偏心叶轮对多翼离心风机气动性能和噪声影响的数值研究∗

李 烁 刘小民 秦志刚

（1.中国核电工程有限公司河北分公司；2.西安交通大学能源与动力工程学院）

偏心叶轮对多翼离心风机气动性能和噪声影响的数值研究∗

李 烁1,2刘小民2秦志刚2

（1.中国核电工程有限公司河北分公司；2.西安交通大学能源与动力工程学院）

由于多翼离心风机结构及应用条件的特殊性，其设计不能完全采用工业风机的设计方法和经验参数。本文通过不同位置偏心叶轮方案的设计，研究多翼离心风机偏心叶轮的最佳安装位置。与原型风机相比，采用优化的偏心叶轮设计方案，风机流量增加了1.43m3/min，效率提高了2.52%，噪声下降了1.2dB。通过对风机流场和声场的数值分析，指出偏心叶轮可以有效减小叶轮部分叶道内的旋涡，改善由于多翼离心风机强前弯叶片所导致的流道内的流动阻塞，使叶轮的部分通道内的进气状态得到改善，减少叶道内的流动分离，从而有效提高风机效率，降低风机噪声。

偏心叶轮；多翼离心风机；节能降噪；数值模拟

0 引言

多翼离心风机因其结构紧凑、压力系数高、流量系数大和噪声低等优点被广泛应用于吸油烟机和空调等家用电器中，并已经成为室内噪声最主要的来源之一。随着社会的进步，人们对生活品质提出了更高的要求，国家也对家用电器在节能和噪声方面制定了更高的标准，这些都对多翼离心风机节能降噪提出了越来越高的要求。现在家电中所用的多翼离心风机普遍效率低下，而且噪声性能还不能令人满意。因此，如何设计出高效低噪的多翼离心风机是家电领域亟待解决的一个技术难题。

相关研究表明[1]，多翼离心风机不能完全按照工业风机的设计方法和经验参数进行设计，由于多翼离心风机设计方法还不完善，目前以蜗壳中心和叶轮心中相重合的设计方法不一定是最合理的设计方法，对多翼离心风机的叶轮的安装位置进行降噪研究还有进一步的研究空间。目前已经有多翼离心风机叶轮方面的降噪研究，刘小民等人[2]和廖庚华[3]分别采用了对叶轮叶片尾缘加齿和翼型叶片的方法，对风机进行增效降噪的研究，但是这些降噪结构加工较为困难，在工程应用中成本较高，且带有齿状结构的叶轮叶片不适用于吸油烟机带有油烟的工作环境中。而偏心叶轮的方法加工方便，成本低，效果好，不受工作环境的影响，工程应用前景广泛。Danniel等人[4]研究了改变离心泵叶轮的安装位置对其性能的影响，与原型离心泵相比，偏心离心泵的性能得到了提高，且叶轮上的径向推力显著降低。杨昕等人[5]用试验的方法研究了改变叶轮与蜗壳相对安装位置对多翼离心风机性能的影响，研究表明，合适的安装位置可以使风机性能提高，噪声降低，但是在该研究中只给出了试验测量的结果，并没有对风机性能提升和噪声降低给出相应的机理分析。因此，有必要将叶轮的偏心设计方法应用于多翼离心风机的设计中，用来提高风机性能，并优化传统的多翼离心风机设计方法。

1 研究对象

本文研究的多翼离心风机结构如图1所示，叶轮的结构参数见表1，蜗壳采用不等边基法设计。

图1 双进气多翼离心风机结构图Fig.1 Structure of double inlet multi-blade centrifugal fan

表1 叶轮基本设计参数表Table 1 Besign parameters of the impeller

2 数值计算方法

2.1 计算模型及网格划分

采用Pro/E和ICEM软件对风机进行三维建模和网格划分。多翼离心风机计算模型分为4个区域：进口区、叶轮区、蜗壳区和出口区（其中，进口区在风机进口向上游延伸0.5D2，出口区在风机出口下游延伸1.0D2），并对各个区域进行了网格划分，如图2(a)所示。考虑到风机内流动状况的复杂性，网格划分采用了四面体网格和六面体网格组成的混合网格，对叶轮叶片和蜗壳壁面划分了边界层网格，并对叶轮区域进行了网格加密，如图2(b)所示。为了保证计算的准确性，在网格划分时，根据数值计算中湍流模型近壁方程的要求，保证各网格区域的y+在30到70之间。

为了保证数值计算结果的准确性和有效性，首先进行了网格无关性验证。研究发现当进口区网格数约为18万、叶轮区网格数约为120万、蜗壳区网格数约为387万、出口区网格数约为5万时，数值模拟获得的风机进出口压差相差不大于0.2%。考虑到网格数过多会耗费较长的计算时间，本文计算模型划分的网格数取为530万左右。

