考虑轮盖结构及间隙的风机优化设计

余晴阳， 吴鹏， 邓业林

(1.苏州大学轨道交通学院， 苏州 215006； 2. 苏州大学机电工程学院， 苏州 215006)

离心式风机被广泛应用于航海、航空、工业等领域，并且使用范围不断扩大[1]。离心式风机性能受叶片子午面形状、叶片安装角、蜗壳型线等参数影响[2]。离心式风机的性能优化也是中外专家学者的关注与研究方向[3]。展宗贞等[4]研究了不同形状的叶尖小翼对风机性能的影响，研究结果表明：垂直的叶尖的形状会同时提高风机的风量和效率。肖千豪等[5]提出一种二次非均匀B样条曲线的叶型参数化方法，改变叶轮叶片的出口角、叶型的弦长和叶型最大弯曲度，研究结果表明：改变叶轮参数组合可以提高风机性能。Bonaiut等[6]通过对离心式压缩机的研究，发现叶轮叶片进口处的叶片边缘厚度和叶片前安装角对叶轮性能的影响更大。陈强等[7]发现离心式风机的泄露间隙会对风机静压效率产生影响。吕玉坤等[8]通过理论计算的方法得出蜗壳宽度变化对风机性能有明显的影响。王军等[9]通过试验研究得出改变蜗壳型线能够大幅度提升原风机性能。刘小民等[10]通过实验测量和数值模拟方法研究了内凹式蜗舌对多翼离心风机气动性能的影响，结果表明，采用内凹式蜗舌能够抑制流动分离，提高风机气动性能。魏铭等[11]利用数值模拟和实验测量相结合的方法，研究集流器结构对多翼式离心风机气动性能的影响，结果表明，随着集流器与叶轮之间轴向间隙的增大，风机气动性能的变化呈非线性。

现有研究将更多关注放在通过改变叶轮来改变离心式风机性能，蜗壳作为离心式风机中唯一的不对称组件，主要作用是输送叶轮出流至风机出口，是离心式风机中性能最差的组件，改变蜗壳结构会对风机性能产生影响，蜗壳效率的提升对于风机气动性能的提高具有重要意义。与此同时现有研究对叶轮对风机的气动性能影响的研究已经非常成熟[12-17]，但是对蜗壳的研究却不多，对风机轮盖间隙与叶轮的匹配度的研究几乎空白。这是由于蜗壳结构复杂，单纯靠实验对蜗壳性能进行研究需要反复开模，实验成本较高。现以某工业离心式风机为研究对象，对风机进行模拟计算与内流场流动分析，研究蜗壳上盖板形状以及蜗壳与叶轮间隙对风机性能的影响，从而对风机进行优化。

1 数值模拟计算

由于实验手段和成本的限制，离心风机实验虽然能够较为准确测得风机压力，但是对于一些狭小位置的流动却很难得到准确的结果。数值模拟需要实验作为依据，保证模拟的准确性，因此将实验与数值模拟计算相结合，对离心式风机气动性能进行优化。图1为研究流程图。首先，利用数值模拟

图1 优化研究流程图Fig.1 Flow chart of optimization research

的方法对风机内部流动进行计算；其次，通过实验的方式对数值模拟计算进行验证；最后，对风机进行参数敏感性研究。考虑到改变蜗壳上盖板结构的实际操作的难度并不大，因此对风机上盖板结构的参数影响的研究采用实验的方法，由于需要通过多次改变叶轮与上下盖板的间隙，以及改变叶轮前安装角需要重新开模，成本较高，因此对于以上参数研究采用数值模拟方法。

由于实验采用的U型压力计测得数据是前后静压，因此对于实验静压差的计算采用工业计算方式，即直接用风机出口静压减去进口静压，对于数值模拟计算涉及的参数实验，静压差的计算采用出口静压减去进口全压的计算方式。

