不同流量、叶片数对板式无蜗壳离心风机流动特性的影响

李博LⅠBo；商丹丹SHANG Dan-dan；贾晓奇JⅠA Xiao-qi

（①杭州微光电子股份有限公司，杭州 310000；②浙江理工大学，杭州 310018）

0 引言

无蜗壳离心风机是在相比传统的离心风机的基础上减少了蜗壳结构，其特点如下所示[1-3]：①非稳定工作区域小，在小流量工况下，无喘振和马鞍形工作区；②运转噪声较低，气流在叶轮内部具有较长的扩压过程，减少了气体的风速和动压；③气流方向任意，在使用的设备内可以调节出风方向，最大程度满足客户的实际使用需求，在风机的进口处可以加装导流圈，减少进口气流损失，增加风机的效率；④成型工艺比较成熟，可以通过冲压、注塑、压铸等工艺来实现各种造型的生产；⑤通过钣金支架安装，结构紧凑，强度高，风机寿命长。

和传统离心风机相比，无蜗壳风机的气动转化并不是最佳。如无蜗壳风机因缺少转化静压力的蜗壳结构，气流从叶片尾部出来之后，周向的动压力不能很好地转化成静压力，导致叶轮的流动损失[4]。通常无蜗壳离心风机的前盘和叶片连接后，其圆弧过渡弧度较小，在大流量工况下，会造成叶轮冲击、突然扩压时流动损失增大[5]。带蜗壳的风机可以改变蜗壳形状来减少风机工作时产生的气动噪声[6-8]。目前随着外转子电机的发展，外转子电机匹配无蜗壳风机的优势逐渐显现出来，外转子无蜗壳离心风机常用于组合式空调机组、风机盘管、数据中心、储能设备等领域，开展其性能提升的研究具有重要的意义。

1 数值方法

1.1 模型与计算域

轮旋转区域的非结构网格为200 万。对风机叶轮模拟计算时候的网格无关性进行验证，验证参数指标时候设为静压力指标，结果如表2 所示。在不同的网格计算下，静压会有一定的偏差，同时考虑数据的准确性和计算的时效性，选取折中的网格数进行数据计算本文的不同模型网格数选取在500 万左右。

表1 风机主要设计参数表

表2 网格无关性验证

1.2 控制方程

在整个计算域内，进口区域和出口区域定义为静止域，叶轮部分定义为旋转区域。选择RANS 方程作为控制流体流动的方程。对于静止区域的控制方程如下所示：

式中，u 是流体速度；ρ 是空气密度；μ 是流体粘性系数；μt是流体湍流粘性系数，p 是压力。对于旋转流域选择MRF 模型，方程如下所示：

式中，τr是粘性应力；νr是相对速度；ω 是角速度。RNG 模型为普朗特系数提出了解析公式，湍流模型设置为RNG k-ε 模型，可以提高旋转区域流动的计算结果精度。并在ε 方程中添加附加项，可以提高数据计算精度。

1.3 数值方法及边界条件

本文在仿真计算中，对整个计算流域采用三维定常模拟，空气温度设置为20℃气。此型号的风机叶轮在工作时，空气速度远远低于0.3 倍马赫，可忽略空气的压缩性。

对计算域进行边界条件的设置，进口边界条件设置为质量流量进口，出口边界条件设置为压力出口，壁面设置采用无滑移边界条件，设置为wall。在风机性能试验台测试时候，离心风机直接连通大气压，默认其表压为0，设置操作环境为1atm。

本模型采用有限体积法对控制方程与湍流方程在空间上进行离散，采用二阶迎风格式进行计算。在进口处设置增加静压监测点进行判断，当监测点静压数值稳定时，且计算残差值低于设定的目标残差值，进出口压力差值达到稳定时，判断计算结果收敛。将计算结果导入到CFDPOST 软件中，进行后处理分析其结果。

