利用Clark Y 构造非对称翼型风机的正向通风性能对比

王海民，高涌东，胡 峰，陈 思

（1.上海理工大学 能源与动力工程学院，上海 200093；2.上海市动力工程多相流动与传热重点实验室，上海 200093）

关键字：Clark Y 翼型；非对称翼型；可逆风机；正向吹风；流场分布；性能试验

0 引言

由于许多大型工作站和服务器的机柜中的空气温度较高［1］，为了防止可燃气体的侵入引发危险，在极端工况下需要迅速改变通风机进出口风向以避免事故发生，在这些情况下，如果安装空间足够大，可以开发双反转叶轮［2-3］。否则，必须使用带有单个叶轮的可逆轴流风扇来迫使空气正向或反向流动［4-6］。

对于单叶轮可逆通风机，已有的研究工作主要针对可逆方式的研究。Živan Spasić 等［7］研究了双弯曲翼型中弧线的弯曲程度对可逆轴流风机气动特性的影响；Li 等［8］采用NACA0012-64 翼型设计导叶安装在动叶两侧，以弥补可逆风机双向不对称引起的气动损失；Nishi 等［9］通过研究两级叶轮叶片的空气动力学性能，提出了一种适用于双向流动的叶片排布方式；Božidar 等［10］在设计低压可逆风机时考虑到径向不同叶高处的流动差异性，从而设计出了叶片曲率较小和轮毂轴向长度较短的风机；此外还有一些学者提出了应用于单叶轮风机的S 型翼型理论并将其应用于轴流通风机进行研究，袁小芳等［11］采用NACA66 和Clark Y 翼型设计出了一种中弧线呈“S”型的新型翼型，通过模拟和实验的方法验证了该类翼型适用于可逆翼型的设计；梁之博等［12］对3 种对称翼型进行三维流场和声场数值模拟，发现S 型翼型流动性能相对最优，损失最小；李景银等［13］提出了一种新型非对称翼型进行吹风性能试验，发现双头非对称翼型正向吹风效率保持稳定的同时反向吹风性能极大提高。

目前较多的研究主要针对双向通风性能完全相同的全对称可逆翼型。本文根据工程需要，研究采用非对称翼型的可逆风机在双向吹风工况下的特性，并进行对比研究，主要针对正向吹风工况下，利用数值模拟和性能试验的方法对4 类可逆风机的性能及内、外流场特性进行分析，揭示性能参数变化的机理。

1 计算模型

1.1 物理模型及结构

本文采用Solidworks 软件生成通风机三维模型，可逆风机的设计参数指标和几何参数及气动参数如表1，2 所示。

表1 可逆风机的设计参数

表2 可逆风机的几何及气动参数

基于Clark Y 翼型所设计的4 种新型可逆翼型方案其轮廓结构分别应用至轴流通风机，依次命名为：F4，F6，F8，F10，如图1 所示。图中箭头所示方向即为风机在正向吹风工况中的来流 方向。

图1 可逆翼型轮廓及采用可逆翼型的叶片

1.2 计算域建立及网格划分

在三维模型的基础上采用CFD/FLUENT 仿真软件进行模拟计算。在模拟计算中，为保证数值计算的可靠性延长了风机计算域的进口和出口，分别是：入口段200 mm，出口段600 mm。计算域整体分为3 个部分：入口和出口的扩展区、旋转流体区域。流域整体网格的划分采用混合网格，其中在扩展区使用结构化网格，在旋转区采用非结构网格。为了保证计算结果的可靠性，本文进行了网格加密计算，计算网格增加到88 万后，计算结果保持恒定，表明已达到网格无关要求。

1.3 控制方程及边界条件

计算过程中采用带旋流修正的Realizable k-ε 湍流模型［14］，计算压力速度耦合为SIMPLE算法，与空间相关的对流项和扩散项及湍流黏性系数采用二阶迎风格式离散，计算中忽略重力和壁面粗糙度对流场的影响。计算中进口边界条件采用质量流量入口，出口边界条件为压力出口，旋转叶轮和静止外壳之间的耦合采用多参考坐标系模型（MRF），动静交界面采用interface 边界，实现上游出口参数与下游进口参数在交界面上交换。壁面采用无滑移边界条件，且近壁面区采用标准壁面函数，计算收敛标准设置为各计算参数稳定，求解区域进出口流量差小于0.5%。

