赵 征 ,李 彬 ,,李小辉 ,陈 红 ,蔡姗姗
(1.空调设备及系统运行节能国家重点实验室,广东珠海 519000;2.华中科技大学 能源与动力工程学院,武汉 430074)
离心风机是通过叶轮高速旋转将气体从轴向吸入叶轮,并进行折转从径向流出[1-4]。小型离心风机由集流器和叶轮组成,其具有流量系数大、结构紧凑和噪声低等特点,被广泛应用于各行业的各种送风系统中[5-8]。传统经验设计上,高比转速(100~500)风机多为轴流式[9],然而在特定运行条件下不能选择轴流风机,如在特定叶轮直径和转速下需求较高压升。因此,需要对高比转速离心叶轮展开研究。多位学者针对高比转速离心叶轮进行了深层次的研究,在叶轮机械领域已有一定的研究成果[10-17]。目前高比转速叶轮的设计还没有系统的方法,并且研究较少,开发高效、低噪声[18-23]的高比转速离心叶轮是当前亟需解决的一个问题。
本文所涉及的风机用于空气净化器送风系统中[24],该系统具有风量大和阻力较大的特点,由于受结构尺寸限制和系统要求,该空气净化器风机的选型为离心风机,因此该离心风机比转速高,且轮径比达到0.8,导致该叶轮的涡流损失严重。优化设计中,为保证系统原有结构,仅对叶轮部分进行优化改进。本文主要通过对3种不同叶片数下的高比转速离心叶轮进行数值仿真计算和整机试验,并展开分析单叶轮及整机的性能和噪声,为高比转速离心风机的叶轮设计提供参考。
对空气净化器中的离心风机进行研究,叶轮区域结构总装如图1(a)所示,是去除前置滤芯的空气净化器结构示意,图1(b)分别为单叶轮三维结构示意,叶轮叶片数为7个,设计工况流量为350 m3/h,最高转速1 400 r/min,表1给出了叶轮的具体参数。为研究不同叶片数对高比转速离心通风机性能的影响,采用3种叶片数进行分析,分别为图2(a)叶片数7、图2(b)叶片数9和图2(c)叶片数 11。
图1 高比转速叶轮总装和单叶轮结构示意
表1 离心风机叶轮的几何参数
图2 叶轮叶片结构示意
单风机数值计算模拟采用风洞测试实验的方案进行建模和仿真计算,建模模型分为进口段、叶轮旋转域和风洞3部分,如图3(a)所示,对叶轮区域进行网格加密;如图3(b)所示,建模和网格划分时考虑集流器间隙。
图3 离心风机网格划分
采用ANSYS CFX对离心风机的三维流场进行求解,通过求解雷诺时均Navier-Stokes方程进行模拟。离心风机的马赫数一般小于0.3,故将空气视为不可压缩稳态流动,忽略重力和温度对流场的影响,离心风机流动基本上都是紊流状态,湍流模型采用RNGk-ε模型,压力速度耦合方程采用SIMPLEC算法,流体类型为25 ℃空气,进口边界条件为总压,数值0 Pa,出口设置为流量出口,监测叶轮出口压力。风机模型由叶轮旋转域和风洞静止域、进口静止域组成,动静交界面采用冻结转子交界面,设置如图4所示。
图4 计算模型前处理设置
采用图3所示的网格划分方法和图4所示的设置方法对单叶轮进行仿真计算,图5示出了离心风机在设计工况下的网格无关性验证,从550万~1 200万网格分别计算了5种网格数量,并对不同网格数量下计算得到的出口全压和效率进行对比,发现当网格数量在962万~1 200万时其参数基本稳定,因此采用962万计算网格单元。当网格数在962万的单元下,对Y+值进行查看,得到Y+值为37.3,适合数值计算时所采用的壁面函数要求。
图5 网格无关性验证
为方便试验测试,节约开发周期和开发成本,不用单独设计单风机工装,因此采用空气净化器去滤芯结构进行总装风量测试,省去的单风机性能测试,采用去滤芯的整机进行性能测试,用来验证仿真的可靠性。如图1结构所示,并进行整机结构进行数值仿真计算,对比试验和仿真数值计算结果,见表2,其总压误差为2.55%,效率误差相差2.41%,验证了数值计算的可靠性,因此后续单风机叶片数优化过程中以仿真计算分析为主。
表2 整机去滤芯试验测试和仿真计算对比
本文针对单风机进行优化,因此采用图3中的网格划分方法和图4中的设置方法进行仿真计算,并对结果进行分析。
图6示出了单叶轮分别在叶片数7,9,11下的外特性曲线。
图6 不同叶片数下单叶轮的外特性曲线
