轴流风机结构优化设计及内部流动特性分析

姜晨龙，朱兴业

(1. 江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心，江苏 镇江 212013; 2. 南京森林警察学院治安学院，江苏 南京 210023)

作为一种通用机械，风机在国民经济各个领域中都得到了广泛应用[1].由于中国经济与社会发展进入大量消耗能源阶段，且自身能源又相对贫乏，所以提升能源利用率，支持可再生能源发展成为当前亟待解决的问题.对比于相应性能的离心式风机，便携轴流式风机具有出风量大、有效风速高等特点[2]，且主要利用汽油机带动转子高速旋转，在内部形成压差将空气吸入风机内部整压加速，形成强力高速空气射流，可达到灭火或风力清扫作用，如园林、公路上的杂质清扫，铁路轨道的清污，边境哨所的通行道吹扫等[3].

提高轴流风机运行效率，拓宽运行范围，对能源利用起着一定促进作用.国内外学者利用数值计算或试验方法对风机性能做了大量研究[4]，如ANGELINI等[5]基于RANS的数值模拟方法和立方k-ε低雷诺湍流闭合技术，采用OpenFOAM开源软件对电站冷却设计的轴流风机进行低噪声优化，数值模拟验证了风机的空气性能，并用于推导叶片与叶片之间的设计参数分布.CHAI等[6]为了减少由不均匀气流分布引起的风机性能变化，采用CFD方法模拟风机内部空气分布和风机出口处的气流速度分布.张波等[7]以某离心风机为对象，采用正交试验设计对叶轮轴向相对位置、蜗壳宽度和隔舌间隙3个因素制定正交表，利用Fluent软件对各方案进行数值计算，对风机内部流场进行对比分析，为正交设计的多因素优化提供了参考.刘小民等[8]以某吸油烟机为研究对象，通过试验研究了多翼离心风机叶片出口安装角对其气动性能和噪声的影响，发现吸油烟机性能受叶片出口安装角变化有较大影响.目前学者们对风机的研究主要聚焦于离心风机结构和性能等方面，对于如何有效、快速提高轴流式风机性能研究仍有所欠缺.

基于此，文中通过改变转子部件的叶片数，分别设为8，9，10片，以及改变叶片的安装角，分别设计为55.5°，59.5°和63.5°，采用正交设计全因子试验设计9组模型，基于SSTk-ω湍流模型对其性能曲线进行求解，对比不同风机模型内部流动特征及失稳机制，通过分析转子部件与导叶间的匹配关系来研究轴流风机的优化方向，研究成果可为优化轴流式风机提供一定的理论参考.

1 计算模型及仿真方法

1.1 计算模型

图1为轴流式风机的几何装配模型，其设计参数：风量Q=0.14 m3/s，全压p=310 Pa，转速n=6 000 r/min，轮毂直径为86 mm，叶轮外径为140 mm，叶轮叶片数为9，轮毂比为0.585，导叶叶片数为11.正常工作状态为标准进气，输送介质为空气，标况下密度ρ=1.185 kg/m3.轴流式风机的所有部件包括进口整流器、叶轮、导叶、出口导流器和进出口管，均采用UG软件进行三维建模，并对其流体域进行适当简化建模.图2为轴流风机不同叶片安装角方案模型.

图1 轴流风机三维模型

图2 轴流风机优化设计模型

1.2 网格划分

运用专业化网格软件ICEM对轴流风机进出风筒计算域进行六面体结构化网格划分，采用ANSYS TurboGrid软件对叶轮及导叶进行单流道网格划分后，将网格导入ICEM软件进行全流道网格组合，如图3所示.为了兼顾计算效率与求解精度，叶轮与导叶的计算域网格划分更为细致.网格生成采用自动拓扑结构进行划分，并对近壁面网格进行加密处理，转子叶片表面y+普遍低于100.

图3 轴流风机网格划分

在满足拓扑结构、节点位置不变的条件下，改变网格节点数对轴流风机计算域进行网格无关性分析，如图4所示.当全局网格数量N接近245万时，风机全压特性变化较小，相对误差控制在1%以内，满足网格无关性要求.

