謝金泉 王 軍,＊ 蔣博彥 肖千豪 高向正

（1.華中科技大學(xué)能源與動力工程學(xué)院;2.西安榮耀終端有限公司）

0 引言

近年來，隨著計算機硬件的飛速發(fā)展，CPU 等電子元件的散熱問題成為制約筆記本電腦性能提升的關(guān)鍵因素。微型離心風(fēng)機是筆記本電腦散熱系統(tǒng)的重要組成部分，在散熱過程起著決定性作用[1]。

筆記本電腦內(nèi)部的進風(fēng)空間狹小，其內(nèi)部流動規(guī)律不同于一般的風(fēng)機，更加復(fù)雜，且具有顯著的不對稱性[2]。微型離心風(fēng)機具有轉(zhuǎn)速高，厚度薄，出口寬度大等特點被用于筆記本電腦散熱。目前，研究者們對于風(fēng)機的研究多集中在中小型風(fēng)機葉輪[3-4]及蝸殼[5-7]的優(yōu)化，而對微型風(fēng)機的研究很少。對于微型風(fēng)機，李斌等[8]采用數(shù)值模擬與實驗結(jié)合的研究方法，研究了出口支撐架結(jié)構(gòu)對某低壓微型軸流風(fēng)機氣動性能及內(nèi)部流動特性的影響；王一凡等[9]采用數(shù)值模擬的研究方法，通過分析葉輪處的速度曲線，設(shè)計出反正弦函數(shù)型線的短葉片；吳大轉(zhuǎn)等[10]采用數(shù)值模擬的方法研究了5種不等間距布置葉片分布方式對微型風(fēng)機性能和氣動噪聲的影響。

風(fēng)機進口處的流動較為復(fù)雜，為了將氣流平穩(wěn)、均勻地引入葉輪內(nèi)做功，通常在風(fēng)機進口處安裝相應(yīng)的進氣結(jié)構(gòu)。王嘉冰等[11]對比了三種不同收斂趨勢集流器對風(fēng)機進口流場和氣動性能的影響，結(jié)果表明出口截面直徑小于葉輪內(nèi)徑的收斂型集流器可提高葉輪對氣流的利用率，減小蝸殼側(cè)泄漏氣流對進氣主氣流流動狀態(tài)的影響。Gholamian等[12]對比了三種不同進口尺寸的集流器，結(jié)果顯示風(fēng)機性能在集流器直徑和葉輪內(nèi)徑相當時總體最佳。陳欣等[13]采用數(shù)值模擬與實驗研究相結(jié)合的方法研究了進氣箱對軸流風(fēng)機的性能影響，發(fā)現(xiàn)增大進氣箱進口面積后，進氣箱總壓損失系數(shù)減小，內(nèi)部流動更均勻。

微型離心風(fēng)機蝸殼厚度較薄，進入葉輪的氣流呈現(xiàn)非均勻，紊亂的特征，加劇了氣流與高速旋轉(zhuǎn)的葉輪之間的沖擊。此外，葉輪無前后盤，完全開放導(dǎo)致前后盤間隙中的流動更加復(fù)雜。因而微型離心風(fēng)機的進口結(jié)構(gòu)參數(shù)與葉輪內(nèi)徑的匹配關(guān)系對提高微型離心風(fēng)機性能有重要的意義。

本文采用數(shù)值分析與實驗研究相結(jié)合的研究方法，詳細分析了5種不同上進風(fēng)口直徑對微型高速離心風(fēng)機內(nèi)部流動特征和風(fēng)機氣動性能的影響，并確定了最佳的上進風(fēng)口直徑與葉輪內(nèi)徑的匹配特性，采用最佳進口直徑的風(fēng)機靜壓有較大幅度的提升。

1 研究對象

某筆記本電腦內(nèi)散熱用微型高速離心風(fēng)機的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。微型風(fēng)機采用兩邊吸氣的進氣方式，其中上進風(fēng)口是一個圓形進氣孔，下進風(fēng)口是三個不規(guī)則的進氣孔，進風(fēng)口處無進口管道。葉片型線為單圓弧形式，葉片固定在與Hub蓋（輪轂）相連的葉輪底盤上，并通過Hub內(nèi)的電機進行驅(qū)動。為保證下進風(fēng)口進來的氣流順利流入葉道內(nèi)進行做功，在葉輪底盤均勻開有6個相同的進氣孔，相鄰兩個進氣孔間隔4mm。

