轴流风机扇叶的流场分析与改进

基于 CFD 的轴流通风机叶片的流场分析与改进设计
摘要：通过计算流体力学（CFD）方法对轴流通风机叶片的流场进行了虚拟样机的数值模拟，不仅得到了流场 的工作特性数据，而且提出了对叶片叶型的改进设计方案，并通过真实样机的试验验证了数值模拟分析的正确 性和改进设计的可行性。

最后，还对数值模拟与真实试验数据之间的差异原因进行了讨论。

关键词：轴流式通风机；叶片；CFD；流场分析；改进设计
0 引言
轴流通风机的传统设计方法主要有两种：一种是利用孤立翼型进行空气动力试验所得到的数据进行孤立翼 型设计，称为孤立翼型设计方法；另一种是利用平面叶栅的理论和叶栅的吹风试验所得到的数据进行设计，称 为叶栅设计方法[1]。

试验测量方法所得到的试验结果真实可信，但往往受模型尺寸、流场扰动、人身安全和测 量精度等的限制，有可能很难通过试验方法得到结果。

此外试验还会遇到经费投入、人力和物力的巨大耗费及 周期长等许多困难。

计算流体力学（CFD）的计算方法是近年来发展起来的新型独立学科，它兼有理论性和实 践性的双重特点，建立了许多理论和方法，为现代科学中许多复杂流动与传热问题提供了有效的计算技术[2]。

轴流通风机叶片作为关键部件，其性能直接影响着风机的性能。

轴流通风机设计的主要任务就是设计出能保证 各项性能要求的高效率叶片。

本文介绍的是采用现今先进的 CFD 方法，以一款汽车用冷凝器风扇的叶片为例，进行探索性的流场分析 与改进设计研究。

1 叶片的 CFD 流场分析
1.1 对象描述 该风扇总成的整体三维图如图 1 所示。

叶片直径为 250mm，材料为 PP，其技术要求：在静压 p=－50Pa
（风机进口处的压力比周围空气低 50Pa），转速为 2600r/min 的情况下，风扇总成在一个标准大气压、温度为 20℃、相对湿度为 50%的空气，用标准电机在 12V 的电压下进行送风测试时，其送风量应≥900m3/h，标准电 机工作电流应≤7A。

图 1 分析对象——风扇总成的三维图
1.2 划分网格 计算流体力学作为工程应用的有效工具，所面临的关键技术之一就是生成网格的质量的好坏，它直接影响
到模拟结果的精度和所耗用的 CPU 时间。

在计算敏感区域（壁面附近、尾流块、外形曲率大的表面）参数变 化梯度大，如果网格太稀疏，则不能捕捉到流场的重要信息，造成误差大，甚至解不能收敛，故需取较密的一 些网格；而在非计算敏感区域参数变化梯度较小，如果网格太稠密，则所耗用的 CPU 时间长，故应取较稀一 些的网格。

