考慮輪蓋結(jié)構(gòu)及間隙的風(fēng)機優(yōu)化設(shè)計

余晴陽， 吳鵬， 鄧業(yè)林

(1.蘇州大學(xué)軌道交通學(xué)院， 蘇州 215006； 2. 蘇州大學(xué)機電工程學(xué)院， 蘇州 215006)

離心式風(fēng)機被廣泛應(yīng)用于航海、航空、工業(yè)等領(lǐng)域，并且使用范圍不斷擴大[1]。離心式風(fēng)機性能受葉片子午面形狀、葉片安裝角、蝸殼型線等參數(shù)影響[2]。離心式風(fēng)機的性能優(yōu)化也是中外專家學(xué)者的關(guān)注與研究方向[3]。展宗貞等[4]研究了不同形狀的葉尖小翼對風(fēng)機性能的影響，研究結(jié)果表明：垂直的葉尖的形狀會同時提高風(fēng)機的風(fēng)量和效率。肖千豪等[5]提出一種二次非均勻B樣條曲線的葉型參數(shù)化方法，改變?nèi)~輪葉片的出口角、葉型的弦長和葉型最大彎曲度，研究結(jié)果表明：改變?nèi)~輪參數(shù)組合可以提高風(fēng)機性能。Bonaiut等[6]通過對離心式壓縮機的研究，發(fā)現(xiàn)葉輪葉片進口處的葉片邊緣厚度和葉片前安裝角對葉輪性能的影響更大。陳強等[7]發(fā)現(xiàn)離心式風(fēng)機的泄露間隙會對風(fēng)機靜壓效率產(chǎn)生影響。呂玉坤等[8]通過理論計算的方法得出蝸殼寬度變化對風(fēng)機性能有明顯的影響。王軍等[9]通過試驗研究得出改變蝸殼型線能夠大幅度提升原風(fēng)機性能。劉小民等[10]通過實驗測量和數(shù)值模擬方法研究了內(nèi)凹式蝸舌對多翼離心風(fēng)機氣動性能的影響，結(jié)果表明，采用內(nèi)凹式蝸舌能夠抑制流動分離，提高風(fēng)機氣動性能。魏銘等[11]利用數(shù)值模擬和實驗測量相結(jié)合的方法，研究集流器結(jié)構(gòu)對多翼式離心風(fēng)機氣動性能的影響，結(jié)果表明，隨著集流器與葉輪之間軸向間隙的增大，風(fēng)機氣動性能的變化呈非線性。

現(xiàn)有研究將更多關(guān)注放在通過改變?nèi)~輪來改變離心式風(fēng)機性能，蝸殼作為離心式風(fēng)機中唯一的不對稱組件，主要作用是輸送葉輪出流至風(fēng)機出口，是離心式風(fēng)機中性能最差的組件，改變蝸殼結(jié)構(gòu)會對風(fēng)機性能產(chǎn)生影響，蝸殼效率的提升對于風(fēng)機氣動性能的提高具有重要意義。與此同時現(xiàn)有研究對葉輪對風(fēng)機的氣動性能影響的研究已經(jīng)非常成熟[12-17]，但是對蝸殼的研究卻不多，對風(fēng)機輪蓋間隙與葉輪的匹配度的研究幾乎空白。這是由于蝸殼結(jié)構(gòu)復(fù)雜，單純靠實驗對蝸殼性能進行研究需要反復(fù)開模，實驗成本較高。現(xiàn)以某工業(yè)離心式風(fēng)機為研究對象，對風(fēng)機進行模擬計算與內(nèi)流場流動分析，研究蝸殼上蓋板形狀以及蝸殼與葉輪間隙對風(fēng)機性能的影響，從而對風(fēng)機進行優(yōu)化。

1 數(shù)值模擬計算

由于實驗手段和成本的限制，離心風(fēng)機實驗雖然能夠較為準(zhǔn)確測得風(fēng)機壓力，但是對于一些狹小位置的流動卻很難得到準(zhǔn)確的結(jié)果。數(shù)值模擬需要實驗作為依據(jù)，保證模擬的準(zhǔn)確性，因此將實驗與數(shù)值模擬計算相結(jié)合，對離心式風(fēng)機氣動性能進行優(yōu)化。圖1為研究流程圖。首先，利用數(shù)值模擬

