李 松 施正香 王康樂 孔維雙 丁 濤

(1.中國農業(yè)大學 水利與土木工程學院，北京 100083； 2.北京市供水管網與安全節(jié)能中心，北京 100083； 3.農業(yè)農村部設施農業(yè)工程重點實驗室，北京 100083； 4.北京首農畜牧發(fā)展有限公司 白城分公司，吉林 白城 137000)

軸流通風機是一種主要由集流器、葉輪、機殼和擴散器等組成的增加氣體能量的旋轉葉輪機械。農用軸流風機因其具有安裝便捷，通風效果好等優(yōu)點，在畜禽舍及廠房通風系統(tǒng)中應用廣泛[1-5]。近年來國內研制了一系列低壓大流量的農用軸流風機，以滿足畜禽舍夏季通風的需要[6-9]，但目前軸流風機在各組件的結構設計和適配方面仍存在較多問題[10-13]。擴散器是農用軸流風機的主要組件，對農用軸流風機的氣動性起著重要的作用，設計良好的擴散器相比未安裝擴散器的風機，可以有效提高農用軸流風機靜壓和效率，顯著降低通風噪聲。由于農用軸流風機的出風口速度大，其出風口動壓仍然很大，約占全壓的30%以上[14]，對于有些流量大而壓力較低的農用軸流風機，其出風口動能占到風機全壓的50%左右[15]。因此，擴散器的設置和良好的設計顯得尤為重要。

目前，針對擴散器的國內外相關研究較少，已有研究表明擴散器結構對農用軸流風機性能有重要影響[16-17]。當下對于擴散器的研究主要集中在礦井和地鐵隧道通風機方面，其中包括擴散器結構對風機效率的影響[18]，離心風機擴散器結構參數的優(yōu)化設計[11,19]，新型帽檐擴散器的設計[12]。農用軸流風機擴散器的進出風口直徑比及擴散角是擴散器設計的重點和難點。目前適用于我國的畜禽舍農用軸流風機擴散器的優(yōu)化設計研究較少，國內風機廠家的擴散器設計大多依靠經驗。

本研究基于一款原型農用軸流風機，擬采用風室試驗和CFD數值模擬相結合的方式，對擴散器的擴散角和擴散器長度進行優(yōu)化設計，以期為國內風機廠家提供一定的優(yōu)化路線，同時達到提高風機風量和能效比的目的。

1 試驗裝置及方法

1.1 試驗平臺

原型風機性能參數測試試驗在中國農業(yè)大學農業(yè)部設施農業(yè)工程重點試驗室進行。測試平臺(圖1)的最大風量為60 000 m3/h，額定功率為37 kW，采用變頻直流方式對變頻輔助風機進行30～1 500 r/min的調速。測試平臺包括：變頻輔助風機、整流網、噴嘴、畢托管及待測風機。其中，變頻輔助風機用來形成風速條件；整流金屬網可以使待測風機入口的氣流更平穩(wěn)，消除因氣壓調節(jié)而造成的氣流不平穩(wěn)的問題；壁面噴嘴可以提高氣流速度；傾斜畢托管微壓力計連接在噴嘴前后，測量空氣的流量和靜壓差。

1.變頻輔助風機；2.整流網；3.噴嘴；4.畢托管；5.待測風機 1.Frequency conversion auxiliary fan； 2.Rectifying the net； 3.Nozzles； 4.Pitot；5.Fan to be testeds圖1 農業(yè)設施通風設備性能測試平臺Fig.1 Performance test platform of agricultural facility ventilation equipment

1.2 試驗儀器

原型風機采用越南ATK集團生產的ATK48HS3P1H型負壓式軸流風機(圖2)，基本參數如下：葉片為鑄鋁機翼式，外框為玻璃鋼纖維，外框尺寸140 cm×140 cm×108 cm，百葉窗為雙排15柵，電動機額定功率0.75 kW，葉輪額定轉速580 r/min，擴散器長575 mm，擴散角10°，擴散器進出口直徑分別為612和821 mm。

本試驗選用美國VALHALLA SCIENTIFIC公司的HARMONIC POWER ANALYZER 2400數字功率分析儀測量電機的實時電壓、電流、功率；選用日本新寶SHIMPO的DT-315 N多功能型頻閃儀測量原型風機葉片的轉數；選用臺灣泰仕公司的TES-1161型溫濕度計測量試驗環(huán)境的溫度、濕度、大氣壓強。

圖2 原型風機(a)和葉輪結構(b)Fig.2 Prototype fan (a) and impeller structure (b)

