宋培剛 代文杰 鄭韶生 徐 濤

（1.廣東TCL智能暖通設(shè)備有限公司 中山 5128001；2.廣州大學(xué) 土木工程學(xué)院 廣州 510006）

引言

隨著產(chǎn)品與技術(shù)的不斷升級(jí)，用戶(hù)更加關(guān)注空調(diào)器的能力、噪音、能效等指標(biāo)。張曦[1]對(duì)軸流風(fēng)機(jī)的安裝角、轉(zhuǎn)速、葉型徑向扭曲程度進(jìn)行建模分析，實(shí)現(xiàn)了安裝角和轉(zhuǎn)速的最優(yōu)設(shè)計(jì)。谷慧芳等[2]研究了葉片安裝角、風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速以及葉片徑向扭曲程度對(duì)風(fēng)機(jī)性能的影響，通過(guò)數(shù)值仿真手段進(jìn)行性能進(jìn)行分析和預(yù)測(cè)。黃愉太等[3]利用流場(chǎng)仿真和實(shí)驗(yàn)測(cè)試研究了軸流風(fēng)葉安裝角與全壓效率的關(guān)系，優(yōu)化安裝角后的風(fēng)葉不僅全壓效率得到了提升，噪音也進(jìn)一步降低。林娟等[4]提出通過(guò)CREO軟件控制風(fēng)葉的彎掠角和安裝角，通過(guò)風(fēng)葉的參數(shù)化設(shè)計(jì)尋求風(fēng)葉結(jié)構(gòu)的最優(yōu)設(shè)計(jì)，達(dá)到風(fēng)量和效率的優(yōu)化。李劍波[5]著重考察了軸流風(fēng)葉葉尖渦流動(dòng)現(xiàn)象的形成與發(fā)展，初步揭示了葉片吸力面處葉尖渦及其渦核的生成，發(fā)展和變化過(guò)程，初步把握了空調(diào)用室外機(jī)風(fēng)扇轉(zhuǎn)子的流動(dòng)機(jī)制。王興雙[6]以空調(diào)室外機(jī)軸流風(fēng)葉的葉尖渦為研究對(duì)象，結(jié)合Lighthill聲學(xué)類(lèi)比法的FW-H積分方程對(duì)風(fēng)葉噪聲進(jìn)行預(yù)估，對(duì)比分析了不同安裝角軸流風(fēng)扇葉尖渦發(fā)展軌跡及其與導(dǎo)風(fēng)罩的干涉作用，通過(guò)建立渦運(yùn)動(dòng)與聲場(chǎng)輻射的關(guān)聯(lián)，直觀描述了流動(dòng)的聲源分布。孟麗[7]等分析由于軸流風(fēng)機(jī)全壓低，風(fēng)量大，效率低，因此要求數(shù)值模擬精度要求高，提出通過(guò)合理處理數(shù)值建模、邊界條件設(shè)置、風(fēng)機(jī)出口靜壓確定以及混合面等幾個(gè)主要問(wèn)題，可以改善全壓效率模擬的精度和可靠性。

從空調(diào)產(chǎn)品的使用需求出發(fā)，軸流風(fēng)葉選型時(shí)需要綜合考慮性能、噪音、效率三個(gè)關(guān)鍵指標(biāo)，僅分析安裝角度與其中的一至兩項(xiàng)指標(biāo)是不夠充分的。因此，本文使用流體動(dòng)力學(xué)工具，計(jì)算不同葉片安裝角度與性能、噪音及效率的關(guān)系，結(jié)合模擬仿真和試驗(yàn)測(cè)試進(jìn)行研究，找到風(fēng)葉安裝角的量化選型依據(jù)，以推廣應(yīng)用。

1 試驗(yàn)裝置和技術(shù)路線(xiàn)

1.1 試驗(yàn)裝置

本文分析的軸流風(fēng)機(jī)載體為某款上出風(fēng)多聯(lián)機(jī)室外機(jī)，室外機(jī)容量為12 HP，主要負(fù)載為管翅式冷凝器。其中，換熱器參數(shù)：雙排、銅管外徑d1=7 mm、片寬18.2 mm、翅片片距1.5 mm、平片結(jié)構(gòu)；軸流風(fēng)葉參數(shù)：外徑d2=750 mm，輪轂比0.27，葉片數(shù)N=4，葉片安裝角度θ=24.2 °。根據(jù)新一代產(chǎn)品的要求，提出以下幾點(diǎn)設(shè)計(jì)目標(biāo)：

1）提能力：0 Pa靜壓下的風(fēng)量需要達(dá)到12 500 m3/h，提高13.6 %以上；30 Pa靜壓下風(fēng)量仍能達(dá)到11 000m3/h。