2 模拟结果与分析

2.1 性能参数分析

对图1 所示的4 种可逆翼型及Clark Y 标准翼型设计的轴流风机进行数值模拟计算，计算结果中各风机在设计流量下的特性参数如表3 所示。根据表3 计算结果可知，采用非对称S 翼型的风机在正向通风时，其全压和效率相比于Clark Y 翼型标准风机均有所下降，且下降程度从F4 到F10 呈递增趋势。F4 的全压降和效率降最少，分别是6.9 Pa 和2.2%，F10 的最为明显，分别是14.7 Pa 和8.1%。在反向通风时，全压和效率从F4 到F10，相比于Clark Y 标准翼型的风机均上升，其中F4 风机的全压升和效率升最小，分别是24.2 Pa 和2.5%，F10 风机最为明显，分别是 57.1 Pa 和11.4%。由表3 可知随着反接段比例的增加，正向通风时的气动性能下降，而反向通风的气动性能逐渐上升且在F10 处达到一致。

表3 设计流量下采用不同可逆翼型方案的风机性能参数比较

图2 对比了正向通风时种可逆风机方案不同工况下的全压和效率性能曲线，得出在0.045～ 0.080 kg/s 流量范围内，图2（a）表明4 种风机的全压曲线均先增后减，当Q＜0.060 kg/s 时，流量的减少使得动叶顶部出现逆流，使得流道中的气流收到挤压从而导致出口压力下降，进而减小了全压降，使风机进入了不稳定工况区。整体来看，正向通风时全压曲线整体随着S 翼型反接段弦长占比的增加而下降；图2（b）表明4 种风机的效率曲线同样先升后降，在设计流量Q=0.067 kg/s 处达到最佳效率，且全压达到100 Pa，满足了设计要求；反向通风时同样达到了设计要求，本文对其降不做详述。

图2 正向通风时不同风机全压及效率对比

本文主要针对4 种可逆风机的正向吹风工况进行研究，模拟结果显示其全压降和效率降从F4到F10 依次增加，风机整体得性能随之恶化。鉴于实际工程应用中可逆风机的广泛应用及其本身S 型叶片的特殊轮廓分布，因此有必要对S 翼型在正向吹风时对风机性能的负面影响其内在机理进行分析。

2.2 叶轮内流特征及损失分析

2.2.1 动叶区入口处湍流动能径向分布

图3 示出了4 种风机入口平面湍流动能沿径向分布曲线。从图可见，4 种风机均在靠近叶顶壁面和叶根轮毂处湍流动能较大，表明这两处流体微团之间发生碰撞和动量交换的程度相对较高，流动损失较大。翼型的改变对风机入口附近的影响主要集中在0%～60%叶高范围，越靠近轮毂流场对翼型的改变越敏感，直至20%叶高处开始至轮毂范围内发生骤降。轮毂处F4 湍流动能最小，F10 最大，且湍流动能由小到大依次是：F4（1.45 m2/s2）、F6（2.12 m2/s2）、F8（2.54 m2/s2）、F10（2.82 m2/s2）。结合图1 所示的翼型轮廓分布可知，在风机入口处影响湍流动能分布的主要变量是叶片的前缘最大厚度，前缘最大厚度由小到大分布依次是：F10，F8，F6，F4，因此风机入口前缘最大厚度的增加可以减小叶片前缘速度波动，进而减小湍流能量损失，特别是可以改善前缘叶根处的流动情况［15］。