图4 网格无关性分析

1.3 湍流模型及边界条件

将网格划分完的计算域导入ANSYS-CFX18.0进行前处理设置.根据轴流风机的运行特性,确定了相应边界条件设置.介质设置为常温不可压缩气体，并采用SSTk-ω模型求解风机内部湍流，Scabale标准壁面函数求解近壁面流动.进口边界条件设为质量流量进流，出口边界条件设置为自由出流，求解器参考压力设为1.01×105Pa.各计算域间采用交界面相连接，进出口管、导叶设置为静止域，叶轮设置为旋转域，静止域与旋转域的交界面采用冻结转子法传递计算数据，转速设为6 000 r/min.

采用商用软件CFX对轴流风机进行数值计算，以时均N-S方程作为基本控制方程，以SSTk-ω双方程为湍流模型和连续性方程来使动量方程封闭，采用二阶精度迎风格式，以基于微元中心有限体积法空间离散方式，通过压力速度耦合算法实现压力速度的耦合求解，计算收敛标准为10-5.

2 试验验证

2.1 试验装置及方法

如图5所示，搭建风机试验装置来测量原型风机的性能特性曲线，以验证数值模拟的可靠性，主要通过试验测量模型风机的全压、效率随流量的变化关系.试验台通过气体压力传感器测量样机进出口处压力，通过电动机功率测试仪测出电动机轴功率求得风机效率，具体测量方法参考GB/T 1236—2000《工业通风机用标准化风道进行性能试验》.

图5 轴流风机气动性能试验装置示意图

试验前，检查试验台气密性，并将试验圆孔式平挡阻流板开度调节至最大.调节电动机变频器使转速稳定在6 000 r/min，通过调节阻流板开度控制轴流风机进流量，依次记录不同风量下风机的性能参数.当出口阀门关死时，停止电动机，待管路内气体重新稳定，重复上述试验3次.

2.2 能量性能曲线结果对比

图6为样机的试验测试结果与数值模拟计算结果的性能特性曲线对比图.通过外特性试验值与模拟值对比可以发现，外特性试验值与模拟值的变化趋势较为吻合.试验值整体低于模拟值，这是由于数值计算时没有考虑系统的机械损失和管路沿程损失，小风量下模拟的预测值更为接近.在设计点下，数值模拟的全压和效率误差分别为2.9%和2.2%，说明数值计算的准确度较高.

图6 样机的模拟值与试验值误差分析

3 数值计算结果分析

3.1 轴流风机优化结果分析

图7为9种不同优化模型间的性能特性曲线.

图7 轴流风机优化结果分析

从图7中可以明显看出，叶轮叶片安装角的改变对轴流风机的性能影响较大.不同模型间性能变化趋势较为接近，全压和效率均呈现双驼峰特征，但是数值差距较大.小风量下，各个模型间差距体现不大，叶片安装角为55.5°的模型性能略高；设计工况点之后，各个模型的性能差距逐渐变大，叶片安装角为63.5°的模型性能远远优于其他模型且高效区较宽；叶片安装角为55.5°的模型性能最差.其中最优模型为8叶片数、叶片安装角63.5°的模型.原型轴流风机虽然在小风量下性能较为平稳，但是大风量下性能不如最优模型.整体上，叶片数对本模型的性能影响较小，相比10叶片模型性能不佳；叶片安装角对本模型性能影响较大，尤其在大风量工况下，虽然减小安装角对小风量工况有一定益处，但是在大风量下性能下降太大，因此建议适当增大叶片安装角.

表1,2为叶片数z和叶片安装角α分别对全压及效率的方差分析表.从表中可以看出，α对全压和效率方差分析对应的P值均小于0.05，从统计学角度，α对结果影响不具有统计学意义；而z对应P值均大于0.05，说明其对结果影响不具有统计学意义.由此可见，α相较于z的取值对全压和效率的影响更加显著，且进一步证实叶片安装角对全压和效率的影响大于叶片数产生的影响.