2 数值模拟及结果分析

2.1 原型叶轮

图1中可以看出，随着进口流量的增加，叶轮内部静压也随之增加，并且静压随着叶片呈现出周向对称均与分布，同时叶片压力面与吸力面压差变小。随着叶轮叶片的旋转做功，叶轮中心处对比叶轮出口处，静压上升明显，叶轮进口、出口静压差减少。随着流量的增加，叶轮后盘因冲击造成的动能转换造成静压上升。在叶轮出口处，因叶片对气体做功使气体的静压升高。可以判断出来：①叶轮的后盘冲击造成了风机在大流量系数下产生流动损失；②叶轮出口直通大气压，叶轮出口静压接近大气压。在大流量区，吸力面与压力面之间压差减少，叶道内部静压上升，从而降低静压升，此时叶轮获得能量减少。

图1 无蜗壳离心风机径向面静压云图

从图2 中可以看出，在低流量系数的情况下，在叶片吸力面出现由于分离涡导致的低速区。随着流量的增加，低速区逐渐消失，叶片吸力面速度大于叶片压力面处速度，符合一般叶轮机械流动现象。

图2 无蜗壳离心风机径向面速度云图

图3为无蜗壳离心风机中间径向面的流线图。图中，在0.29 流量系数下，叶轮出口区域叶片吸力面区域产生了分离涡。由于分离涡的存在影响，使得叶轮出口速度大部分为周向速度，而风机没有蜗壳结构，风机出口区域的周向速度的动能不能有效地转化为静压，造成了因周向速度产生的能量损失。因此在小流量系数下，叶片吸力面分离涡导致了叶轮效率降低。当流量增大时，叶片吸力面出口处的分离涡逐渐消失。

图3 无蜗壳离心风机径向面流线图

如图4 所示，在低流量系数的工况下叶轮出口处没有产生明显因二次流现象导致的“射流—尾迹”结构，当流量系数增加时，出现明显的由于二次流现象导致的出口流速不均匀现象。当流量系数增大时，出口流动不均匀的现象随着流量的增大而增强。原风机模拟数据见表3。

图4 无蜗壳离心风机轴向面速度云图

表3 原风机模拟结果

2.2 改型6 叶片叶轮

图5中，与原型叶轮相比，改型6 叶片叶轮增加了叶片的长度，一定程度上优化了流动情况。与原型叶轮流线图相比0.7 流量系数下，叶轮出口的分离涡大小明显地减少，流动情况有明显的改善。模拟数据见表4。

图5 无蜗壳离心风机径向面流线图

表4 改型6 叶片叶轮风机模拟结果

2.3 改型7 叶片叶轮

图6，与原型叶轮相比，改型7 叶片叶轮增加了叶片的数量，一定程度上恶化了流动情况。与原型叶轮流线图相比0.7 与1.0 流量系数下，叶轮出口的分离涡大小有明显的增加，流动情况有明显的恶化。模拟数据见表5。

表5 改型7 叶片叶轮风机模拟结果

图6 无蜗壳离心风机径向面流线图

图7是流量系数—效率曲线图。原型叶片与改型6 叶片和改型7 叶片的效率相差不大，效率随流量系数的增大先增加后减小，在1.0Qd处取得最大值。改型6 叶片在1.0Qd处的效率最高，最高值为46.71%。图8 是流量—压差曲线图。改型6 叶片的压差最大，其他模型的压差差距不大，随流量系数的增大呈下降趋势。

图7 流量系数—效率曲线

图8 流量系数—压差曲线

3 结论

本文分析了三种无蜗壳离心风机的内部流动，通过数值仿真计算探究损失产生的原因，并用改型叶片进行替换，研究了原型、改型6 叶片和改型7 叶片三种叶轮的性能。本文得出如下结论：

①无蜗壳离心风机在小流量系数下，叶片吸力面处分离涡的产生与分离增大了叶轮出口处的周向速度，从而造成流动损失。

②无蜗壳离心风机在设计流量与大流量系数下，流动损失是由二次流等复杂流动引起的。当流量逐步增大时，分离涡逐渐消失，二次流等复杂流动导致的出口流动不均匀与“射流—尾迹”结构导致风机静压及效率降低。

③优化设计改变叶片的内部结构能够提升风机的静压与效率。通过对比原型叶片、改型6 叶片、改型7 叶片的模拟数据，发现增加叶片长度的改型6 叶片对分离涡与二次流的形成有一定的抑制作用，减小了流动损失，提高了风机效率。