圖1 微型高速離心風(fēng)機結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of a miniature high-speed centrifugal fan

對上進風(fēng)口直徑Diu=35mm 的原型機在采用GB/T1236-2000 風(fēng)機性能測試標準的LW-9014 AMCA 210 風(fēng)洞上進行定電壓氣動性能試驗測試，其主要幾何參數(shù)如表1 所示。半消聲室噪聲測試示意圖如圖2 所示，在聲壓級為38dB 噪聲限制的測試條件下，原型機最大流量Qmax=3.881m3/h，對應(yīng)轉(zhuǎn)速n=4314r/min;在1.915m3/h工況下，轉(zhuǎn)速n=5908r/min，風(fēng)機靜壓ps=98.9Pa。

表1 原型機主要幾何參數(shù)Tab.1 The main geometric parameters of the prototype

圖2 噪聲測試示意圖Fig.2 Schematic diagram of the noise test

2 數(shù)值計算

2.1 計算域模型

根據(jù)風(fēng)機的流動特點和實驗測試方法，風(fēng)機流域依次劃分為上進口域、下進口域、葉輪域、蝸殼域以及出口域5個部分并分別劃分網(wǎng)格。

為建模方便，將Hub蓋簡化為一個圓柱體。計算域模型和主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖3所示，其中上進口域和下進口域采用延長的圓柱型流域，以提供穩(wěn)定的入流條件。因本文研究不同進口直徑對風(fēng)機性能的影響，為保證不同方案的進口壓力損失保持一致，將上進口域和下進口域統(tǒng)一采用圓柱型流域。出口域尺寸參照實驗測試臺尺寸，采用一個長方體型流域。葉片繞Z軸逆時針方向旋轉(zhuǎn)，氣流沿Y軸負半軸流出。

圖3 計算域模型及主要參數(shù)Fig.3 Computational domain model and main parameters

2.2 網(wǎng)格劃分

微型高速離心風(fēng)機葉輪和蝸殼網(wǎng)格模型如圖4所示，其中上進口域、下進口域、蝸殼域和葉輪域采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，出口域則采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，以減少整體網(wǎng)格數(shù)量。各個流域之間通過interface 連接，由于葉輪壁面和蝸殼壁面流體的速度梯度較大，對蝸殼和葉輪的壁面添加邊界層，以提升計算的準確性。

圖4 葉輪和蝸殼網(wǎng)格模型Fig.4 Mesh model of impeller and volute

采用商用軟件ANSYS Fluent 對計算域進行三維流場計算，介質(zhì)為空氣，湍流模型采用SSTk-ω模型[14]，該湍流模型在以往的研究中被證明能更準確計算多翼離心風(fēng)機的內(nèi)部流動[15]。葉輪旋轉(zhuǎn)采用多重參考坐標系（MRF），速度-壓力耦合格式為SIMPLE 算法，標準壓力修正方法，湍流耗散項、動量方程和湍流動能的離散方式均采用二階迎風(fēng)格式。進口邊界采用壓力進口，出口邊界采用速度出口（負的速度進口），收斂殘差設(shè)定為1e-5。監(jiān)測出風(fēng)口截面的靜壓，當壓力的波動在2%以內(nèi)時，認為計算收斂。

通過對靜止域和葉輪域進行均勻的網(wǎng)格調(diào)整，并通過定常計算求解不同網(wǎng)格數(shù)計算模型出口靜壓Ps，以出口靜壓Ps作為驗證目標對微型風(fēng)機進行網(wǎng)格無關(guān)性驗證。出口靜壓Ps與計算域總網(wǎng)格數(shù)的關(guān)系如圖5 所示，當整體網(wǎng)格數(shù)量達到476萬后，計算結(jié)果不再隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加發(fā)生明顯變化，波動范圍在1%以內(nèi)。最終確定的計算模型總網(wǎng)格數(shù)為476萬，其中葉輪域網(wǎng)格數(shù)量為252萬，蝸殼域網(wǎng)格數(shù)量為120萬。

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性驗證Fig.5 Grid independence verification