图3 入口处湍流动能分布

2.2.2 叶片表面压力分布和载荷分析

图4 为叶片压力面静压分布，叶片表面的压力分布情况能反映动叶做功能力。

图4 叶片表面静压分布

图4 显示，叶片压力面的中间部分靠近叶顶处存在高压区，该部分的静压值从F4 到F10 逐渐增加同时位置向前缘方向移动，表明叶片压力面的流动情况从F4 到F10 会逐渐改善，因为高压区压力的增加会使得压力面从入口到出口方向的顺压梯度逐渐增大，这有利于流体在叶片表面的附着从而改善叶片的流动情况；在压力面尾缘附近存在低压区，这是由于S 翼型叶片在尾缘附近厚度的突增所导致的压力骤降，低压区的范围从F4 到F10 逐渐增加会在使得叶片尾缘处不利于流动的反向载荷递增，从而对叶片压力面做功产生逐步增大的负面影响。

在吸力面上，叶片前缘靠近叶顶处均存在低压区域，低压区面积从F4 到F10 逐步向叶根处延伸；靠近叶片尾缘处有一部分的高压区，高压区面积从F4 到F10 递减，表明吸力面的流动流动情况随之逐渐改善，因为高压区面积的减小使得叶片吸力面从入口到出口的逆压梯度逐渐下降，这会使叶片表面流动更易于附着从而减少由流动分离造成的损失。

所以，从F4 到F10，压力面的顺压梯度逐渐增加，同时吸力面的逆压梯度逐渐下降，二者同时减少了叶片表面的流动损失，因而叶片整体的流动情况得以改善。

为进一步分析可逆翼型轮廓差异对叶片做功能力的影响，图5 中取4 种可逆风机沿径向10%，50%，90%截面处叶片表面的静压分布，对叶片表面载荷进行定量分析。横坐标x 为计算点到叶片前缘的轴向距离，C 为轴向弦长，纵坐标Δpst为静压。压力面与吸力面的静压差是叶片对气流做功的标志。

图5 不同叶高处叶片表面静压分布

图5 表明，可逆风机的叶片由于前缘和尾缘都有相对较大的厚度，使叶片各截面处的静压曲线围成两个区域，前半部分区域产生有利于流动正向载荷作，作正功，后半部分区域将产生不利于流动的反向载荷，作负功。

图5（a）显 示 在10% 叶 高 处，0～65% 弦 长范围，同一弦长位置处压力面和吸力面的静压值均从F4 到F10 递增，其中压力面的平均增幅为4.74 Pa，吸力面的是4.57 Pa，可知翼型的改变未对该部分叶片的做功能力产生明显影响；在65%～100%弦长范围内看到压力面的顺压梯度由F4 至F10 逐渐减小，同时吸力面的逆压梯度未产生明显改变，总体导致在尾缘区域产生反向载荷的区域面积由F4 至F10 逐步增大。所以，10%叶高处可逆翼型的改变对叶片做功能力的影响主要体现在叶片出口尾缘附近产生反向载荷的 区域。

图5（b）显示50%叶高处静压分布规律和10%叶高处类似。不同点在于50%叶高处不同风机之间压力面的顺压梯度变化更加明显，表明从F4 到F10 压力面的流动分离损失减小更明显。其中0～65%弦长范围内从F4 到F10 压力面之间平均静压增幅达10.54 Pa，而吸力面不同风机之间的平均增幅仅2.88 Pa；在65%～100%弦长范围内风机之间压力面平均压力降幅达到11.20 Pa，同时吸力面未发生变化。总体而言，50%叶高处从F4 到F10，叶片压力面的流动逐渐改善，而叶片正向载荷及反向载荷的区域均有所增加。

图5（c）中90%截面处风机之间压力面的静压变化最明显，平均静压差达到31.70 Pa，同时吸力面不同叶片之间的静压分布不明显，表明翼型的改变在靠近叶尖处的压力面影响最大。

叶片的做功能力也可以通过作正功的区域面积与做负功的区域面积进行相减得到量化，如表4 所示。由表4 可知，10%叶高处翼型的改变对叶片总体做功能力的影响最小，而在90%截面处做功能力随翼型的改变最明显且做功能力最强，为叶片主要做功区域，同图4及图5所得结论一致。所以，从F4 到F10，可逆翼型的改变对叶片不同高度处做功能力的影响主要体现在尾缘部分；且在靠近叶尖处压力面受翼型的影响最大，是叶片做功的主要区域。