从图中可以看出,高比转速下,随着叶片数增多全压有不同程度增大,在设计工况下,叶片数为11的叶轮的压升最高,较原叶轮(叶片数7)的压力提高了13.3%,提升效果明显,这是由于叶片数增加增大了叶轮的做功能力。当流量大于设计工况(350 m3/h)时,叶片数9较叶片数7有所增大,但叶片数11较叶片数9基本保持不变,说明在大流量工况下时叶片数大于9其全压不会再增大,而当流量小于设计工况(350 m3/h)时,其全压随着叶片数的增多而增大,这是由于:叶片数较少,即叶栅稠度较小时,每个叶片的负荷较大,气流在叶片流道内易发生分离,流动损失增大,风机的全压和效率减小。尤其是靠近前盖板附近区域,气流的径向速度较小,造成气流的进气冲角大,进一步增大叶片负荷,流动极易分离,分离区尺度从叶片靠近前盖板到后盖板处逐渐减小。叶片数较多,即叶栅稠度较大时,每个叶片的负荷较小,气流在叶轮中的分离尺度较小,分离损失减小,效率有所提高,但同时由于叶片数增多,叶片表面积增大,叶片表面的附面层摩擦损失增大,又造成风机效率减小,同时会使叶片流道通流面积减小,流动发生阻塞,使风机流量降低。叶栅稠度增加,当性能提高不足以抵消摩擦损失造成的性能降低时,风机损失增大,效率和流量减小。因此叶片数增加对小流量工况更加有利,但不能无限制的增加,过多的叶片数可能会对大流量工况起到负面影响,因此选择合理的叶片数是风机设计中关键的因素之一。
增多叶片数不会影响风机高效工况区域,其高效工况区域都分布在250~350 m3/h流量区域之间,但增多叶片数其效率会有不同程度的提升,额定工况下,其中叶片数11和叶片9下的效率较原叶轮(叶片数7)的分别提高了2.5%和2.23%。
针对不同叶片数下的单叶轮进行流场仿真计算,定义叶高为b,后盖板到前盖板的相对位置分布为(0~1)b,分别从前盖板到后盖板取3个轴面(0.9b,0.5b和0.1b)对流动进行分析,如图7所示,图中白色无流线区域均为涡流,明显可以得到靠近前盖板处(0.9b)的涡流较为严重,产生明显的分离区,靠近后盖板(0.1b)和中间截面(0.5b)的流线相对较为均匀,说明高比转速下离心风机靠近前盖板处的流动较差,本文通过增加叶片数优化其流动,如图8所示,可以看出随着叶片数的增多,其两叶片之间流道的涡流明显减少,有效的增加了叶轮靠近前盖板处的出口流量,进而提高风机效率。
图7 叶片数为7时不同叶高处流线
图8 不同叶片数0.9b叶高处流线
同时,叶轮内部的涡流是产生宽频噪声的主要原因,通过优化叶轮内部流动可以降低宽频噪声,图9示出了叶轮内部在不同叶片数下的涡核特征分布。
图9 不同叶片数叶轮域涡核分布特征
靠近前盖板处的涡核分布面积大,即前盖板处流动涡流明显,与流线反映出的现象一致。在叶轮出口处的涡核分布明显减小,可以得到叶片数增多对叶轮内部流动有一定的改善,尤其是靠近前盖板的流动改善最为明显。
由于试验条件和项目开发周期原因,未进行单叶轮性能和噪声测试,用优化后的叶轮安装在空气净化器整机中进行试验,整机为安装滤芯后的空气净化器,即在图1中结构基础上安装滤芯进行测试,相当于仅对单风机增大了系统阻力,整机系统在350 m3/h的阻力与单叶轮数值计算的压力理论上基本接近,空气净化器整机最大风量基本在叶轮的设计工况附近,因此测试整机结果可以作为单叶轮优化结果的主要参考依据。
为进行试验验证,对叶片数为11的叶轮进行手板制作,7叶叶轮和11叶手板叶轮如图10所示,并对带有滤芯的空气净化器整机进行风量试验测试,试验结果见表3。
图10 不同叶片数叶轮结构
表3 整机性能试验数据
从试验结果可以看出叶片数增多,其整机风量增加约2.5%,功率微增,与数值仿真计算结果的趋势基本一致。
对原机整机和手板(11叶)整机进行噪声声功率测试,试验在半消音室中进行,测试方案按GB/T4 214.1-2017标准进行,测量表面为带有9个测点的矩形六面体进行,测点布置如图11所示。基于声压法的声功率测量,其测试结果见表4。
图11 空气净化器整机测点布置
表4 整机噪声试验数据
从表4的测试数据可以得到,手板(11叶)的整机声功率级较原机降低了0.8 dB(A),手板(11叶)的风量较原机增大了2.5%,理论上噪声总值会随风量的增大而增大,而手板(11叶)的噪声总值确有所降低,说明叶轮叶片数增多对其宽频噪声的有所改善,同时噪声降低也是叶轮内部流场改善的一个较为明显的体现,因此在优化改进风机噪声时,通过减小叶轮内部涡流,提高叶轮内部流体流通能力,提升叶轮效率,也可以作为降低宽频噪声一个参考指标。
(1)针对特高比转速的离心风机,其叶片数对叶轮内部有较大的影响,主要是对靠近前盖板处的涡流有一定的影响,叶片数较少时,叶轮内部的流动容易产生流体分离,但叶片数过多时,会使叶片流道通流面积减小,流动发生阻塞,使风机流量降低,在高比转速下离心叶轮的叶片数的选择一般会大于推荐值[9],合理的叶片数是风机设计特别是高比转速下的风机设计至关重要;
(2)通过减少叶轮内部的涡流可以降低由叶轮内部涡流引起的宽频噪声,在数值计算中效率是一个较为关键的参数,一般针对单叶轮而言,内部涡流减少,单叶轮的效率会提高,同时宽频噪声会有所降低,对于高比转速的离心叶轮,适当的增大叶片可以降低噪声,为叶轮的设计提供一定的参考。