BT炉风机节能降噪改造及模型机开发*

（浙江上风高科专风实业有限公司）

0 引言

钢化玻璃以较好的安全性、高强度和热稳定性，广泛应用于建筑物、汽车、火车、船舶、仪表、家具等多个领域[1-2]。BT炉风机为玻璃钢化系统中的鼓风冷却设备，其性能优劣直接影响玻璃的质量、工艺生产能力、用户能耗水平及生产线的噪声水平，为钢化系统中的核心设备。

然而我国玻璃生产企业的钢化系统还存在一些问题：1）能耗高。2）风机高压力、低转速。生产薄玻璃时，风机提供的压力不够，如风量为2 8000m3/h，压力为34～37kPa，由于出口气体温度的限制，风机转速要控制到1 500r/min以内,普通后弯式风机达到这个参数具有一定难度，而前弯式风机效率较低，配备的轴功率过大。3）风机出口温度过高。玻璃冷却时，提供的冷却风温度偏高，影响产品质量。4）生产系统内噪声大。5）运行振动大，风机运行经常出现失速喘振等问题。

基于以上这些技术上的要求和特点，钢化风机系统通常有两台串联的小流量高压风机为系统提供冷却风，传统用于玻璃钢化的风机为前倾式离心风机，代表性的风机模型为10-18，9-12，8-09。这类风机流场混乱，气流分离大，运行效率低，效率曲线不平坦，出现驼峰现象，噪声大。同时，由于风机压力曲线在中小流量区压力下降较快，风机存在失速、喘振等现象，有一定的安全隐患。

基于这些问题，玻璃钢化系统迫切需要解决的问题有：1）降低能耗、降低噪声，开发出高效低噪小流量高压的离心风机。2）开发出的风机效率曲线足够平坦，在流量区，压力曲线基本要保持上升，消除喘振现象，确保风机运行的安全性。3）低转速，高压力。风机运行转速控制在1 500r/min以内，确保系统内提供的气流温度低；高压力，以满足薄玻璃生产工艺的要求。4）开发出的风机气动噪声低，降低噪声污染。

本文对用户使用的前倾式9-12离心风机进行CFD计算及气动噪声计算分析。在此基础上，重新设计风机模型，采用带分流叶片的后倾式叶片，优化后的效率和压力都大幅度上升，噪声降低。采用新型风机对用户钢化系统BT炉风机进行改造，改造后风机节能率达到24.7%，单台风机年度节电量为47.3万kW·h，取得较好的经济效益和社会效益。

1 项目背景

某玻璃厂钢化系统的BT炉风机为9～12风机，生产日期为2008年，据用户反映：电机功率为250kW的风机压力不够，不能满足薄玻璃生产需求。目前新采购的风机普遍为315kW，风机压头为34kPa，风机运行能耗大，噪声高，同时振动也大，局部连接件出现振动断裂现象。噪声忽高忽低，出现喘振现象。需对BT炉风机系统进行改造，因此我公司技术团队对此风机进行了系统性测试，两台串联的风机系统单台平均参数见表1：

表1 平均单台风机运行参数Tab.1 Operation Parameters of Average single fan running

2 原型分析

9-12风机为传统小流量高压力离心风机模型，叶片为前倾式的，叶片数为20个。该风机模型的效率曲线和压力曲线均出现驼峰，运行效率低，噪声较大。同时由于叶片窄，又是前倾式的，制作和焊接难度较大。目前该模型在国内市场上应用较多，主要适用于钢铁、建材、玻璃、化工等小流量高压场合，由于要求的压力系数高，比转速小，优化设计存在较大的技术难度。

2.1 风机基本信息及网格划分

通过Solidworks进行风机气动三维建模，导入ICEM软件中进行网格划分(如图1)。模型考虑径向间隙对模型的影响，采用相对坐标系对模型进行计算。模型中，叶轮、径向间隙及蜗舌对气动产生重大影响，因此对这些部件均进行特殊加密。为了防止进出口流场的不稳定性，将风机进出口都适当加以延长。采用几何适配性较好的非结构网格对模型进行网格划分，网格总数为450万，网格质量基本为0.3以上，网格图如图2所示。

