進(jìn)口結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)微型高速多翼風(fēng)機(jī)的性能數(shù)值分析和實(shí)驗(yàn)研究*

謝金泉 王 軍,＊ 蔣博彥 肖千豪 高向正

（1.華中科技大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院;2.西安榮耀終端有限公司）

0 引言

近年來(lái)，隨著計(jì)算機(jī)硬件的飛速發(fā)展，CPU 等電子元件的散熱問(wèn)題成為制約筆記本電腦性能提升的關(guān)鍵因素。微型離心風(fēng)機(jī)是筆記本電腦散熱系統(tǒng)的重要組成部分，在散熱過(guò)程起著決定性作用[1]。

筆記本電腦內(nèi)部的進(jìn)風(fēng)空間狹小，其內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律不同于一般的風(fēng)機(jī)，更加復(fù)雜，且具有顯著的不對(duì)稱性[2]。微型離心風(fēng)機(jī)具有轉(zhuǎn)速高，厚度薄，出口寬度大等特點(diǎn)被用于筆記本電腦散熱。目前，研究者們對(duì)于風(fēng)機(jī)的研究多集中在中小型風(fēng)機(jī)葉輪[3-4]及蝸殼[5-7]的優(yōu)化，而對(duì)微型風(fēng)機(jī)的研究很少。對(duì)于微型風(fēng)機(jī)，李斌等[8]采用數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)合的研究方法，研究了出口支撐架結(jié)構(gòu)對(duì)某低壓微型軸流風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能及內(nèi)部流動(dòng)特性的影響；王一凡等[9]采用數(shù)值模擬的研究方法，通過(guò)分析葉輪處的速度曲線，設(shè)計(jì)出反正弦函數(shù)型線的短葉片；吳大轉(zhuǎn)等[10]采用數(shù)值模擬的方法研究了5種不等間距布置葉片分布方式對(duì)微型風(fēng)機(jī)性能和氣動(dòng)噪聲的影響。

風(fēng)機(jī)進(jìn)口處的流動(dòng)較為復(fù)雜，為了將氣流平穩(wěn)、均勻地引入葉輪內(nèi)做功，通常在風(fēng)機(jī)進(jìn)口處安裝相應(yīng)的進(jìn)氣結(jié)構(gòu)。王嘉冰等[11]對(duì)比了三種不同收斂趨勢(shì)集流器對(duì)風(fēng)機(jī)進(jìn)口流場(chǎng)和氣動(dòng)性能的影響，結(jié)果表明出口截面直徑小于葉輪內(nèi)徑的收斂型集流器可提高葉輪對(duì)氣流的利用率，減小蝸殼側(cè)泄漏氣流對(duì)進(jìn)氣主氣流流動(dòng)狀態(tài)的影響。Gholamian等[12]對(duì)比了三種不同進(jìn)口尺寸的集流器，結(jié)果顯示風(fēng)機(jī)性能在集流器直徑和葉輪內(nèi)徑相當(dāng)時(shí)總體最佳。陳欣等[13]采用數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)研究相結(jié)合的方法研究了進(jìn)氣箱對(duì)軸流風(fēng)機(jī)的性能影響，發(fā)現(xiàn)增大進(jìn)氣箱進(jìn)口面積后，進(jìn)氣箱總壓損失系數(shù)減小，內(nèi)部流動(dòng)更均勻。

微型離心風(fēng)機(jī)蝸殼厚度較薄，進(jìn)入葉輪的氣流呈現(xiàn)非均勻，紊亂的特征，加劇了氣流與高速旋轉(zhuǎn)的葉輪之間的沖擊。此外，葉輪無(wú)前后盤，完全開(kāi)放導(dǎo)致前后盤間隙中的流動(dòng)更加復(fù)雜。因而微型離心風(fēng)機(jī)的進(jìn)口結(jié)構(gòu)參數(shù)與葉輪內(nèi)徑的匹配關(guān)系對(duì)提高微型離心風(fēng)機(jī)性能有重要的意義。

本文采用數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)研究相結(jié)合的研究方法，詳細(xì)分析了5種不同上進(jìn)風(fēng)口直徑對(duì)微型高速離心風(fēng)機(jī)內(nèi)部流動(dòng)特征和風(fēng)機(jī)氣動(dòng)性能的影響，并確定了最佳的上進(jìn)風(fēng)口直徑與葉輪內(nèi)徑的匹配特性，采用最佳進(jìn)口直徑的風(fēng)機(jī)靜壓有較大幅度的提升。

