn)結(jié)果。

圖3 試驗(yàn)裝置實(shí)物圖Fig.3 Test device

2 性能試驗(yàn)及試驗(yàn)曲線

2.1 試驗(yàn)1

原風(fēng)機(jī)的葉片出口寬度為2.8mm，其中一個(gè)額定工況點(diǎn)的流量為300L/min時(shí)，全壓為2 500Pa。試驗(yàn)時(shí)采用相同的蝸殼、密封環(huán)和電機(jī)，采用閉環(huán)控制將轉(zhuǎn)速恒定為13 200r/min，分別對(duì)出口寬度為3mm，2.8mm和1.5mm的三個(gè)葉輪進(jìn)行試驗(yàn)，不同出口寬度葉輪的風(fēng)機(jī)性能試驗(yàn)曲線如圖4所示。

圖4 離心風(fēng)機(jī)性能曲線Fig.4 Test 1 centrifugal fan performance curve

葉片出口寬度分別為3mm和1.5mm，相對(duì)于原葉輪葉片出口寬度為2.8mm的性能偏差見表2。

表2 試驗(yàn)1通風(fēng)機(jī)性能偏差表Tab.2 Test 1 centrifugal fan performance deviation %

試驗(yàn)結(jié)果表明，與原葉輪b2=2.8mm相比，b2=3mm葉輪的通風(fēng)機(jī)流量-全壓向右上方偏移，大流量區(qū)的壓力曲線幾乎平行于原葉輪；流量-效率曲線向下方偏移，高效區(qū)域效率低于原葉輪通風(fēng)機(jī)效率，小流量和大流量段效率接近。

b2=1.5mm葉輪的流量-全壓曲線向左下方偏移，且在大流量區(qū)域，隨著流量增大，風(fēng)機(jī)壓力比原葉輪下降速度快，即風(fēng)機(jī)流量-全壓曲線斜率增大。風(fēng)機(jī)流量-效率曲線向左下方偏移，高效點(diǎn)往小流量移動(dòng)，并隨流量增大，效率快速降低。

從圖上看出，在小流量區(qū)域，風(fēng)機(jī)效率比較接近，壓力隨葉片寬度增大而增大。葉輪b2=2.8mm是原設(shè)計(jì)，各種損失應(yīng)是最小的。當(dāng)改變b2后，隨著流量增大，各種損失增大，因此通風(fēng)機(jī)效率有所降低，b2改變?cè)酱?，效率損失越多。

2.2 試驗(yàn)2

為了全面研究葉片出口寬度對(duì)通風(fēng)機(jī)性能的影響，本文采用另一組葉輪進(jìn)行試驗(yàn)分析。原離心風(fēng)機(jī)葉輪出口寬度為1.5mm，其中一個(gè)額定工況點(diǎn)的流量350L/min，全壓5 000Pa。試驗(yàn)時(shí)采用相同的蝸殼、密封環(huán)和電機(jī)進(jìn)行，采用閉環(huán)控制將轉(zhuǎn)速恒定為15 730r/min，分別對(duì)出口寬度為1.5mm和1mm的兩個(gè)葉輪進(jìn)行試驗(yàn)，不同出口寬度葉輪的風(fēng)機(jī)性能試驗(yàn)曲線如圖5所示。

圖5 離心風(fēng)機(jī)性能曲線Fig.5 Test 2 centrifugal fan performance curve

葉片出口寬度1mm，相對(duì)于原葉輪葉片出口寬度為1.5mm的性能偏差見表3。

表3 試驗(yàn)2通風(fēng)機(jī)性能偏差表Tab.3 Test 2 centrifugal fan performance deviation %

試驗(yàn)結(jié)果表明，與原葉輪b2=1.5mm相比，b2=1mm葉輪的通風(fēng)機(jī)流量-全壓、流量-效率曲線向左下方偏移。通風(fēng)機(jī)壓力和效率隨著流量增大而加速降低，最高效率點(diǎn)往風(fēng)機(jī)小流量移動(dòng)。

3 b2對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響

3.1 b2對(duì)通風(fēng)機(jī)流量及壓力的影響[5]

如果忽略葉輪充滿系數(shù)μ的影響，對(duì)于后向葉輪，應(yīng)用連續(xù)方程可以推導(dǎo)出流量與葉片出口寬度b2之間關(guān)系式：

