宋培剛 代文杰 鄭韶生 徐 濤

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

引言

隨著產(chǎn)品與技術的不斷升級，用戶更加關注空調器的能力、噪音、能效等指標。張曦[1]對軸流風機的安裝角、轉速、葉型徑向扭曲程度進行建模分析，實現(xiàn)了安裝角和轉速的最優(yōu)設計。谷慧芳等[2]研究了葉片安裝角、風機轉速以及葉片徑向扭曲程度對風機性能的影響，通過數(shù)值仿真手段進行性能進行分析和預測。黃愉太等[3]利用流場仿真和實驗測試研究了軸流風葉安裝角與全壓效率的關系，優(yōu)化安裝角后的風葉不僅全壓效率得到了提升，噪音也進一步降低。林娟等[4]提出通過CREO軟件控制風葉的彎掠角和安裝角，通過風葉的參數(shù)化設計尋求風葉結構的最優(yōu)設計，達到風量和效率的優(yōu)化。李劍波[5]著重考察了軸流風葉葉尖渦流動現(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)展和變化過程，初步把握了空調用室外機風扇轉子的流動機制。王興雙[6]以空調室外機軸流風葉的葉尖渦為研究對象，結合Lighthill聲學類比法的FW-H積分方程對風葉噪聲進行預估，對比分析了不同安裝角軸流風扇葉尖渦發(fā)展軌跡及其與導風罩的干涉作用，通過建立渦運動與聲場輻射的關聯(lián)，直觀描述了流動的聲源分布。孟麗[7]等分析由于軸流風機全壓低，風量大，效率低，因此要求數(shù)值模擬精度要求高，提出通過合理處理數(shù)值建模、邊界條件設置、風機出口靜壓確定以及混合面等幾個主要問題，可以改善全壓效率模擬的精度和可靠性。

從空調產(chǎn)品的使用需求出發(fā)，軸流風葉選型時需要綜合考慮性能、噪音、效率三個關鍵指標，僅分析安裝角度與其中的一至兩項指標是不夠充分的。因此，本文使用流體動力學工具，計算不同葉片安裝角度與性能、噪音及效率的關系，結合模擬仿真和試驗測試進行研究，找到風葉安裝角的量化選型依據(jù)，以推廣應用。

1 試驗裝置和技術路線

1.1 試驗裝置

本文分析的軸流風機載體為某款上出風多聯(lián)機室外機，室外機容量為12 HP，主要負載為管翅式冷凝器。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、平片結構；軸流風葉參數(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，提出以下幾點設計目標：

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

2）低噪音：同風量噪音降低2 dB以上。

3）低能耗：提高風葉做功效率，減少電機功率損耗。

1.2 安裝角

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

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計變量，其余截面安裝角同比例調整，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 模型建立及計算條件

2.1 計算模型及網(wǎng)格劃分

結合實驗樣機的狀況，對計算模型，進行必要調整，修改后CFD模型如圖2所示。其中不同范圍的進口延伸對結果有影響，室外機進口直接連通大氣，進口區(qū)域延伸200 mm，選擇了長方體，包含了在室外機周圍大氣；出口區(qū)域延伸1 000 mm，保證充分發(fā)展。

圖2 計算域模型

2.2 邊界條件

選擇穩(wěn)態(tài)求解器，邊界條件如下：室外機進氣表面為壓力入口，靜壓=0 Pa；出風口為壓力出口，靜壓=0 Pa；葉輪旋轉區(qū)域選用多重參考坐標方式（MRF），葉輪轉速r=750 r/min。湍流模型采用標準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，采用雙方程模型中的標準k-ε模型封閉RANS方程，如式（1）、（2），當各速度誤差和k及ε誤差都小于10-5且蝸殼進出口邊界的流量誤差也小于10-5時，認為計算收斂。

3 理論分析

3.1 風機特性

風機特性曲線可以通過實驗或仿真手段獲取，劉中杰[8]等指出在低靜壓下，軸流風扇的CFD曲線與實驗曲線十分接近，但在高靜壓時，風機進入不穩(wěn)定工作范圍，流量大幅度降低，仿真很難保證準確計算出其狀態(tài)下的壓降。本文計算0 Pa靜壓下，不同安裝角風扇在750 r/min轉速下的靜壓云圖，從圖3可以明顯看出，相同圖例尺寸下，風葉安裝角度從24.2 °增大到27.8 °的過程中，風葉壓力面的靜壓逐漸升高，而從27.8 °增大到28.4 °的過程中，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風量相當，且均要大于Fan-B與Fan-A。分析說明，當安裝角θ=27.8 °時，繼續(xù)增加安裝角，并不會帶來靜壓的提高，F(xiàn)an-C的安裝角是理論上的拐點。