图2 多翼离心风机计算网格划分图Fig.2 Meshing of multi-blade centrifugal fan

2.2 流场计算

采用CFD商业软件Ansys Fluent14.0[6]对多翼离心风机性能及其内部流场进行数值计算。风机进口采用压力进口边界条件，设置进口全压为101 325Pa，风机出口采用压力出口边界条件，设置出口静压为101 325Pa，控制方程采用Reynolds时均N-S方程，湍流计算采用Realizable k-ε双方程模型，压力速度耦合采用SIMPLE算法，压力离散格式采用PRESTO!格式，动量方程、能量方程和湍流耗散方程均采用二阶迎风格式，收敛残差设为10-4。定常计算收敛后进行非定常计算，时间项采用二阶隐式格式，非定常计算的时间步长为5.128 2× 10-5s。为了监测风机内的流场状况，在风机内布置了6个监测点，检测点所在平面和监测点位置如图3所示。在计算0.738 46s（叶轮旋转8圈）后，风机内各个监测点的静压变化具有明显的周期性特征，表明风机内流动达到了稳定流动状态，各个检测点的压力变化如图4所示。

图3 检测点的布置Fig.3 Arrangement of monitoring points

图4 监测点压力图Fig.4 Pressure of monitoring points

2.3 声场计算

将2.2中非定常计算获得的流场结果加入FW-H[7-8]声学方程后，设置研究风机的叶轮和蜗壳为噪声源，并按照GB/T 17713-2011吸油烟机噪声实验方法中全球包络法的规定设置噪声接收点，以便和试验进行对比。将风机置于半径为1.414m的球面中心，4个监测点A,B,C,D分别处于比被测风机中心低1m的水平平面与球表面相交而成的圆周上均匀布置的4个位置，如图5所示。在以上计算基础上，再进行0.092 3s（即叶轮旋转1圈）的非定常噪声计算，计算完成后，通过快速Fourier变换（FFT），即可得到噪声计算结果。

图5 全球包络法示意图Fig.5 Sketch of global envelope method

3 数值计算有效性验证

通过上述方法计算得到的风机流量为16.0m3/min，出口全压为65.2Pa，噪声为70.6dB。研究风机的噪声频谱图如图6所示。

图6 风机噪声频谱图Fig.6 noise spectrum of the fan

旋转噪声的频率可用下式计算得到[9]：

基频（I=1）为650Hz，次频（I=2）为1 300Hz。从图6可以看出，研究风机的频谱图同时呈现出明显的离散频谱特性和宽频频谱特性，图中两个峰值分别和研究风机旋转噪声的基频和次频正好吻合，表明噪声模拟方法有效可靠。

在数值计算有效性验证方面，风机性能试验按照GB/T 17713-2011外排式吸油烟机空气性能实验方法进行，噪声试验按照GB/T 17713-2011吸油烟机噪声实验方法进行。试验和模拟结果对比如表2所示。

表2 试验结果和模拟结果对比Table2 Comparisonofexperimentalresultsandsimulationresults

对比结果表明，数值模拟方法可靠，可以准确的模拟研究风机的性能和噪声。

4 原型风机噪声分析

从图7可以看出，在靠近风机出口的叶轮叶道内叶片前缘附近存在较小的低压区，从该区域的矢量图可以看出该区域存在回流，这是因为叶轮进口气流角小于叶片进口角，产生正冲角而导致叶片前缘处吸力面流动分离，因此，改善叶道内的流动状况，减少该区域的流动分离，可以提高风机效率，降低风机涡流噪声。

图7 原型风机内压力分布图Fig.7 Pressure distribution of the original fan

由于多翼离心风机采用强前弯叶片，在强前弯叶片的叶道内，气流受离心力的作用下，极易产生流动分离，从叶轮流线图（见图8）中可以看出，在叶轮上从θ≈70°（蜗舌顶端下方）到θ≈330°范围内，由于蜗舌和部分蜗壳的阻挡作用，使叶轮叶道内存在大量的涡，由于涡的存在，使该区域叶道内的流动阻塞，使风机流量减小、效率降低，产生涡流噪声；在θ≈330°到θ≈360°范围和θ≈0°到θ≈70°范围内，叶轮和蜗壳之间的流道较宽，且该区域的叶轮出口气流直接流向蜗壳出口，流动阻力小，叶道内流动顺畅，因此该区域叶轮内的旋涡较少。因此，改善流道内的流动状况，减少流道内的旋涡，是降低原型风机涡流噪声的关键。

