趙昱舒

(航空工業(yè)金城南京機(jī)電液壓工程研究中心，南京 211100)

0 引 言

隨著飛機(jī)電子設(shè)備的不斷增加，設(shè)備艙的冷卻已成為環(huán)控系統(tǒng)的首要任務(wù)。電子設(shè)備所產(chǎn)生的熱量一旦超出系統(tǒng)的制冷能力，其可靠性將大幅降低[1]。離心風(fēng)扇作為通風(fēng)系統(tǒng)中的一個重要部件，其工作情況對整個系統(tǒng)具有重要影響。有關(guān)離心風(fēng)扇的研究成果已有很多，主要是圍繞噪聲與性能參數(shù)兩個方面展開討論。風(fēng)扇本體的噪聲主要包括氣動噪聲和機(jī)械噪聲兩大類[2], 目前的研究主要集中在風(fēng)扇氣動噪聲[3-6]上，而有關(guān)風(fēng)扇性能參數(shù)方面的研究相對較少，主要有：Y.Fan等[7]研究了多級離心風(fēng)扇內(nèi)部流場的變化，根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)繪制的曲線可為減少工況變化對風(fēng)機(jī)性能的影響，進(jìn)而提高風(fēng)機(jī)效率提供參考；王瑞[8]利用 NUMECA 軟件對某型離心風(fēng)扇進(jìn)行仿真并改型，數(shù)值模擬結(jié)果顯示改型后的風(fēng)扇在相同質(zhì)量流量下靜壓提高了約 2%，并發(fā)現(xiàn)風(fēng)扇葉片數(shù)對靜壓的影響大小與質(zhì)量流量有關(guān)。

目前大多數(shù)文獻(xiàn)對于離心風(fēng)扇的研究都是用于空調(diào)、車輛、電機(jī)等非航空領(lǐng)域，應(yīng)用于航空環(huán)控系統(tǒng)的較少。本文以客機(jī)上某型離心風(fēng)扇為研究對象，采用數(shù)值模擬方法計(jì)算不同流量下風(fēng)扇的壓升、效率、功率等參數(shù)，總結(jié)各性能參數(shù)隨流量的變化趨勢，并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比，驗(yàn)證模擬的準(zhǔn)確性。

1 風(fēng)扇流場數(shù)值模擬

氣流在葉輪機(jī)內(nèi)部的流動是粘性、非定常的三維流動，流動情況非常復(fù)雜。多數(shù)工況下存在流動分離，激波、附面層相互干擾，葉頂隙氣流泄漏和各種形式的二次流等。因此，以現(xiàn)有的測試手段想要利用試驗(yàn)精確描述葉輪機(jī)內(nèi)部的流動極其困難[9-11]。隨著CFD軟件的成熟應(yīng)用，基于數(shù)值模擬的葉輪機(jī)設(shè)計(jì)和分析的方法被廣泛應(yīng)用到各個領(lǐng)域[12-14]。

為了研究某型風(fēng)扇流量的最佳范圍并總結(jié)一般性的規(guī)律，進(jìn)行機(jī)理分析，本文對其在不同流量下工作時的流場用商用CFD軟件ANSYS CFX進(jìn)行數(shù)值模擬。該型風(fēng)扇的幾何外形如圖1所示。風(fēng)扇的形式為斜流，通流形式介于軸流與離心之間，斜流風(fēng)扇的葉輪讓空氣既做軸向運(yùn)動又做離心運(yùn)動，具有高壓升、高效率、結(jié)構(gòu)緊湊等特點(diǎn)。

圖1 風(fēng)扇幾何模型圖Fig.1 Geometric model diagram of fan

在風(fēng)扇下游有靜子葉片，起到整流的作用。為了使數(shù)值模擬更接近于真實(shí)的流動情況，對風(fēng)扇下游整流葉片中的流體域進(jìn)行計(jì)算。整個流體的計(jì)算域如圖2所示。

圖2 計(jì)算域Fig.2 Computational domain

風(fēng)扇是旋轉(zhuǎn)的，而其后面的靜葉靜止不動，故要把整個流場分為兩個區(qū)域，即風(fēng)扇葉片所在的旋轉(zhuǎn)域和靜葉所在的靜止域。本文采用定常模擬，旋轉(zhuǎn)域和靜止域之間采用frozen rotor邊界。在旋轉(zhuǎn)域中，設(shè)置介質(zhì)為25 ℃空氣，相對壓力為一個大氣壓，轉(zhuǎn)速為固定值；靜止域中設(shè)定區(qū)域是靜止的，其余設(shè)置同旋轉(zhuǎn)域。邊界條件給定入口相對壓力0 Pa，總溫298 K和出口流量。不同工況下，出口設(shè)置不同的流量。模型中的輪轂、葉片等表面均設(shè)置為無滑移壁面。兩個區(qū)域間用交界面相連接進(jìn)行計(jì)算中的數(shù)據(jù)傳遞。

