李瑋哲 ，劉仁鑫 ，楊衛(wèi)平 ，夏根水 ，袁志強 ，周誠科

（1.江西農(nóng)業(yè)大學，南昌 330045；2.江西省畜牧設施技術開發(fā)工程研究中心，南昌 330045）

0 引言

畜禽舍內環(huán)境質量的優(yōu)劣，即空氣溫度、相對濕度以及空氣質量的好壞是影響畜禽健康的重要因素，所以畜禽舍環(huán)境控制直接影響了畜禽疫病防控、健康生產(chǎn)、產(chǎn)品質量安全以及畜禽企業(yè)可持續(xù)發(fā)展性等諸多方面[1-2]。軸流風機是畜禽舍環(huán)境控制最重要的設備之一，我國是畜禽產(chǎn)業(yè)大國，隨著畜禽產(chǎn)業(yè)發(fā)展，軸流風機需求量日益增加，同時也使軸流風機能耗較高的問題暴露出來，若能在相同工況下提升軸流風機的風量及能效比，將給畜禽養(yǎng)殖業(yè)帶來直接的經(jīng)濟效益及社會效益。

目前，國內外對軸流風機導流罩及攏風筒結構已有了一定的研究，NEAL等[3]研究了一種軸流通風機導流罩的應用，經(jīng)過試驗后發(fā)現(xiàn)導流罩的安裝可以顯著的提升軸流風機的效率與流量，與無導流罩時相比，其流量提升了34%，效率提升了13%。申江等[4-5]研究軸流風機導流罩出入口結構形狀對風量的影響，發(fā)現(xiàn)出入口形狀為圓弧角且入口處圓弧半徑與軸流風機半徑比值為1/5、出口處圓弧半徑與軸流風機半徑比值為7/15時風量提升效果最佳。丁濤等[6]研究導流罩長度對軸流風機性能的影響，定義導流罩長度與葉頂軸向寬度的比值為K來表示導流罩長度，當K處于1.0與1.1之間時風量與能效比達到最大值。王巍雄等[7]研究導流罩安裝位置對軸流冷卻風扇性能的影響，設定了3個安裝位置進行試驗，發(fā)現(xiàn)當葉片后緣位于導流罩進口平面內時風機性能最佳。MA等[8]研究了空調室外風道系統(tǒng)風扇導流罩內的流場，發(fā)現(xiàn)導流罩是影響軸流風扇出口渦流的關鍵部件。HU等[9]通過仿真后發(fā)現(xiàn)導流罩相對于葉輪的安裝位置對汽車冷卻風扇的性能也有一定影響，當導流罩在葉輪軸向僅覆蓋住葉輪前半部分時風機的性能最佳。HUANG等[10]研究了導流環(huán)對小型軸流風機氣動性能的影響，發(fā)現(xiàn)半開式導流環(huán)能使軸流風機效率提升，噪聲下降，葉片表面壓力、渦度和渦度梯度分布更加均勻。且對于同種導流環(huán)，較短的軸向尺寸所表現(xiàn)出的性能更優(yōu)良。

綜上，國內外對軸流風機導流罩及攏風筒的研究主要為單因素優(yōu)化，對多參數(shù)進行整體優(yōu)化的研究還未見報道。因此，本文針對畜禽舍用軸流風機導流罩及攏風筒的結構參數(shù)展開研究。以江西某公司生產(chǎn)的56寸畜禽舍用軸流風機為原型，選擇攏風筒開合角、攏風筒斜長、葉頂間隙、導流罩相對于葉片的安裝位置這4個參數(shù)進行正交試驗優(yōu)化[11-13]，選出使風量及能效比提升最多的參數(shù)組合。

1 計算模型

計算所用模型由原軸流風機模型簡化得出，結構如圖1～3所示。模型由3個部分組成，分別為導流罩，攏風筒和葉輪。其中導流罩外輪廓為正方形，邊長為1 600 mm，內輪廓為圓形，直徑為1 442 mm。攏風筒整體為喇叭口形，與導流罩對接部分小圓直徑為1 442 mm，開口處大圓直徑為1 757 mm，攏風筒開合角為9.15°，攏風筒斜長為990 mm，葉頂間隙為10 mm，葉輪軸后平面距導流罩與攏風筒交界面的距離為72.07 mm。工作條件設置為該軸流風機的常用工況，即轉速為714 r/min，進口處壓強為畜禽舍風機常用壓強。

