轴流叶轮空调器轴流风扇耦合设计与性能分析

轴流叶轮空调器轴流风扇耦合设计与性能分析

仅在叶片边缘附近带有挡板的送流风扇广泛应用于分体房间空调器的下部。在这些系统中，除了结构紧凑、通风量大外，噪声低是一个重要的指标。与使用低压风扇相比，低压风扇在结构配置、设计方法和内流现象上具有许多不同的特点。低噪声的设计以及内流机制的理解并不容易。目前，国内外对此类风扇的噪声研究主要采用实验设备或特定方法，但很少有研究在空调风扇的动态叶片设计后提高其性能。本文在轴流叶轮常规准三维设计方法的基础上,采用前缘弯掠技术,应用CFD/CAD方法对空调器轴流风扇进行耦合设计,以改善风扇在设计点的内流状况,为降低其噪声提供依据.文中采用三维纳维-斯托克斯方程和Spalart-Allmaras湍流模型对整个室外机进行内流计算和分析,对风扇的性能进行预估,以减少相应的实验工作量.1cfd对风压的预测和分析针对空调器风扇性能上风压低使用上既要求风量大又要噪声低的矛盾,本研究选择某空调用性能优良的轴流风扇样机作为弯掠设计的比较研究模型.样机基本结构如图1所示.叶轮外径409mm,轮毂直径120mm,轮毂比0.29,叶片数4,流量2220m3/h,静压20Pa,转速880r/min.新风扇的设计以保证流量为前提,着重改善风扇的内流分布以降低噪声.新风扇的设计是在以往流体动力研究及其现有准三维设计方法的基础上,采用前缘弯掠技术,应用CFD/CAD耦合方式进行的.对典型样机风轮的结构特征进行CAD估算,使用商用软件FLUENT进行全三维CFD计算考察其外特性和内流特性,并与实验结果进行比较和分析;采用常规方法作初步的准三维叶轮设计,进行CFD计算考察其外特性和内流特性;比较分析样机风扇与新风扇的CAD/CFD的结果,调整初次设计的相关参数,以实现一个比较好的气动布局方案;运用CFD对调整之后的风扇性能进行预测,并根据计算结果进一步调整相关参数,对风扇作进一步的优化.叶片弯掠角度和叶型重心联线是影响风扇性能的重要参数.本文设计的轴流新风扇采用较大的前弯和前掠角度,前弯角度大于前掠角度.重心联线以二次曲线形式变化,其上任意一点上径向线与叶根截面重心径向线之间的夹角θ随半径r的变化规律为θ=a0ln(r/rh)+a1(r−rh)+a2(r−rh)2‚(1)θ=a0ln(r/rh)+a1(r-rh)+a2(r-rh)2‚(1)式中:rh为轮毂半径;a0,a1和a2为常数.新风扇在叶片下半部采取较小倾角(即该点径向线与切线之间的夹角),在叶片上半部采取较大倾角.此外,设计中需要考虑的还有叶片弦长、叶片安装角、叶型弯度角、翼型中弧线等参数.对这些参数进行优选取值及相互之间的合理匹配,以改善风扇气动-声学性能.综合考虑上述因素,本文设计的新风扇基本结构如图2所示.风扇外径408mm,轮毂直径100mm,轮毂比0.245,叶片数4,叶顶/叶根弦长276/80mm,前弯角度44°,前掠角度20°.在同一个室外机中,分别对样机风扇和新风扇进行了数值模拟.计算时对实机进行了适当的结构简化,不考虑换热器、出口格栅、电机及其支架的影响,但考虑侧进风.采用有限体积法离散控制方程,对整个室外机的三维定常流场进行分离式隐式求解.计算选用Spalart-Allmaras湍流模型,对流项采用二阶迎风差分格式,压力-速度耦合采用标准SIMPLE算法求解.由于风扇系统的复杂性,整个计算域均采用非结构化网格,网格总数110×104.叶轮所在的区域定义为旋转区域,享有较多的网格数目.进出口均采用压力边界条件,进口为大气条件,出口给定不同的背压.