2.3 數(shù)值驗證

風(fēng)機實物和氣動性能測試臺如圖6和圖7所示。試驗風(fēng)機首先在敞口條件下增大轉(zhuǎn)速，并實時監(jiān)測其噪聲，當噪聲值達到38dB且保持穩(wěn)定后，記錄此時轉(zhuǎn)速值n0。在完成氣動實驗臺的校正和氣密性檢驗工作后，將試驗風(fēng)機固定安裝在氣動性能試驗臺上，并以轉(zhuǎn)速n0運轉(zhuǎn)試驗風(fēng)機。待風(fēng)機穩(wěn)定運行一段時間后，記錄此時的電壓值V0，在系統(tǒng)中設(shè)置為定電壓測量模式，系統(tǒng)將自動根據(jù)所測得的Qmax自動進行其它6個測點的均勻排布。借助輔助風(fēng)機控制不同測點對應(yīng)的流量，試驗臺自動對每一個測點進行測試，最終獲得試驗風(fēng)機的壓力-流量性能曲線。

圖6 風(fēng)機實物圖Fig.6 Fan physical map

圖7 LW-9014氣動性能試驗臺Fig.7 LW-9014 aerodynamic performance test bench

試驗臺有內(nèi)置多個噴嘴，以測量運行工況時的流量，單個噴嘴結(jié)構(gòu)示意圖如圖8所示（其中L/D=0.6）。

圖8 噴嘴結(jié)構(gòu)尺寸示意圖Fig.8 Schematic diagram of nozzle structure and size

根據(jù)伯努利原理，流經(jīng)單個噴嘴的實際流量為

式中，Cd為噴嘴流量系數(shù)；Δp為噴嘴進出口壓差；ρ為空氣密度；d為噴嘴出口直徑。

當有N(N＞1)個噴嘴時，流經(jīng)第N個噴嘴的實際流量為

式中，CNd為第N個噴嘴的流量系數(shù)；dN為第N個噴嘴的出口直徑。

流經(jīng)N個噴嘴的流量則為

如圖9所示，數(shù)值模擬計算所得的風(fēng)機出口靜壓隨流量的變化趨勢與實驗測試的結(jié)果保持一致。在0～0.64m3/h工況點，數(shù)值模擬計算與實驗測試的相對誤差介于3.1%～6.0%之間，這是因為在小流量工況下，風(fēng)機內(nèi)部存在較嚴重的回流，導(dǎo)致數(shù)值模擬的結(jié)果誤差偏大；其余工況點數(shù)值模擬計算與實驗測試的相對誤差均小于5%。從氣動性能的實驗驗證結(jié)果來看，本研究采用的數(shù)值方法有一定的可靠性。

圖9 數(shù)值模擬與實驗測試性能曲線Fig.9 Numerical simulation and experimental test performance curve

3 計算結(jié)果分析及實驗測試

在保證其它基本參數(shù)一致，對上進風(fēng)口直徑Diu=33mm，Diu=34mm，Diu=35mm，Diu=36mm 和Diu=37mm 的5 種不同方案的微型離心風(fēng)機進行數(shù)值計算，并對數(shù)值計算結(jié)果進行分析。

3.1 數(shù)值計算結(jié)果

如圖10 所示，微型離心風(fēng)機在出口流量為1.915m3/h和2.554m3/h兩個工況點下，出口靜壓隨上進風(fēng)口直徑的增大而增大，當上進風(fēng)口直徑為36mm時，微型離心風(fēng)機的出口靜壓取得最大值，繼續(xù)增加上進風(fēng)口直徑，出口靜壓則會下降。相比于出口流量為2.554m3/h的工況點，出口流量為1.915m3/h工況點的下降幅度較大。

圖10 出口靜壓和不同上進風(fēng)口直徑的關(guān)系Fig.10 The relationship between outlet static pressure ps and different upper air inlet diameters

3.2 流動分析

為方便分析不同方案的內(nèi)部流動特性，選取截面P1和截面P2為觀測截面，如圖11所示。

圖11 觀測截面示意圖Fig.11 Schematic diagram of observation section

如圖12 所示，葉輪旋轉(zhuǎn)方向垂直紙面向內(nèi)，其中虛線D 標記了不同上進風(fēng)口直徑的位置。一部分從上進風(fēng)口流入A區(qū)域的氣流與從下進風(fēng)口流入B區(qū)域的氣流在葉輪底盤進氣口（C區(qū)域）交匯后流入葉道。