2）低噪音：同風(fēng)量噪音降低2 dB以上。

3）低能耗：提高風(fēng)葉做功效率，減少電機(jī)功率損耗。

1.2 安裝角

不同截面的安裝角對(duì)風(fēng)機(jī)效率均有不同程度的提升，且存在某個(gè)最佳安裝角使全壓效率最高。如圖1，對(duì)葉片各截面進(jìn)行分區(qū)，1#截面靠近葉根，其效率曲線(xiàn)平緩，安裝角對(duì)效率影響不大。4#、5#、6#截面位于葉片60～100 %位置，為主要做功區(qū)，其安裝角的變化對(duì)風(fēng)機(jī)效率影響最大。

圖1 各截面分區(qū)示意

本文選用影響最大的5#截面的安裝角作為設(shè)計(jì)變量，其余截面安裝角同比例調(diào)整，防止葉片扭曲。安裝角逐漸增大，依次為Fan-A（θ=24.2 °）、Fan-B（θ=26 °）、Fan-C（θ=27.8 °）、Fan-D（θ=28.4 °）。

2 模型建立及計(jì)算條件

2.1 計(jì)算模型及網(wǎng)格劃分

結(jié)合實(shí)驗(yàn)樣機(jī)的狀況，對(duì)計(jì)算模型，進(jìn)行必要調(diào)整，修改后CFD模型如圖2所示。其中不同范圍的進(jìn)口延伸對(duì)結(jié)果有影響，室外機(jī)進(jìn)口直接連通大氣，進(jìn)口區(qū)域延伸200 mm，選擇了長(zhǎng)方體，包含了在室外機(jī)周?chē)髿猓怀隹趨^(qū)域延伸1 000 mm，保證充分發(fā)展。

圖2 計(jì)算域模型

2.2 邊界條件

選擇穩(wěn)態(tài)求解器，邊界條件如下：室外機(jī)進(jìn)氣表面為壓力入口，靜壓=0 Pa；出風(fēng)口為壓力出口，靜壓=0 Pa；葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域選用多重參考坐標(biāo)方式（MRF），葉輪轉(zhuǎn)速r=750 r/min。湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，采用雷諾平均的Navier-Stockes方程組模擬三維不可壓縮流動(dòng)，采用雙方程模型中的標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型封閉RANS方程，如式（1）、（2），當(dāng)各速度誤差和k及ε誤差都小于10-5且蝸殼進(jìn)出口邊界的流量誤差也小于10-5時(shí)，認(rèn)為計(jì)算收斂。

3 理論分析

3.1 風(fēng)機(jī)特性

風(fēng)機(jī)特性曲線(xiàn)可以通過(guò)實(shí)驗(yàn)或仿真手段獲取，劉中杰[8]等指出在低靜壓下，軸流風(fēng)扇的CFD曲線(xiàn)與實(shí)驗(yàn)曲線(xiàn)十分接近，但在高靜壓時(shí)，風(fēng)機(jī)進(jìn)入不穩(wěn)定工作范圍，流量大幅度降低，仿真很難保證準(zhǔn)確計(jì)算出其狀態(tài)下的壓降。本文計(jì)算0 Pa靜壓下，不同安裝角風(fēng)扇在750 r/min轉(zhuǎn)速下的靜壓云圖，從圖3可以明顯看出，相同圖例尺寸下，風(fēng)葉安裝角度從24.2 °增大到27.8 °的過(guò)程中，風(fēng)葉壓力面的靜壓逐漸升高，而從27.8 °增大到28.4 °的過(guò)程中，靜壓變化不明顯，其壓力梯度為：Fan-C≈Fan-D＞Fan-B＞Fan-A，因此在0 Pa靜壓下，F(xiàn)an-C與Fan-D風(fēng)量相當(dāng)，且均要大于Fan-B與Fan-A。分析說(shuō)明，當(dāng)安裝角θ=27.8 °時(shí)，繼續(xù)增加安裝角，并不會(huì)帶來(lái)靜壓的提高，F(xiàn)an-C的安裝角是理論上的拐點(diǎn)。

圖3 各方案的靜壓云圖

3.2 渦流分析

流場(chǎng)中漩渦的存在往往會(huì)引起氣流產(chǎn)生較大的壓力波動(dòng)，并產(chǎn)生噪聲。

對(duì)四種不同安裝角葉輪進(jìn)行數(shù)值模擬，計(jì)算不同安裝角葉輪的湍動(dòng)能及渦量分布。如圖4、圖5所示，分別清晰顯示了湍動(dòng)能分別為3 m2/s2、5 m2/s2時(shí)，四種不同安裝角葉輪的渦量分布。