1 研究對(duì)象

某筆記本電腦內(nèi)散熱用微型高速離心風(fēng)機(jī)的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。微型風(fēng)機(jī)采用兩邊吸氣的進(jìn)氣方式，其中上進(jìn)風(fēng)口是一個(gè)圓形進(jìn)氣孔，下進(jìn)風(fēng)口是三個(gè)不規(guī)則的進(jìn)氣孔，進(jìn)風(fēng)口處無(wú)進(jìn)口管道。葉片型線為單圓弧形式，葉片固定在與Hub蓋（輪轂）相連的葉輪底盤上，并通過(guò)Hub內(nèi)的電機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)。為保證下進(jìn)風(fēng)口進(jìn)來(lái)的氣流順利流入葉道內(nèi)進(jìn)行做功，在葉輪底盤均勻開(kāi)有6個(gè)相同的進(jìn)氣孔，相鄰兩個(gè)進(jìn)氣孔間隔4mm。

圖1 微型高速離心風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of a miniature high-speed centrifugal fan

對(duì)上進(jìn)風(fēng)口直徑Diu=35mm 的原型機(jī)在采用GB/T1236-2000 風(fēng)機(jī)性能測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)的LW-9014 AMCA 210 風(fēng)洞上進(jìn)行定電壓氣動(dòng)性能試驗(yàn)測(cè)試，其主要幾何參數(shù)如表1 所示。半消聲室噪聲測(cè)試示意圖如圖2 所示，在聲壓級(jí)為38dB 噪聲限制的測(cè)試條件下，原型機(jī)最大流量Qmax=3.881m3/h，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速n=4314r/min;在1.915m3/h工況下，轉(zhuǎn)速n=5908r/min，風(fēng)機(jī)靜壓ps=98.9Pa。

表1 原型機(jī)主要幾何參數(shù)Tab.1 The main geometric parameters of the prototype

圖2 噪聲測(cè)試示意圖Fig.2 Schematic diagram of the noise test

2 數(shù)值計(jì)算

2.1 計(jì)算域模型

根據(jù)風(fēng)機(jī)的流動(dòng)特點(diǎn)和實(shí)驗(yàn)測(cè)試方法，風(fēng)機(jī)流域依次劃分為上進(jìn)口域、下進(jìn)口域、葉輪域、蝸殼域以及出口域5個(gè)部分并分別劃分網(wǎng)格。

為建模方便，將Hub蓋簡(jiǎn)化為一個(gè)圓柱體。計(jì)算域模型和主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖3所示，其中上進(jìn)口域和下進(jìn)口域采用延長(zhǎng)的圓柱型流域，以提供穩(wěn)定的入流條件。因本文研究不同進(jìn)口直徑對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響，為保證不同方案的進(jìn)口壓力損失保持一致，將上進(jìn)口域和下進(jìn)口域統(tǒng)一采用圓柱型流域。出口域尺寸參照實(shí)驗(yàn)測(cè)試臺(tái)尺寸，采用一個(gè)長(zhǎng)方體型流域。葉片繞Z軸逆時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，氣流沿Y軸負(fù)半軸流出。

圖3 計(jì)算域模型及主要參數(shù)Fig.3 Computational domain model and main parameters

2.2 網(wǎng)格劃分

微型高速離心風(fēng)機(jī)葉輪和蝸殼網(wǎng)格模型如圖4所示，其中上進(jìn)口域、下進(jìn)口域、蝸殼域和葉輪域采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，出口域則采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，以減少整體網(wǎng)格數(shù)量。各個(gè)流域之間通過(guò)interface 連接，由于葉輪壁面和蝸殼壁面流體的速度梯度較大，對(duì)蝸殼和葉輪的壁面添加邊界層，以提升計(jì)算的準(zhǔn)確性。