圖1 原模型正視圖Fig.1 Front view of the original model

圖2 原模型俯視圖Fig.2 Top view of the original model

圖3 原模型葉片安裝位置及葉頂間隙Fig.3 Blade installation position and tip clearance of the original model

2 數(shù)值模擬

2.1 控制方程

流體流動須滿足質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。由于在軸流風機工作中不需要考慮熱傳導的問題，因此不需要考慮能量守恒方程[14]，相應的就可以得到質量守恒方程和動量守恒方程，質量守恒方程為[15]：

式中 ρ——密度，kg/m3；

t——時間，s；

u，v，w——速度矢量在方向上的分量，m/s。動量守恒方程為：

式中 ρ——流體微元上的壓力，Pa；

τxx,τxy,τzx——微元體表面上的黏性剪切應力τ的分量，N；

Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z——微元體上的體積力，N。

3.2 網(wǎng)格劃分

為更直觀地了解軸流風機進出口流場內的速度及壓力分布，在原模型風機氣流進口處增加了2 000 mm×2 000 mm×2 000 mm的進口流體域，出口處增加了4 000 mm×4 000 mm×6 000 mm的出口流體域[16]。通過Solidworks建模之后利用mesh進行網(wǎng)格劃分，模型整體采用四面體網(wǎng)格劃分，分為旋轉域和靜止域。為提高計算精度，對旋轉域及導流罩攏風筒內部的靜止域網(wǎng)格進行加密處理，并將旋轉域、內靜止域、外靜止域分別設為區(qū)域 A，B，C[17]，區(qū)域劃分如圖4，5 所示。

圖4 旋轉域網(wǎng)格Fig.4 Rotate domain grids

3.3 模擬方法

利用軟件FLUENT19.2進行仿真模擬，求解采用雙精度求解器。壓力設置為標準大氣壓，不設置重力加速度，選擇SST k-ω湍流模型。氣體入口邊界設置為壓力入口邊界，壓力數(shù)值設為畜禽舍風機常用壓力值，出口為壓力出口邊界，數(shù)值為0 Pa。旋轉域采用滑移網(wǎng)格法（Mesh Motion），根據(jù)右手定則，轉動軸為y軸負方向，轉動速度為714 r/mim。壓力和速度耦合采用SIMPLE算法，離散格式為一階迎風，收斂精度設置為10-3。

3.4 軸流風機性能參數(shù)

本文以軸流風機的風量與能效比作為評價指標，其中風量能直接通過數(shù)值模擬得出，能效比則需進一步計算得出。

計算能效比須先計算電機輸入功率Pe，其與軸功率N之間存在效率系數(shù)η。軸功率N可由葉片及輪轂所受到的扭矩M計算得出，計算公式如下[18]：

式中 N——軸功率，W；

M——單個葉片的扭矩，N·m；

ω——旋轉角速度，rad/s；

Z——葉片數(shù)量，片；

n——轉速，r/min。

式中 N——軸功率，W；

η——效率系數(shù)，常數(shù)，其值約為0.83；

Pe——電機輸入功率，W。

能效比VER，即單位能耗所產(chǎn)生的風量，VER的值越大，風機節(jié)能效果越好，其計算公式如下[15]：

式中 Q——風量，m3/h；

Pe——電機輸入功率，W。

3.5 風機試驗

風機測試試驗在增鑫科技研制的風洞試驗平臺進行，其規(guī)格為11 m×5.7 m×3.1 m，圖6示出試驗平臺原理。

圖6 風洞試驗平臺原理Fig.6 Schematic diagram of wind tunnel test platform

在測試過程中，通過控制調節(jié)門擋板張開角度，可達到輔助風機送入風室氣體調節(jié)的目的，氣體經(jīng)穩(wěn)流篩網(wǎng)穩(wěn)流后，由噴嘴上的孔板流量計測定流量。EJA110E-DFS5J-712NN型差壓傳感器測定壓強，TSS-P型激光轉速探頭測定風機轉速，控制中心包含的功率測試儀測量電動機輸入功率。采用可編程程序控制器和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，可獲得風量、進口壓強及轉速等測試結果。