圖4 湍動(dòng)能3 m2/s2的渦量云圖

圖5 湍動(dòng)能5 m2/s2的渦量云圖

對(duì)于Fan-A，其安裝角最小，葉頂附近的葉尖渦拉伸破裂后，隨主流向下遷移，葉尖渦破裂后的軌跡在葉尖間隙中移動(dòng)最遠(yuǎn)，且尾緣脫落渦明顯，固其聲壓級(jí)應(yīng)該最大。對(duì)于Fan-B，其安裝角增加1.8 °，其葉頂仍然存在葉尖渦破裂后隨主流向下遷移的情況，但是其遷移軌跡較短，且尾緣脫落渦改善明顯，固其聲壓級(jí)相比Fan-A有改善。對(duì)于Fan-C、Fan-D，安裝角分別增加了3.6 °和4.2 °，由于安裝角較大，葉尖渦受壁面擠壓后迅速沿軸向隨主流流出，因此圖5中未見(jiàn)明顯的葉尖渦軌跡沿周向方向遷移的情況。

綜合來(lái)看，氣動(dòng)噪聲主要源于渦的拉伸和破裂，從渦量云圖可以初步評(píng)估Fan-C和Fan-D的渦量相當(dāng)，聲壓級(jí)當(dāng)，但明顯優(yōu)于Fan-A和Fan-B。

3.3 效率分析

效率也是軸流風(fēng)葉的重要性能參數(shù)。軸流風(fēng)葉的效率通常采用靜壓效率。其定義為風(fēng)葉的靜壓有效功率與軸功率的比值，具體如式（3）所示：

式中：

Nes—風(fēng)扇的靜壓有效功率；

N—風(fēng)扇的軸功率；

Ps—風(fēng)扇的靜壓；

Qs—風(fēng)扇的流量。

在軸功率的定義中，軸功率是電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)給風(fēng)機(jī)機(jī)軸的功率，用符號(hào)N表示。除有效功率外，還包括風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)引起的機(jī)械摩擦損失、流體克服阻力所產(chǎn)生的能量損失，及因風(fēng)葉葉輪周?chē)g隙產(chǎn)生漏氣現(xiàn)象所引起的能量損失。顯然軸功率大于有效功率。

由式（3）可知，風(fēng)壓一定的時(shí)候，出風(fēng)風(fēng)量越大，效率越高，風(fēng)量與軸功率的比值可以表征風(fēng)葉的做功效率。表1列出了仿真中的風(fēng)量、軸功率，通過(guò)公式計(jì)算出風(fēng)葉效率，可見(jiàn)Fan-B與Fan-C的風(fēng)葉效率要高于Fan-A與Fan-D。

表1 各方案軸功率仿真數(shù)據(jù)

4 實(shí)驗(yàn)分析

為保證試驗(yàn)驗(yàn)證精度，將Fan-A、Fan-B、Fan-C、Fan-D四個(gè)方案制作成CNC手板，保證殼體、變頻電機(jī)、換熱器等部件一致，在同一原型機(jī)中進(jìn)行風(fēng)量、噪音等試驗(yàn)測(cè)試。

4.1 風(fēng)量實(shí)驗(yàn)

如表2所示，在風(fēng)道靜壓為0 Pa，風(fēng)葉轉(zhuǎn)速為750 r/min時(shí)，F(xiàn)an-A、Fan-B、Fan-C、Fan-D隨著安裝角度的增加，風(fēng)量先增大后減小，在Fan-C出現(xiàn)拐點(diǎn)，其風(fēng)量最大。將各方案的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，相對(duì)誤差在0.2～3.7 %，滿(mǎn)足工程使用要求，故上述仿真計(jì)算方法可行。

表2 各方案風(fēng)量性能實(shí)驗(yàn)

在200 ～750 r/min的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示，相比Fan-A，同轉(zhuǎn)速下，F(xiàn)an-B風(fēng)量平均提升6 %，F(xiàn)an-C風(fēng)量平均提升13.2 %，F(xiàn)an-D平均提升9.0 %。試驗(yàn)說(shuō)明在0Pa靜壓下，F(xiàn)an-C方案最優(yōu)，其風(fēng)量梯度為：Fan-C＞Fan-D＞Fan-B＞Fan-A，與理論的靜壓云圖分析結(jié)果一致。

圖6 各方案風(fēng)量性能實(shí)驗(yàn)

試驗(yàn)結(jié)果和理論分析表明隨著安裝角的增大，同轉(zhuǎn)速下的風(fēng)量出現(xiàn)拐點(diǎn)，安裝角θ=27.8 °時(shí)的風(fēng)量最大。

4.2 噪音實(shí)驗(yàn)