圖4 葉輪和蝸殼網(wǎng)格模型Fig.4 Mesh model of impeller and volute

采用商用軟件ANSYS Fluent 對(duì)計(jì)算域進(jìn)行三維流場(chǎng)計(jì)算，介質(zhì)為空氣，湍流模型采用SSTk-ω模型[14]，該湍流模型在以往的研究中被證明能更準(zhǔn)確計(jì)算多翼離心風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流動(dòng)[15]。葉輪旋轉(zhuǎn)采用多重參考坐標(biāo)系（MRF），速度-壓力耦合格式為SIMPLE 算法，標(biāo)準(zhǔn)壓力修正方法，湍流耗散項(xiàng)、動(dòng)量方程和湍流動(dòng)能的離散方式均采用二階迎風(fēng)格式。進(jìn)口邊界采用壓力進(jìn)口，出口邊界采用速度出口（負(fù)的速度進(jìn)口），收斂殘差設(shè)定為1e-5。監(jiān)測(cè)出風(fēng)口截面的靜壓，當(dāng)壓力的波動(dòng)在2%以內(nèi)時(shí)，認(rèn)為計(jì)算收斂。

通過(guò)對(duì)靜止域和葉輪域進(jìn)行均勻的網(wǎng)格調(diào)整，并通過(guò)定常計(jì)算求解不同網(wǎng)格數(shù)計(jì)算模型出口靜壓Ps，以出口靜壓Ps作為驗(yàn)證目標(biāo)對(duì)微型風(fēng)機(jī)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證。出口靜壓Ps與計(jì)算域總網(wǎng)格數(shù)的關(guān)系如圖5 所示，當(dāng)整體網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到476萬(wàn)后，計(jì)算結(jié)果不再隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加發(fā)生明顯變化，波動(dòng)范圍在1%以內(nèi)。最終確定的計(jì)算模型總網(wǎng)格數(shù)為476萬(wàn)，其中葉輪域網(wǎng)格數(shù)量為252萬(wàn)，蝸殼域網(wǎng)格數(shù)量為120萬(wàn)。

圖5 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Fig.5 Grid independence verification

2.3 數(shù)值驗(yàn)證

風(fēng)機(jī)實(shí)物和氣動(dòng)性能測(cè)試臺(tái)如圖6和圖7所示。試驗(yàn)風(fēng)機(jī)首先在敞口條件下增大轉(zhuǎn)速，并實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)其噪聲，當(dāng)噪聲值達(dá)到38dB且保持穩(wěn)定后，記錄此時(shí)轉(zhuǎn)速值n0。在完成氣動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的校正和氣密性檢驗(yàn)工作后，將試驗(yàn)風(fēng)機(jī)固定安裝在氣動(dòng)性能試驗(yàn)臺(tái)上，并以轉(zhuǎn)速n0運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)風(fēng)機(jī)。待風(fēng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行一段時(shí)間后，記錄此時(shí)的電壓值V0，在系統(tǒng)中設(shè)置為定電壓測(cè)量模式，系統(tǒng)將自動(dòng)根據(jù)所測(cè)得的Qmax自動(dòng)進(jìn)行其它6個(gè)測(cè)點(diǎn)的均勻排布。借助輔助風(fēng)機(jī)控制不同測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的流量，試驗(yàn)臺(tái)自動(dòng)對(duì)每一個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行測(cè)試，最終獲得試驗(yàn)風(fēng)機(jī)的壓力-流量性能曲線。

圖6 風(fēng)機(jī)實(shí)物圖Fig.6 Fan physical map

圖7 LW-9014氣動(dòng)性能試驗(yàn)臺(tái)Fig.7 LW-9014 aerodynamic performance test bench

試驗(yàn)臺(tái)有內(nèi)置多個(gè)噴嘴，以測(cè)量運(yùn)行工況時(shí)的流量，單個(gè)噴嘴結(jié)構(gòu)示意圖如圖8所示（其中L/D=0.6）。

圖8 噴嘴結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig.8 Schematic diagram of nozzle structure and size