表1 方差分析(全压)

表2 方差分析(效率)

图8为叶片数和叶片安装角对全压和效率交互作用图.从图中可以看出，各子交互图曲线均未呈现水平状态，说明2个因子之间具有一定的相对交互性.两参数交互作用对全压、效率影响大致相同，叶片数z取低水平，叶片安装角α取高水平达到最优组合.

综上所述，在本次优化设计方案中，试验采用叶片数分别为8,9,10，叶轮叶片安装角分别为55.5°,59.5°,63.5°共9种不同方案，获得全部方案下的全压和效率曲线，基于设计工况下的全压和效率数据进行叶片数和叶片安装角两因素三水平方差分析和交互作用分析，最终确定叶片数为8、叶片安装角63.5°方案为最优方案，相较原模型在额定工况点全压和效率分别提高18.8%，9.8%，达到性能优化的目的.

图8 叶片数和叶片安装角交互作用图

3.2 叶片安装角对风机性能的影响

为分析变量对风机性能的影响，选取单一变量工况进行内流场分析，图9为额定工况9叶片数下不同叶片安装角的压力变化以及涡形态分布.

图9 额定工况下不同叶片安装角压力及涡核分布

从图9可以明显看出，叶片进口前存在明显低压区，且随着叶片安装角的增大，低压区域也在逐渐扩大，介质流出叶轮后压力开始增大，而后进入导叶完成动压转换；叶片安装角为63.5°时，导叶中的压力梯度较小，说明安装角较大时与导叶的匹配性更佳，主要是调整了叶片安装角会直接影响出口介质流动方向，合适的液流角能够增加风机内部的贯流性，且减弱叶轮域与导叶域交接处的能量损耗，提高风机效率.采用Q准则判据对流域内的涡核分布进行分析，可以看出不同模型间在叶轮区域都存在叶顶泄漏涡，叶片安装角的改变对此影响不大，但泄漏涡的发展对其后流域的影响随着安装角的变化存在不同.对于叶轮和导叶匹配性更优的模型，泄漏涡引起的叶轮与导叶交界处的扰动更小.

因此可以得出，叶片安装角对风机性能影响较大，主要是液流角的改变影响叶轮与导叶的匹配性，匹配性较好的模型能有效增强风机贯流性，减轻导叶内介质与壁面的冲击损失，同时安装角的变化改变了叶顶泄漏涡的发展轨迹，文中模型选取的较大安装角能够有效减小叶顶泄漏涡对叶轮和导叶交界处以及导叶中流态的扰动.

3.3 叶片数对风机性能的影响

图10为叶片安装角63.5°、不同叶片数方案，叶轮与导叶中截面上流线分布图.

图10 不同叶片数下叶轮和导叶中截面流线分布

由图10可以看出，不同叶片数下8叶片方案叶轮中截面上流线分布最为规律，仅在叶顶间隙存在小部分低速区域，但流态相对稳定，未发现流动旋涡.9叶片方案在叶轮部分流道内出现旋涡，流线最紊乱，流道内不稳定区域几乎占据靠近叶顶侧一半流道，气流流动在此区域产生了严重的流动分离.10叶片方案相较于8，9叶片叶轮流道内不稳定流动更为严重，大部分流道出现旋涡，各流道气流速度相差较大.在流态较好区域速度分布规律，叶根到叶顶方向速度逐渐增大，相反在叶顶附近出现低速区域.这是因为气体受到离心力作用，离叶轮旋转中心越远，受到离心力作用越大，而叶顶附近出现低速区是叶顶泄漏对气流运动有一定影响而造成的结果.

受叶轮叶片数影响，导叶中截面上流线分布呈现出较大差异.在叶轮9，10叶片方案下，导叶中截面流线在部分流道内出现较大范围的流动杂乱，严重影响风机的运行性能.但各方案下，气流流动在导叶流道内也存在着共性：不稳定流动区域均发生在导叶叶片的压力侧，且大部分产生于导叶叶片中间位置.