圖1 優(yōu)化研究流程圖Fig.1 Flow chart of optimization research

的方法對風(fēng)機內(nèi)部流動進行計算；其次，通過實驗的方式對數(shù)值模擬計算進行驗證；最后，對風(fēng)機進行參數(shù)敏感性研究?？紤]到改變蝸殼上蓋板結(jié)構(gòu)的實際操作的難度并不大，因此對風(fēng)機上蓋板結(jié)構(gòu)的參數(shù)影響的研究采用實驗的方法，由于需要通過多次改變?nèi)~輪與上下蓋板的間隙，以及改變?nèi)~輪前安裝角需要重新開模，成本較高，因此對于以上參數(shù)研究采用數(shù)值模擬方法。

由于實驗采用的U型壓力計測得數(shù)據(jù)是前后靜壓，因此對于實驗靜壓差的計算采用工業(yè)計算方式，即直接用風(fēng)機出口靜壓減去進口靜壓，對于數(shù)值模擬計算涉及的參數(shù)實驗，靜壓差的計算采用出口靜壓減去進口全壓的計算方式。

1.1 風(fēng)機模型

采用的風(fēng)機為工業(yè)用離心式風(fēng)機，該風(fēng)機主要幾何參數(shù)如表1所示。

表1 風(fēng)機主要幾何參數(shù)表Table 1 Main geometrical parameters of fan

1.2 控制方程

對于離心式風(fēng)機內(nèi)部流動主要控制方程有連續(xù)方程、運動方程、能量方程。

1.2.1 連續(xù)方程

(1)

即

(2)

式中：ρ為流體密度；ux為u在x方向的速度；uy為u在y方向的速度；uz為u在z方向的速度。

1.2.2 運動方程

(3)

式(3)中：ui、uj為流體速度分量；xi、xj為坐標(biāo)軸分量；i，j=1，2，3；ρ為流體密度，kg/m3；P為壓力，Pa；Fi為質(zhì)量力；υ為運動黏性系數(shù)，m2/s。

1.2.3 能量方程

(4)

式(4)中：mij為黏性應(yīng)力張量；e為單位質(zhì)量流體的內(nèi)能；Q為流體從外界所獲得的熱能；qi為單位時間單位容積內(nèi)的熱量。

1.3 湍流模型

1.3.1 標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型

在工業(yè)生產(chǎn)中，常用k-ε模型解決大多數(shù)問題，k-ε是半經(jīng)驗公式，引入了關(guān)于湍動能k和湍動耗散率ε的方程。

k和ε相應(yīng)的輸送方程為

(5)

(6)

式中：Gb為湍動能k的產(chǎn)生項，對于風(fēng)機內(nèi)部不可壓縮流體，Gb=0。根據(jù)實驗驗證，G1ε=1.44，G2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3，YM=0，Sk=0，Sε=0。

在該模型中湍流黏度μt可以表示成k和ε的函數(shù)，即

(7)

1.3.2 SSTk-ω模型

湍流模型使用SSTk-ω模型，該模型在近壁面區(qū)使用標(biāo)準(zhǔn)k-ω模型，在遠場區(qū)使用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，通過引入混合函數(shù)F1和F2來實現(xiàn)不同湍流尺度區(qū)域?qū)ν牧髂Ｐ偷霓D(zhuǎn)換，其中

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

式中：β′=0.009；σω2=2。

1.4 網(wǎng)格劃分

為了保證與實際試驗完全一致，將進口流道模型拉伸200 mm，出口延長1 620 mm，為了方便試驗在出口處將風(fēng)機與內(nèi)徑150 mm直接用螺桿連接，因此處理流道幾何模型時，同樣將出口延長部分進行了擴張，如圖2(a)所示。采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對風(fēng)機進行劃分。為了使計算更加精確，對于葉輪區(qū)域采用加密處理。網(wǎng)格數(shù)量影響風(fēng)機靜壓，隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，風(fēng)機靜壓先上升在下降最后趨于穩(wěn)定。綜合考慮計算準(zhǔn)確性與計算量，最后選取葉輪區(qū)域654萬，蝸殼區(qū)域85萬，風(fēng)機整體870萬的網(wǎng)格劃分方法。為了減少計算量且使計算便于收斂，后續(xù)風(fēng)機幾何參數(shù)敏感性研究，涉及數(shù)值模擬方法時，處理流道幾何模型均將進口出口部分進行延長，如圖2(b)所示，此時網(wǎng)格總數(shù)為753萬。在劃分網(wǎng)格