1.3 試驗方法

原型風機在測試過程中采用調節(jié)輔助風機的轉速，調節(jié)被測試風機相對于周圍大氣的入口靜壓的相對值，使其達到被測試風機入口所需要的入口靜壓值，進而完成整個性能測試。詳細測試方法參照文獻[20]。

2 數值模擬

2.1 幾何模型

選用手持式三維激光掃描儀HendySCAN對原型風機的葉片進行掃描處理，計算機處理關鍵點集位置數據，采用逆向工程方法還原原型機的葉片造型信息[21-22]。采用NX 12.0建模軟件，建立風機幾何模型(圖3(a))。將原型風機結構分為2部分，分別為風機段和擴散器段(圖3(b))。

2.2 數值計算

2.2.1計算域及網格劃分

對于軸流風機進口及延伸段，考慮到進口段連接于密閉風室試驗臺，因此將風機進口端加一個274 cm×274 cm×85 cm的入口計算域，與風機進口共同作為計算模型的進口段；對于風機出口，在風機出口段后設置空氣域，作為風室外部空間域(圖4(a))，尺寸為550 cm×550 cm×550 cm。

采用ICEM 15.0軟件進行網格劃分，考慮到任務量和計算時長等因素，對電機和皮帶輪等組件簡化處理，整個計算域模型采用非結構網格進行劃分，以提高網格對復雜結構的適應性；對擴散器近壁面和葉片表面等部位，采取網格局部加密，以提高計算結果的準確性。經過網格無關性檢驗[23]，數值模擬與試驗數據符合工程應用的一般誤差要求，最終整個計算域(圖4(b))共劃分245.6萬網格，其中最小單元網格邊長為2，網格質量均大于0.4。

φ為擴散角；D1、D2分別為擴散器進出口直徑。 φ is the spread angle； D1 and D2 are the diameters of the diffuser inlet and outlet， respectively. 1.風機葉片；2.軸流風機；3.擴散器 1.Fan blade； 2.Axial fan； 3.Diffuser圖3 風機幾何模型(a)及結構示意圖(b)Fig.3 Fan geometric model (a) and structure diagram (b)

1.入口計算域；2.風機計算域；3.地面邊界；4.開放邊界；5.出口計算域 1.Input computational domain； 2.Fan computational domain； 3.Ground boundary； 4.Open boundary； 5.Output computational domain圖4 計算域模型(a)及計算域網格(b)Fig.4 Computational domain model (a) and grid (b)

2.2.2邊界條件及求解控制參數

計算域邊界條件如下：進口設為壓力入口，靜壓值設為性能試驗過程中測得的入口靜壓值；出口設置為自由出口，由于與大氣直接連接，相對靜壓設置為0 Pa。葉輪、擴散器和地面等固體邊界設為壁面邊界；旋轉域設定旋轉速度，動靜交界面采用Frozen Rotor方法。

2.2.3求解控制參數

由于該風機屬于低壓農用軸流風機，計算時可認為氣體物性參數沒有發(fā)生改變，即不可壓縮氣體。壓力-速度耦合選擇SIMPLE算法，采用有限體積法作為控制方程所采用的離散方法，離散格式采用二階迎風格式。

低壓軸流通風機的數值模擬計算湍流模型選取上，目前普遍選取有Standard k-ε模型[24]，RNG k-ε模型[25]，SST k-ω模型[12]。Standard k-ε模型適合絕大多數的工程要求，適用完全湍流場，穩(wěn)定性強、經濟性高；RNG k-ε模型在處理高應變率及流線彎曲程度較大的流動效果更好；SST k-ω模型可以精確的預測流動的開始和負壓力梯度條件下流體的分離量，考慮了湍流剪切應力[26]。為選擇更適用于本模型的湍流方程，分別采用3種湍流模型對原型風機進行數值模擬。圖5示出不同湍流模型模擬的通風量和能效比。

圖5 風機不同湍流模型模擬的通風量(a)和能效比(b)Fig.5 Air volume (a) and energy efficiency ratio (b) simulated by different turbulence models of wind turbines

可以看出，在通風量的求解中，Standard k-ε、RNG k-ε 2種湍流模型的結果比較接近，兩者與試驗數據誤差均在5%以內，SST k-ω模型相比誤差更大。在能效比的求解中，RNG k-ε、Standard k-ε、SST k-ω模型的誤差逐次增大。數值模擬的結果均稍微大于試驗結果，這是因為在數值模擬中湍流模型是一種半經驗的模型，難免會出現(xiàn)誤差，另外在建模過程中，為網格劃分的方便，模型簡化了電機、輪轂、電機支架等結構。結合數值模擬結果和工程實際應用情況[27]，本研究擬選擇RNG k-ε模型進行數值模擬。