当各计算残差值小于1×10-3时,认为计算收敛.2结果和分析2.1样机过滤系统测试在同一个室外机中,分别配样机风扇和新风扇进行性能测试和CFD计算,均不带换热器.测试转速880r/min,测试背压0～60Pa.CFD计算转速880r/min,计算背压0～30Pa.测试结果和CFD计算结果如图3所示.样机风扇的计算结果与性能测试结果基本一致,新风扇的计算结果比性能测试结果稍偏大.在设计负荷下,样机风扇的计算流量为2218m3/h,实测流量为2232m3/h;新风扇的计算流量为2370m3/h,实测流量为2290m3/h.新风扇的实测流量高于样机风扇,与CFD预测结果相符.数值计算的结果和性能测试的结果在总体上比较相符,说明了数值计算的有效性,同时初步说明了设计方法的可靠性.图4表示两个风扇在实机运行状态下(带换热器)测试得到的风机噪声.新风轮的噪声在整个测试流量范围内低于样机风轮0.5～1.3dB(A级声压级).实验测试风扇的气动-声学性能表明:设计的新风扇在气动性能基本保持不变的情况下降低了噪声,其性能优于样机风扇.2.2新扇和其他尺寸的对比图5表示叶片吸力面极限流线分布和吸力面附近流道间流线分布.对样机风扇,气流由前缘向尾缘流动的过程中,受顶端叶尖涡和轮毂附近二次涡的影响,流线沿翼展方向分布不均匀,向中部偏移.在吸力面附近,叶中通流量最大.样机风扇在叶根处流动紊乱,尽管其吸力面极限流线未显示出存在角区分离特征,但尾缘附近的流道中存在由大横向压力梯度引起的横向二次涡流,几乎阻塞半个叶道,占约1/4叶高,阻碍了吸力面叶根处的低能流体进入中部主流区.相比之下,新风扇吸力面的大部分流线平行于端壁(轮毂附近除外),在叶高中部和叶顶附近通流量都比较大,新风扇充分利用了叶中至叶顶部分的流动状况.新风扇在吸力面与轮毂之间的角区存在分离涡,主要位于吸力面附近,横向影响区域小于样机风扇.新风扇在端壁附近的流线抬升,低能流体向动量较高的翼展中部的径向迁移能力较强.图6表示叶片压力面极限流线分布和压力面附近流道间流线分布.在叶顶尾缘附近,气流直接流向风扇出口;而在叶顶的前半部分,由于没有导流罩的遮挡,气流径向朝外流动;越靠近叶片前缘位置,叶道中越多气流径向朝外流动.叶根附近二次涡在叶道中占据很大区域.样机风扇的这部分涡流发展到尾缘约占55%叶高,新风扇约占40%叶高.新风扇由于采用了较大的前弯和前掠角度,因此减小了涡流范围,增大了主流区域.图7表示径向截面上的速度分布.在两个风扇的叶顶吸力面附近,都可以看到明显的叶尖涡结构.轴流风扇只在叶轮顶端后缘附近带有导流罩,在叶轮的前半部分,叶顶区域气流由外向内流动,和主流作用产生剪切边界层卷曲,形成叶尖涡.叶尖涡以顺时针方向旋转,与叶轮旋转方向相反.由图中可以看出,样机风扇的叶尖涡影响区域大于新风扇.叶尖涡的存在阻塞了顶端流场,使主流位置下移.此外,样机风扇的前缘型线在翼展中部存在转折位置,在该处附近可以清楚地看到前缘分离涡,而在前缘其余位置不明显.新风扇的前缘各处均未发现明显的前缘分离现象.图8表示风扇出口截面的轴向速度沿径向的分布,横坐标为无因次比值,其中的Rc为外罩的出口截面半径.由图中可以看到,在无因次量r/Rc=0.8左右时轴向速度最大,新风扇在该区域附近的速度值稍小于样机风扇,意味着主流速度的降低.r/Rc小于0.62时,新风扇的速度值高于样机风扇,意味着在叶中及叶根区域附近的通流量增大.在轮毂附近,两个风扇都存在回流,样机风扇的回流区域及回流速度均大于新风扇.图中所示的速度分布表明了新风扇的主流范围大于样机风扇,主流速度小于样机风扇,有利于噪声的降低.新风扇的性能实验和数值计算结果符合较好,表明了设计方法的可行性:a.新轴流风