2 風(fēng)扇性能試驗(yàn)

試驗(yàn)中風(fēng)扇進(jìn)口的壓力保持在101±1 kPa，進(jìn)口溫度保持在25±1 ℃,轉(zhuǎn)速為11 500 r/min。試驗(yàn)臺主要由交流電源、風(fēng)扇和管路組成，各類傳感器與測量儀器測量風(fēng)扇前后的物理參數(shù)。試驗(yàn)示意圖如圖3所示。

圖3 試驗(yàn)示意圖Fig.3 Test schematic diagram

在734±10 kg/h(約0.2 kg/s)流量下進(jìn)行14組試驗(yàn)，風(fēng)扇壓升的平均值為4.64 kPa。

3 變流量工況下的風(fēng)扇性能參數(shù)曲線及分析

一般情況下，風(fēng)扇的壓升和效率是受關(guān)注比較多的參數(shù)，總壓效率公式為：(總壓升×體積流量)/輸入功率?？倝荷c體積流量的乘積可以看作有用功率。在風(fēng)扇穩(wěn)定工作時，輸入功率等于轉(zhuǎn)矩與角速度的乘積。不同流量下風(fēng)扇的性能曲線如圖4～圖7所示，數(shù)據(jù)點(diǎn)采用質(zhì)量流量，但在計(jì)算時用體積流量，忽略不同流量下氣體密度變化產(chǎn)生的影響。

圖4 總壓效率隨流量變化曲線Fig.4 Total pressure efficiency-flow rate curve

圖5 軸功率隨流量變化曲線Fig.5 Shaft power-flow rate curve

圖6 有用功率隨流量變化曲線Fig.6 Useful power-flow rate curve

圖7 總壓升隨流量變化曲線Fig.7 Total pressure rise-flow rate curve

從圖4可以看出：隨著流量的增大，效率有所增加但增長速率越來越緩慢直至增加到一個最高點(diǎn)，當(dāng)流量繼續(xù)增加時，效率會大幅下降。其原因是當(dāng)流量很小時，風(fēng)扇輸入功率得不到充分利用，流量很小時壓升較高(如圖7所示)，但由于流量乘以壓升即氣體獲得的總的壓力能很小(如圖6所示)，效率依然處于較低的水平；而當(dāng)流量超過某一值后，氣流堵塞，攻角變化導(dǎo)致的沖擊損失及分離損失使得效率急劇下降，風(fēng)扇效率在0.3 kg/s時達(dá)到最大值。

當(dāng)風(fēng)扇穩(wěn)定工作時，轉(zhuǎn)軸輸入的扭矩應(yīng)與葉輪所受到的氣動力的力矩相等，即軸功率等于風(fēng)扇受到的氣動力矩與轉(zhuǎn)速的乘積。從圖5可以看出：隨著流量的增大，軸輸入的功率有增大的趨勢，但在流量為0.16 kg/s處出現(xiàn)了最低點(diǎn)，在此流量下，風(fēng)扇葉輪所受的氣動力矩最小，這可能與風(fēng)扇葉片葉型曲線和輪轂形狀有關(guān)。

氣體經(jīng)過風(fēng)扇增壓而獲得的壓力能可以用流量與總壓升的乘積來表示，這也代表了風(fēng)扇做的有用功。從圖6可以看出：在最高點(diǎn)之前，有用功率隨流量增加而增大，當(dāng)流量超過某一值時迅速下降，其變化趨勢與總壓效率曲線類似，但在0.16 kg/s處出現(xiàn)最低點(diǎn)。

從圖7可以看出：在流量很小時，氣體獲得了較大的壓升，隨著流量的增加壓升逐漸降低之后達(dá)到一個局部最低點(diǎn)，之后壓升不斷，當(dāng)流量達(dá)到某一值之后，氣體壓升將會一直下降；在流量等于0.28 kg/s時壓升最大。事實(shí)上，圖7曲線的趨勢可以從圖4與圖5中推算得到，因?yàn)榭倝盒实扔诹髁颗c總壓升的乘積與輸入功率的比值。