式中，D2為葉輪外徑；τ2為出口阻塞系數(shù)，葉輪為無折邊Δ，則阻塞系數(shù)公式為；c2m為出口子午速度。

由于實(shí)際氣體在葉道中流動(dòng)所產(chǎn)生的各種損失，降低了葉輪傳遞給氣體的能量，則有限葉片理想氣體全壓方程計(jì)算式為：

式中，ε為滑移系數(shù)；ηh為流動(dòng)效率；tanβ2為葉片出口角度 ，；u2為葉輪外緣圓周速度，。

忽略葉片出口寬度改變前后葉輪軸向渦流和摩擦損耗變化的影響，則氣流在葉輪出口處的相對(duì)速度產(chǎn)生偏離量相等，即葉片出口寬度改變前后出口氣流角β2不變。由于葉輪其他結(jié)構(gòu)參數(shù)和轉(zhuǎn)速一定，葉輪出口阻塞系數(shù)τ2相等。由式（1）和式（2）可以看到，葉片出口寬度b2增大時(shí)，風(fēng)機(jī)流量qv增加，壓力不變，風(fēng)機(jī)流量-壓力曲線往右上方偏移；葉片出口寬度b2減小，風(fēng)機(jī)流量qv減小時(shí)，壓力不變，流量-壓力曲線往左下方偏移，由于葉片出口寬度改變后，各種損失增加，壓力會(huì)有所減小，試驗(yàn)結(jié)果也證明了葉片出口寬度b2對(duì)流量和壓力的影響[6]。

3.2 b2對(duì)通風(fēng)機(jī)流量-壓力曲線斜率及效率的影響

根據(jù)流量與壓力推導(dǎo)出流量-壓力曲線斜率關(guān)系式：

將試驗(yàn)1工況流量范圍（240～350L/min）和試驗(yàn)2工況流量范圍（300～420L/min）的流量-壓力曲線進(jìn)行線性擬合，曲線斜率如表4所示。

從表4和式（3）看出，當(dāng)出口寬度b2增大時(shí)，流量-壓力曲線斜率k減?。划?dāng)出口寬度b2減小時(shí)，流量-壓力曲線斜率k增大，試驗(yàn)結(jié)果與理論吻合。

表4 風(fēng)機(jī)流量-壓力曲線斜率Tab.4 Centrifugal fan flow-pressure curve slope

從圖3和圖4看出，在相同流量qv時(shí)，當(dāng)改變b2寬度后，風(fēng)機(jī)出口速度變化，風(fēng)機(jī)的各種損失增大，并且蝸殼和進(jìn)風(fēng)口與葉輪的匹配有所變化，因此風(fēng)機(jī)效率會(huì)有所下降[7]，試驗(yàn)結(jié)果也證明了b2為3mm和1.5mm時(shí)的葉輪效率均有所下降。

同時(shí)在大流量區(qū)域，隨著流量的進(jìn)一步增大，壓力曲線下降加快[8]，即流量-壓力斜率增大，同時(shí)效率降低更明顯。

3.3 b2對(duì)通風(fēng)機(jī)工況性能改變

由于b2改變后，風(fēng)機(jī)的設(shè)計(jì)工況點(diǎn)也隨著發(fā)生變化，忽略其他因數(shù)的影響，則b2改變后的流量：

式中，b2，qv分別為原風(fēng)機(jī)的葉片出口寬度和設(shè)計(jì)工況點(diǎn)流量；帶有“′”的為b2改變后的出口寬度和對(duì)應(yīng)流量。按式（4）計(jì)算得到b2改變后新風(fēng)機(jī)工況點(diǎn)的流量，并根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)得到該點(diǎn)的壓力和效率，表5即為兩組原風(fēng)機(jī)工況點(diǎn)和b2改變后新風(fēng)機(jī)等效工況點(diǎn)的性能。

從表5可以看出，按式（4）等效新風(fēng)機(jī)工況點(diǎn)后，試驗(yàn)一中當(dāng)葉片寬度由2.8mm增大為3mm時(shí)，壓力增大3.4%，效率降低小于1%，說明葉輪葉片出口寬度變化較小時(shí)，葉輪內(nèi)部等效點(diǎn)的氣體流動(dòng)狀態(tài)基本一致，與前文理論分析一致。

表5 通風(fēng)機(jī)b2改變前后工況點(diǎn)性能參數(shù)Tab.5 The performance parameters of the centrifugal fan before and after changesb2

試驗(yàn)1中葉片寬度b2由2.8mm減小1.5mm和試驗(yàn)2中b2由1.5mm變?yōu)?mm時(shí)，等效工況點(diǎn)的壓力和效率降低較大。由于葉片柵距不變，葉片出口寬度減小，相應(yīng)工況點(diǎn)流道內(nèi)的摩擦損耗和渦流損失增大，導(dǎo)致風(fēng)機(jī)流動(dòng)損失增大，進(jìn)而降低了通風(fēng)機(jī)的實(shí)際壓力和效率。同時(shí)還可以看出，b2存在一個(gè)最佳值使風(fēng)機(jī)效率最高。

