不同流量、葉片數對板式無蝸殼離心風機流動特性的影響

李博LⅠBo；商丹丹SHANG Dan-dan；賈曉奇JⅠA Xiao-qi

（①杭州微光電子股份有限公司，杭州 310000；②浙江理工大學，杭州 310018）

0 引言

無蝸殼離心風機是在相比傳統的離心風機的基礎上減少了蝸殼結構，其特點如下所示[1-3]：①非穩定工作區域小，在小流量工況下，無喘振和馬鞍形工作區；②運轉噪聲較低，氣流在葉輪內部具有較長的擴壓過程，減少了氣體的風速和動壓；③氣流方向任意，在使用的設備內可以調節出風方向，最大程度滿足客戶的實際使用需求，在風機的進口處可以加裝導流圈，減少進口氣流損失，增加風機的效率；④成型工藝比較成熟，可以通過沖壓、注塑、壓鑄等工藝來實現各種造型的生產；⑤通過鈑金支架安裝，結構緊湊，強度高，風機壽命長。

和傳統離心風機相比，無蝸殼風機的氣動轉化并不是最佳。如無蝸殼風機因缺少轉化靜壓力的蝸殼結構，氣流從葉片尾部出來之后，周向的動壓力不能很好地轉化成靜壓力，導致葉輪的流動損失[4]。通常無蝸殼離心風機的前盤和葉片連接后，其圓弧過渡弧度較小，在大流量工況下，會造成葉輪沖擊、突然擴壓時流動損失增大[5]。帶蝸殼的風機可以改變蝸殼形狀來減少風機工作時產生的氣動噪聲[6-8]。目前隨著外轉子電機的發展，外轉子電機匹配無蝸殼風機的優勢逐漸顯現出來，外轉子無蝸殼離心風機常用于組合式空調機組、風機盤管、數據中心、儲能設備等領域，開展其性能提升的研究具有重要的意義。

1 數值方法

1.1 模型與計算域

輪旋轉區域的非結構網格為200 萬。對風機葉輪模擬計算時候的網格無關性進行驗證，驗證參數指標時候設為靜壓力指標，結果如表2 所示。在不同的網格計算下，靜壓會有一定的偏差，同時考慮數據的準確性和計算的時效性，選取折中的網格數進行數據計算本文的不同模型網格數選取在500 萬左右。

表1 風機主要設計參數表

表2 網格無關性驗證

1.2 控制方程

在整個計算域內，進口區域和出口區域定義為靜止域，葉輪部分定義為旋轉區域。選擇RANS 方程作為控制流體流動的方程。對于靜止區域的控制方程如下所示：

式中，u 是流體速度；ρ 是空氣密度；μ 是流體粘性系數；μt是流體湍流粘性系數，p 是壓力。對于旋轉流域選擇MRF 模型，方程如下所示：

式中，τr是粘性應力；νr是相對速度；ω 是角速度。RNG 模型為普朗特系數提出了解析公式，湍流模型設置為RNG k-ε 模型，可以提高旋轉區域流動的計算結果精度。并在ε 方程中添加附加項，可以提高數據計算精度。

1.3 數值方法及邊界條件

本文在仿真計算中，對整個計算流域采用三維定常模擬，空氣溫度設置為20℃氣。此型號的風機葉輪在工作時，空氣速度遠遠低于0.3 倍馬赫，可忽略空氣的壓縮性。

對計算域進行邊界條件的設置，進口邊界條件設置為質量流量進口，出口邊界條件設置為壓力出口，壁面設置采用無滑移邊界條件，設置為wall。在風機性能試驗臺測試時候，離心風機直接連通大氣壓，默認其表壓為0，設置操作環境為1atm。

本模型采用有限體積法對控制方程與湍流方程在空間上進行離散，采用二階迎風格式進行計算。在進口處設置增加靜壓監測點進行判斷，當監測點靜壓數值穩定時，且計算殘差值低于設定的目標殘差值，進出口壓力差值達到穩定時，判斷計算結果收斂。將計算結果導入到CFDPOST 軟件中，進行后處理分析其結果。