图8 原型风机叶轮流线图Fig.8 Streamlines chart of the original impeller

5 偏心方案的设计

叶轮的偏心安装受偏心距离和偏心方向两个因素影响，因此，如图9所示，给偏心叶轮一个偏心向量r，偏心向量r的起点是蜗壳的中心点O，终点是偏心叶轮的中心O′，其大小L是偏心偏移的距离OO′，其方向是偏心移动的方向，用偏心角θ表示，即线段OO′与X轴的夹角，并以叶轮旋转的方向为正方向。

图9 偏心向量r示意图Fig.9 the eccentric vectorr

由于叶轮的偏心设计都会引起蜗舌间隙的变化，而蜗舌间隙的微小变化都会对风机性能和噪声造成较大的影响[10]，因此在偏心叶轮研究方案的设计中，要对蜗舌间隙的变化予以特殊的关注。考虑到偏心叶轮沿X轴负方向偏移距离过大时，会引起叶轮外缘与蜗壳壁面之间的干涉，从而影响风机内部流场，因此，偏移距离不宜过大，在本文设计的方案中采用了适合本文所研究风机的偏心距5mm和10mm。本文所研究风机内叶轮和蜗壳之间的流道本来就较窄，而偏移距10mm相对于流道宽度较大，为了保证蜗舌间隙不致过大或过小，所以研究方案中采用偏移距10mm的偏心叶轮，偏移角的范围小于偏移距5mm的偏心叶轮。由于后文研究中发现，当偏心叶轮沿X轴正方向（即θ∈[0°,90°）∪（270°，360°）偏移，风机性能会下降，因此，在本文的研究中只设计了方案11来分析风机性能下降的原因，如表3。

表3 偏心叶轮研究方案表Table3 Research cases of the eccentric impeller

6 数值模拟结果及分析

表4给出了各个方案的数值计算结果，可以看出，叶轮沿X轴负方向偏移后，风机流量和效率均有所增大，和原型风机相比，流量最大增大1.43m3/min，效率最多提高2.52%。方案1～方案3叶轮在X轴负方向偏移距离依次增大，方案3～方案5叶轮在X轴负方向偏移距依次减小；同样地，方案6～方案8叶轮在X轴负方向偏移距依次增大，方案8～方案10叶轮在X轴负方向偏移距依次减小。将方案1～方案10的流量、效率和原型风机进行对比，可以得出如下规律，偏心叶轮沿X轴负方向偏移可以增大研究风机的流量和效率，且在一定范围内，偏移距离越大，流量和效率越大。同时也注意到，方案3和方案8不完全符合该规律，这是因为蜗舌间隙的影响所导致的。方案1～方案5和方案6～方案10的蜗舌间隙分别依次增大，蜗舌间隙的增大会使在离心风机内循环流动的气体增多，从而导致风机流量降低和效率下降。风机的流量和效率是在叶轮偏移距离和蜗舌间隙这两者综合影响下而改变的。例如，在方案1～方案3中，虽然偏心叶轮在X轴负方向的偏移距依次增大，使风机的流量增大，但是蜗舌间隙也在依次增大，使风机的流量减小，在方案4中蜗舌间隙增大而使风机流量的减小量大于偏心叶轮沿X轴负方向偏移而导致风机流量的增大量，所以方案4分别相较于方案3的流量和效率都略有减小。

表4 偏心方案数值计算结果表Table4 Numerical simulation results of the cases for eccentric impeller

下面以方案7为例，对偏心设计进行机理分析。与原型风机相比，方案7的流量增大了1.43m3/min，效率提高了2.52%。图10是原型风机和方案7截面速度对比图，从图中可以看出，方案7中靠近风机出口区域的空气速度明显大于原型风机该区域的速度，又考虑到方案7中采用的偏心叶轮沿X轴负方向移动，导致风机出口侧叶轮和蜗壳之间的流道变宽，而风机流量直接取决于出口区域的速度和流道宽度，因此，优化后的风机流量增大。

图10 原型风机和方案7速度云图Fig.10 Velocity of the original fan and the fan of case 7

考虑到蜗舌间隙的变化会直接对风机的噪声产生影响，从原型叶轮和方案7中偏心叶轮的外缘型线对比图（见图11）可以看出，原型风机和方案7中的蜗舌间隙几乎没有变化，可以基本排除由于蜗舌间隙的变化对风机噪声的影响，因此，可以得到偏心叶轮的优化方案可以降低风机噪声的结论。

图11 原型叶轮和方案7叶轮外缘型线对比图Fig.11 Comparison of the traditional impeller profile and the impeller profile in case 7