4 數(shù)值分析

為了進(jìn)一步分析葉輪出口寬度對(duì)風(fēng)機(jī)性能變化的影響以及探討其性能變化的內(nèi)在依據(jù)，本文選取試驗(yàn)2中出口寬度為1.5mm和1mm的葉輪進(jìn)行仿真分析。

采用CFD分析軟件Fluent對(duì)風(fēng)機(jī)進(jìn)行流場仿真分析。仿真時(shí)設(shè)置相同轉(zhuǎn)速，邊界條件采用自由進(jìn)口、壓力出口以及壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。同一截面的全壓云圖和速度云圖如圖6和圖7所示，從圖上可以看到出口寬度為1mm的葉輪出口處速度大，且葉片壓力面與吸力面速度差異明顯，在流道內(nèi)容易形成回流，影響風(fēng)機(jī)效率。從整體來看，葉輪出口寬度減小，相同流量下風(fēng)機(jī)壓力減小，效率降低，與理論分析一致。

圖6 同一截面的全壓云圖Fig.6 The total pressure in the same section

圖7 同一截面的速度云圖Fig.7 The velocity in the same section

5 結(jié)論

本文通過兩組不同出口寬度b2葉輪的性能試驗(yàn)，并進(jìn)行理論分析和比較，得出以下結(jié)論：

1）當(dāng)b2改變后，風(fēng)機(jī)各種損失增大，效率降低。隨著b2減小，風(fēng)機(jī)流量-壓力曲線往左下方偏移，并隨流量增大降低。

2）風(fēng)機(jī)的工況點(diǎn)隨著葉片出口寬度b2變化而移動(dòng)。相對(duì)流量的變化，風(fēng)機(jī)壓力變化小，并隨著出口寬度變化量增大，壓力降低量增加。

3）葉片出口寬度的變化改變了流量-壓力曲線斜率k，可以利用該特性來設(shè)計(jì)有多個(gè)不同工況點(diǎn)流量-壓力需求的風(fēng)機(jī)。通過本文試驗(yàn)研究，采用了試驗(yàn)一中b2=1.5mm葉輪方案，使其滿足三個(gè)工況點(diǎn)的流量和壓力要求。

根據(jù)改變?nèi)~輪葉片出口寬度的性能變化規(guī)律，為實(shí)際工程中已有風(fēng)機(jī)的葉片出口寬度改造提供依據(jù)。通過本文試驗(yàn)說明了該改型設(shè)計(jì)方法是可行的，具有一定的實(shí)用價(jià)值。

[1]李慶宜.通風(fēng)機(jī)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1981.

[2]Ech B.Fans[M].Pergamon Press，Oxford，1973.

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[4]國家質(zhì)量技術(shù)監(jiān)督局.GB/T1236-2000工業(yè)通風(fēng)機(jī)用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗(yàn)[S].北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2001.

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Effect of the Blade Outlet Width on the Performance of Small High Speed Backward Curved Centrifugal Fans

Xiao-shu Jian1,2Qiang Chen1,2Qing-yi Sai3He-yuan Wu1,2Zhi-neng Zhu1,2
（1.Guizhou Aerspace Linquan Motor Co.Lth；2.National Engineering Research Center for Small and Special Precision Motors；3.School of Energy and Power Enginerning,University of Shanghai for Science and Technology）

In special cases,centrifugal fans have to meet not only the rated operating conditions but also a certain slope of the flow-pressure curve within a specific flow range.In this paper,an impeller that exhibits a certain slope of the flowpressure curve is obtained by changing the impeller blade outlet width.At the same time,the influence of the impeller blade outlet width on the performance of the fan is analyzed while keeping all other impeller parameters constant.The influence of the blade outlet width on the fan characteristic curve is determined,which can provide a reference case for the design of the impeller outlet width in the engineering practice of impeller modifications.

high-speed centrifugal fan,backward curved impeller,blade outlet width,performance curve

TH43；TK05

1006-8155-(2017)05-0071-06

A

10.16492/j.fjjs.2017.05.0012

黔科合人才團(tuán)隊(duì)[2014]4023號(hào)資助，貴州省航天用低噪聲、長壽命、高可靠微特電機(jī)關(guān)鍵技術(shù)攻關(guān)科技創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)

2017-05-08 貴州 貴陽 550081