综上所述，在3个方案中，8叶片对应叶轮及导叶中截面流线分布最规律，流道内流动失稳区较少，气流流动稳定，说明叶轮采用8叶片方案叶轮与导叶匹配性能最好.

3.4 不同叶高处流场分析

选择3个典型的组合方案进行分析，分别是8，9叶片数以及63.5°，59.5°叶片安装角.结合文中分析的安装角和叶片数对性能的影响，对其内流场进一步分析.图11为3个组合方案的叶轮流道内不同叶高下的速度分布图.从图中可以看出叶轮流道内径向速度梯度较为明显，靠近叶根区、叶顶区都存在着低速涡团，各方案中叶顶区由于泄漏涡的影响，流道内失速都较为明显，其中安装角为63.5°的方案中，叶片数的改变对其内部流态影响较大，9叶片数方案的叶顶区失速更为严重.而同样9叶片方案，减小叶片安装角后，如图11c所示，其叶顶区域流态又有所改善，与8叶片63.5°方案接近，但整体流速略有降低.

综上，叶片安装角的改变影响液流角，直接影响叶轮流道内介质的流动，而叶片数的改变会对部分区域的流动稳定性产生影响.

图11 不同叶高下叶轮截面速度云图

3.5 叶轮叶片湍动能分析

由文中分析可知，叶片数8、叶片安装角63.5°为最优组合方案.对该方案不同工况下叶轮叶片不同叶高位置处湍动能沿流线分布情况进行分析，并与原始方案进行对比，研究优化后湍动能产生的具体变化.湍动能是度量速度波动剧烈程度的一个物理量，其大小与速度波动呈正比关系，湍动能越大造成的损失也越大[9-11].

图12为优化前后湍动能TKE在0.05span，0.50span，0.95span这3个叶高下湍动能沿流线分布曲线图.

图12 叶轮叶片不同叶高下湍动能分布

对优化后模型基于不同工况角度进行分析，在0.05span位置各工况湍动能变化曲线基本一致，未发生明显变化；在0.95span位置湍动能变化相对剧烈.说明通风量大小对叶片叶根处湍流流动影响较小，对靠近叶顶区的流动影响较大.从不同叶高位置分析，1.0Q工况和1.2Q工况对应曲线规律相似，随着相对叶高增大，湍动能呈现增大的趋势，即湍动能从小到大依次为0.05span，0.50span，0.95span.从整体可以看出，湍动能在叶片进口处最大，但随即发生骤降.可能是气体刚接触旋转叶轮时，叶轮和来流之间较强的干涉作用产生剧烈波动，造成湍动能值较大，随着气体进入叶轮流道，气体受到离心力的作用而规律变化，湍动能沿流线最先呈现一个最值，紧接着发生骤降.相对于原始模型不同工况下湍动能的变化，优化模型湍动能值相对较小，且曲线波动程度更低.优化前模型湍动能曲线在叶片进口沿流线存在一个先下降再上升再下降的趋势，而优化后模型湍动能曲线均呈现下降趋势，说明优化后叶轮叶片内能量损失减少，提高了能源利用率.

4 结 论

1) 轴流式风机的叶片安装角对其性能影响较大，适当增加叶片安装角能够大幅提升风机在大风量下的运行性能,而转子叶片数对其影响相对较弱.

2) 叶片安装角的改变影响着转子区域叶顶泄漏涡的发展过程，过小的叶片安装角加剧了叶顶处流动分离，扰乱动静交界处的流态，影响气流顺利流入导叶，进一步减弱了叶轮与导叶的适配性.

3) 湍动能在叶轮叶片叶根到叶顶方向分布呈现增大趋势，叶顶泄漏造成叶顶区速度变化剧烈，损失增大；叶轮进口处湍动能远高于流线上其他区域.在叶轮叶片进口稍后处，优化模型湍动能减小，能量损失降低，说明减少叶片数，增大叶片安装角在一定程度上能减少旋转叶片上能量损失.

4) 通过对轴流式风机叶轮结构的优化设计，得到最优方案为叶片数8，叶片安装角63.5°.方案对相似轴流风机设计提供一定的参考依据.