幅流風機葉輪參數對內流特性的影響研究

刁 雷，李慧林，趙 京，王銘昭

（1.貴州大學 機械工程學院，貴陽 550025；2.貴州航航科技有限公司，貴陽 550025）

0 引言

幅流風機廣泛應用于軌道交通客車領域，用于改善車廂氣流，實現風速動態化。葉輪是幅流風機重要的送風部件，其設計理論有待進一步討論，風機舒適性能、送風性能和噪聲特性是研究重點。幅流風機葉輪結構對整機的性能產生重大的影響。張強［1］結合CFD 技術對貫流風機葉輪參數進行了優化。2005 年Govardhan 等［2］通過對不同葉片角度及半徑比進行對比研究，得出一定葉片數量不同葉片角時的性能并進一步得出了最優葉片角度。2011 年龐佑霞等［3］對貫流風機結構參數正交設計進行了組合研究，提出了參數組合最優的研究方法。舒朝暉等［4］對貫流風機參數通過二維穩態模擬探討了葉輪前后緣半徑葉片傾角以及彎度角3 個葉片參數對流場和性能的 影響。

在貫流風機研究的基礎上，鮮有人結合彎度和葉片厚度作為研究對象。前人主要對幅流風機自主驗展開討論［5-7］，鮮有幅流風機葉輪參數深入研究。研究幅流風機葉輪參數對出口風量的影響，旨在討論葉輪不同參數的最優參數及組合，探析風機復雜的內流機理，從內流理論上尋求風機最優送風效率。

1 風機模型及參數理論

1.1 風機模型

幅流風機主要由葉輪、風罩、集風器、擺動機構和支架組成。建立單軸風機，其結構如圖1所示。葉片呈等距分布，葉輪主要特征參數見表1。

圖1 幅流風機簡化結構Fig.1 Simplified structure of disturbance flow fan

表1 葉輪特征參數Tab.1 Characteristic parameters of impeller

1.2 基本理論

McNally 在NASA 報告中提出雙圓弧設計理論，通過葉型圓弧中心線與弦長及彎度配合，葉型表面均是圓弧與前緣小圓及后緣小圓相切，且滿足最大厚度，相對定位。串列葉柵理論［10］雙圓弧葉型串列葉片一節中，修正了雙圓弧中弧線是圓弧的錯誤觀點，論證了雙圓弧中弧線為橢圓。其雙圓弧設計理論解決了葉片設計形位參數的確定、葉片參數定位困難的問題。如圖2（b）所示，應用其雙圓弧葉型設計準則于幅流風機設計中。根據其修正的計算方法有：

式中 Pe——葉輪功率，W；

Psh——軸功率，W。

圖2 葉片截面示意Fig.2 Schematic diagram of the blade section

2 數值計算方法

2.1 網格劃分

葉輪外緣速度為5.95 m/s，馬赫數Me＜0.02，以葉片弦長為特征長度的雷諾數Re=4 227。因此流場為不可壓縮湍流模型。葉片扭曲角為5°，需建立三維模型穩態仿真。

如圖3 所示，計算域結構網格劃分，旋轉域非結構網格劃分，加密葉輪近壁面網格，保證數值計算的有效性和準確性。如圖4 所示，對網格模型進行無關性驗證，最終確定全局網格413 萬。流體域A，旋轉域B 網格數分別約為119 萬，294 萬。進口如圖3（b）3 個面為進口面，延長出口，避免回流對計算結果產生影響。

圖3 幅流風機計算模型Fig.3 Calculation model of disturbance flow fan

圖4 網格無關性驗證Fig.4 Grid independence verification

2.2 FLUENT 邊界條件

對內部流場數值計算，控制方程為基于節點的格林-高斯，湍流計算選用Realizable k-ε， 近壁方程采用標準壁面，壓力速度耦合選用SIMPLEC，壓力采用PRESTO!，其他方程采用二階迎風格式。分別設置壓力進出口，設置表壓為0，即一個標準大氣壓。圖3（b）中面1，2，3，4 設置為交界面；其他邊界均設置為wall；采用Framc Motion 模型設定旋轉域轉速。

3 模擬結果分析

3.1 模型可行性驗證

為驗證模型可行性，對原模型進行不同轉速下的數值模擬，對比企業提供的不同轉速幅流風機風速測試數據。如圖5 所示，仿真結果高于實際測試2%～3%。這是由于風罩部分輕量化（半遮蓋）后，進口流流體域較大，部分渦流從風罩進口端流出。仿真限制了風機進口流體域，故仿真值高于測試值。

圖5 幅流風機不同轉速出口風速測試仿真對比Fig.5 Simulation and comparison of outlet wind speeds of disturbance flow fan at different speeds