图1 风机气动三维模型图Fig.1 Fan aerodynamic 3D mode

图2 风机计算网格图Fig.2 Fan calculated grid

2.2 计算模型的建立

边界条件：进口选用全压；出口选用流量；固体壁面采用无滑移光滑壁面，壁面函数为Scalable；交界面模型采用常规连接（General Connection），坐标变换模型采用冻结转子算法（Frozen Rotor）,网格连接方式采用GGI。

数值算法：对流项采用高分辨率法（HighResolution），湍流数值算法采用一阶格式（First order）[3-4]。

2.3 流场和气动噪声分析

图3为风机径向流场图，从图中可看出，总体上，风机内流场存在一定的分离。在蜗舌附近，存在涡流，并且此处的速度梯度较大。在叶片流道内存在较大的“射流-尾迹”结构，主要分布在叶片的出口吸力面附近[5-7]。这种低能团涡流堵塞流道，风机压力和效率都会降低。随着叶轮旋转，这种低能团被叶轮甩出进入蜗壳。从大涡团变成小涡，最终以热能的形式耗散。涡流破碎的同时，会形成一系列的压力波，冲击蜗舌，形成较大的气动噪声。这也是离心风机主要噪声源[8-9]。

图3 风机流场图Fig.3 Fan flow field chart

按照流体动力声源的发声机制，流体动力声源分为三类：单极子（气流体积变化产生的声波），偶极子（固体与流体相互作用产生的周期性声波），四极子（流体与流体相互作用产生的噪声）[10-11]，图4～图6分别为9～12风机单极子源、偶极子源及四极子源图。离心通风机压力较低，气体可认为不可压缩气体。风机正常工作状态下产生的噪声主要来源于偶极子源。包括旋转噪声（离散频率噪声）和涡流噪声（宽频带噪声）。此外流道出口处的噪声还包括四极子源噪声[12-14]。

图4 单极子源声云图Fig.4 Monopole Source Strength

图5 偶极子源声云图Fig.5 Dipole Source Strength

图6 80%四极子声源等值面Fig.6 Isosurface at 80%of Quadrupole Source Strength

表2 Proudman声功率Tab.2 Proudman Sound Power

3 优化模型分析

对于9-12模型，D3/D2=1.15，即叶轮中留了15%的无叶扩压段，风机的出口角为135°。从径向平面看，叶片进口到出口的19%～100%为前弯段，这种大出口角，过早前弯的叶片流道会造成边界层分离严重。因此总体的设计思路为：1）新开发的风机模型，能达到原风机模型相同的风量风压；2）把前向叶片流道改为后向叶片，延长叶片出口有效半径，减少扩压段尺寸（从15%降到8%），为了提高压力，采用分流叶片；3）调整蜗型线和蜗壳宽度，使蜗壳和设计的叶片匹配；4）调整蜗舌参数，增加蜗壳出口扩展角，减少蜗舌处的分离损失。优化风机叶轮三维图如图7。

图7 优化风机叶轮三维图Fig.7 Optimization fan rotor

3.1 优化风机流场

原风机9-12模型叶片数为20个，优化风机模型为大叶片16个，分流叶片16个，主要有两个目的：1）减少风机进口堵塞，使流道通畅；2）添加分流叶片，减少叶片出口的栅距，减少风机出口的分离，减弱“射流-尾迹”结构对流道的影响，提高风机效率和压力。