1.1 风机模型

采用的风机为工业用离心式风机，该风机主要几何参数如表1所示。

表1 风机主要几何参数表Table 1 Main geometrical parameters of fan

1.2 控制方程

对于离心式风机内部流动主要控制方程有连续方程、运动方程、能量方程。

1.2.1 连续方程

(1)

即

(2)

式中：ρ为流体密度；ux为u在x方向的速度；uy为u在y方向的速度；uz为u在z方向的速度。

1.2.2 运动方程

(3)

式(3)中：ui、uj为流体速度分量；xi、xj为坐标轴分量；i，j=1，2，3；ρ为流体密度，kg/m3；P为压力，Pa；Fi为质量力；υ为运动黏性系数，m2/s。

1.2.3 能量方程

(4)

式(4)中：mij为黏性应力张量；e为单位质量流体的内能；Q为流体从外界所获得的热能；qi为单位时间单位容积内的热量。

1.3 湍流模型

1.3.1 标准k-ε模型

在工业生产中，常用k-ε模型解决大多数问题，k-ε是半经验公式，引入了关于湍动能k和湍动耗散率ε的方程。

k和ε相应的输送方程为

(5)

(6)

式中：Gb为湍动能k的产生项，对于风机内部不可压缩流体，Gb=0。根据实验验证，G1ε=1.44，G2ε=1.92，Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3，YM=0，Sk=0，Sε=0。

在该模型中湍流黏度μt可以表示成k和ε的函数，即

(7)

1.3.2 SSTk-ω模型

湍流模型使用SSTk-ω模型，该模型在近壁面区使用标准k-ω模型，在远场区使用标准k-ε模型，通过引入混合函数F1和F2来实现不同湍流尺度区域对湍流模型的转换，其中

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

式中：β′=0.009；σω2=2。

1.4 网格划分

为了保证与实际试验完全一致，将进口流道模型拉伸200 mm，出口延长1 620 mm，为了方便试验在出口处将风机与内径150 mm直接用螺杆连接，因此处理流道几何模型时，同样将出口延长部分进行了扩张，如图2(a)所示。采用非结构网格对风机进行划分。为了使计算更加精确，对于叶轮区域采用加密处理。网格数量影响风机静压，随着网格数量的增加，风机静压先上升在下降最后趋于稳定。综合考虑计算准确性与计算量，最后选取叶轮区域654万，蜗壳区域85万，风机整体870万的网格划分方法。为了减少计算量且使计算便于收敛，后续风机几何参数敏感性研究，涉及数值模拟方法时，处理流道几何模型均将进口出口部分进行延长，如图2(b)所示，此时网格总数为753万。在划分网格

图2 网格划分结构示意图Fig.2 Diagram of meshing structure

时，对叶轮区域和近壁面等流动影响较大的区域进行局部加密，以提升网格质量，增加计算精度，如图2(c)所示。

1.5 计算设置

在利用CFX进行数值计算时，设置流量入口，压力出口，湍流强度设定为5%，采用无滑移固体壁面条件，设定计算收敛条件为10-5。风机分为叶轮和蜗壳两部分，对应的风机模型分为叶轮旋转域与蜗壳静止域，对于旋转域与静止域的耦合采用Mixing Plane进行处理。

2 实验设计与验证

风机实验按照《工业通风机标准化风道进行性能试验》(GB/T 1236—2000)进行设计，在标准大气压，温度26 ℃的条件下进行。实验系统实景图如图3所示，实验共测量12个工况点，实验过程基于U型压力计对压力进行测量。风机性能实验之前，首先检查实验装置、实验环境以及实验运转条件是否正常。在实验过程中，对于风机测试数据的读取需要在各工况点风机稳定运行之后再进行读取。实验结果如图4所示。该风机在转速5 841 r/min，风量289 m3/h的工况下静压效率最高，此时风机静压差1 690 Pa，静压效率57%。在实际工业生产中需要将静压差和静压效率综合考虑，因此对转速6 135 r/min，风量233 m3/h的工况进行研究。