圖2 網(wǎng)格劃分結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Diagram of meshing structure

時，對葉輪區(qū)域和近壁面等流動影響較大的區(qū)域進行局部加密，以提升網(wǎng)格質(zhì)量，增加計算精度，如圖2(c)所示。

1.5 計算設(shè)置

在利用CFX進行數(shù)值計算時，設(shè)置流量入口，壓力出口，湍流強度設(shè)定為5%，采用無滑移固體壁面條件，設(shè)定計算收斂條件為10-5。風(fēng)機分為葉輪和蝸殼兩部分，對應(yīng)的風(fēng)機模型分為葉輪旋轉(zhuǎn)域與蝸殼靜止域，對于旋轉(zhuǎn)域與靜止域的耦合采用Mixing Plane進行處理。

2 實驗設(shè)計與驗證

風(fēng)機實驗按照《工業(yè)通風(fēng)機標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進行性能試驗》(GB/T 1236—2000)進行設(shè)計，在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，溫度26 ℃的條件下進行。實驗系統(tǒng)實景圖如圖3所示，實驗共測量12個工況點，實驗過程基于U型壓力計對壓力進行測量。風(fēng)機性能實驗之前，首先檢查實驗裝置、實驗環(huán)境以及實驗運轉(zhuǎn)條件是否正常。在實驗過程中，對于風(fēng)機測試數(shù)據(jù)的讀取需要在各工況點風(fēng)機穩(wěn)定運行之后再進行讀取。實驗結(jié)果如圖4所示。該風(fēng)機在轉(zhuǎn)速5 841 r/min，風(fēng)量289 m3/h的工況下靜壓效率最高，此時風(fēng)機靜壓差1 690 Pa，靜壓效率57%。在實際工業(yè)生產(chǎn)中需要將靜壓差和靜壓效率綜合考慮，因此對轉(zhuǎn)速6 135 r/min，風(fēng)量233 m3/h的工況進行研究。

進氣口測得風(fēng)量以及前壓，在距風(fēng)機出口1 400 mm處測量后壓，經(jīng)過測量得到在溫度26 ℃、風(fēng)量233 m3/h的工況下風(fēng)機靜壓差為2 050 Pa。采用數(shù)值計算得到在對應(yīng)位置的進出口靜壓差為1 990.72 Pa，誤差率2.9%。因此通過試驗與數(shù)值計算的結(jié)果對比驗證了數(shù)值模型的正確性。在工程應(yīng)用方面，模擬計算的誤差是可接受的，從而說明計算模型和方法是可靠有效的。

圖3 實驗系統(tǒng)實景圖Fig.3 Real view of the experimental system

圖4 風(fēng)機靜壓及靜壓效率圖Fig.4 Static pressure and static pressure efficiency diagram of fan

3 風(fēng)機幾何參數(shù)敏感性研究

3.1 上蓋板結(jié)構(gòu)

原型機的上蓋板采用了不平整的結(jié)構(gòu)，如圖5所示，易造成二次流損失從而影響風(fēng)機靜壓效率降低，對上蓋板進行結(jié)構(gòu)改進，使用平整上蓋板，如圖6所示。通過實驗方式，分別對采用原始上蓋板(原蝸殼)和平整上蓋板(改進蝸殼)的風(fēng)機在相同實驗工況下，相同工況點進行風(fēng)機性能實驗，實驗結(jié)果如圖7所示。實驗結(jié)果表明，在0～1 300 Pa范圍內(nèi)原蝸殼風(fēng)量偏大，兩種蝸殼的靜壓效率無明顯差別，其余壓力下，改進后蝸殼風(fēng)量要大，但是對于本研究的工況點，改進后蝸殼的靜壓效率要高，風(fēng)量也大，因此改變上蓋板結(jié)構(gòu)對風(fēng)機的氣動性能有積極影響。