3.2 彎度角的影響

模擬原型葉輪出口風量對比該測試點數據誤差為2%。模擬不同彎度角葉輪，不同條件的性能參數變化如圖6 所示。

圖6 不同彎度角參數性能Fig.6 Performance of different camber angle parameters

在圖6 中當葉片彎度角α=80°時，相對原葉輪風量提升了4.3%。風量隨彎度角減小先減小后增大。彎度角α ＞80°時，全壓效率隨彎度角α增大總體趨勢呈振蕩，α ＜80°時，全壓效率隨彎度角α減小而減小。葉輪效率隨α增大呈線性增大。由上可知，出口風量提升的主要原因是葉輪效率提升。全壓效率大于29.78%，葉輪做功使全壓效率提升。風機風抗是當葉輪做功時，處于靜止的狀態氣流在剪切力作用下連續發生變形，氣流產生流動，流體內部產生抗剪切變形，從宏觀的角度，氣流阻礙葉輪做功，即克服流體層摩擦力等產生的抗性。風機風抗取決于靜壓大小。取x-y 平面分析。圖7 示出了4 組彎度角的靜壓-速度流線圖。隨彎度角增大，靜壓減小，風抗減小，動壓增大，風量增大。低速區域主要在進口及偏心渦附近。葉尖處靜壓隨彎度角增大而增大，說明葉尖端處風抗較大，使得偏心渦逐漸靠近葉輪軸心，產生較小回流，大部分空氣由出口排出，其余繞渦心流動，形成回流。而α=99.93°時，風罩左側風抗過大導致氣流減少。α=80°時從速度云圖分析葉尖下部氣流緊貼左側風罩流出，回流較少。當因此存在一個彎度角使回流盡可能的小。考慮葉輪效率及風量，取彎度角α=80°最佳。

圖7 不同彎度角靜壓-速度云圖Fig. 7 Static pressure velocity nephogram at different camber angles

3.3 厚度的影響

保持彎度角α=80°研究厚度的影響。不同條件的性能參數變化如圖8 所示。

圖8 不同厚度參數性能Fig.8 Performance of blades with different thickness parameters

由圖8 中風機性能參數隨葉片厚度增大線性遞減，流動損失過大。T=0.2 mm 時，相對于原型風機風量提升了18%。隨著葉片厚度減小流量增大主要得益于全壓效率增大，即葉輪做功的增加。T=0.8 mm 時產生的波動，是葉片厚度局部最優參數。可見葉片厚度為幅流風機敏感參數。設風機葉片厚度與風機風量函數Q=p1T+p2，由Matlab 擬合函數得：

由此得出葉片厚度與此風機的風量初步預測模型。

由圖9 中葉輪上方靜壓整體相近，葉片厚度增大，右側及左上方風罩部分靜壓逐漸增大，左上方的風抗決定了更多氣流順著左側流道流下，右側風抗增大，阻止了回流，進入出口流道的流線密度更大。一般渦心越接近風罩，出口回流越小，風機流量趨于增大而渦心負壓與風機風量變化趨勢相同，渦心的負壓變化也是幅流風機風量變化的原因之一。

圖9 不同厚度時靜壓-速度云圖Fig.9 Static pressure velocity nephogram with different thicknesses

3.4 端部圓半徑R 的影響

不同R 時渦量-靜壓云圖如圖10 所示。

圖10 不同R 渦量-靜壓云圖Fig.10 Nephogram of different R vorticity static pressure

取T=0.8 mm，圖10 中，左側入口處葉片的渦量隨R 的增大而較少，溢出渦量減少，更多渦量進入流道，致風量增大。另一方面，流體繞過葉片后緣尖點流動到葉背，在葉片后緣產生高速流動，壓力很低，流體由葉片尾緣流向吸力面時形成很大逆壓梯度，使邊界層分離，形成起動渦不斷向下脫落形成氣流流出。隨著R 增大，葉片吸力面附著渦增加，起動渦脫落加速，尾渦減少表示抑制邊界層分離嚴重及逆壓梯度滯留少，流動阻力及損失減少。這是氣流二次貫穿葉輪流量增大，風量增大的主要原因。同時右側風罩風機靜壓等級逐漸增大，風抗增大，即隨R 增大，進口流阻力減少，出口右側流阻增大，增大進流，減少回流。因此存在一個R 使得出口風量最佳。R=0.3 mm 時，吸，壓力面彎度角接近80°，相對原風機風量增大了12.09%。實際生產中，葉片端部設計可適當減少R，增大風量。

4 結論

（1）葉片彎度角一定程度決定了風機風抗，風量隨彎度角減小先減小后增大。

（2）葉片厚度減小抑制風機回流，風機性能參數隨葉片厚度增大線性遞減。

（3）部分減少葉片端部圓半徑R，更多氣流參與二次貫穿葉片。R=0.3 mm 葉型性能最優。