改变风机各翼安装角

本小节仍设计直後为800mm的风机,轮毂比选择0.5778,即轮毂直径为462mm,动叶为9片,静叶为8片,风机转速为1460rpm,设计流量为21000 rn3/h,设计静压为590Pa,设计动压为80Pa,静压所乘系数取为1.254。与之前轮毂比为0.525的直径为800mm的风机性能对比如图: 从性能对比图中可以看出,轮毂比为0.5778设计条件下设计的风机,其全压小于轮穀比为0.525设计条件下的风机,并且其性能曲线向小流量偏移,即轮毂比增大的风机更适合小流量情况下;轮毂比为0.5778设计的风机的全压效率在小流量情况下与轮毂比为0.525设计的风机相近,但随着流量增大,其效率逐渐低于轮毂比为.525设计的风机,并且其最高效率点所对应的流量也小于轮毂比为0.525设计的风机,从这也可以看出大轮毂比更适合小流量,这是因为增大的轮毂使风机的通流面积减小。图3.13是两者流场模拟图。
从两种风机动叶瑞动能图中可以看出,在相同流量下,轮毂比为0.5778设计条件下设计的风机,其动叶凸面存在较大的瑞动能峰值区域。轮毂增大后,在相同流量下,流体的轴向速度变大,流体对叶片的冲击会增加,另外轮穀增大,叶片相对过短,轮穀表面区域和吁顶间隙区域的流动损失所占的比例增大,从而使风机的效率和性能恶化。这是轮穀比增大后,风机效率下降的一个重要原因。
以下为所设计风机与其它风机的无因次性能对t匕图:从无因次性能对比图中可以看出,在小流量、低效率区,大轮毂比的风机的无因次性能曲线与其它风机性能散点在同一带内,表明改进的变环量设计方法在不同轮毂比下是可靠的。但是在大流量、高效率区,大轮穀比的无因次性能曲线下降较快,并且在其它风机无因次性能散点图带的下方,说明大轮毂比设计的风机其适合小流量工况,在大流量时风机效率降低、性能恶化;改变轮毂比后,风机的效率和压力仍呈现反相关关系,压力高时,效率低,压力低时,效率高。所以,模块化设计轴流风机时,当原准叶片工作在较大轮毂比的风机中时,风机的性能曲线会向小流量方向偏移,并且模块化风机的效率会下降。
3.3.3改变安装角
在改进的变环量设计方法中,各翼型截面的安装角取与翼型的进口气流角相等。传统的风机设计方法中,将叶片中间截面处的冀型截面的安装角作为叶片安装角[57】,为了便于描述,本文将叶片建模时所取五个截面中的叶根截面(图2.3中的截面5)的安装角定义为叶片安装角,叶片安装角是影响轴流风机气动性能的重要结构参数。在风机模块化设计中,风机的叶片形状不能改变,当原准叶片与轮毂匹配时,叶片安装角的不同,会使模块化风机的气动性能不同。本小节研究对于改进的变环量方法设计的轴流风机,改叶片安装角时,其气动性能的变化规律。