圖5 原蝸殼三維圖Fig.5 3D drawing of the original volute

圖6 改進蝸殼三維圖Fig.6 Improved 3D volute

圖7 風(fēng)機靜壓及靜壓效率對比圖Fig.7 Comparison diagram of fan static pressure and static pressure efficiency

3.2 葉片前安裝角

葉輪是風(fēng)機最主要的做功部件，也是風(fēng)機產(chǎn)生損失的主要位置，葉片的幾何參數(shù)是影響葉輪性能主要參數(shù)，這些參數(shù)包括葉片安裝角、葉片厚度以及子午流道形狀，其中葉片進口安裝角對葉輪效率的影響尤為明顯。根據(jù)離心風(fēng)機設(shè)計理論以及現(xiàn)有通風(fēng)機的統(tǒng)計資料，對于風(fēng)機的葉輪，一般進口安裝角在30°左右，原始風(fēng)機模型的葉片進口安裝角為29°，因此采用數(shù)值模擬對不同安裝角的風(fēng)機進行試驗，前安裝角的取值為27°和31°。

基于原模型29°的前安裝角，在葉片厚度、葉片數(shù)、蝸殼型線及輪蓋間隙等其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下，分別對27°與31°葉輪葉片前安裝角的風(fēng)機進行數(shù)值模擬計算，計算結(jié)果如表2所示，結(jié)果表明，在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下，采用31°葉片前安裝角的風(fēng)機整體性能較佳。

表2 葉片前安裝角試驗結(jié)果Table 2 Blade front mounting Angle test results

3.3 輪蓋間隙

原型機的上蓋板采用了不平整的結(jié)構(gòu)，易造成二次流損失從而導(dǎo)致風(fēng)機靜壓效率降低，風(fēng)機性能下降，因此風(fēng)機輪蓋采用平整上蓋板。對風(fēng)機進行了實驗，試驗證明調(diào)整蝸殼上蓋板之后的風(fēng)機性能確有提高。對于現(xiàn)有研究較少的葉輪與蝸殼間隙大小對風(fēng)機靜壓效率的影響同樣進行試驗。

數(shù)值模擬計算基于原模型葉輪與下板間隙6 mm，在葉片前安裝角、葉片數(shù)、蝸殼型線等其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的條件下，首先控制上間隙不變，改變風(fēng)機葉輪與下板間隙，然后對各風(fēng)機進行數(shù)值模擬計算?？紤]到實際加工工藝，將輪蓋間隙下限設(shè)置為3 mm，計算結(jié)果如表3所示，結(jié)果表明，對于原風(fēng)機模型，將葉輪與下板間隙減少至3 mm會提升風(fēng)機性能。

表3 輪蓋間隙試驗結(jié)果Table 3 Wheel cover clearance test results

3.4 模型匯總表

對所有風(fēng)機模型的參數(shù)以及結(jié)果進行匯總，如表4所示。

表4 模型匯總表Table 4 Model summary table

4 流場分析

利用數(shù)值模擬計算，分別對改進蝸殼上蓋板結(jié)構(gòu)、改進葉輪與蝸殼間隙與葉片前安裝角的結(jié)果進行內(nèi)流場分析。分析過程中主要截面位置Z1、Z2、Z3、Z4如圖8所示。

圖8 主要截面示意圖Fig.8 Main section diagram

4.1 速度場分析

圖9分別是原蝸殼、改進后蝸殼在相同工況下Z1截面的速度場對比，可以看出，模型2內(nèi)的漩渦明顯減少，二次流損失明顯減小。從流線圖中可以明顯看出，優(yōu)化前的流線圖在蝸殼溝槽處有兩處明顯的漩渦，這是由于氣流撞擊壁面形成的。除此之外，可以明顯看出，由于蝸殼的不平整結(jié)構(gòu)導(dǎo)致了在蝸殼上半部分的周向位置產(chǎn)生了明顯的漩渦，氣流對壁面的撞擊導(dǎo)致的漩渦增加了風(fēng)機的二次流損失，從而降低風(fēng)機的靜壓。改進之后的風(fēng)機漩渦產(chǎn)生的位置有所下移，漩渦尺寸有所減小，從而使蝸殼二次流損失減小。