為驗證數(shù)值模擬結果的準確性，將數(shù)值模擬直接得出的風量值與風洞試驗得出的風量值進行對比。保持轉速為714 r/min不變，改變進口壓強來進行試驗，并與數(shù)值模擬結果進行對比，對比結果如圖7所示。

圖7 風量對比Fig.7 Air volume comparison

計算得出模擬風量與測試風量的相對誤差在3%～7%之間，平均相對誤差為5.69%，小于10%，誤差在可接受范圍內[19]。

3.6 單因素試驗

對攏風筒開合角、攏風筒斜長、葉頂間隙、導流罩相對于葉片的安裝位置這4個參數(shù)進行單因素試驗，以風量與能效比為評價指標，試驗結果見表1～4。

表1 不同攏風筒開合角風量、能效比對比Tab.1 Comparison of air volume and energy efficiency ratio at different opening and closing angles of wind tube

表2 不同攏風筒斜長風量、能效比對比Tab.2 Comparison of air volume and energy efficiency ratio of wind tube with different inclined lengths

表3 不同葉頂間隙風量、能效比對比Tab.3 Comparison of air volume and energy efficiency ratio with different tip clearance

表4 不同導流罩相對于葉片安裝位置風量、能效比對比Tab.4 Comparison of air volume and energy efficiency ratio of different fairing relative to blade installation position

從各參數(shù)中選出風量及能效比提升最顯著的3個水平作為正交試驗的基礎，即攏風筒開合角 5°、7°、8°；攏風筒斜長 1 100，1 200，1 300 mm；葉頂間隙5，7，9 mm；導流罩相對于葉片的安裝位置 -30，10，40 mm。

3.7 正交試驗

將上一小節(jié)得出的攏風筒開合角、攏風筒斜長、葉頂間隙、導流罩相對于葉片的安裝位置這4個參數(shù)的3個水平按風量及能效比優(yōu)化效果排列，進行 L9（34）正交試驗，見表5，6。

表5 因素水平Tab.5 Factor level table

表6 正交試驗結果Tab.6 Orthogonal test results

4 結果與分析

由表6可得出方案8（以下統(tǒng)稱為優(yōu)化方案）對風量以及能效比的提升最為顯著。優(yōu)化模型與原模型的性能對比，與原模型相比，優(yōu)化后的導流罩與攏風筒使軸流風機的風量增加了12.82%，能效比提升了18.74%，性能得到顯著提升，見表7。

表7 優(yōu)化前后性能對比Tab.7 Performance comparison before and after optimization

4.1 跡線圖分析

使用CFD-POST軟件對數(shù)值模擬結果進行分析，圖8示出原模型的速度跡線，可以看出導流罩攏風筒內以及出口流體域的總體速度流線分布比較均勻，但在攏風筒內靠近下壁面以及中心處有少許低速區(qū)，且高速區(qū)分布比較集中。圖9示出為優(yōu)化方案的速度跡線，與原模型對比，靠近導流罩攏風筒壁面的低速區(qū)有所減少，中心區(qū)雖有部分低速區(qū)，但速度值比原模型略有提升，且整體速度分布更加合理。

圖8 原模型速度跡線Fig.8 Speed trace diagram of the original model

圖9 優(yōu)化方案速度跡線Fig.9 Speed trace diagram of the optimized scheme

圖10示出原模型攏風筒與導流罩內部的速度跡線圖，葉輪位于導流罩與攏風筒的交界處，可見氣流軌跡較為紊亂，葉輪出口處有幾處渦流，攏風筒出口靠近壁面處也存在明顯的渦流現(xiàn)象，且更多氣流流向風機軸心線偏下的位置，并在該處匯聚碰撞造成能量損失，導致風量減小，能效比降低。圖11示出優(yōu)化方案攏風筒與導流罩內部的速度跡線，與原模型對比，氣流軌跡較為平整，流動較為順暢，同時減少了氣流在軸心線處的匯聚碰撞，使軸流風機風量增加，能效比升高。且葉輪出口處及壁面附近渦流現(xiàn)象顯著減少，氣流穩(wěn)定性及均勻性得到提升。

