大流量低风压风机设计与数值分析

5.4.1大流量低风压风机设计

采用相似设计得大流量低风压风机,模型风机依然采用传统风扇内置风机,叶片分布方式依然釆用原分布方式。由上节知,风机设计流量为0.0475 m3/s,考虑到基座入口等附加损失,新风机的全压要稍大于无叶风扇的压阻,因此设计全压要在200 Pa以上,根据相似定律得到新风机参数:n=2500 r/min, Dii=24 mm, Di2=104 mm, D2i=156 mm, D22=176 mm,式中Dn—设计风机进口内径,mm;DI2一设计风机进口外径,mm;

D21一设计风机出口内径,mm;D22一设计风机出口外後,mm。

鉴于新风机出口尺寸较大,如果依旧采用轴向导叶,将会造成无叶风扇入口很大的阻力损失,因此为了使风机和无叶风扇结构顺利连接,本章又设计一款空间导叶,空间导叶进口角获得方法与轴流式导叶相同,出口角为90°,空间导叶结构参数如表5.2。

5.4.2大流量低风压性能与声压级预测

5.4.2.1大流量低风压风机性能预测

图5.17为大流量风机计算模型局部图,对该风机进行流场计算,图5.18为额定工况下导叶中间截面展开图的速度矢量图,由图可以看出流体沿导叶入口切线流入导叶,没有造成入流冲击,说明导叶入口角设置合理;从导叶出来后,流体基本没有旋转分量。

5.4.2.2大流量低风压风机声压级预测

在稳态计算的基础上对新设计的风机进行宽频噪声分析,图5.21为风机设计点的噪声声功率级分布图,由图可以看出叶轮和导叶声功率级分布比较集中,特别是在叶轮进出口处,但相比于图3.16,新设计的大流量风机声功率值较模型风机要低。本节在瞬态计算声压级时依然定义叶轮和导叶为声源。

借助非定常流动的数值计算结果,采用FW-H方程对微型风机的离散噪声进行预测。定义5个监测点,图5.22为各监测点位置示意图,坐标分别为(32,0,3)、应。图5.23为各点声压级变化,变化趋势同图3.20。表5.3为大流量风机与模计转速比传统风机小很多,所以风机声压级较后者也有所下降,并且由于导叶变石家庄风机厂成空间导叶,噪声在空间导叶消粍较大,导叶出口声压级也明显降低,风机出口远场声压级较模型风机下降4.3 dB,下降幅度小于两级风机,这主要是因为风机流量增大,宽频噪声声压级增大。(87,0,-92)、(32,0,-195)、(0,0,100)、(0,0,-295),图中各点与图 3.17 中各点位置对应。图5.23为各点声压级变化,变化趋势同图3.20。表5.3为大流量风机与模型风机

相应点声压级对比,由表可知,由于为满足无叶风扇性能,新风机的设计转速比传统风机小很多,所以风机声压级较后者也有所下降,并且由于导叶变成空间导叶,噪声在空间导叶消粍较大,导叶出口声压级也明显降低,风机出口远场声压级较模型风机下降4.3 dB,下降幅度小于两级风机,这主要是因为风机流量增大,宽频噪声声压级增大。

5.5三种无叶风扇性能对比

表5.4为小间隙无叶风扇、大间隙无叶风扇和传统无叶风扇性能的对比,由表可以看出新设计的小间隙无叶凤扇和大间隙无叶风扇性能均比传统风扇高,新风机远场噪声均比模型风机有所下降。鉴于小间隙无叶风扇性能较大间隙无叶风扇性能更优,因此大间隙无叶风扇并没有做实体模型,大间隙无叶风扇还需要进一步优化。
 

小结

本章设计了一款具有收缩内表面、大间隙出风的无叶风扇,成功解决了无叶风扇在大间隙下出风不均匀的问题芯片解密,并研究了收缩角对风扇性能的影响;同时为了满足该款无叶风扇性能需求又配套设计了一款大流量混流风机,并对风机的静态特性和气动声学特性进行数值预测。本节研究内容的主要结论如下:

(1)在大间隙出风时无叶风扇无法形成稳定的射流现象,研究发现通过增加格栅设置,减小气流在出风口的环向流动,可以保证无叶风扇出风均句,出风口间隙越大,需要的格栅密度越大;

(2)无叶风扇内表面收缩角对风向的影响较大:收缩角小于20°时,无叶风扇上侧出风强,风向偏上;收缩角大于20°时无叶风扇下侧出风强,风向偏下;收缩角等于20。时,无叶风扇上下出风对称,风向正中。选择收缩角时,风速不是唯一指标,还应考虑风向,保证出风效果最佳;

(3)由于无叶风扇间隙增大,所需风机全压降低,因此新设计的大流量风机转速大幅降低,为了保证无叶风扇性能,与模型风机相比,大流量风机出口声压级降低了 4.3dB,降噪幅度略小于两级风机。