大流量低風壓風機設計與數值分析

5.4.1大流量低風壓風機設計

采用相似設計得大流量低風壓風機,模型風機依然采用傳統風扇內置風機,葉片分布方式依然釆用原分布方式。由上節知,風機設計流量為0.0475 m3/s,考慮到基座入口等附加損失,新風機的全壓要稍大于無葉風扇的壓阻,因此設計全壓要在200 Pa以上,根據相似定律得到新風機參數:n=2500 r/min, Dii=24 mm, Di2=104 mm, D2i=156 mm, D22=176 mm,式中Dn—設計風機進口內徑,mm;DI2一設計風機進口外徑,mm;

D21一設計風機出口內徑,mm;D22一設計風機出口外後,mm。

鑒于新風機出口尺寸較大,如果依舊采用軸向導葉,將會造成無葉風扇入口很大的阻力損失,因此為了使風機和無葉風扇結構順利連接,本章又設計一款空間導葉,空間導葉進口角獲得方法與軸流式導葉相同,出口角為90°,空間導葉結構參數如表5.2。

5.4.2大流量低風壓性能與聲壓級預測

5.4.2.1大流量低風壓風機性能預測

圖5.17為大流量風機計算模型局部圖,對該風機進行流場計算,圖5.18為額定工況下導葉中間截面展開圖的速度矢量圖,由圖可以看出流體沿導葉入口切線流入導葉,沒有造成入流沖擊,說明導葉入口角設置合理;從導葉出來后,流體基本沒有旋轉分量。

5.4.2.2大流量低風壓風機聲壓級預測

在穩態計算的基礎上對新設計的風機進行寬頻噪聲分析,圖5.21為風機設計點的噪聲聲功率級分布圖,由圖可以看出葉輪和導葉聲功率級分布比較集中,特別是在葉輪進出口處,但相比于圖3.16,新設計的大流量風機聲功率值較模型風機要低。本節在瞬態計算聲壓級時依然定義葉輪和導葉為聲源。

借助非定常流動的數值計算結果,采用FW-H方程對微型風機的離散噪聲進行預測。定義5個監測點,圖5.22為各監測點位置示意圖,坐標分別為(32,0,3)、應。圖5.23為各點聲壓級變化,變化趨勢同圖3.20。表5.3為大流量風機與模計轉速比傳統風機小很多,所以風機聲壓級較后者也有所下降,并且由于導葉變石家莊風機廠成空間導葉,噪聲在空間導葉消粍較大,導葉出口聲壓級也明顯降低,風機出口遠場聲壓級較模型風機下降4.3 dB,下降幅度小于兩級風機,這主要是因為風機流量增大,寬頻噪聲聲壓級增大。(87,0,-92)、(32,0,-195)、(0,0,100)、(0,0,-295),圖中各點與圖 3.17 中各點位置對應。圖5.23為各點聲壓級變化,變化趨勢同圖3.20。表5.3為大流量風機與模型風機

相應點聲壓級對比,由表可知,由于為滿足無葉風扇性能,新風機的設計轉速比傳統風機小很多,所以風機聲壓級較后者也有所下降,并且由于導葉變成空間導葉,噪聲在空間導葉消粍較大,導葉出口聲壓級也明顯降低,風機出口遠場聲壓級較模型風機下降4.3 dB,下降幅度小于兩級風機,這主要是因為風機流量增大,寬頻噪聲聲壓級增大。

5.5三種無葉風扇性能對比

表5.4為小間隙無葉風扇、大間隙無葉風扇和傳統無葉風扇性能的對比,由表可以看出新設計的小間隙無葉鳳扇和大間隙無葉風扇性能均比傳統風扇高,新風機遠場噪聲均比模型風機有所下降。鑒于小間隙無葉風扇性能較大間隙無葉風扇性能更優,因此大間隙無葉風扇并沒有做實體模型,大間隙無葉風扇還需要進一步優化。
 

小結

本章設計了一款具有收縮內表面、大間隙出風的無葉風扇,成功解決了無葉風扇在大間隙下出風不均勻的問題芯片解密,并研究了收縮角對風扇性能的影響;同時為了滿足該款無葉風扇性能需求又配套設計了一款大流量混流風機,并對風機的靜態特性和氣動聲學特性進行數值預測。本節研究內容的主要結論如下:

(1)在大間隙出風時無葉風扇無法形成穩定的射流現象,研究發現通過增加格柵設置,減小氣流在出風口的環向流動,可以保證無葉風扇出風均句,出風口間隙越大,需要的格柵密度越大;

(2)無葉風扇內表面收縮角對風向的影響較大:收縮角小于20°時,無葉風扇上側出風強,風向偏上;收縮角大于20°時無葉風扇下側出風強,風向偏下;收縮角等于20。時,無葉風扇上下出風對稱,風向正中。選擇收縮角時,風速不是唯一指標,還應考慮風向,保證出風效果最佳;

(3)由于無葉風扇間隙增大,所需風機全壓降低,因此新設計的大流量風機轉速大幅降低,為了保證無葉風扇性能,與模型風機相比,大流量風機出口聲壓級降低了 4.3dB,降噪幅度略小于兩級風機。