2.3 基本控制方程

流體流動控制方程有質量、能量、動量以及組分質量守恒方程，各控制方程表示為如下通用形式：

(1)

式中：φ為通用變量，代表u、v、w、T等求解變量；Γ為廣義擴散系數；S為廣義源項。式(1)中各項依次為瞬態(tài)項、對流項、擴散項和源項。

2.4 參數定義

1)風量優(yōu)化量τ。

(2)

式中:Q為改進后風機通風量，m3/h；Q0為原型機通風量，m3/h。

2)通風能效比N。

(3)

式中:Q為改進后風機的通風量，m3/h；Pe為電機輸入功率，W。

3)擴散器靜壓恢復系數CP。

(4)

其中：

n=Aout/Ain

式中:ζd為擴散器的損失系數；n為擴散器的擴散度；Aout、Ain分別為擴散器出口、入口流通面積，m2。

4)擴散器損失系數ζd[28]。

(5)

式中:ζf為擴散器摩擦損失系數，本研究取ζf=0.025；Ki為沖擊完善系數，可查詢Ki-φ關系曲線獲得。

5)擴散器風速分布均勻度γ[11]。

(6)

式中：v0為出口中心點風速，m/s；u為出口平均積分風速，m/s。

3 結果分析

擴散器的結構參數主要包括擴散器進出口直徑、擴散角與擴散器長度。本研究是在風機進口及葉輪段結構不發(fā)生變化的情況下，即擴散器進口直徑不變，重點對擴散角φ與擴散器長度L這2個參數進行模擬研究，從中得出擴散器結構參數與風機性能的關系。

3.1 擴散角φ對風機性能的影響

在保持原型風機擴散器長度L=575 mm不變的情況下，改變擴散角φ得到從3°～25°取值的21組不同角度的軸流風機模型，由數值模擬計算各個模型不同工況下的性能參數。圖6(a)示出擴散角對靜壓恢復系數、風速分布均勻度的影響：擴散器靜壓恢復系數隨著擴散角的增大先增加后減小，擴散角在10°～12°取得較大值；擴散器風速分布均勻度隨著擴散角的增大不斷波動，在擴散角φ=12°、13°、25°時風速分布較均勻。結合擴散器靜壓恢復系數和風速分布均勻度分析，擴散角φ=13°、25°時雖然風速分布均勻度較高，但是靜壓恢復系數很低，不能很好地提高擴散器的性能，擴散角φ=12°恰能滿足擴散器靜壓恢復系數和風速分布均勻度同時達到較大值的條件。

圖6 擴散角對靜壓恢復系數、風速分布均勻度(a)和風量優(yōu)化量、能效比(b)的影響Fig.6 Influence of spread angle on static pressure recovery coefficient, wind speed distributionuniformity (a), optimized air volume, and energy efficiency ratio (b)

風量優(yōu)化量隨著擴散角的增加呈先增大而后緩慢下降的趨勢(圖6(b))，在φ=12°時達到較大值，此時τ=1.06，風量為36 703.5 m3/h，相比原型風機提高6.11%；能效比曲線的變化趨勢與風量優(yōu)化量的趨勢整體一致，在φ=12°時取得了最大值39.95 m3/(h·W)，相比原型風機提高7.83%。采用靜壓恢復系數、風速分布均勻度、風量優(yōu)化量、能效比4個指標的綜合分析，擴散角為12°時風機性能較優(yōu)。

3.1.1擴散器出口截面動壓云圖

當擴散器長度L=575 mm保持不變，分別對擴散角為3°、6°、10°(原型風機)、12°、19°、25°的擴散器模型進行數值模擬，擴散器出口截面動壓云圖見圖7?？梢?，各截面處均出現(xiàn)3個大小一致的高壓區(qū)，該區(qū)域正對葉片的位置，空氣流速較高；3個高壓區(qū)包圍一個低壓區(qū)，該區(qū)正對輪轂位置，應是擾流造成的低速區(qū)。隨著擴散角的增加，擴散器出口截面的壓力梯度呈先減小后增大的變化趨勢，在φ=12°時壓力梯度達到最小，相比原型風機的最大動壓可降低35.65 Pa，此時可以最大程度的提高擴散器回收靜壓的能力。