因此，应根据需要安排网格疏密。

另外，曲线应尽量光滑，不能过分扭曲。

在 CFD 的实际应用中，
1


计算量一般非常大，合理划分网格可以大大节省机时，还可以避免自动网格划分中带来的过度疏密。

高正交网 格和高效展玄比是高质量网格的 2 个基本要素，它直接影响到计算的收敛时间和稳定性。

显然该叶片是周期对称的，因而选用 1/5 的叶片进行计算。

根据经验及反复调整，得到 36 万节点的扇叶 周围气体的网格如图 2 所示，其网格参数的评价结果（见表 1）显示该生成的叶片网格是高效网格。

为了避免 因为网格密度不足而造成计算不可靠的影响，对改进前后的叶片的计算域均进行加大网格密度的验证，由原来 36 万节点的网格加密为 92 万节点的网格。

对加密的网格进行计算得到的结果与原结果对比，误差不超过万分 之一，说明原计算所用的网格密度足够，其计算结果是可靠的。

图 2 生成的叶片周围气体的网格 表 1 网格的评价结果
网格最小夹角
网格最大夹角 相临单元体积最大比
最小单元体积
展玄比
37.2807°
142.003°
8.7231
6.57807e-12 m3
26.8433
1.3 边界条件及求解参数设置
在进行 CFD 流场分析时所采取的部分边界条件及参数设置如下： （1）对流方式：选用 k- SST（剪切应力输运模型[3]）模型； （2）采用旋转坐标系的方法，设置计算域转速为技术要求的工作转速 2600r/min； （3）取参考压力为 101325Pa，通过试算设定进口总压条件，调节进口总压的相对值使进口静压达到－ 50Pa，此时总压相对值约为－29Pa； （4）由于在距叶片相对较近的一段距离内气体总压变化不大，且出口与大气相连，因而对风机出口设定 出口平均静压相对值为 0Pa； （5）对于流线罩，考虑到实际状态为静止部件，其与叶片的距离较近，有相互作用，因而在边界条件中 设为反向旋转的墙，即在旋转坐标系中流线罩是运动的。

但由于流线罩是圆周对称的圆柱面，不会造成计算区 域不稳定的问题； （6）由于叶片顶部与流线罩相互作用强烈，生成叶片网格时将扇叶与流线罩间单独分两个重合的面。

利 用两个重合的面建立一液体对液体的接触面边界条件。

该边界条件充分利用了其可允许压力突变的特点，将叶 片顶部与流线罩的复杂流动通过两个重合面与叶片面分成流动相对平稳的两个区域。

对于周期面自然选用周期 边界条件，其余的面采用缺省的无滑移壁面边界条件。

（7）收敛控制与收敛准则：求解器的时间步长设为“自动调整时间步长”；最大迭代次数为 500 次；残差 类型为均方根；前后计算的残差余量设为 0.00001。

1.4 仿真结果与讨论
为了得出风机的工作特性曲线，在只改变转速而不改变其余边界条件的情况下，得到如表 2 的仿真结果。

表 2 风机总成的仿真特性表
2


转速/ 进口静压/
（r/min）
Pa
出口静压/ Pa
流量/ （m3/h）
驱动功率/ W
静压效率
全压效率
2200
-42.7761
0.521021 776.945
38.0585
0.580628 0.670252
2400
-46.2891
0.359684 881.604
47.401
0.557008 0.672634
2600
-50.0987
-0.118407 978.025
58.3476
0.532155 0.674805
2800
-54.3257
-0.604545 1073.88
70.9436
0.512821 0.680498
3000
-59.012
-0.899897 1170.09
84.9523
0.502729 0.684392
2600*
-50.0247
0.867513 994.877
59.0795
0.530721 0.61643
注：* 该组是为了与改进后的叶片在相同情况下进行比较而进行的计算，其设定进口边界条件为指定静压-50Pa。

从表 2 可见： （1）随着转速的增加，流量逐渐增加，效率也逐渐增加。

由于进口总压不变，流量增加，流速也增加， 造成进口静压逐渐下降；
（2）转速从 2200r/min 增加到 3000r/min 时出口静压的变化只有约 1.4Pa 的变化，再一次验证了前面假设 的正确性；
（3）对比在总压条件下与进口静压条件下两种工作在 2600r/min 的计算结果，可以看出除出口静压与全 压效率有较小的差距外，其余指标均很接近，也说明了选用总压边界条件的正确性；
对技术要求的工作转速（2600r/min）时的计算结果作扇叶流线图（图 3a）和展开图（图 3b）。

(a) 叶片流线图
(b) 叶片中柱面流线展开图
图 3 叶片流线图与展开图
从图 3 的分析可发现：由于叶片的扇面过大，造成前叶片下部面的法向与另一个叶片的后部相交，由此造 成从一片叶片下部流出的流线在相邻叶片上部的位置有明显弯折的现象；同时叶片尖部与流线罩之间有明显的 气流扰动。

