馬 列 吳立明 李金波 王夢(mèng)豪 劉小民

（1.廣東美的制冷設(shè)備有限公司；2.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院）

0 引言

軸流風(fēng)機(jī)廣泛應(yīng)用于窗式、分體式空調(diào)中，降低風(fēng)機(jī)噪聲，增大風(fēng)機(jī)流量、提高風(fēng)機(jī)效率是軸流風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)一直追求的技術(shù)指標(biāo)。風(fēng)機(jī)葉片尾緣渦流脫落是重要的噪聲源，即改善尾緣處流動(dòng)將有助于降低風(fēng)機(jī)噪聲，而尾跡控制是實(shí)現(xiàn)降噪的有效手段。鋸齒結(jié)構(gòu)[1-4]能夠有效抑制尾跡，從而達(dá)到降低噪聲的效果。潘虹宇等[5]利用葉型加彎方法對(duì)軸流風(fēng)機(jī)進(jìn)行改型設(shè)計(jì)，在風(fēng)機(jī)葉輪直徑不變的條件下，在較低轉(zhuǎn)速就獲得設(shè)計(jì)全壓，從而達(dá)到控制并降低風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲的設(shè)計(jì)目標(biāo)。孫揚(yáng)智等[6]對(duì)軸流風(fēng)機(jī)引起的氣動(dòng)噪聲問(wèn)題進(jìn)行分析，得出旋轉(zhuǎn)葉片所誘發(fā)的氣動(dòng)噪聲隨著葉片轉(zhuǎn)速和風(fēng)機(jī)直徑的增大而增大。Zhu等[7]研究了一種小型軸流風(fēng)機(jī)的分流葉片設(shè)計(jì)，發(fā)現(xiàn)帶分流葉片的小軸流風(fēng)機(jī)的靜態(tài)特性與原型風(fēng)機(jī)相似，在一定的通量范圍內(nèi)提高了靜態(tài)特性。Zhang等[8]研究了尖翼法蘭形狀和數(shù)目對(duì)葉尖渦結(jié)構(gòu)的影響及其特性，結(jié)果表明，尖端法蘭風(fēng)扇的噪聲特性比基準(zhǔn)風(fēng)機(jī)的噪聲更嚴(yán)重。針對(duì)如何提高風(fēng)機(jī)效率，增大風(fēng)機(jī)流量，也是研究人員追求的理想目標(biāo)[9-12]。例如將直導(dǎo)葉變?yōu)閺澢鷮?dǎo)葉，采用正交實(shí)驗(yàn)方法對(duì)導(dǎo)葉進(jìn)行匹配優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化軸流風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)，優(yōu)化后風(fēng)機(jī)流量增加15%，效率提高18.5%（由33.2%～51.7%）。另外改變?nèi)~頂形狀也可有效提高風(fēng)機(jī)性能，逆流向斜槽、雙斜槽、上階梯葉頂和下階梯葉頂五種葉頂形狀對(duì)風(fēng)機(jī)性能提升效果依次增加。

關(guān)于葉輪片尾緣凹陷結(jié)構(gòu)對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響，之前的研究中并沒(méi)有考慮葉輪打水圈的影響。本文針對(duì)窗式空調(diào)器用軸流風(fēng)機(jī)，研究了帶有打水圈的葉輪葉片尾緣凹陷結(jié)構(gòu)對(duì)機(jī)機(jī)氣動(dòng)性能和噪聲的影響，同時(shí)考慮到提升軸流風(fēng)機(jī)流量的要求，研究了葉輪高度變化對(duì)軸流風(fēng)機(jī)性能特別是流量和噪聲的影響。

1 計(jì)算模型與方法

1.1 物理模型

本文研究的軸流風(fēng)機(jī)帶有打水圈結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 窗式空調(diào)軸流風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of axial flow fan for window air conditioner

表1 軸流風(fēng)機(jī)葉輪基本設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Basic design parameters of axial flow fan impeller

采用CATIA對(duì)所研究的軸流風(fēng)機(jī)進(jìn)行流場(chǎng)區(qū)域的三維建模。其中冷凝器對(duì)風(fēng)道系統(tǒng)流場(chǎng)的影響采用等效背壓表示，對(duì)軸流風(fēng)機(jī)進(jìn)出口做了適當(dāng)延伸，其計(jì)算模型如圖2所示。