进气口测得风量以及前压，在距风机出口1 400 mm处测量后压，经过测量得到在温度26 ℃、风量233 m3/h的工况下风机静压差为2 050 Pa。采用数值计算得到在对应位置的进出口静压差为1 990.72 Pa，误差率2.9%。因此通过试验与数值计算的结果对比验证了数值模型的正确性。在工程应用方面，模拟计算的误差是可接受的，从而说明计算模型和方法是可靠有效的。

图3 实验系统实景图Fig.3 Real view of the experimental system

图4 风机静压及静压效率图Fig.4 Static pressure and static pressure efficiency diagram of fan

3 风机几何参数敏感性研究

3.1 上盖板结构

原型机的上盖板采用了不平整的结构，如图5所示，易造成二次流损失从而影响风机静压效率降低，对上盖板进行结构改进，使用平整上盖板，如图6所示。通过实验方式，分别对采用原始上盖板(原蜗壳)和平整上盖板(改进蜗壳)的风机在相同实验工况下，相同工况点进行风机性能实验，实验结果如图7所示。实验结果表明，在0～1 300 Pa范围内原蜗壳风量偏大，两种蜗壳的静压效率无明显差别，其余压力下，改进后蜗壳风量要大，但是对于本研究的工况点，改进后蜗壳的静压效率要高，风量也大，因此改变上盖板结构对风机的气动性能有积极影响。

图5 原蜗壳三维图Fig.5 3D drawing of the original volute

图6 改进蜗壳三维图Fig.6 Improved 3D volute

图7 风机静压及静压效率对比图Fig.7 Comparison diagram of fan static pressure and static pressure efficiency

3.2 叶片前安装角

叶轮是风机最主要的做功部件，也是风机产生损失的主要位置，叶片的几何参数是影响叶轮性能主要参数，这些参数包括叶片安装角、叶片厚度以及子午流道形状，其中叶片进口安装角对叶轮效率的影响尤为明显。根据离心风机设计理论以及现有通风机的统计资料，对于风机的叶轮，一般进口安装角在30°左右，原始风机模型的叶片进口安装角为29°，因此采用数值模拟对不同安装角的风机进行试验，前安装角的取值为27°和31°。

基于原模型29°的前安装角，在叶片厚度、叶片数、蜗壳型线及轮盖间隙等其他结构参数不变的条件下，分别对27°与31°叶轮叶片前安装角的风机进行数值模拟计算，计算结果如表2所示，结果表明，在其他结构参数不变的条件下，采用31°叶片前安装角的风机整体性能较佳。

表2 叶片前安装角试验结果Table 2 Blade front mounting Angle test results

3.3 轮盖间隙

原型机的上盖板采用了不平整的结构，易造成二次流损失从而导致风机静压效率降低，风机性能下降，因此风机轮盖采用平整上盖板。对风机进行了实验，试验证明调整蜗壳上盖板之后的风机性能确有提高。对于现有研究较少的叶轮与蜗壳间隙大小对风机静压效率的影响同样进行试验。

数值模拟计算基于原模型叶轮与下板间隙6 mm，在叶片前安装角、叶片数、蜗壳型线等其他结构参数不变的条件下，首先控制上间隙不变，改变风机叶轮与下板间隙，然后对各风机进行数值模拟计算。考虑到实际加工工艺，将轮盖间隙下限设置为3 mm，计算结果如表3所示，结果表明，对于原风机模型，将叶轮与下板间隙减少至3 mm会提升风机性能。