試驗(yàn)測(cè)試整機(jī)噪音數(shù)據(jù)如圖7所示，同風(fēng)量下，F(xiàn)an-B與Fan-D的噪音相當(dāng)，相比Fan-A降低了1.4～2.6 dB，而Fan-C在同風(fēng)量下，噪音值最優(yōu)，相比Fan-A降低2.5～4.6 dB。

圖7 各方案噪音實(shí)驗(yàn)

渦流分析說(shuō)明Fan-A的葉尖渦移動(dòng)軌跡最大，且尾緣脫落渦明顯，因此其聲壓級(jí)最大，試驗(yàn)結(jié)果表明Fan-A的噪音值最大。隨著安裝角增大，F(xiàn)an-B的葉尖渦減少了移動(dòng)軌跡，改善了尾緣脫落渦，試驗(yàn)結(jié)果表明同風(fēng)量下Fan-B的噪音值比Fan-A降低了1.4～2.6 dB，與理論分析相符。渦流分析Fan-C與Fan-D的渦量相當(dāng)，聲壓級(jí)相當(dāng)，但試驗(yàn)結(jié)果表面同風(fēng)量下，F(xiàn)an-D的噪音值比Fan-C增大了1～2 dB，分析其原因是渦量分析是在同轉(zhuǎn)速下進(jìn)行的，同轉(zhuǎn)速下Fan-C與Fan-D的聲壓級(jí)相當(dāng)，但同轉(zhuǎn)速下Fan-D的風(fēng)量要低于Fan-C，因此同風(fēng)量要求提高Fan-D的轉(zhuǎn)速，最終導(dǎo)致Fan-D的噪音值偏大，最終的噪音值試驗(yàn)結(jié)果為：Fan-C＜Fan-B ≈ Fan-D＜ Fan-A。

試驗(yàn)結(jié)果和理論分析表明隨著安裝角的增大，葉尖渦運(yùn)動(dòng)軌跡減少，尾緣脫落渦改善明顯，同轉(zhuǎn)速下聲壓級(jí)改善。但隨著安裝角增大，風(fēng)量出現(xiàn)拐點(diǎn)，安裝角θ=27.8 °時(shí)的風(fēng)量最大，相應(yīng)的同風(fēng)量噪音最優(yōu)。

4.3 功率實(shí)驗(yàn)

試驗(yàn)測(cè)試整機(jī)功率如圖8所示，F(xiàn)an-B與FanC同風(fēng)量消耗的功率接近,風(fēng)葉做功效率接近。Fan-A和Fan-D在同風(fēng)量消耗的功率接近，風(fēng)葉做功效率接近。但同風(fēng)量下，F(xiàn)an-B和Fan-C消耗的功率明顯低于Fan-A和Fan-D，因此Fan-B和Fan-C的風(fēng)葉有利于提效，降低能耗。在額定風(fēng)量為11 000 m3/h，此風(fēng)量下，F(xiàn)an-A、Fan-B、Fan-C、Fan-B的消耗功率為390 W，332 W，335 W和400 W，因此Fan-D的效率最差。

圖8 各方案功率實(shí)驗(yàn)

試驗(yàn)結(jié)果和理論分析表明隨著安裝角的增大，風(fēng)葉的軸功率增加明顯，而風(fēng)量增加緩慢，導(dǎo)致風(fēng)葉做功效率先增加后減少，在安裝角θ=27.8 °時(shí)出現(xiàn)拐點(diǎn)，其風(fēng)葉效率最高。

5 結(jié)論

基于理論及試驗(yàn)分析，選定Fan-C，θ=27.8 °為新一代產(chǎn)品的風(fēng)葉方案，該風(fēng)葉在0 Pa靜壓下，風(fēng)量達(dá)到12 740 m3/h，風(fēng)量提高13 %；30 Pa靜壓下，風(fēng)量達(dá)到11 425 m3/h；且同風(fēng)量下整機(jī)噪音較原方案降低3～4 dB，同風(fēng)量下全壓效率提高14 %，均達(dá)到了設(shè)計(jì)目標(biāo)，并得出以下結(jié)論。

1） 低靜壓條件下，風(fēng)量仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差小，CFD仿真具備工程指導(dǎo)意義。

2）風(fēng)葉的靜壓特性與實(shí)度參數(shù)正相關(guān)，實(shí)度值的大小可以表征風(fēng)葉的抗靜壓能力。

3）渦流圖可以直觀展示葉尖渦、尾緣渦的渦量情況，說(shuō)明風(fēng)葉噪音改善情況。

4）軸功率與風(fēng)量參數(shù)可以表征風(fēng)葉效率，為選擇高效的風(fēng)葉提供理論依據(jù)。