根據(jù)伯努利原理，流經(jīng)單個(gè)噴嘴的實(shí)際流量為

式中，Cd為噴嘴流量系數(shù)；Δp為噴嘴進(jìn)出口壓差；ρ為空氣密度；d為噴嘴出口直徑。

當(dāng)有N(N＞1)個(gè)噴嘴時(shí)，流經(jīng)第N個(gè)噴嘴的實(shí)際流量為

式中，CNd為第N個(gè)噴嘴的流量系數(shù)；dN為第N個(gè)噴嘴的出口直徑。

流經(jīng)N個(gè)噴嘴的流量則為

如圖9所示，數(shù)值模擬計(jì)算所得的風(fēng)機(jī)出口靜壓隨流量的變化趨勢(shì)與實(shí)驗(yàn)測(cè)試的結(jié)果保持一致。在0～0.64m3/h工況點(diǎn)，數(shù)值模擬計(jì)算與實(shí)驗(yàn)測(cè)試的相對(duì)誤差介于3.1%～6.0%之間，這是因?yàn)樵谛×髁抗r下，風(fēng)機(jī)內(nèi)部存在較嚴(yán)重的回流，導(dǎo)致數(shù)值模擬的結(jié)果誤差偏大；其余工況點(diǎn)數(shù)值模擬計(jì)算與實(shí)驗(yàn)測(cè)試的相對(duì)誤差均小于5%。從氣動(dòng)性能的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果來(lái)看，本研究采用的數(shù)值方法有一定的可靠性。

圖9 數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)測(cè)試性能曲線Fig.9 Numerical simulation and experimental test performance curve

3 計(jì)算結(jié)果分析及實(shí)驗(yàn)測(cè)試

在保證其它基本參數(shù)一致，對(duì)上進(jìn)風(fēng)口直徑Diu=33mm，Diu=34mm，Diu=35mm，Diu=36mm 和Diu=37mm 的5 種不同方案的微型離心風(fēng)機(jī)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，并對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析。

3.1 數(shù)值計(jì)算結(jié)果

如圖10 所示，微型離心風(fēng)機(jī)在出口流量為1.915m3/h和2.554m3/h兩個(gè)工況點(diǎn)下，出口靜壓隨上進(jìn)風(fēng)口直徑的增大而增大，當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑為36mm時(shí)，微型離心風(fēng)機(jī)的出口靜壓取得最大值，繼續(xù)增加上進(jìn)風(fēng)口直徑，出口靜壓則會(huì)下降。相比于出口流量為2.554m3/h的工況點(diǎn)，出口流量為1.915m3/h工況點(diǎn)的下降幅度較大。

圖10 出口靜壓和不同上進(jìn)風(fēng)口直徑的關(guān)系Fig.10 The relationship between outlet static pressure ps and different upper air inlet diameters

3.2 流動(dòng)分析

為方便分析不同方案的內(nèi)部流動(dòng)特性，選取截面P1和截面P2為觀測(cè)截面，如圖11所示。

圖11 觀測(cè)截面示意圖Fig.11 Schematic diagram of observation section

如圖12 所示，葉輪旋轉(zhuǎn)方向垂直紙面向內(nèi)，其中虛線D 標(biāo)記了不同上進(jìn)風(fēng)口直徑的位置。一部分從上進(jìn)風(fēng)口流入A區(qū)域的氣流與從下進(jìn)風(fēng)口流入B區(qū)域的氣流在葉輪底盤進(jìn)氣口（C區(qū)域）交匯后流入葉道。

圖12 1.915m3/h工況下P1截面速度流線圖Fig.12 Velocity streamline diagram of P1 section under 1.915 m3/h working conditions

進(jìn)入葉道的氣流大部分在葉片的作用下從壓力面流向吸力面（F區(qū)域），一部分沿葉輪與蝸殼上壁面的間隙回流至上進(jìn)風(fēng)口邊緣D 附近，在從上進(jìn)氣口進(jìn)入的氣流的影響下形成E 區(qū)域的局部渦流。另外一部分沿葉輪與蝸殼下壁面的間隙回流至下進(jìn)風(fēng)口邊緣，再和從下進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入的氣流一同流入葉道內(nèi)。從葉道流出的高速氣流在蝸殼壁面的作用下在G 區(qū)域形成了兩個(gè)旋向相反的對(duì)稱渦流。