圖12 1.915m3/h工況下P1截面速度流線圖Fig.12 Velocity streamline diagram of P1 section under 1.915 m3/h working conditions

進入葉道的氣流大部分在葉片的作用下從壓力面流向吸力面（F區(qū)域），一部分沿葉輪與蝸殼上壁面的間隙回流至上進風(fēng)口邊緣D 附近，在從上進氣口進入的氣流的影響下形成E 區(qū)域的局部渦流。另外一部分沿葉輪與蝸殼下壁面的間隙回流至下進風(fēng)口邊緣，再和從下進風(fēng)口進入的氣流一同流入葉道內(nèi)。從葉道流出的高速氣流在蝸殼壁面的作用下在G 區(qū)域形成了兩個旋向相反的對稱渦流。

增大上進風(fēng)口直徑，在相同流量工況下，進口平均速度和沖擊減小，有利于氣流進入葉道內(nèi)進行做功。從區(qū)域F 的位置向葉道內(nèi)延伸至區(qū)域F'，進口氣流對葉道內(nèi)的擾動增加，葉輪與蝸殼上壁面的間隙（H 區(qū)域）中的渦流增強。當上進風(fēng)口直徑增大到37mm 時，從上進風(fēng)口進來的氣流對從下進風(fēng)口進入蝸殼內(nèi)的氣流的影響加劇，在I 區(qū)域形成了明顯的回流現(xiàn)象，對風(fēng)機性能影響較大。

如圖13 所示，葉道內(nèi)的流動與1.915m3/h 工況點相似。當上進風(fēng)口直徑增大到34mm時，I區(qū)域就出現(xiàn)了明顯的回流現(xiàn)象，因為大流量工況下平均進口速度較大，從上進風(fēng)口進來的氣流對從下進風(fēng)口進入蝸殼內(nèi)的氣流的影響更加劇烈。受回流現(xiàn)象的影響，在2.554m3/h 工況點下，增大上進風(fēng)口直徑以降低進口沖擊。當上進風(fēng)口直徑為37mm時，進口氣流對葉道內(nèi)的擾動十分劇烈，葉輪與蝸殼上壁面的間隙（H區(qū)域）中的渦流也十分劇烈，這在一定程度上會降低風(fēng)機的性能。

圖13 2.554m3/h工況下P1截面速度流線圖Fig.13 Velocity streamline diagram of P1 section under 2.554 m3/h working conditions

如圖14 所示，增大上進風(fēng)口直徑，進口區(qū)域A 的低速區(qū)范圍增大，進口沖擊降低。由于微型高速離心風(fēng)機出口寬度較大，沒有足夠的氣流流入?yún)^(qū)域B，從而在蝸殼出口處（區(qū)域C）形成了嚴重的回流，隨著上進風(fēng)口直徑的增大，回流的相對位置上移。此外，增大上進風(fēng)口直徑，區(qū)域D 的高速區(qū)有所減小，蝸殼出口的速度也更加均勻。

圖14 1.915 m3/h工況下P2截面速度云圖Fig.14 Velocity cloud diagram of P2 section under 1.915 m3/h working conditions

如圖15 所示，其蝸殼出口處的回流現(xiàn)象相比于1.915m3/h 工況點有所減弱，不同方案的流場變化與1.915m3/h 工況點相似。當上進風(fēng)口直徑增大至37mm，在區(qū)域E出現(xiàn)明顯的高速區(qū)，說明該進口結(jié)構(gòu)參數(shù)下，微型高速離心風(fēng)機近蝸舌處的進口回流加劇。

圖15 2.554m3/h工況下P2截面速度云圖Fig.15 Velocity cloud diagram of P2 section under 2.554 m3/h working conditions

從微型離心風(fēng)機的內(nèi)部流場分析來看，綜合考慮不同上進風(fēng)口直徑對較小流量工況點和較大流量工況點的影響，當上進風(fēng)口直徑約為36mm時，微型離心風(fēng)機的整體性能會有一個較好的表現(xiàn)。

3.3 Kp和Cp

為了研究微型多翼離心風(fēng)機內(nèi)部流動損失情況，根據(jù)式（4）分別計算不同上進風(fēng)口直徑在蝸殼內(nèi)部的全壓損失系數(shù)Kp和靜壓恢復(fù)系數(shù)Cp[16]，如圖16所示。