可以推断：由此可引起空气在流动过程中造成气流不必要的扰动，增加送风过程中的噪声，减小了 送风量，同时也降低了该风机的效率。

2 改进设计
对叶片送风的仿真分析暴露了原叶片设计的不足，为此对叶型做如图 4 所示的修改，减小了叶片进口边的 面积，但并不改变叶片的扭角。

这样不仅可以验证前面的分析结果，更重要的是可以利用原叶片进行简单的改 制，从而不用重新开模就可得到叶片改进后的样件，大大降低实验成本。

3


(a) 改进前的叶片
(b) 改进后的叶片
图 4 改进前后的扇叶结构
通过采用与改进前相同的处理分析方法，并调节进口总压的相对值，使进口静压达到－50Pa，这时总压相 对值约为－21.45Pa。

经计算得到如表 3 的结果。

表 3 改进后风机总成的仿真特性表
转速/ 进口平均气压/
（r/min）
Pa
出口静压/ Pa
流量/ （m3/h）
驱动功率/ W
静压效率
全压效率
2200
-39.0798
-1.18167 887.591
36.4395
0.583183
0.748245
2400
-44.5928
-0.701812 1022.74
45.1162
0.619207
0.793062
2600
-50.0876
-0.38032 1138.63
55.8951
0.626735
0.803513
2800
-55.7691
-0.078771 1247.18
68.2962
0.626906
0.806
3000
-61.7138
0.172608 1351.59
82.3036
0.624572
0.806648
2600* -50.2119
-0.635855 1158.92
51.3819
0.680212
0.619552
注：* 该组是在为了与改进前的叶片在相同情况下进行比较而进行的计算，其设定入口边界条件为指定静压-50Pa。

对技术要求的工作转速（2600r/min）时的计算结果作叶片流线图（图 5a）和展开图（图 5b）。

(a) 叶片流线图
(b) 叶片中柱面流线展开
图 5 改进后的叶片流线图与展开图
通过对比改进前后的叶片的仿真结果，可以发现：改进后的叶片消除了叶片下部流出的流线在相邻叶片上 部出现的弯折现象，同时也明显改善了叶片尖部与流线罩之间气流的扰动。

通过对比改进前、后的工作特性数 据（表 2 与表 3），可见：除消耗功率略微有所增加外，其余各项指标均优于改进前的叶片。

这些结果初步说 明该改进方案是可行的，可以进行进一步的真实样机的试验验证。

3 样机试验验证
为了进行该类风机性能的测试，我公司参照 GB1236-1985《通风机空气动力性能试验方法》[4]进行了真实 样机的试验。

在保持测试静压与计算的进口平均气压一致的情况下，在实际大气压为 96250Pa，气温 23℃，湿
4


度 65％的条件下，对改进前后的叶片实物各两个进行了测试，其结果如表 4 所示。

表 4 改进前后叶片试验测试特性表
改进前叶片的试验测试特性表
改进后叶片的试验测试特性表
转速/ 进口平均气 流量/ 输入电机功
（r/min） 压/Pa
（m3/h）
率/W
转速/ 进口平均气 流量/ 输入电机功
（r/min）
压/Pa
（m3/h）
率/W
2200
-43.1
790.2 798.2
38.6 38.8
2200
-39.2
875.4 872.7
39.975 40.56
2400
-47.5
858.6 888.4
47.7 46.86
2400
-45.9
931.8 951.3
50.29 50.525
2600
-50.4
995.9 993.5
58 56.114
2600
-50.4
1036.7 1025.9
60.84 61.1
2800
-54.6
1065.3 1056.9
70.56 71.12
2800
-56.1
1082.6 1094.4
68.58 76.8
3000
-59.5
1152.4 1157.9
84.94 85.25
3000
-62.1
1203.0 91.8 1204.9 92.46
叶片的流量（送风量）是衡量叶片工作性能的非常重要的指标。

