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0   引言

　　用戶提出的設計要求是風量 120 萬 m3 /h ，風壓 2000Pa ，轉速 560r/min ，溫度 120 ℃ ，雙吸、后向離心風機，由一半流量算得流量系數為 0.2683, 全壓系數為 0.2892 ，比轉速為 107.7 ，即 3-108 風機。該風機準備替代現用的 30 號雙吸 4 － 73 風機，后者由于運行在遠離設計工況的大流量區，效率很低，更不能適應在比設計流量更大的工況下運行。

　　3-108 風機是一個流量大、全壓低、比轉速特高的后向離心風機，從風機氣動設計經驗來看，這是一個選擇離心或軸流風機均可的設計參數，但用戶由于空間位置的限制，一定要選用雙吸離心風機。由于這種特高比轉速風機流量特大，所以葉輪進口直徑很大，初步氣動設計表明，其葉輪進出口直徑比接近 0.8 ，而 3-108 風機實際使用的葉輪直徑為 3m ，一端放置電機不會影響進口的進風量，這樣只需計算將總流量的一半作為設計流量的單吸離心風機。

1 氣動設計分析

　　根據 Eck 理論[1]、風機氣動設計[2-3]、整機流場數值模擬[3-4] 、變工況性能數值預估[5]以及小比轉速設計流量的選擇[6-7] 等經驗，認為用戶設計要求會帶來以下幾個需要解決的問題。

　　（ 1 ） 特高比轉速帶來的特大流量、低全壓使葉輪進口直徑和寬度增大、葉輪通道變短，這樣進風口出口段、葉輪進口段和葉輪內流動擴壓增大，同時也使蝸殼螺旋角和寬度增大，不僅使蝸殼流道內的擴壓增大，擴壓引起分離，會大大降低葉輪效率，也使蝸殼和進風口損失增大，很難有好的風機性能。同時，由于分離流嚴重，必須采用 RNG 湍流模式數值模擬，即使這樣，性能預估的精度也大為下降，增加了氣動設計和優化的困難。

　　（ 2 ） 對于高比轉速風機，如采用用戶要求的設計流量進行設計，設計工況的效率不是最高，最高效率點的流量比設計流量低，變工況曲線向小流量偏移，大流量性能差，所以需要提高設計流量來進行氣動設計，我們稱它為選擇流量設計，選擇流量設計的好處是比一般按用戶設計流量設計可增多葉輪進口直徑和葉片出口角 2 個優化參數。對于特高比轉速風機帶來的這種性能曲線偏移更大，但缺乏這種選擇流量設計的經驗，數值模擬精度又不夠，不僅增加氣動設計和優化的難度，也特別需要性能試驗來提供數據。

　　（ 3 ） 3-108 風機設計中，需要的幾個重要的經驗設計參數如進口加速系數、進口角、葉輪進出口寬度比、葉輪前盤、進風口圓弧和蝸殼螺旋角等會有很大不同，特別是進口加速系數會很小，但我們缺乏特大比轉速風機的設計經驗，不敢冒然使用，但又必須開創先例，否則就沒有特色。

　　據此，我們準備至少要做兩輪樣機設計和試驗，首輪設計可以大膽一些，多開創一些先例，由試驗結果考核，第二輪設計前一定要很好地總結，才能得到性能較好的 3-108 樣機。

　　根據廠方要求換算到 No8 氣動設計參數，見表1。
 
表 1 3-108 No8 用戶要求的氣動設計參數

葉輪直徑 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 29500
 
全壓 H /Pa
 1280
 
轉速 n /( r/min)
 1450
 
溫度 T / ℃
 20
 
葉片數 Z / 個
 16
 
 
2 　首輪 3-108 № 8 樣機設計和試驗

　　首先確定選擇的設計流量和全壓。參考 4-73 改型的選擇流量和用戶設計流量比值，考慮到 4-73 改型的預估全壓和試驗全壓的差別，通過選擇 3 個設計流量 29500m3 /h 、 31500m3 /h 和 32500m3 /h ，對應不同的全壓，經過多次整機變工況性能數值預估，最終確定首輪選擇設計流量為 31500m3 /h ，選擇全壓為 1420Pa 進行氣動設計，這樣其變工況性能數值預估得到的最佳效率點接近廠方設計工況流量，且其數值預估全壓能達到廠方要求的全壓。相應的氣動設計參數見表 2 。
 
表 2 首輪 3-108 No8 選擇流量氣動設計參數

葉輪直徑 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 31500
 
全壓 H /Pa
 1420
 
轉速 n /( r/min)
 1450
 
溫度 T / ℃
 20
 
葉片數 Z / 個
 16
 
 
　　其次，進行整機變工況性能數值預估和主要設計參數優化，優化目標是用戶設計流量處的全壓保證，效率提高，并能處于或接近變工況的最佳效率點。優化方法是按重要性逐個參數優化，結果見表 3 。
 