表4 叶片表面不同叶高处静压差

2.2.3 叶顶间隙损失

图6 所示为风机沿叶片轴向取5 个平面，以分析4 种风机叶顶间隙的湍流动能分布差异。数值模拟结果表明，叶顶间隙的强湍流区域主要集中叶片的前缘附近处。对比图6（a）（b）（c）（d）可知，从F4 到F10，随着叶片前缘最大厚度的减小，前缘附近的湍流强度逐渐增加且范围逐渐扩大，叶片吸力面附近尤为明显，表明叶顶间隙的泄漏流逐渐增大，在流道中形成了较大的掺混损失从而对主流影响随之加大［16］。此外，湍流强度的增加也与叶片表面压力面和吸力面的静压分布有关，即由表4 可知从F4 到F10，叶顶附近压力面和吸力面静压差增加提高了叶片的做功能力，但同时也增强了叶顶间隙泄漏流量，造成的增大的泄漏损失，这与图4（c）（f）以及图5（c）的结论保持一致。

图6 不同风机叶顶间隙湍流强度分布

湍流动能的具体的影响程度可以从间隙内的泄漏量得到反映。表5 显示从F4 到F10，叶尖泄漏量逐渐增加，F10 最大可达1.19 kg/（m2·s），对应的损失最大。

间隙内的流动速度定义［17］为：

式中 vt——泄漏流速；

p1，p2——压力面、吸力面的压力。

泄漏量相对变化率定义为：

式中 Qu——Clark Y 标准翼型风机的泄漏流量；

Qc—— 4 种S 型翼型设计的风机的泄漏流量。

所以，从F4 到F10，叶片靠近叶顶部分的做功能力逐渐增强，但同时会增加叶顶间隙的泄漏量从而造成主流掺混损失，从而产生紊乱的流动对主流区域构成影响，对风机的气动性能造成 破坏。

表5 不同可逆翼型方案下叶顶泄漏量的对比

3 通风机性能试验

为了验证模拟计算的准确性，现依据GB/T1236 2017［19-21］标准，对本文所设计的4 种可逆风机在额定工况下的进行通风机性能试验，鉴于篇幅原因，本文取F4 和F10 风机试验测得静压分布曲线与模拟静压分布结果进行对比分析。由图7 可知，正向通风机与反向通风工况下试验结果与模拟结果的曲线趋势基本一致，最大误差不超过5%，验证了模拟的准确性。

图7 风机通风试验与模拟结果对比

对比图7（a）（b）中的风机效率曲线，可以看出试验及模拟结果曲线均先增后减，符合常规轴流风机性能曲线趋势。图中显示模拟的效率曲线均略高于试验效率值，这是由于模拟计算过程中对流场进行了简化，使风机的阻力和涡流区减少，从而能量损失减少，且模拟计算忽略了叶片的摩擦，即认为风机叶片和内筒壁是光滑，因此模拟结果的流场分布会优于实际的流场分布。在额定工况处均达到了最佳效率值。总体来讲本文中所研究的4 种可逆轴流风机所特有的性质在模拟及试验结果中得到了充分的反映。

4 结论

（1）对于采用非对称S 型翼型的轴流风机，动叶入口处的湍流动能随着叶片前缘最大厚度的减小而下降，减少入口处流动损失；动叶出口处轴向速度随叶片尾缘最大厚度的减小而增加，加强了动叶出口处的流通能力；叶顶间隙的强湍流动能区集中在前缘附近，并随着前缘最大厚度的增加而增大，加强了与主流的掺混程度，对风机整体的气动性能产生负面影响。

（2）随着反接段弦长占比的增加，叶片压力面的顺压梯度递增，同时吸力面的逆压梯度递减，二者共同作用使叶片整体的流动情况随之逐步改善；翼型的改变对叶片做功能力的影响主要体现在尾缘部分，靠近叶尖处是叶片做功的主要 区域。