增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，在相同流量工況下，進(jìn)口平均速度和沖擊減小，有利于氣流進(jìn)入葉道內(nèi)進(jìn)行做功。從區(qū)域F 的位置向葉道內(nèi)延伸至區(qū)域F'，進(jìn)口氣流對(duì)葉道內(nèi)的擾動(dòng)增加，葉輪與蝸殼上壁面的間隙（H 區(qū)域）中的渦流增強(qiáng)。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑增大到37mm 時(shí)，從上進(jìn)風(fēng)口進(jìn)來(lái)的氣流對(duì)從下進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入蝸殼內(nèi)的氣流的影響加劇，在I 區(qū)域形成了明顯的回流現(xiàn)象，對(duì)風(fēng)機(jī)性能影響較大。

如圖13 所示，葉道內(nèi)的流動(dòng)與1.915m3/h 工況點(diǎn)相似。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑增大到34mm時(shí)，I區(qū)域就出現(xiàn)了明顯的回流現(xiàn)象，因?yàn)榇罅髁抗r下平均進(jìn)口速度較大，從上進(jìn)風(fēng)口進(jìn)來(lái)的氣流對(duì)從下進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入蝸殼內(nèi)的氣流的影響更加劇烈。受回流現(xiàn)象的影響，在2.554m3/h 工況點(diǎn)下，增大上進(jìn)風(fēng)口直徑以降低進(jìn)口沖擊。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑為37mm時(shí)，進(jìn)口氣流對(duì)葉道內(nèi)的擾動(dòng)十分劇烈，葉輪與蝸殼上壁面的間隙（H區(qū)域）中的渦流也十分劇烈，這在一定程度上會(huì)降低風(fēng)機(jī)的性能。

圖13 2.554m3/h工況下P1截面速度流線圖Fig.13 Velocity streamline diagram of P1 section under 2.554 m3/h working conditions

如圖14 所示，增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，進(jìn)口區(qū)域A 的低速區(qū)范圍增大，進(jìn)口沖擊降低。由于微型高速離心風(fēng)機(jī)出口寬度較大，沒(méi)有足夠的氣流流入?yún)^(qū)域B，從而在蝸殼出口處（區(qū)域C）形成了嚴(yán)重的回流，隨著上進(jìn)風(fēng)口直徑的增大，回流的相對(duì)位置上移。此外，增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，區(qū)域D 的高速區(qū)有所減小，蝸殼出口的速度也更加均勻。

圖14 1.915 m3/h工況下P2截面速度云圖Fig.14 Velocity cloud diagram of P2 section under 1.915 m3/h working conditions

如圖15 所示，其蝸殼出口處的回流現(xiàn)象相比于1.915m3/h 工況點(diǎn)有所減弱，不同方案的流場(chǎng)變化與1.915m3/h 工況點(diǎn)相似。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑增大至37mm，在區(qū)域E出現(xiàn)明顯的高速區(qū)，說(shuō)明該進(jìn)口結(jié)構(gòu)參數(shù)下，微型高速離心風(fēng)機(jī)近蝸舌處的進(jìn)口回流加劇。

圖15 2.554m3/h工況下P2截面速度云圖Fig.15 Velocity cloud diagram of P2 section under 2.554 m3/h working conditions

從微型離心風(fēng)機(jī)的內(nèi)部流場(chǎng)分析來(lái)看，綜合考慮不同上進(jìn)風(fēng)口直徑對(duì)較小流量工況點(diǎn)和較大流量工況點(diǎn)的影響，當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑約為36mm時(shí)，微型離心風(fēng)機(jī)的整體性能會(huì)有一個(gè)較好的表現(xiàn)。

3.3 Kp和Cp

為了研究微型多翼離心風(fēng)機(jī)內(nèi)部流動(dòng)損失情況，根據(jù)式（4）分別計(jì)算不同上進(jìn)風(fēng)口直徑在蝸殼內(nèi)部的全壓損失系數(shù)Kp和靜壓恢復(fù)系數(shù)Cp[16]，如圖16所示。

圖16 全壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)的對(duì)比Fig.16 Comparison of total pressure loss coefficient and static pressure recovery coefficient

圖17 最大流量及其對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速Fig.17 Maximum flow and its corresponding speed

式中，下標(biāo)t，s，imp，vol，out分別表示全壓、靜壓、葉輪、蝸殼和出口，P表示下標(biāo)對(duì)應(yīng)的壓力。

在1.915m3/h 工況下，當(dāng)上進(jìn)氣口直徑為35mm 時(shí)，Cp最大，說(shuō)明在該進(jìn)氣條件下，蝸殼內(nèi)部動(dòng)壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力較強(qiáng)，但此時(shí)Kp較大。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑從36mm增大到37mm時(shí)，Kp和Cp下降，這說(shuō)明該進(jìn)氣條件不利于蝸殼內(nèi)部的流動(dòng)，降低了蝸殼將動(dòng)壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力，蝸殼內(nèi)部的全壓損失增大。