圖10 原模型局部跡線Fig.10 Local trace diagram of the original model

圖11 優(yōu)化方案局部跡線Fig.11 Local trace diagram of the optimized scheme

4.2 整體壓強云圖分析

圖12示出原模型整體壓強分布云圖，由于入口處為負壓，所以導流罩與攏風筒內部有負壓區(qū)域。由圖可見，壓強分布整體比較均勻，但在葉片邊緣處存在局部高壓區(qū)域，葉片負荷重，且攏風筒內部靠近壁面處兩端區(qū)域壓強大小不同，出口流域內的低負壓區(qū)域較大。圖13示出優(yōu)化模型整體壓強分布云圖，與原模型對比，葉片邊緣處的局部高壓區(qū)域得到改善，攏風筒內部壓強分布對稱且均勻，出口流域內的低負壓區(qū)域顯著減少。

圖12 原模型壓強分布Fig.12 Pressure distribution diagram of the original model

圖13 優(yōu)化方案壓強分布圖Fig.13 Pressure distribution diagram of the optimized scheme

4.3 葉片壓強云圖分析

在軸流風機工作時，葉片分為壓力面和吸力面，其中壓力面表現(xiàn)為正壓，吸力面表現(xiàn)為負壓。圖14示出原模型葉片吸力面壓強云圖，負壓沿著輪轂軸到葉片頂端方向逐漸增大，在葉頂前緣部位達到最大值，為-833.16 Pa。圖15示出優(yōu)化模型吸力面壓強云圖，壓強分布情況及壓強梯度變化方向與原模型相似，葉頂前緣部位壓強最大值為-810.03 Pa，相比于原模型，葉片吸力面最大壓強值減少了2.78%。

圖14 原模型吸力面壓強分布Fig.14 Pressure distribution on suction surface of the original model

圖15 優(yōu)化模型吸力面壓強分布Fig.15 Pressure distribution on suction surface of the optimized model

圖16示出原模型葉片壓力面壓強云圖，壓強變化梯度方向與吸力面相同，沿著輪轂軸到葉片頂端方向壓強逐漸增大，在葉頂前緣部位壓強最大，為384.18 Pa。但在葉片根部存在負壓區(qū)域，最大值為-58.97 Pa，原因可能為葉片根部對氣體施加橫向剪切力，產(chǎn)生氣體尾跡脫落現(xiàn)象，消耗氣體動能，從而出現(xiàn)負壓區(qū)域。圖17示出優(yōu)化模型葉片壓力面壓強云圖，可見優(yōu)化模型壓強梯度分布與原模型相似，但葉頂前緣部位高壓區(qū)域面積明顯小于原模型，其最大值為340.13 Pa，比原模型減少了11.47%。葉片根部負壓最大值為-55.15 Pa，減少了6.5%。

圖16 原模型壓力面壓強分布Fig.16 Pressure distribution on pressure surface of original model

圖17 優(yōu)化模型壓力面壓強分布Fig.17 Pressure distribution on pressure surface of optimized model

分析葉片吸力面和壓力面的壓強后發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化模型葉片所受的壓強較原模型有所減少，因此延長了其使用壽命。

5 結論

（1）通過正交試驗對攏風筒開合角、攏風筒斜長、葉頂間隙、導流罩相對于葉片的安裝位置這四個參數(shù)進行優(yōu)化，使原軸流風機的風量和能效比得到顯著提升，分別提升了12.82%和18.74%。

（2）優(yōu)化模型的流場與原模型相比低速區(qū)減少，導流罩與攏風筒內的渦流及氣流紊亂現(xiàn)象減少，整體流場更加均勻穩(wěn)定。

（3）優(yōu)化模型的整體壓強分布較原模型更均勻，且出口流域內負壓區(qū)域更少。葉片吸力面與壓力面所受的壓強也有所減少，其中吸力面最大負壓減少了2.78%，壓力面最大正壓減少了11.47%，最大負壓減少了6.5%。