对表 4 中相同转速下的结果进了算术平均， 得到了各种状态转换到标准状态下的送风量作图 6。

其中，每组柱图上的百分数为误差百分数，负号表示计算 值比试验值低。

1600 改进前计算值 1400 改进前试验值
改进后计算值 1200 改进后试验值
10020.2% -1.5% -0.9%
-8.6%
800
600
400
200
0 2200
2400
1.7%
-10.4%
-14.5% -1.2%
-12.3% -1.3%
2600
2800
3000
图 6 改进前后计算与试验送风量值比较
从图 6 中可以明显的看出：叶片流场计算模型的数值模拟结果与真实样机试验实测结果的特性曲线基本保 持一致，其趋势与值定性相符，进一步验证了轴流通风机流场三维数值模拟应用的正确性和可行性。

4 气动设计原理
在这里我们考察一下单级轴流式通风机导叶片安装角对气动性能的影响。

单级风机为了获得较高的效率， 通常在气流进入叶轮前布置前导叶( P + R) 或者在气流流出叶轮后布置后导叶( R + S) 。

笔者论述了这两种 导叶安装方式的空气动力性能，并对实验数据进行分析。

根据 GB /T 1236—2000《工业通风机用标准化风道进行性能试验》的要求，对单级风机的空气动力性能 进行试验研究，试验装置采用带进口侧试验巷道的标准方法( C 型装置) 。

实验风机选用 FB NO6.3/37 型， 其主要技术指标如下:
5


1) 风量 11．65 ～ 7．50 m3 /s； 2) 全压 750 ～ 2 850 Pa； 3) 功率 37 kW； 4) 转速 2 950 r /min； 5) 最高全压效率≥80%； 6) 叶轮直径 630 mm； 7) 轮毂直径 390 mm。

根据导叶与叶轮的匹配关系，结合导叶片不同的安装角度，组合 4 种不同形式进行实验，得出 4 组不同 的气动参数。

前导叶: P + R，θ R = 57．5°，φ P1 = 14．5°； θ R =57. 5°，φ P2 = 16．5°。

得出的实验数据 见表 1。

后导叶: R + S，θ R = 57．5°，φ S1 = 13°； θ R = 57．5°，φ S2 = 15．5°。

得出的实验数据见 表 2。

得出结论： 1) 从表 1 的实验数据可以看出，单级风机(P +R) 在叶轮叶片安装角度θ = 57．5°时，改变前导叶片的安装 角度(φ P1 = 14．5°，φ P2 = 16．5°)，通风机的气动性能表现如下: 最高全压效率基本没有变化(相差 0．49%) ，最高效率点的全压变化较小，变化比为 0. 91%，相比之下风量变化较大，变化比为 5． 9%。

2) 从表 2 的实验数据可以看出，单级风机(R +S) 在叶轮叶片安装角度θ = 57．5°时，改变后导叶安装角度 (φ S1 = 13°，φ S2 = 15．5°)，通风机的气动性能表现如下: 最高全压效率基本没有变化( 相差 0．28%) ，
6


最高效率点的风量变化较小，变化比为 0．86%，而全压变化较大，变化比为 5．67%。

从图 2 可知，当采用 P + R 形式时，气流以 C1 速度流入前导叶后，气流无牵连速度，仅在前导叶安装角影响下产生一个旋绕速度，以 绝对速度 C2 流出，然后以相对速度 w1 进入叶轮，在叶轮牵连速度 u 和叶轮叶片安装角的共同作用下，以相 对速度 w2、绝对速度 C3 流出。

由于前导叶安装角增大，C2 容易切入叶轮叶片，即减少了摩擦碰撞损耗，同时 受到叶轮的牵连速度影响，流经叶轮叶片的气流产生与导叶气流相反的方向变化，气流最终得到能量并加速， 从而增加了风机的流量。