流量為0.2 kg/s時，計(jì)算結(jié)果顯示壓升為4.76 kPa，與試驗(yàn)結(jié)果4.64 kPa非常相近，誤差小于5%，可以認(rèn)為用數(shù)值模擬方法具有一定的可行性與準(zhǔn)確性。需要說明的是，由于穩(wěn)態(tài)模擬的局限性，計(jì)算工況點(diǎn)的流量與壓升是動葉和導(dǎo)葉在某一相對位置時得到的結(jié)果，而實(shí)際試驗(yàn)條件下的結(jié)果為平均值。這種差異造成的計(jì)算誤差在可接受范圍內(nèi)。

4 三維流場數(shù)值模擬結(jié)果及分析

4.1 總壓分布情況

不同流量下風(fēng)扇流場的總壓分布如圖8所示，可以看出：每個流量下總壓分布的大體趨勢是一樣的，進(jìn)口處的空氣經(jīng)過旋轉(zhuǎn)的風(fēng)扇增壓后，總壓有了很大提高。在流入整流葉片時，由于產(chǎn)生了沖擊損失和摩擦損失，總壓有所下降；隨著流量的增大，風(fēng)扇葉輪后氣流總壓增加，并且風(fēng)扇葉片尾緣附近的局部高壓區(qū)逐漸消失，表明流量增大后葉輪內(nèi)流場越來越均勻，效率也會相應(yīng)提升。

(a) 0.138 kg/s

(b) 0.200 kg/s

(c) 0.260 kg/s

(d) 0.300 kg/s圖8 風(fēng)扇流場總壓分布圖Fig.8 Total pressure distribution of fan flow field

4.2 葉片表面極限流線

不同流量下風(fēng)扇葉片吸力面上的極限流線如圖9所示，可以看出：在低流量(0.16 kg/s)時(如圖9(a)所示)，吸力面上半部分的流線出現(xiàn)了向下傾斜的趨勢，上半部分的一塊區(qū)域流線稀疏并且混亂，表示該區(qū)域上氣流已經(jīng)分離，并伴有分離后低能流體產(chǎn)生的漩渦甚至倒流現(xiàn)象；隨著流量的增大，這種現(xiàn)象逐漸減弱；當(dāng)流量增大時，攻角減小，吸力面上氣流的分離受到了抑制，并且氣流的速度增大使得其抵抗分離的能力變強(qiáng)，流動狀況得到了改善；當(dāng)流量為0.28 kg/s時，吸力面表面的流線非常規(guī)則，完全沒有低流量時流線混亂的區(qū)域，表明此時沒有氣流的分離現(xiàn)象。

(a) 0.16 kg/s

(b) 0.20 kg/s

(c) 0.24 kg/s

(d) 0.28 kg/s圖9 風(fēng)扇吸力面上的極限流線Fig.9 Limit streamline on suction surface of fan

風(fēng)扇壓力面上的極限流線如圖10所示，可以看出：與吸力面相反，壓力面上的極限流線在低流量時比較規(guī)則，隨著流量的增大，壓力面下半部分出現(xiàn)氣流分離，流量增大時，攻角由正到負(fù)，壓力面上逐漸產(chǎn)生了分離；大流量時氣流速度較快，抗分離能力較強(qiáng)，出現(xiàn)倒流現(xiàn)象的可能性也較小，故壓力面上分離造成的損失比吸力面上小得多。這也是最高效率點(diǎn)在較大流量下(0.28～0.30 kg/s)的原因。

(a) 0.16 kg/s

(b) 0.20 kg/s

(c) 0.24 kg/s

(d) 0.28 kg/s圖10 風(fēng)扇壓力面上的極限流線Fig.10 Limit streamline on fan pressure surface

4.3 流場中的漩渦結(jié)構(gòu)

為了探究流量對流場中氣流流動的影響，分析不同流量時漩渦的分布情況。流量變化時風(fēng)扇葉輪中流場的三種典型漩渦結(jié)構(gòu)如圖11所示。

(a) 0.16 kg/s

(b) 0.22 kg/s

(c) 0.30 kg/s圖11 不同流量下風(fēng)扇流場內(nèi)漩渦結(jié)構(gòu)Fig.11 Vortex structure in fan flow field at different flow rates