对方案7进一步进行噪声计算，计算结果表明，风机平均噪声为69.4dB，和原型风机相比，噪声降低了1.2dB。图12是原型风机叶轮和方案7叶轮的流线对比图，可以看出，相较于原型叶轮，方案7中叶轮在θ≈70°（蜗舌顶端下方）到θ≈290°范围叶道内的涡明显变少，且在存在涡的叶道内涡影响的范围明显变小；叶轮在θ≈290°到θ≈330°范围叶道内的涡基本消失；叶轮在θ≈330°到θ≈360°范围和θ≈0°到θ≈20°范围内，叶轮和蜗壳之间的流道较宽，且叶轮出口气流直接流向蜗壳出口，流动阻力小，叶道内流动顺畅，所以该区域内原型和方案7中叶轮内均基本没有旋涡。可见，在采用偏心叶轮后，整个叶轮的各个叶道内的涡数量明显减少，涡影响的范围明显减小，使由于涡所引起的流动阻塞现象减弱，改善了叶轮叶道内的流动，使风机流量增大、效率提高，涡流噪声降低。

图12 原型叶轮和方案7偏心叶轮流线对比图Fig.12 Comparison of the original impeller streamlines and the impeller streamlines in case 7

图13为原型风机和方案7压力对比图，从图中可以看出，在方案7的受影响的叶道中，叶片前缘的低压区完全消失，表明优化后的叶轮进口气流角和叶片进口角几乎完全相等，使叶片前缘处的流动分离消失，叶道内进口区域由于叶片前缘旋涡而造成的阻塞得到改善，叶轮进口进气气流更加顺畅，从而提高了风机的效率和流量，降低了该区域所产生的涡流噪声。

图13 原型风机和方案7压力云图Fig.13 Pressure of the original fan and the fan in case 7

图14为原型风机和方案7的叶轮叶片表面声压脉动时均值的对比图，从图中可以看出，方案7中的叶轮叶片表面声压脉动的时均值强的区域明显小于原型风机叶轮叶片表面，说明由于叶轮叶道内涡的减少及减弱以及叶轮进气状况的改善，使叶轮区域的旋涡减少，叶片表面的压力脉动减弱，从而降低了风机的宽频噪声。

图14 原型风机和方案7的叶轮表面声压脉动时均值图Fig.14 Time-average of sound pressure pulsation of the original fan and the fan in case 7

图15为方案11的叶轮流线图，和原型风机的流线图对比，可以明显看出，当偏心叶轮沿X正方向移动后，叶轮叶道内的旋涡个数明显增多，涡影响的范围明显增大，叶道阻塞严重，流动恶化，导致研究风机流量和效率急剧降低。

图15 方案11叶轮流线图Fig.15 Streamlines of the impeller in case 11

7 结论

1）本文所建立的吸油烟机用多翼离心风机数值计算模型及所采用的数值计算方法，能够有效模拟多翼离心风机气动性能及其噪声特性。

2）采用偏心叶轮的优化设计方案，多翼离心风机的流量增加了1.43m3/min，效率提高了2.52%，噪声下降了1.2dB。

3）偏心叶轮设计可以减小叶轮在θ≈70°到θ≈330°范围叶道内的流动涡，改善在θ≈0°到θ≈60°范围内的进气状态，减少流动分离，从而有效增大风机流量、提高效率和降低噪声。

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Numerical Study of the Effects of an Eccentric Impeller on the Aerodynamic Performance and Noise of a Multi-blade Centrifugal Fan

Shuo Li1,2Xiao-min Liu2Zhi-gangQin2
（1.China Nuclear Power Engineering Co.,Ltd.Hebei Branch; 2.School of Energy and Power Engineering,Xi'an Jiaotong University;）

In this paper,numerical simulations of various cases with an eccentric impeller are performed to identify the optimum position for the installation of the eccentric impeller in a multi-blade centrifugal fan.The simulation result shows that the flow rate is increased by 1.43 m3/min,the efficiency is increased by 2.52%and the noise level is decreased by 1.2dB for the optimized impeller position.It is found that the eccentric impeller can decrease the secondary flow intensity in the blade channels and reduce the blocking flow caused by the forward-skewed blades of the multi-blade centrifugal fan.In addition,the eccentric impeller improves the air flow in the inlet of some impeller channels and reduces the flow separation in the impeller channels.

eccentric impeller；multi-blade centrifugal fan；saving energy;noise reduction；numerical simulation

TH432；TK05

：1006-8155-(2017)01-0018-08

ADOI：10.16492/j.fjjs.2017.01.0003

高等学校博士学科点专项科研基金资助项目(20120201110064)；陕西省科学技术研究发展计划资助项目(2014K06-24)

2016-05-20 河北 石家庄 050000