圖2 軸流風(fēng)機(jī)計(jì)算模型Fig.2 Calculation model of axial flow fan

采用Fluent對(duì)軸流風(fēng)機(jī)性能及其內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，求解不可壓縮雷諾平均Navier-Stokes方程。由于Realizable k-epsilon模型在旋流計(jì)算、邊界層計(jì)算以及分離流動(dòng)計(jì)算中更符合實(shí)際情況，所以本文湍流計(jì)算選用Realizable k-epsilon模型。壓力速度耦合采用SIMPLE算法，壓力離散格式采用PRESTO!格式，動(dòng)量方程、能量方程和湍流耗散方程均采用二階迎風(fēng)格式。對(duì)質(zhì)量、速度分量、湍動(dòng)能及其耗散項(xiàng)的收斂指標(biāo)均設(shè)置為10-4。

1）將葉輪區(qū)域設(shè)置為旋轉(zhuǎn)區(qū)域，葉輪沿Z軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，旋轉(zhuǎn)速度根據(jù)電機(jī)在不同工況點(diǎn)的實(shí)際轉(zhuǎn)速給定，其他區(qū)域設(shè)置為靜止區(qū)域，動(dòng)靜交界面采用MRF參考系模型；

2）將葉輪葉片壁面采用相對(duì)坐標(biāo)系，相對(duì)于葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域靜止，風(fēng)機(jī)其他壁面為絕對(duì)靜止面；

3）進(jìn)口采用壓力進(jìn)口，總壓為0Pa；出口采用壓力出口，靜壓根據(jù)工況點(diǎn)進(jìn)行設(shè)定。

對(duì)葉輪、進(jìn)出口延長(zhǎng)段分別進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，通過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，最終軸流風(fēng)機(jī)計(jì)算模型網(wǎng)格數(shù)取為712萬(wàn)。

1.2 實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)及裝置

窗機(jī)室外側(cè)軸流風(fēng)機(jī)風(fēng)道系統(tǒng)由壓縮機(jī)腔體、冷凝器、電機(jī)腔體，以及鈑金件外罩和中、后隔板等組成，室內(nèi)側(cè)風(fēng)機(jī)與室外側(cè)風(fēng)機(jī)共用同一電機(jī)，轉(zhuǎn)速一致，測(cè)試工況主要選用送風(fēng)高檔，風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 479rpm左右。流量實(shí)驗(yàn)按照GB/T1236-2000標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗(yàn)進(jìn)行，噪聲測(cè)試按照GB7725-2000標(biāo)準(zhǔn)在半消音室進(jìn)行，下圖為測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)及裝置示意圖。圖3為整機(jī)實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)圖，圖4為實(shí)驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)示意圖，進(jìn)行實(shí)驗(yàn)時(shí)室內(nèi)側(cè)保持原型不變，只更換室外側(cè)軸流葉輪。

圖3 整機(jī)風(fēng)量試及噪聲實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)圖Fig.3 Air volume test and noise test on site

圖4 性能試驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Schematic diagram of performance test equipment

1.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果對(duì)比驗(yàn)證

本文對(duì)實(shí)驗(yàn)中部分工況點(diǎn)進(jìn)行了數(shù)值模擬，模擬結(jié)果的靜壓性能曲線(xiàn)與實(shí)驗(yàn)靜壓性能曲線(xiàn)對(duì)比如圖5所示。

圖5 靜壓性能曲線(xiàn)Fig.5 Static Pressure performance curve

由圖5可以看出，模擬的6個(gè)工況點(diǎn)與實(shí)驗(yàn)值都比較接近，隨著靜壓的升高，實(shí)驗(yàn)流量與模擬流量都逐步下降，兩者的性能曲線(xiàn)接近，誤差值不超過(guò)5%。因此，可認(rèn)為本文所使用的數(shù)值計(jì)算模型和計(jì)算方法是準(zhǔn)確的。