2 數值模擬及結果分析

2.1 原型葉輪

圖1中可以看出，隨著進口流量的增加，葉輪內部靜壓也隨之增加，并且靜壓隨著葉片呈現出周向對稱均與分布，同時葉片壓力面與吸力面壓差變小。隨著葉輪葉片的旋轉做功，葉輪中心處對比葉輪出口處，靜壓上升明顯，葉輪進口、出口靜壓差減少。隨著流量的增加，葉輪后盤因沖擊造成的動能轉換造成靜壓上升。在葉輪出口處，因葉片對氣體做功使氣體的靜壓升高。可以判斷出來：①葉輪的后盤沖擊造成了風機在大流量系數下產生流動損失；②葉輪出口直通大氣壓，葉輪出口靜壓接近大氣壓。在大流量區，吸力面與壓力面之間壓差減少，葉道內部靜壓上升，從而降低靜壓升，此時葉輪獲得能量減少。

圖1 無蝸殼離心風機徑向面靜壓云圖

從圖2 中可以看出，在低流量系數的情況下，在葉片吸力面出現由于分離渦導致的低速區。隨著流量的增加，低速區逐漸消失，葉片吸力面速度大于葉片壓力面處速度，符合一般葉輪機械流動現象。

圖2 無蝸殼離心風機徑向面速度云圖

圖3為無蝸殼離心風機中間徑向面的流線圖。圖中，在0.29 流量系數下，葉輪出口區域葉片吸力面區域產生了分離渦。由于分離渦的存在影響，使得葉輪出口速度大部分為周向速度，而風機沒有蝸殼結構，風機出口區域的周向速度的動能不能有效地轉化為靜壓，造成了因周向速度產生的能量損失。因此在小流量系數下，葉片吸力面分離渦導致了葉輪效率降低。當流量增大時，葉片吸力面出口處的分離渦逐漸消失。

圖3 無蝸殼離心風機徑向面流線圖

如圖4 所示，在低流量系數的工況下葉輪出口處沒有產生明顯因二次流現象導致的“射流—尾跡”結構，當流量系數增加時，出現明顯的由于二次流現象導致的出口流速不均勻現象。當流量系數增大時，出口流動不均勻的現象隨著流量的增大而增強。原風機模擬數據見表3。

圖4 無蝸殼離心風機軸向面速度云圖

表3 原風機模擬結果

2.2 改型6 葉片葉輪

圖5中，與原型葉輪相比，改型6 葉片葉輪增加了葉片的長度，一定程度上優化了流動情況。與原型葉輪流線圖相比0.7 流量系數下，葉輪出口的分離渦大小明顯地減少，流動情況有明顯的改善。模擬數據見表4。

圖5 無蝸殼離心風機徑向面流線圖

表4 改型6 葉片葉輪風機模擬結果

2.3 改型7 葉片葉輪

圖6，與原型葉輪相比，改型7 葉片葉輪增加了葉片的數量，一定程度上惡化了流動情況。與原型葉輪流線圖相比0.7 與1.0 流量系數下，葉輪出口的分離渦大小有明顯的增加，流動情況有明顯的惡化。模擬數據見表5。

表5 改型7 葉片葉輪風機模擬結果

圖6 無蝸殼離心風機徑向面流線圖

圖7是流量系數—效率曲線圖。原型葉片與改型6 葉片和改型7 葉片的效率相差不大，效率隨流量系數的增大先增加后減小，在1.0Qd處取得最大值。改型6 葉片在1.0Qd處的效率最高，最高值為46.71%。圖8 是流量—壓差曲線圖。改型6 葉片的壓差最大，其他模型的壓差差距不大，隨流量系數的增大呈下降趨勢。

圖7 流量系數—效率曲線

圖8 流量系數—壓差曲線

3 結論

本文分析了三種無蝸殼離心風機的內部流動，通過數值仿真計算探究損失產生的原因，并用改型葉片進行替換，研究了原型、改型6 葉片和改型7 葉片三種葉輪的性能。本文得出如下結論：

①無蝸殼離心風機在小流量系數下，葉片吸力面處分離渦的產生與分離增大了葉輪出口處的周向速度，從而造成流動損失。

②無蝸殼離心風機在設計流量與大流量系數下，流動損失是由二次流等復雜流動引起的。當流量逐步增大時，分離渦逐漸消失，二次流等復雜流動導致的出口流動不均勻與“射流—尾跡”結構導致風機靜壓及效率降低。

③優化設計改變葉片的內部結構能夠提升風機的靜壓與效率。通過對比原型葉片、改型6 葉片、改型7 葉片的模擬數據，發現增加葉片長度的改型6 葉片對分離渦與二次流的形成有一定的抑制作用，減小了流動損失，提高了風機效率。