表3 轮盖间隙试验结果Table 3 Wheel cover clearance test results

3.4 模型汇总表

对所有风机模型的参数以及结果进行汇总，如表4所示。

表4 模型汇总表Table 4 Model summary table

4 流场分析

利用数值模拟计算，分别对改进蜗壳上盖板结构、改进叶轮与蜗壳间隙与叶片前安装角的结果进行内流场分析。分析过程中主要截面位置Z1、Z2、Z3、Z4如图8所示。

图8 主要截面示意图Fig.8 Main section diagram

4.1 速度场分析

图9分别是原蜗壳、改进后蜗壳在相同工况下Z1截面的速度场对比，可以看出，模型2内的漩涡明显减少，二次流损失明显减小。从流线图中可以明显看出，优化前的流线图在蜗壳沟槽处有两处明显的漩涡，这是由于气流撞击壁面形成的。除此之外，可以明显看出，由于蜗壳的不平整结构导致了在蜗壳上半部分的周向位置产生了明显的漩涡，气流对壁面的撞击导致的漩涡增加了风机的二次流损失，从而降低风机的静压。改进之后的风机漩涡产生的位置有所下移，漩涡尺寸有所减小，从而使蜗壳二次流损失减小。

图10是模型7在Z1截面流线图。可以看出，叶轮与下盖版之间的漩涡面明显减小。这是由于离心通风机的叶轮进出口之间存在压力差，因而在叶轮出口处，靠近前盘和后盘的蜗壳内气流由于压差，经过间隙倒流到叶轮的低压区，这就是典型的内泄露现象。还可以看出，在轮盖间隙顶端和底部，气流不断倒流进入叶轮，这部分气流在叶轮中获得的能量又再次损失，这部分流体被不断压缩与膨胀，既导致出口流量降低，又无益耗功，因此在综合考虑之后应该尽量减小轮盖间隙。

图11为模型4在Z4截面处的流线图，图11(b)和图11(c)分别为模型2、模型4的局部放大图。可以看出，在叶轮叶片同一位置处，将安装角α调大至31°之后，气流角与安装角比较一致，避免了在叶片进口的一侧形成较大的局部扩压度使气流过早出现分离，减小了冲击损失。通过对比可以看出，模型4的叶片分离损失产生的位置和模型2相比较，减小了因流动扩压度大，而边界层内没有足够动能转化为压力克服逆压梯度产生的分离损失。

图9 不同蜗壳结构Z1截面流线图Fig.9 Z1 section flow diagram of different volute structures

图10 模型7在Z1截面流线图Fig.10 Model 7 flow diagram at section Z1

图11 模型4在Z4截面流线图Fig.11 Model 4 flow diagram at section Z4

4.2 压力场分析

图12为4种不同风机模型在Z3截面的压力场对比图。图12(a)～图12(d)分别对应模型1、模型2、模型4、模型7，可以看出，4种模型的增压趋势大致相同，风机最大静压出现在蜗壳流道的外侧。流体进入风机之后随着流道面积的变大，速度减小，因而动压减小，静压随之增大。但对比3个不同模型的速度云图可以看出在蜗壳出口处模型7的增压速度较其他3个模型更快，增压效果也更加明显，模型4次之。结合上文对速度场的分析可知，叶轮区域二次流损失的减小使得流体损失减小，对风机静压的提升产生了积极影响。

图12 不同风机模型在Z3截面压力场对比图Fig.12 Comparison diagram of pressure field in section Z3 of different fan models

5 结论

针对一种工业用风机，使用实验与数值模拟相结合的方法来探索其内部流场的规律，结果表明，该离心风机蜗壳上盖板结构不够合理，不平整的结构使得蜗壳内部二次流较多，耗工明显。

(1)改进蜗壳结构的风机能有效减少蜗壳不平带来的二次流损失，风机效率提高2%。

(2)改进风机轮盖与叶轮间隙可以有效缓解风机由于内泄露带来的能量损失，进一步将风机效率提高1.1%。

(3)改进叶轮叶片前安装角可以减小因内泄露导致的叶轮底部流量增大安装角与气流角的偏差，进而降低能量损失，将风机效率提高1.2%。

(4)通过不同结构风机的流线图、静压分布矢量图，得到了风机流量对效率影响的主要因素，得到了风机内部流场的一般规律。