從圖11(a)可以看出：當(dāng)流量較低時，流場中尾緣附近的漩渦占主導(dǎo)地位，這可能是從吸力面上半部分和尾緣脫落的低能流體在軸向的逆壓力梯度和旋轉(zhuǎn)葉片的誘導(dǎo)下卷起形成的，由于分離的位置在吸力面上半部分，脫落的氣流所受離心力大于流道徑向上的壓力梯度，漩渦有逐漸向外發(fā)展的趨勢[15-16]。

從圖11(b)可以看出：流量繼續(xù)增加時，首先，葉片前緣出現(xiàn)明顯的渦系，其產(chǎn)生原因是攻角變小，氣流撞擊到吸力面而產(chǎn)生部分低能流體，同時，靠近吸力面葉根的位置也出現(xiàn)了漩渦，這是低流量時沒有出現(xiàn)的。根據(jù)對極限流線的分析，流量變大時壓力面下半部分會出現(xiàn)氣流分離的情況，這部分流體在流道中壓力面指向吸力面的壓力梯度作用下向吸力面方向遷移，并在吸力面與輪轂組成的角落位置形成漩渦。由于漩渦位置靠近葉根，氣流所受離心力不足以抵抗徑向壓力梯度，漩渦位置被限制在葉根處。其產(chǎn)生原因可能為流量逐漸增大時，流道內(nèi)橫向壓力梯度逐漸增大，在橫向壓力梯度作用下，葉片吸力面附面層低能流體被卷吸而形成漩渦[15-16]。

從圖11(c)可以看出：流量繼續(xù)增加時，氣流分離的程度加大，漩渦尺寸不斷增大，圖11(c)中的旋渦尺寸已經(jīng)增大到與尾緣處的漩渦連接在一起。

流場中的各種渦系對通流能力和增壓能力都有一定的影響。尾緣附近的漩渦會極大地影響風(fēng)扇出口的流場分布，造成出口氣流壓力分布不均，影響風(fēng)扇效率并增大氣流在整流葉片中的損失。優(yōu)化葉片型面形狀可以在一定程度上抑制氣流的分離，從而減小漩渦的尺寸。另外，適當(dāng)修改尾緣形狀也可以抑制尾緣附近渦系的形成[17-18]。

4.4 葉片型面靜壓力分布

不同流量下葉展中部靜壓力分布曲線如圖12所示，上方的曲線為壓力面曲線，下方的為吸力面曲線，可以看出：吸力面上的壓力梯度要大于壓力面。

葉片所受的氣動力為吸力面與壓力面的壓差，即圖12中兩條曲線圍成的面積大致正比于葉片所受的氣動力，也正比于葉輪的轉(zhuǎn)矩(轉(zhuǎn)速相同時也正比于功率)。

(a) 0.138 kg/s

(b) 0.160 kg/s

(c) 0.180 kg/s

(d) 0.200 kg/s

(e) 0.220 kg/s

(f) 0.240 kg/s

(g) 0.260 kg/s

(h) 0.280 kg/s

(i) 0.300 kg/s圖12 不同流量下葉展中部截面輪廓線上靜壓曲線Fig.12 Static pressure curve on the profile of the middle part of the blade at different flow rates

對比圖12與圖5，可以看出：功率變化與圖12中曲線圍成的面積大小變化趨勢相同，0.160 kg/s流量時曲線圍成的面積小于0.138 kg/s時的面積，對應(yīng)圖5中功率下降，隨著流量增加，靜壓曲線圍成的面積逐漸增加，對應(yīng)圖5中功率不斷增加。

5 結(jié) 論

(1) 對于斜流風(fēng)扇，其性能參數(shù)隨流量變化而有較大變化。在流量較低時，風(fēng)扇輸入功率得不到有效的利用，軸功率因?yàn)闆_擊損失、摩擦損失等方式轉(zhuǎn)化成熱能被耗散掉，導(dǎo)致效率較低。當(dāng)流量增大時，效率有所提升，但效率存在一個最大值，流量超過該最大值點(diǎn)后效率降低。在流量為0.30 kg/s時效率最大，而在0.28 kg/s時有最大的壓升。

(2) 流量變化對流場結(jié)構(gòu)影響較大，隨著流量的不斷增大，葉輪流場中的漩渦結(jié)構(gòu)發(fā)生了較大變化，其主要原因是流量變化導(dǎo)致的攻角變化。

(3) 葉展中部靜壓力曲線所圍成的面積可以大致表示葉片所受氣動力，計(jì)算結(jié)果顯示，葉輪所受轉(zhuǎn)矩在低流量時存在一個最小值。