当采用 R + S 形式时，气流绝对速度 C1 在牵连速度 u 的作用下，以相对速度 w1 进 入叶轮，以相对速度 w2、绝对速度 C2 流出，气流产生与叶片旋转方向相同的旋绕速度。

由于后导叶固定了一 定的角度，旋绕气流经过后导叶整流后，消除了气流的旋绕速度，把气流旋绕动能变成风机的压力能，并以绝 对速度 C3 流出，但由于后导叶片安装角增加，也相应使 C2 容易切入后导叶，减少摩擦碰撞的能量损失，因此 使全压有所提高。

5 讨论与结论
对比两种叶片的理论计算与试验结果可以看出：改进后的叶片的确比改进前的叶片性能要好，但效果并不 像理论计算的结果那样明显。

经过分析造成两者之间差别的主要原因可能有：
（1）叶片模型与叶片实物有差异。

叶片的计算模型一般是由叶片实物的有限特征点构成线，再形成面而 重构得到。

其中特征点的数目及质量直接影响到计算的准确性。

考虑到资金问题及本课题研究目的，只选取了 较少的关键特征点进行重构，因此造成计算模型与实物有一定的差异。

为了进一步提高计算的准确性可用激光 扫描点阵的方法进行扇叶模型的建立（即逆向工程）。

（2）未考虑叶片与空气作用的变形。

叶片与空气的相互作用会造成叶片叶型的变化，影响送风量。

从计 算和试验数据表明：改进前后的风机消耗功率基本相同，但是由于改进后的叶片面积较小，所以可以推断改进 后的叶片受到更大的空气作用力，而且转速越高，受到空气作用力也越大。

但由于计算时无法模拟空气作用在 叶片上后的变形，所以随着转速的增高，误差随之加剧。

在今后的进一步分析中，拟采用流固耦合的联合仿真 方式，从而减小空气作用后叶片变形对仿真结果的影响。

（3）叶片与流线罩之间的匹配问题对性能的影响也较为突出。

由于叶片的变形不同，叶片与流线罩的间 隙也不同，而该间隙对流场的影响是较大的。

较大的变形有利于减小叶片与流线罩之间的间隙，提高送风量， 但也增大了理论计算与试验结果的差异。

而在本文的分析中，叶片与流线罩的间隙在生成网格过程中都是定量 给出的。

今后也可通过流固耦合的联合仿真方式来达到减小误差的目的。

（4）单级风机在前导叶与叶轮相互匹配的条件下，叶轮叶片的安装角不变，通过改变前导叶的安装角， 可以起到定风压、改变流量的作用。

（5）在单级风机后导叶与叶轮相互匹配的条件下，叶轮叶片的安装角不变，通过改变后导叶的安装角， 可以起到定风量、改变风压的作用。

（6） 单级风机无论是P + R 或者R + S 形式，在叶轮与导叶相互匹配的条件下，无论是改变前导叶还是 改变后导叶的安装角，最高效率点基本上无变化。

采用 CFD 方法进行了叶片的流场分析与数值模拟，并进行了真实样机的试验测试。

总的来说，模型 CFD 数值模拟结果与试验实测结果的特性曲线基本保持一致，其趋势与值定性相符。

样机测试的结果还表明：该改 进方案确实可行，不仅可使该风机的性能提高 3%，而且材料可节约 16%。

这些分析和结果不仅验证了流体计 算 CFD 在轴流通风机流场三维数值模拟应用中的正确性和可行性，而且为产品的正式生产奠定了基础，具有 很高的参考价值。

参考文献
[1] 昌泽舟. 轴流式风机实用技术[M]. 北京：机械工业出版社，2005. [2] 王福军. 计算流体动力学分析-CFD 软件原理与应用[M]. 北京：清华大学出版社，2004. [3] Wilcox. Turbulence Modeling for CFD[M]. DCW Industries, 1994. [4] GB1236-1985 通风机空气动力性能试验方法[S].中国标准出版社，1985-3-11.
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