2 風(fēng)機(jī)降噪優(yōu)化

2.1 尾緣凹陷方案

2.1.1 兩種尾緣凹陷方式

通過(guò)尾緣凹陷切割得到新的改型葉輪，凹陷型線(xiàn)為非均勻有理樣條曲線(xiàn)。采用尾緣凹陷結(jié)構(gòu)的葉輪如圖6所示。

圖6 葉輪葉片結(jié)構(gòu)示意圖Fig.6 Impellers and blade structure

2.1.2 模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

針對(duì)兩種尾緣凹陷形式和原始葉輪模型，計(jì)算了軸流風(fēng)機(jī)在設(shè)計(jì)工況（1 500r/min）下的流量靜壓特性，為探究尾緣凹陷結(jié)構(gòu)對(duì)葉片流場(chǎng)的影響，這里對(duì)葉片吸力面與壓力面的靜壓云圖進(jìn)行分析，圖7為葉輪A,B,C的靜壓云圖。

圖7 葉輪表面靜壓分布Fig.7 Static pressure distributions of impeller surfaces

從圖7中可以看出：葉輪A,B,C壓力面的最高壓力區(qū)域面積基本不變。其中葉輪A約有1/3的面積壓力處于0～50Pa之間，葉輪B,C約有1/2的面積壓力處于0～50Pa之間，增加了壓力面的壓力值，葉輪A,B,C壓力面的最高壓力均位于葉輪頂部葉片跟打水圈的連接區(qū)域，距前緣2/3弦長(zhǎng)的位置，這種類(lèi)型的壓力分布與葉輪打水圈與葉片連接位置以及運(yùn)行時(shí)葉輪的葉頂部間隙有關(guān)系。

同時(shí)葉輪A,B,C吸力面的最低壓力均位于葉輪頂部2/3弦長(zhǎng)的位置且最低壓力區(qū)域面積隨著凹陷的深入逐漸減小，在葉輪C根部壓力增大10Pa，吸力面其他區(qū)域壓力也有小幅度提高。

綜合圖中壓力面與吸力面的靜壓分布，可以發(fā)現(xiàn)兩種尾緣凹陷葉輪壓力面的靜壓值與吸力面的靜壓值的都比原葉輪有所提高，顯示新葉輪的做功能力增強(qiáng)，且葉片整體壓力分布更加均勻，改善了葉片的受力情況。為測(cè)試?yán)碚摲治鲂Ч?，在本底噪聲?7.8dB(A)的半消音室內(nèi)采用B&K3560噪聲測(cè)試系統(tǒng)按GB7725-2000標(biāo)準(zhǔn)測(cè)試了兩者的噪聲特性，并在全自動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上測(cè)試了流量-靜壓外特性曲線(xiàn)。

圖8為三個(gè)葉輪的流量靜壓特性曲線(xiàn)，從圖8可以看出：模擬時(shí)對(duì)流量下的壓力值高于實(shí)驗(yàn)值，模擬值與實(shí)驗(yàn)值總體分布趨勢(shì)一致，在出口靜壓為0Pa時(shí)，葉輪A、B、C的流量依次增加，說(shuō)明葉片尾緣凹陷能降低風(fēng)機(jī)功耗，改善電機(jī)負(fù)荷，使得葉輪流量在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)有小幅度增加，與之前理論分析結(jié)果一致。當(dāng)出口靜壓為20Pa時(shí)，原型葉輪流量最大，葉輪C流量最小，葉輪B的流量位于兩者中間，表明隨著出口壓力的增大，采用尾緣凹陷的形式，流量有所減小。圖9為不同流量噪聲曲線(xiàn)。從圖9分析得出：在流量為440m3/h時(shí)，葉輪A，B，C的噪聲分別為56.2dB、55.3dB、54.9dB，隨著尾緣凹陷的深入，降噪效果越明顯，驗(yàn)證了數(shù)值分析的結(jié)果，但隨著流量的增大，尾緣凹陷達(dá)到的降噪效果減小，在流量為485m3/h時(shí)，A，B，C葉輪的噪聲分別為59dB、59.1dB、58.5dB，三個(gè)葉輪的噪聲基本持平。