在2.554m3/h工況下，當(dāng)上進(jìn)氣口直徑較小時(shí)，Kp較大，Cp較小，說(shuō)明蝸殼內(nèi)部的流動(dòng)損失較大。增大上進(jìn)氣口直徑，Kp減小，Cp增大，說(shuō)明增大上進(jìn)氣口直徑能夠有效的改善蝸殼內(nèi)部流動(dòng)。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑由36mm 繼續(xù)增大到37mm，Kp和Cp變化幅度較小。

綜上所述，當(dāng)進(jìn)口直徑為36mm，風(fēng)機(jī)的進(jìn)氣條件能夠有效降低進(jìn)口沖擊，減小蝸殼內(nèi)部全壓損失，提升蝸殼將動(dòng)壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力。

3.4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

在聲壓級(jí)為38dB 噪聲限制的測(cè)試條件下，不同上進(jìn)風(fēng)口直徑的風(fēng)機(jī)最大流量和其對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速如圖16所示，最大流量隨著上進(jìn)風(fēng)口直徑增大而增大，當(dāng)增大至36mm 時(shí)繼續(xù)增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，最大流量沒(méi)有明顯的增加；增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，最大流量對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速也隨之增大，但當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑從36mm繼續(xù)增大至37mm，最大流量對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速也有所減小。

在38dB 噪聲限制的測(cè)試條件下，不同上進(jìn)風(fēng)口直徑風(fēng)機(jī)的定電壓實(shí)驗(yàn)測(cè)試性能曲線如圖18所示，曲線隨著上進(jìn)風(fēng)口直徑的增大整體往上移動(dòng)，說(shuō)明增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，在相同流量工況點(diǎn)下進(jìn)口平均速度減小，降低了進(jìn)口沖擊。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑增大至36mm時(shí)整體性能達(dá)到一個(gè)較優(yōu)值，此時(shí)繼續(xù)增大進(jìn)氣口直徑，在0～1.35m3/h工況下風(fēng)機(jī)性能有所下降，在1.35m3/h 至最大流量工況下性能小幅提升。相比于原型機(jī)，優(yōu)化后的風(fēng)機(jī)最大流量從3.881m3/h提升至4.066m3/h，增幅為4.8%；1.915m3/h 工況點(diǎn)下出口靜壓從98.9Pa提升至118.3Pa，增幅為19.6%。

圖18 實(shí)驗(yàn)測(cè)試性能曲線Fig.18 Experimental test performance curve

4 結(jié)論

本文通過(guò)數(shù)值分析和實(shí)驗(yàn)研究相結(jié)合的方法研究了不同上進(jìn)風(fēng)口直徑對(duì)微型離心風(fēng)機(jī)的性能影響，得出以下結(jié)論：

1）適當(dāng)增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，能夠減小微型高速離心風(fēng)機(jī)的進(jìn)口沖擊，有利于改善風(fēng)機(jī)內(nèi)部的流動(dòng)，提升風(fēng)機(jī)的性能。當(dāng)上進(jìn)風(fēng)口直徑為36mm，即上進(jìn)風(fēng)口直徑與葉輪內(nèi)徑的比值為0.96時(shí)，風(fēng)機(jī)的整體性能有較好的表現(xiàn)。

2）不同上進(jìn)風(fēng)口直徑的微型離心風(fēng)機(jī)的實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果與數(shù)值計(jì)算得出的趨勢(shì)基本一致，適當(dāng)增大上進(jìn)風(fēng)口直徑，能夠有效提升風(fēng)機(jī)的整體性能。

3）上進(jìn)風(fēng)口直徑對(duì)微型高速離心風(fēng)機(jī)的性能影響較大，相比于原型機(jī)，采用較優(yōu)進(jìn)口結(jié)構(gòu)的風(fēng)機(jī)最大風(fēng)量提升了4.8%；在1.915m3/h工況下，靜壓提升19.6%。