圖3 各方案的靜壓云圖

3.2 渦流分析

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

對四種不同安裝角葉輪進行數(shù)值模擬，計算不同安裝角葉輪的湍動能及渦量分布。如圖4、圖5所示，分別清晰顯示了湍動能分別為3 m2/s2、5 m2/s2時，四種不同安裝角葉輪的渦量分布。

圖4 湍動能3 m2/s2的渦量云圖

圖5 湍動能5 m2/s2的渦量云圖

對于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最遠，且尾緣脫落渦明顯，固其聲壓級應該最大。對于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，固其聲壓級相比Fan-A有改善。對于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中未見明顯的葉尖渦軌跡沿周向方向遷移的情況。

綜合來看，氣動噪聲主要源于渦的拉伸和破裂，從渦量云圖可以初步評估Fan-C和Fan-D的渦量相當，聲壓級當，但明顯優(yōu)于Fan-A和Fan-B。

3.3 效率分析

效率也是軸流風葉的重要性能參數(shù)。軸流風葉的效率通常采用靜壓效率。其定義為風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—風扇的靜壓有效功率；

N—風扇的軸功率；

Ps—風扇的靜壓；

Qs—風扇的流量。

在軸功率的定義中，軸功率是電動機傳動給風機機軸的功率，用符號N表示。除有效功率外，還包括風機轉動引起的機械摩擦損失、流體克服阻力所產(chǎn)生的能量損失，及因風葉葉輪周圍間隙產(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，風壓一定的時候，出風風量越大，效率越高，風量與軸功率的比值可以表征風葉的做功效率。表1列出了仿真中的風量、軸功率，通過公式計算出風葉效率，可見Fan-B與Fan-C的風葉效率要高于Fan-A與Fan-D。

表1 各方案軸功率仿真數(shù)據(jù)

4 實驗分析

為保證試驗驗證精度，將Fan-A、Fan-B、Fan-C、Fan-D四個方案制作成CNC手板，保證殼體、變頻電機、換熱器等部件一致，在同一原型機中進行風量、噪音等試驗測試。

4.1 風量實驗

如表2所示，在風道靜壓為0 Pa，風葉轉速為750 r/min時，F(xiàn)an-A、Fan-B、Fan-C、Fan-D隨著安裝角度的增加，風量先增大后減小，在Fan-C出現(xiàn)拐點，其風量最大。將各方案的仿真結果與試驗結果進行對比，相對誤差在0.2～3.7 %，滿足工程使用要求，故上述仿真計算方法可行。

表2 各方案風量性能實驗

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

圖6 各方案風量性能實驗

試驗結果和理論分析表明隨著安裝角的增大，同轉速下的風量出現(xiàn)拐點，安裝角θ=27.8 °時的風量最大。

4.2 噪音實驗

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

圖7 各方案噪音實驗

渦流分析說明Fan-A的葉尖渦移動軌跡最大，且尾緣脫落渦明顯，因此其聲壓級最大，試驗結果表明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軌跡，改善了尾緣脫落渦，試驗結果表明同風量下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，聲壓級相當，但試驗結果表面同風量下，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速下進行的，同轉速下Fan-C與Fan-D的聲壓級相當，但同轉速下Fan-D的風量要低于Fan-C，因此同風量要求提高Fan-D的轉速，最終導致Fan-D的噪音值偏大，最終的噪音值試驗結果為：Fan-C＜Fan-B ≈ Fan-D＜ Fan-A。

試驗結果和理論分析表明隨著安裝角的增大，葉尖渦運動軌跡減少，尾緣脫落渦改善明顯，同轉速下聲壓級改善。但隨著安裝角增大，風量出現(xiàn)拐點，安裝角θ=27.8 °時的風量最大，相應的同風量噪音最優(yōu)。

4.3 功率實驗

試驗測試整機功率如圖8所示，F(xiàn)an-B與FanC同風量消耗的功率接近,風葉做功效率接近。Fan-A和Fan-D在同風量消耗的功率接近，風葉做功效率接近。但同風量下，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的風葉有利于提效，降低能耗。在額定風量為11 000 m3/h，此風量下，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 各方案功率實驗

試驗結果和理論分析表明隨著安裝角的增大，風葉的軸功率增加明顯，而風量增加緩慢，導致風葉做功效率先增加后減少，在安裝角θ=27.8 °時出現(xiàn)拐點，其風葉效率最高。

5 結論

基于理論及試驗分析，選定Fan-C，θ=27.8 °為新一代產(chǎn)品的風葉方案，該風葉在0 Pa靜壓下，風量達到12 740 m3/h，風量提高13 %；30 Pa靜壓下，風量達到11 425 m3/h；且同風量下整機噪音較原方案降低3～4 dB，同風量下全壓效率提高14 %，均達到了設計目標，并得出以下結論。

1） 低靜壓條件下，風量仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)誤差小，CFD仿真具備工程指導意義。

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

3）渦流圖可以直觀展示葉尖渦、尾緣渦的渦量情況，說明風葉噪音改善情況。

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