圖16 全壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)的對比Fig.16 Comparison of total pressure loss coefficient and static pressure recovery coefficient

圖17 最大流量及其對應(yīng)轉(zhuǎn)速Fig.17 Maximum flow and its corresponding speed

式中，下標t，s，imp，vol，out分別表示全壓、靜壓、葉輪、蝸殼和出口，P表示下標對應(yīng)的壓力。

在1.915m3/h 工況下，當上進氣口直徑為35mm 時，Cp最大，說明在該進氣條件下，蝸殼內(nèi)部動壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力較強，但此時Kp較大。當上進風(fēng)口直徑從36mm增大到37mm時，Kp和Cp下降，這說明該進氣條件不利于蝸殼內(nèi)部的流動，降低了蝸殼將動壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力，蝸殼內(nèi)部的全壓損失增大。

在2.554m3/h工況下，當上進氣口直徑較小時，Kp較大，Cp較小，說明蝸殼內(nèi)部的流動損失較大。增大上進氣口直徑，Kp減小，Cp增大，說明增大上進氣口直徑能夠有效的改善蝸殼內(nèi)部流動。當上進風(fēng)口直徑由36mm 繼續(xù)增大到37mm，Kp和Cp變化幅度較小。

綜上所述，當進口直徑為36mm，風(fēng)機的進氣條件能夠有效降低進口沖擊，減小蝸殼內(nèi)部全壓損失，提升蝸殼將動壓轉(zhuǎn)換為靜壓的能力。

3.4 實驗驗證

在聲壓級為38dB 噪聲限制的測試條件下，不同上進風(fēng)口直徑的風(fēng)機最大流量和其對應(yīng)的轉(zhuǎn)速如圖16所示，最大流量隨著上進風(fēng)口直徑增大而增大，當增大至36mm 時繼續(xù)增大上進風(fēng)口直徑，最大流量沒有明顯的增加；增大上進風(fēng)口直徑，最大流量對應(yīng)的轉(zhuǎn)速也隨之增大，但當上進風(fēng)口直徑從36mm繼續(xù)增大至37mm，最大流量對應(yīng)的轉(zhuǎn)速也有所減小。

在38dB 噪聲限制的測試條件下，不同上進風(fēng)口直徑風(fēng)機的定電壓實驗測試性能曲線如圖18所示，曲線隨著上進風(fēng)口直徑的增大整體往上移動，說明增大上進風(fēng)口直徑，在相同流量工況點下進口平均速度減小，降低了進口沖擊。當上進風(fēng)口直徑增大至36mm時整體性能達到一個較優(yōu)值，此時繼續(xù)增大進氣口直徑，在0～1.35m3/h工況下風(fēng)機性能有所下降，在1.35m3/h 至最大流量工況下性能小幅提升。相比于原型機，優(yōu)化后的風(fēng)機最大流量從3.881m3/h提升至4.066m3/h，增幅為4.8%；1.915m3/h 工況點下出口靜壓從98.9Pa提升至118.3Pa，增幅為19.6%。

圖18 實驗測試性能曲線Fig.18 Experimental test performance curve

4 結(jié)論

本文通過數(shù)值分析和實驗研究相結(jié)合的方法研究了不同上進風(fēng)口直徑對微型離心風(fēng)機的性能影響，得出以下結(jié)論：

1）適當增大上進風(fēng)口直徑，能夠減小微型高速離心風(fēng)機的進口沖擊，有利于改善風(fēng)機內(nèi)部的流動，提升風(fēng)機的性能。當上進風(fēng)口直徑為36mm，即上進風(fēng)口直徑與葉輪內(nèi)徑的比值為0.96時，風(fēng)機的整體性能有較好的表現(xiàn)。

2）不同上進風(fēng)口直徑的微型離心風(fēng)機的實驗測試結(jié)果與數(shù)值計算得出的趨勢基本一致，適當增大上進風(fēng)口直徑，能夠有效提升風(fēng)機的整體性能。

3）上進風(fēng)口直徑對微型高速離心風(fēng)機的性能影響較大，相比于原型機，采用較優(yōu)進口結(jié)構(gòu)的風(fēng)機最大風(fēng)量提升了4.8%；在1.915m3/h工況下，靜壓提升19.6%。