圖10是模型7在Z1截面流線圖。可以看出，葉輪與下蓋版之間的漩渦面明顯減小。這是由于離心通風(fēng)機的葉輪進出口之間存在壓力差，因而在葉輪出口處，靠近前盤和后盤的蝸殼內(nèi)氣流由于壓差，經(jīng)過間隙倒流到葉輪的低壓區(qū)，這就是典型的內(nèi)泄露現(xiàn)象。還可以看出，在輪蓋間隙頂端和底部，氣流不斷倒流進入葉輪，這部分氣流在葉輪中獲得的能量又再次損失，這部分流體被不斷壓縮與膨脹，既導(dǎo)致出口流量降低，又無益耗功，因此在綜合考慮之后應(yīng)該盡量減小輪蓋間隙。

圖11為模型4在Z4截面處的流線圖，圖11(b)和圖11(c)分別為模型2、模型4的局部放大圖。可以看出，在葉輪葉片同一位置處，將安裝角α調(diào)大至31°之后，氣流角與安裝角比較一致，避免了在葉片進口的一側(cè)形成較大的局部擴壓度使氣流過早出現(xiàn)分離，減小了沖擊損失。通過對比可以看出，模型4的葉片分離損失產(chǎn)生的位置和模型2相比較，減小了因流動擴壓度大，而邊界層內(nèi)沒有足夠動能轉(zhuǎn)化為壓力克服逆壓梯度產(chǎn)生的分離損失。

圖9 不同蝸殼結(jié)構(gòu)Z1截面流線圖Fig.9 Z1 section flow diagram of different volute structures

圖10 模型7在Z1截面流線圖Fig.10 Model 7 flow diagram at section Z1

圖11 模型4在Z4截面流線圖Fig.11 Model 4 flow diagram at section Z4

4.2 壓力場分析

圖12為4種不同風(fēng)機模型在Z3截面的壓力場對比圖。圖12(a)～圖12(d)分別對應(yīng)模型1、模型2、模型4、模型7，可以看出，4種模型的增壓趨勢大致相同，風(fēng)機最大靜壓出現(xiàn)在蝸殼流道的外側(cè)。流體進入風(fēng)機之后隨著流道面積的變大，速度減小，因而動壓減小，靜壓隨之增大。但對比3個不同模型的速度云圖可以看出在蝸殼出口處模型7的增壓速度較其他3個模型更快，增壓效果也更加明顯，模型4次之。結(jié)合上文對速度場的分析可知，葉輪區(qū)域二次流損失的減小使得流體損失減小，對風(fēng)機靜壓的提升產(chǎn)生了積極影響。

圖12 不同風(fēng)機模型在Z3截面壓力場對比圖Fig.12 Comparison diagram of pressure field in section Z3 of different fan models

5 結(jié)論

針對一種工業(yè)用風(fēng)機，使用實驗與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法來探索其內(nèi)部流場的規(guī)律，結(jié)果表明，該離心風(fēng)機蝸殼上蓋板結(jié)構(gòu)不夠合理，不平整的結(jié)構(gòu)使得蝸殼內(nèi)部二次流較多，耗工明顯。

(1)改進蝸殼結(jié)構(gòu)的風(fēng)機能有效減少蝸殼不平帶來的二次流損失，風(fēng)機效率提高2%。

(2)改進風(fēng)機輪蓋與葉輪間隙可以有效緩解風(fēng)機由于內(nèi)泄露帶來的能量損失，進一步將風(fēng)機效率提高1.1%。

(3)改進葉輪葉片前安裝角可以減小因內(nèi)泄露導(dǎo)致的葉輪底部流量增大安裝角與氣流角的偏差，進而降低能量損失，將風(fēng)機效率提高1.2%。

(4)通過不同結(jié)構(gòu)風(fēng)機的流線圖、靜壓分布矢量圖，得到了風(fēng)機流量對效率影響的主要因素，得到了風(fēng)機內(nèi)部流場的一般規(guī)律。