图8为优化风机的流场图，从图中可看出，较9-12风机模型，风机内气流流通较为顺畅，抑制边界层分离，蜗舌处的旋涡减少。

图8 优化风机流场图Fig.8 Optimization fan flow field chart

3.2 计算噪声分析

图9～图11为优化风机的单极子、偶极子和四极子噪声源图，特别是四极子噪声源（基本由紊流而导致的噪声），优化风机的80%四极子声源等值面基本消除。

图9 优化风机单极子源声云图Fig.9 Optimization fan monopole source strength

图10 优化风机偶极子源声云图Fig.10 Optimization fan dipole source strength

图11 优化风机80%四极子声源等值面Fig.11 Isosurface at 80%of quadrupole source strength

对比表2和表3，优化风机噪声水平大幅度降低，平均Proudman声功率从31.4dB降到27.7dB，总声能从7.00E-08W降到1.90E-8W。

表3 优化风机Proudman声功率Tab.3 Optimization fan proudman sound power

4 模型验证

4.1 CFD计算结果比对与验证

风机性能测试采用C型试验装置对带进气箱的离心风机进行了性能测试，测试标准按GB/T 1236-2000《工业通风机用标准化风道进行性能实验》执行［15］。

从图12可看出，优化风机压力曲线相对平坦，压力稍微高于9-12风机，计算值和实测值基本吻合。9-12风机压力曲线较陡，在小流量区压力开始下降，风机在此工况和偏小流量区运行时，风机会出现喘振现象，存在一定的安全隐患。而优化风机在小流量区，压力还在上升，优化风机基本无喘振现象。

图12 风机实测风量&风压与计算工况性能对比Fig.12 The comparison of test and calculated for flow rate and pressure

图13为风机实测风量&效率曲线，总体上，优化风机效率全部大幅度上升，计算工况和实测值也基本吻合。优化风机效率曲线平坦，效率高。即使风机在现场运行时偏工况，总体效率还是较高，具有高效区宽广的特点。

图13 风机实测风量&效率与计算工况性能对比Fig.13 The comparison of test and calculated for flow rate and efficiency

4.2 试验噪声分析

根据GB/T2888-2008《风机和罗茨鼓风机噪声测量方法》标准对9-12风机和优化风机的噪声进行测试。试验地点：浙江上风高科专风实业有限公司CNAS检测中心；采用声级计对风机出口处的噪声进行测试，测试方式及仪器如图14所示。测量时，除地面外无其他的反射条件，测点位置D距地面的高度与风机出口中心持平，水平方向上与出气口轴线成45°，距离出气口中心L=1m［16］。

图15为优化风机和9-12风机的比A声级对比，比A声级是衡量风机噪声性能的一个参数。

其中，LsA为比A声级，dB;LA为A声压级，dB(A);Q为风量，m3/min；P为压力，Pa。

图15 优化风机和传统风机比A声对比Fig.15 The comparison of optimal and original fan for A sound level

从图中看出，优化后的风机比A声总体大幅度降低，在15.2～21.2dB之间，而9-12风机基本在23～41.5dB之间。

5 技改效果

针对现场采集的数据及运行情况，定制基于系统特性的高效低噪风机，为了用户利益最大化，同时整体更换了原来的普通电机，替换成效率及功率因素高的电机，单台平均运行情况如表4：

表4 技改效果表Tab.4 The parameters of fan performace after optimization

技改后，风机振动值为2.2，噪声低，出风均匀，解决了喘振问题，风机运行更加安全可靠。节电率为24.7%，用户年度节电量为47.3万kW·h，取得了良好的经济效益和社会效益。

6 结论

针对玻璃钢化系统BT炉风机的特点及其存在的问题，提出了玻璃钢化风机的优化方向。通过CFD技术，分析了传统钢化风机的流场和气动噪声，在此基础上，优化设计了高效低噪小流量高压后倾式风机，并分析了其气动性能和气动噪声。优化后的风机达到如下效果：

1）提高效率，降低噪声。优化后的后倾式风机，效率大幅度提高，噪声下降。风机技改后，节能率为24.7%，单台风机年度节电量为47.3万kW·h。

2）曲线平坦。优化后的风机效率曲线和压力曲线平坦，能解决风机运行喘振的问题，确保风机运行的安全性。同时风机具有高效区宽广的特点。

3）满足小流量高压的需求。采用后倾式分流叶片，减少风机进口堵塞，减小叶轮出口栅距，提高了风机效率和压力，满足薄玻璃工艺对大压力的需求。

4）由于风机压力系数高，比转速小，钢化风机可以在1 500r/min以下运行，即可满足现场工况需求，降低玻璃钢化时风机的冷却风温度。