圖7 不同擴散角φ下擴散器出口截面動壓云圖Fig.7 Dynamic pressure cloud diagram of diffuser outlet section under different spread angles φ

3.1.2擴散器中截面速度云圖及出口流線圖

圖8示出不同擴散角下的擴散器中截面速度云圖及出口流線。可知，擴散器中低流速區(qū)隨著擴散角的增大，呈先減小后增大的趨勢；當擴散角為12°時，擴散器內的低流速區(qū)達到最小，擴散器內空氣整體流速更加均勻，有利于舍內的空氣流通。當擴散角為12°時，擴散器出口平均流速為5.9 m/s，高于原型風機出口流速，未顯著影響擴散器內速度分布均勻程度。由擴散器出口流線圖，可見軸心處出現(xiàn)3個渦流，正對葉輪方向，渦流位置大致與葉片重合。隨著擴散角的增大，渦流尺寸呈先減小后增加的趨勢；在擴散角為12°時，渦流尺寸達到最大。由于輪轂的存在，在風機運行過程中葉根處產生的渦旋會干擾空氣的運動，但有利于提高擴散器內部的速度分布均勻度。

由上述分析可初步得出，當擴散器尺寸L=575 mm，φ=12°時，擴散器可以有效地提高風機的風量及能效比，對于風速分布均勻度也有改善。為進一步驗證以上結論，保持擴散角φ=12°不變，探究擴散器長度L對風機性能的影響。

紅色箭頭所指為擴散器出口截面流線，圖10同。 The red arrow in theFigure indicates the flow diagram of diffuser outlet section. The same asFig.10.圖8 擴散器中截面速度云圖及出口流線Fig.8 Cross-sectional velocity cloud diagram and exit streamline diagram in the diffuser

3.2 擴散器長度L對風機性能的影響

保持擴散角φ=12°不變，分別對擴散器長度L在485～665 mm變化中的11種擴散器模型進行數值模擬，風機風量和能效比見表2。隨著擴散器長度的增大，風機風量呈先增加后減小的趨勢，在L=575 mm 時取得最大值，風量優(yōu)化量τ=1.06，相比原型風機風量提高2 114 m3/h。能效比的變化趨勢整體與風量變化一致，在L=575 mm時能效比提高2.9 m3/(h·W)。究其原因，隨著擴散器長度的增加，出風口流線的發(fā)散時間被延長，氣流有更多的時間在擴散器中運動；當擴散器長度大于最優(yōu)長度，壁面摩擦阻力對氣流的作用變得更加顯著，阻礙氣流的運動。

3.2.1擴散器出口截面動壓云圖

擴散角φ=12°保持不變，分別對擴散器長度L為485、555、565、585、595、665 mm的擴散器模型進行數值模擬，擴散器出口截面動壓云圖見圖9?？梢姡鞲邏簠^(qū)的面積及分布基本相同，隨著擴散器長度L的增加，出口截面的動壓先減小再增大。對比圖7(d)，動壓在0～188.09 Pa變化，當L=575 mm 時，動壓達到最小，L>575 mm時，擴散器回收動能的能力逐漸降低。延長擴散器長度L可在一定程度上降低擴散器出口動壓。

表2 不同擴散器長度的風機風量和能效比Table 2 Fan air volume and energy efficiency ratio of different diffuser lengths

圖9 不同擴散器長度L下擴散器出口截面動壓云圖Fig.9 Dynamic pressure cloud diagram of diffuser outlet section under different diffuser lengths

3.2.2擴散器中截面速度云圖及出口流線圖

圖10示出擴散器中截面速度云圖及出口流線圖。可知，隨著擴散器長度L的增加，速度場未有明顯變化；L=575 mm時，擴散器內的低速區(qū)分布均勻度明顯優(yōu)于其他模型。當L<575 mm時，隨著擴散器長度L的增加，環(huán)狀壁面對空氣流動的約束作用距離增加，有效的減少了氣體的能量擴散；當L>575 mm時，壁面對氣流摩阻力的作用效果超過了集流的動力，致使風量下降。對比出口流線圖，軸心處的3個渦流呈先增大后減小趨勢；在L=575 mm 時，渦流尺寸最大，此時渦流造成擴散器出口有效截面積最小，局部阻力較大，提高了農用軸流風機的風量和能效比。對比速度云圖，隨著擴散器長度L的增加，主流速度區(qū)更偏向擴散器上壁面，加劇了擴散器下壁面回流的強度，導致擴散器回收動能的效果降低。