綜上所述，對(duì)葉輪尾緣進(jìn)行凹陷改型能夠改善葉片表面受力情況，改善葉輪尾跡，從而降低軸流風(fēng)機(jī)的噪聲，降低風(fēng)機(jī)功耗。在小流量情況下，葉片尾緣凹陷結(jié)構(gòu)的采用可降低風(fēng)機(jī)噪聲1.0dB，而在大流量條件降噪效果有所下降。

圖8 流量靜壓特性曲線(xiàn)圖Fig.8 Flow characteristics of hydrostatic curves

圖9 流量-噪聲曲線(xiàn)Fig.9 Flow-noise curves

3 風(fēng)機(jī)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化方案

葉片是軸流風(fēng)機(jī)的關(guān)鍵部件，葉片的設(shè)計(jì)參數(shù)如風(fēng)扇轉(zhuǎn)速、葉片數(shù)、安裝角、輪轂比、空間扭轉(zhuǎn)角、不等距葉片布置、葉型等，直接影響了風(fēng)機(jī)的流量、效率、軸功率、出口全壓、噪聲等特性。原風(fēng)機(jī)軸流風(fēng)扇為4葉片風(fēng)扇，其電機(jī)、外殼尺寸已經(jīng)確定，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速、輪轂比已經(jīng)很難改變，因此在滿(mǎn)足電機(jī)支架、風(fēng)道以及外殼尺寸都不變的情況下，增大葉輪高度是提高軸流葉輪流量的有效措施，如圖10所示。

圖10 原葉輪與新葉輪葉高Fig.10 The blade height of the original and new impeller

為避免增大葉片高度后，葉片與壓縮機(jī)干涉，應(yīng)用CATIA軟件的DMU運(yùn)動(dòng)分析功能，將新葉輪與窗式空調(diào)模型進(jìn)行裝配，新建旋轉(zhuǎn)機(jī)械同時(shí)對(duì)電機(jī)中心軸與葉輪中心軸進(jìn)行軸約束，對(duì)葉輪輪轂安裝孔的上表面與電機(jī)中心軸墊片的前表面進(jìn)行面約束，采用角度驅(qū)動(dòng)模式，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析，經(jīng)過(guò)分析得出，在保證葉片尖端不與壓縮機(jī)干涉的前提下，葉片高度可以從58mm增到79mm。

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

增大葉輪的葉片高度，從而增大了葉輪在相同轉(zhuǎn)速下的做功能力，使相同轉(zhuǎn)速下流量提升，達(dá)到增加流量的效果。圖11為原葉輪與新葉輪相同轉(zhuǎn)速下噪聲、流量曲線(xiàn)，從圖中可以看出，在1 325r/min時(shí)，流量增加40m3/h，在1 479r/min時(shí)，流量增加75m3/h，增幅達(dá)到15.5%，但噪聲也相應(yīng)地增加了0.9dB。

圖11 同轉(zhuǎn)速下葉輪流量與噪聲對(duì)比圖Fig.11 Comparison of flow rate and noise at the same speed

由于相同轉(zhuǎn)速下流量增加，相應(yīng)的旋轉(zhuǎn)噪聲也加強(qiáng)，致使同轉(zhuǎn)速下噪聲增加，如上所述相同轉(zhuǎn)速條件下新葉輪流量增加75m3/h的同時(shí)，噪聲增加0.9dB，但新葉輪在較低轉(zhuǎn)速就可獲得設(shè)計(jì)流量，因此可以達(dá)到控制氣動(dòng)噪聲的目的，對(duì)比同流量下的噪聲，在原葉輪流量為489.01m3/h時(shí)，噪聲為59.5dB，轉(zhuǎn)速為1 479r/min，新葉輪流量為487.81m3/h時(shí)，噪聲為57.2dB，轉(zhuǎn)速為1 325r/min，得出新葉輪比原葉輪低154r/min的轉(zhuǎn)速下，就可獲得相同的設(shè)計(jì)流量，可以有效控制風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲。