表3 首輪 3-108 樣機數值優化后的結構參數
葉片進口角 β 1j / °
 25
 
進口加速系數 ζ
 0.56
 
葉輪出口與進口寬度比 B 2 / B 1
 0.88
 
葉輪前盤和進風口圓弧 Rco /mm
 80
 
蝸殼螺旋角 α / (°)
 7.5
 
葉輪出口寬度與蝸殼寬度比 BR
 0.34
 
葉片進口角 β 2j / (°)
 28
 
 
　　表 3 中 β 1j ， ζ ， α 3 個參數選擇是開創先例的， β 1j 以往最小為 27 °，現為 25 °； ζ 以往最小為 0.6 ，現為 0.56 ； α 以往最大為 7 °，現為 7.5 °。表 4 為首輪 3-108 樣機設計工況下性能預估，其中最突出的是葉輪效率偏低，不到 90% （一般高性能風機的葉輪效率為 94% ～ 95% ），進風口損失又偏大，導致整機效率不到 82% 。
 
表4 首輪 3-108 樣機廠方設計工況性能預估

流量 Q / （ m 3 /h ）
 29500
 
全壓 /pa
 1543
 
整機效率 /%
 81.84
 
葉輪效率 /%
 89.74
 
蝸殼損失 /%
 5.76
 
進風口損失 /%
 2.14
 
 
　　首輪樣機變工況全壓和效率性能預估和實測結果比較見圖 1 和圖 2 。用戶設計工況實測結果 29500 m 3 /h 的全壓值稍高為 1350 ，但效率只有 76% ，最高效率點達 82% ，但偏在小流量區。有幾個值得總結的問題：（ 1 ）首輪選擇流量太小。實測最高效率點的流量是 24850 m 3 /h ，預估的最高效率點位置在 27500 m 3 /h ，首輪選擇流量為 31500 m 3 /h ，它是前者的 127% ，是后者的 115% ，預估和實測最佳效率點流量如此大的差別，也和流動不好有較多分離有關，如改善設計會減少這種差別。但總體來看第二輪選擇設計流量還需要大大提高，至少選擇 33500 m 3 /h 以上。
 

 
　　（ 2 ） 實測最佳效率為 82.0% ，全壓為 1780Pa ，該點預測的效率和全壓分別為 82.2% 和 1870Pa ，預估值效率偏高 0.2% 。全壓偏高 90Pa ，即高 5% ，說明該點性能以及預估和實測吻合尚可，也說明只要第二輪選擇流量選對，最佳效率點流量和用戶設計流量盡量接近，第二輪樣機就有可能成功。這里預估全壓需要提高 5% 的數據，再加上用戶希望留有減少葉片數的全壓余量，預估用戶設計工況點的全壓達 1480Pa 。

　　（ 3 ） 首輪中β 1j ，ζ，α　 3 個參數選擇是開創先例的，樣機測試說明ζ選用 0.56 和α選用 7.5 °是成功的。β 1j 選用 25 °看來是有問題的，首先是β 1j 太小，離心應力太大，需要加厚葉片，對于流動效率和成本不好；其次是β 1j 越小， D1 越大，進風口出口擴壓就大，容易引起分離流，葉輪進口流動變壞，直接影響葉輪效率，但數值模擬即使采用 RNG 湍流模式，也不能準確算出這種分離流動，減少β 1j 的預估結果看上去可以提高效率和全壓，實則可能相反。還有 D1 大，葉片通道就短，相對擴壓也嚴重，也有上述問題，大流量時，這些問題就更嚴重，所以實測結果大流量區全壓和效率下降，很可能和β 1 太小有關。在第二輪設計中至少選在 27 °以上。

　　（ 4 ） 從實測性能來看，大流量區性能曲線特別陡，效率急劇下降，從 27000m3 /h 時的 81% ，到 33000m3 /h （增大 22% ）的 64% ， 35000m3 /h 時，只有 53% ，比一般高效風機陡峭得多；大流量時進口負攻角的影響，使葉輪效率下降的情況應該是差不多的，所以問題出在蝸殼上，可能是葉輪出口角 28 °設計太大，這樣在大流量時葉輪出口絕對流動的氣流角增大，雖然首輪蝸殼寬度已經很大，但大角度的氣流沖入蝸殼，就引起很大分離，而數值模擬又不能模擬這種大的分離，性能預估上沒能反映出來，所以第二輪設計中，應設法使出口角降下來。