圖10 擴散器中截面速度云圖及出口流線圖Fig.10 Cross-sectional velocity cloud diagram and exit streamline diagram in the diffuse

由單因素分析可知，φ=12°，L=575 mm為該軸流風機擴散器的較優(yōu)參數。為驗證上述結論，特別地對φ=11.5°、12.5°，L=565、585 mm進行交叉模擬，風機性能參數見表3?？芍?，對風量、能效比和擴散器速度分布均勻度3個指標，各組合的風機性能均低于原型風機。綜合分析，φ=12°、L=575 mm 為最優(yōu)參數組合。

3.3 原型和優(yōu)化風機擴散器湍動能圖

圖11示出原型風機和優(yōu)化風機擴散器S1～S4截面湍動能圖，S1～S4截面均垂直于出流方向(Z)，圖示黑色框線區(qū)域為相鄰葉片通道內的湍動能區(qū)?？梢?，沿擴散器出口方向，擴散器邊界處較高值的湍動能區(qū)域逐漸減小，并向葉片方向聚集；在相鄰葉片通道之間的低湍動能區(qū)域逐漸增大，擴散器湍流動能越來越弱，速度梯度減小。S1截面取自葉片環(huán)出口處，優(yōu)化風機和原型風機在葉片環(huán)上無造型差別，故S1截面的湍動能圖兩者基本一致；S1截面除擴散器壁面的高湍流動能區(qū)外，在葉片處形成較高的湍動能區(qū)，為動能損失容易產生的區(qū)域。由S2截面可見，優(yōu)化風機擴散器在葉片通道內的低湍流動能區(qū)相比原型風機呈增加的趨勢，但因截面距離葉片環(huán)較近，無明顯差異。由S3截面可見，優(yōu)化風機擴散器在葉片通道內的低湍流動能區(qū)相比原型風機有明顯增大，原型風機因湍流造成的動能損失更大，進而降低擴散器動壓的回收效果。S4截面為擴散器出口面，優(yōu)化風機擴散器的低湍流動能區(qū)域面積明顯大于原型風機。通過原型和優(yōu)化風機擴散器截面圖的對比，可知因湍流動能區(qū)域的改變減小了擴散器動能損失，增強了擴散器動壓轉為靜壓的效果。

表3 交叉模擬風機性能表Table 3 Cross simulation fan performanceTable

S1、S2和S3分別為Z=0、Z=200和Z=400 mm,處截面；S4為擴散器出口截面。 S1, S2 and S3 are the cross-sections at Z=0, Z=200 and Z=400 mm, respectively; S4 is the outlet section of the diffuser.圖11 原型風機(a)和優(yōu)化風機(b)的擴散器S1～S4截面湍動能圖Fig.11 Turbulence kinetic energy diagram of the diffuser S1-S4 of the prototype (a) and the optimized fan (b)

4 結 論

本研究以ATK集團的負壓軸流風機為原型，采用試驗和數值模擬相結合的方法，對該風機擴散器長度和擴散角進行了優(yōu)化設計，采用單因素分析和交叉模擬分析，以靜壓恢復系數、風速分布均勻度、風量優(yōu)化量、能效比作為風機性能評價指標，得出了擴散器出口動壓及湍動能分布情況，并分析了擴散器內部流場特征，結論如下：

1)農用負壓軸流風機擴散器處氣流容易產生渦旋，從而提高農用軸流風機出風口的靜壓，采用改變擴散器長度和擴散角的方式，可以有效改善擴散器內的速度分布均勻度，提高風機的風量及能效比，增強回收動壓的能力。

2)當擴散器長度保持575 mm時，擴散器靜壓恢復系數隨著擴散角的增大先增加后減小，擴散器風速分布均勻度隨著擴散角的增大不斷波動，風量優(yōu)化量和能效比隨著擴散角的增大呈現(xiàn)出相似的駝峰形曲線，φ=12°時，各性能參數同時達到較大值。當擴散器角度保持12°時，風量優(yōu)化量和能效比隨著擴散器長度的增大呈先增加后減小，在L=575 mm 時，風機性能最優(yōu)。經單因素分析和交叉模擬結果的相互驗證，可以確定擴散器最優(yōu)參數為φ=12°，L=575 mm；在此參數下，擴散器動壓變化梯度最小，風機風量和能效比分別提高6.11%和7.83%。

3)對于擴散器性能的評價，從靜壓恢復系數、風速分布均勻度、風量優(yōu)化量、能效比4個方面綜合分析，可以作為評價農用通風機性能的指標。