綜上所述，在外殼尺寸、電機(jī)不變的情況下，增大葉片高度，可以增加同轉(zhuǎn)速下葉輪的做功能力，從而增大相同轉(zhuǎn)速下軸流風(fēng)機(jī)流量。新葉輪在較低轉(zhuǎn)速就可以達(dá)到設(shè)計(jì)流量，從而使在設(shè)計(jì)流量489m3/h時(shí)，新葉輪噪聲比原葉輪噪聲降低2.3dB。

4 結(jié)論

本文以4葉片帶有打水圈的軸流葉輪為研究對(duì)象，采用尾緣凹陷結(jié)構(gòu)進(jìn)行改型設(shè)計(jì)，對(duì)兩種凹陷程度不同的葉輪改型方案進(jìn)行數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)測(cè)量，研究了尾緣凹陷結(jié)構(gòu)對(duì)軸流風(fēng)機(jī)氣動(dòng)特性和噪聲的影響，獲得的主要結(jié)論如下：

1）葉片尾緣凹陷形式能夠改善軸流葉輪尾跡，抑制脫落渦，降低軸流風(fēng)機(jī)噪聲，隨著凹陷的深入，噪聲進(jìn)一步減小。

2）當(dāng)流量為440m3/h時(shí)，葉輪B比葉輪A噪聲降低1.0dB，葉輪C比葉輪A噪聲降低1.3dB，但流量在490m3/h時(shí)，新的葉輪噪聲與原葉輪的噪聲持平，降噪效果減弱。

3）保持葉片半徑不變，增大葉片高度，以增大軸流風(fēng)機(jī)流量，試驗(yàn)結(jié)果表明在1 479r/min下室外機(jī)流量比原型增加75m3/h，增幅為15.5%，相同流量下，新葉輪噪聲比原葉輪降低2.3dB。

[1]周水清，王軍，王興雙.Bezier函數(shù)型彎葉片的軸流風(fēng)扇氣動(dòng)性能研究[J].華中科技大學(xué)學(xué)報(bào),2013,41(3):106-110.

[2]游斌，程志明，馬列，等.齒形尾緣軸流葉輪內(nèi)流數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)研究[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2007,28(4):592-595.

[3]唐俊，王軍，雋智輝，等.正弦鋸齒尾緣對(duì)軸流風(fēng)機(jī)尾跡及氣動(dòng)性能的影響[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2017,38(10):2145-2150.

[4]劉小民，趙嘉，李典.單圓弧等厚葉片前后緣多元耦合仿生設(shè)計(jì)及降噪機(jī)理研究[J].西安交通大學(xué)學(xué)報(bào),2015,49(3):1-10.

[5]潘虹宇，楊?lèi)?ài)玲，游駿杰，等.加彎葉型在軸流風(fēng)機(jī)噪聲噪聲控制中的應(yīng)用研究[J].熱能動(dòng)力工程,2016,31(1):99-105.

[6]孫揚(yáng)智，肖世德，徐鑫凱，等.軸流風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)葉片的氣動(dòng)噪聲分析[J].噪聲與振動(dòng)控制,2017,36(4):124-129.

[7]Zhu Li-Fu,Jin Ying-Zi,Li Yi,et al.Numerical and experimental study on aerodynamic performance of small axial flow fan with splitter blades[J].Journal of Thermal Science.2013,22(4):333-339.

[8]Zhang Li,Jin Ying-Zi,Jin Yu-Zhen.Effect of tip flange on tip leakage flow of small axial flow fans[J].Journal of Thermal Science,2014,23(1):45-52.

[9]羅黎，王琪，袁明新，等.基于流固耦合的軸流風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析[J].江蘇科技大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版）,2017,31(1):61-65.

[10]楊恩軍，周海賓，劉向陽(yáng).軸流風(fēng)機(jī)流量異常成因分析[J].中國(guó)新技術(shù)新產(chǎn)品,2017(7):50-52.

[11]葉學(xué)民，張建坤，李春曦.葉頂形狀對(duì)軸流風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲影響的數(shù)值研究[J].動(dòng)力工程學(xué)報(bào),2017,37(7):558-567.

[12]Liu Yang,Li Zhe,Lin Pei-Feng,et al.Effect of uneven circumferential blade space on the performance of small axial flow fan[J].Journal of Thermal Science.2016,25(6):492-500.