3 　第二輪 3-108 № 8 樣機設計和試驗

　　第二輪樣機設計改進方向：利用選擇流量設計在滿足用戶設計流量時的全壓要求下盡量提高效率，并使大流量區性能曲線比較平坦，用戶設計流量點的效率盡量接近最佳效率。

　　通過上述分析及多次選擇流量優化，第二輪的選擇流量氣動設計參數見表 5 。
 
表 5 第二輪 3-108 No8 氣動設計參數

葉輪直徑 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 33500
 
全壓 H /Pa
 1147
 
轉速 n /( r/min)
 1450
 
溫度 T / ℃
 20
 
葉片數 Z / 個
 16
 
 
　　在性能優化中，我們注意到大流量性能變壞和最高效率點偏在小流量區的主要原因是由于進風口損失和蝸殼損失總是隨著流量的增大而急劇增大，經常有這樣的設計結果。例如，有一個設計方案預估葉輪效率、進風口損失、蝸殼損失和風機效率值： 25500m3 /h 時依次為 88.7% 、 1.3% 、 4.7% 和 82.7% ； 29500m3 /h 時依次為 88.7% 、 2.0% 、 5.1% 和 81.5% ； 33500m3 /h 時依次為 86.7% 、 3.2% 、7.0% 和 86.7% 。 雖然用戶設計流量 29500m3 /h 時的葉輪效率已是最高，但再加上進風口損失和蝸殼損失，風機效率的最佳點是 25500m3 /h 。所以選擇流量設計不單是提高合適的設計流量和全壓，還要設計合適的蝸殼和進風口，盡量改善用戶設計流量處這二者的損失，可是對特大比轉速風機這種改善很有限，這就說明了幾乎不可能做到用戶設計流量是最佳效率點，只能做到盡量靠近最佳效率點。

　　表 6 為第二輪設計優化得到的結構參數值，其中ζ， B2/B1 、 Rco 和α值和首輪一樣，β 1j 增大 2 °，β 2j 減少 2.7 °，以改善進口和葉片出口流動， BR 增大 0.02 ，不僅使蝸殼減小，也使用戶設計工況和最佳效率點之間蝸殼損失差值減小，使前者效率更接近最佳效率。
 
表 6 第二輪 3-108 樣機數值優化后的結構參數

葉片進口角 β 1j /( °)
 27
 
進口加速系數 ζ
 0.56
 
葉輪出口與進口寬度比 B2/B1
 0.88
 
蝸殼螺旋角 α/( °)
 7.5
 
葉輪出口寬度與蝸殼寬度比 BR
 0.36
 
前盤和進風口圓弧 R CO /mm
 80
 
葉片出口角 β 2j /( °)
 25.3
 
 
表 7 第二輪 3-108 變工況性能預估

流量/(m 3 /h)
 全壓 /Pa
 整機效率/%
 葉輪效率 /%
 
23500
 1854
 81.44
 88.09
 
25500
 1753
 82.75
 89.28
 
27500
 1630
 82.61
 89.45
 
29500
 1487
 81.67
 89.21
 
31500
 1333
 79.78
 88.48
 
33500
 1166
 76.71
 87.16
 
34500
 1081
 74.23
 85.45
 
35500
 989
 71.59
 84.26
 
 
　　表 7 是第二輪樣機的變工況性能預估，表中特別列出葉輪效率，它減去整機效率就是蝸殼加進風口損失之和。可以看到，用戶設計流量 29500m3 /h 的葉輪效率已很接近最佳葉輪效率，只差 0.2% ，但和最佳整機效率相比，相差有 1.1% ，原因是后者流量小，蝸殼和進風口損失都要小很多。從這里也可看到，對于特大比轉速風機，幾乎不可能使用戶設計流量處的效率達到最佳效率，好的選擇流量設計也只是盡量接近，而且其效率數值也不會太高，能超過 80% 已經很不容易了。第二輪設計采用選擇流量設計，預估用戶設計流量處的效率達 81.67% ，而且性能曲線平坦，大流量區效率和全壓下降也較慢，用戶設計流量處的預估全壓比用戶要求提高約 100Pa ，是準備葉片數減少的用戶第二方案使用，從預估性能來看 3-108 風機選擇流量設計是成功的。

4　 結論

　　特高比轉速 3-108 風機如按常規設計，其用戶設計流量和最佳效率點流量之比會超過 130% ，前者效率很低，大流量性能極壞，所以必須采用選擇比用戶流量大很多的選擇流量來進行氣動設計。特大比轉速風機另一個特點是進風口和蝸殼損失均隨流量的增大而急劇增大，很難有用戶設計流量和大流量有高的整機效率。所以選擇設計不能是簡單地提高設計流量值，應在選擇流量和優化結構參數同時優化中來確定選擇流量，它不僅要使葉輪效率優化，還要盡量改善蝸殼和進風口損失，而且還要盡量減少用戶設計流和最佳效率點之間的這二者損失的差別，這樣才能使用戶設計流量和最佳效率點流量盡量接近，可以說，特高比轉速風機的最佳效率流量總是小于用戶設計流量。