离心式鼓风机蜗壳优化仿真及实验

Optimization Work on a Centrifugal Blower by Simulating and Experiment

摘要: 某项目的汽车空调箱总成在全冷、吹面的模式下风量不满足设计要求，为了提高总风量，设计人员针对鼓风机叶轮和蜗壳进行了设计优化，选取不同的蜗壳型线渐开角和风扇叶轮半径，并使用某商业流体数值仿真软件进行了仿真模拟，选取了最优取值，并通过快速样件实验进行了最终验证，证明了优化方案的可行性，最终空调箱总成的风量和噪音均满足客户要求。

Abstract: To meet the requirements of the air conditioning box assembly in air volume and noise, the designers optimized the blower and volute module. They did some simulation work on different radials of the fan and different spiral angles of the scroll using a commercial simulation software and picked the best one of these results. They also did some experiments in a rapid prototype to prove the feasibility of the optimization. The air volume and noise of the air conditioning box assembly can meet the customer’s requirements.

1. 引言

空调箱是整车热管理系统中用来调节空气温湿度、送风风量的重要零部件，其中，鼓风机和蜗壳部分作为空气的动力源，它们的设计对空调箱总成的风量和噪音影响重大。汽车空调箱上通常使用离心式的鼓风机总成，它的蜗壳设计方法已经非常成熟。针对常见的送风量和噪音问题，学者们对蜗壳型线进行了参数化研究，总结出了各项参数较优的取值范围。王俊杰[1]等通过数值模拟的方法研究了轮毂线性和叶片顶弧对气动噪声的影响；郑云鹏[2]等模拟了多级蜗舌过渡半径的取值对风机的性能的影响，建立了合理的仿真模型；康鑫[3]等研究了叶片数量和叶片角度对鼓风机性能的影响。某项目空调箱总成在全冷、吹面的模式下风量和噪音不满足设计要求。设计人员针对鼓风机叶轮和蜗壳模块进行了设计优化，选取不同的叶轮半径和蜗壳型线渐开角进行数值模拟仿真研究，得出了几组参数中最优设计，并制作了快速样件进行实验验证。

2. 离心式鼓风机蜗壳参数化设计

汽车空调箱通常使用离心式鼓风机来进行送风，离心式鼓风机在十八世纪六十年代已经出现，最早是用作炼铁时的送风装置，经过多年的设计迭代，从早期的圆形机壳和直叶片逐渐发展到现在的对数螺旋线蜗壳和前向弯曲叶片。该类型鼓风机在高转速、高背压工况下能够提供较大的风量，噪音方面也有不错表现[4]。

离心式鼓风机的特点在于其涡旋状的机壳，当前成熟产品机壳的型线一般为螺旋线，它是一种以对数螺旋形式展开的曲线，在极坐标下的公式为：

$R=a\times {\text{e}}^{b\theta }$ (1)

R：极径；

θ：极角；

a、b：常数。

随着极角的不断增大，极径将呈指数倍增长。将螺旋线应用到鼓风机蜗壳设计上时，为了使设计更加具体的参数化，人们引入了叶轮半径、蜗壳型线渐开角、蜗壳间隙等多个参数，形成了如下所示的公式[5] (2)：

$R=\left(R_0+\delta \right)\times {\text{e}}^{\theta \tan \alpha }$ (2)

R：极径；

θ：极角；

R₀：叶轮半径；

δ：叶轮与蜗壳间隙(蜗壳型线起点位置)；

α：蜗壳型线渐开角。

至此，鼓风机蜗壳的基础型线已经确定，再引入蜗舌半径(r)、蜗舌开口角(β)和蜗舌出口角(γ)这三个参数，就可以锁定整个蜗壳断面的形状，如下图1所示。

Figure 1. Diagram of the type line of scroll

图1. 蜗壳型线示意图

上述提到的设计参数对产品的风量和噪音等均有不同程度的影响。本文主要针对叶轮半径和蜗线渐开角进行仿真和实验研究。

3. CFD仿真优化

3.1. 仿真模型验证

为了验证物理模型的准确性和网格尺寸的合理性，对初始设计状态进行数值仿真模拟，并与实验数据进行对比。

1、物理模型设定

1) 鼓风机设定旋转方向和转速；

2) 芯体按多孔介质模拟；

3)空气理想化为不可压缩流体。

2、网格设置

1) 面网格使用四边形网格，体网格使用六面体网格；

2) 蜗壳和空调箱的整体网格尺寸为2 mm；

3) 叶轮部分网格尺寸设为1 mm，叶片边缘局部加密，尺寸设为0.5 mm。

蜗壳部分生成的网格数据如下图2所示：

Figure 2. Diagram of the mesh date

图2. 网格数据示意图

空调箱出风的模式设定为吹面模式，仿真中鼓风机选取1000 r/min、2000 r/min和3000 r/min三个转速，实验过程中鼓风机电压固定13.5 V，通过调节duty值调节鼓风机转速至1000 r/min、2000 r/min和3000 r/min。仿真和实验得到的总成风量对比如下图3所示：

Figure 3. Diagram of the air volume

图3. 总成风量

从上图可以发现，仿真和实验结果误差在±5%左右，不同转速下总成风量变化趋势吻合，说明仿真模型和网格尺寸设计具备合理性。

3.2. 优化参数设定

已知初始设计叶轮半径为80 mm，蜗壳型线渐开角为4.5˚。对比现有设计标准发现，一般蜗壳型线渐开角的建议取值范围为7˚~10˚，该设计取值偏小。根据蜗壳型线公式可知，当叶轮半径不变时，渐开角越大，蜗壳外形越大。原设计蜗壳型线渐开角选取4.5˚可能是受到布置空间的限制。此时为了增大总成风量而单纯的增大渐开角会使产品超出布置边界限制，所以设计人员同步考虑了减小叶轮半径的可行性，最终设定了如下表1中的7组仿真参数，其中2号参数为初始设计状态。

Table 1. Simulation parameters

表1. 仿真参数

编号	渐开角(˚)	叶轮半径(mm)	鼓风机转速(r/min)	空调箱出风模式	备注
1	3	80	3000	全冷、吹面	/
2	4.5	80	3000	全冷、吹面	初始设计
3	6	80	3000	全冷、吹面	/
4	7.5	80	3000	全冷、吹面	/
5	9	80	3000	全冷、吹面	/
6	7.5	73.5	3000	全冷、吹面
7	7.5	73.5	3250	全冷、吹面	/

3.3. 仿真结果

3.3.1. 蜗线渐开角

针对原设计，在其他设计参数保持不变的情况下，改变蜗壳型线渐开角的大小，如表1参数编号1~5所示，分别进行仿真模拟计算。

(a) (b)

(c) (d)

Figure 4. Diagram of performance in different spiral angles of the scroll

图4. 不同蜗壳型线渐开角下各性能参数变化曲线

上图4(a)~4(d)分别是总成风量、鼓风机出口全压、风扇扭矩和风扇效率在不同蜗壳型线渐开角下的变化曲线。可以看出，随着渐开角从3.5˚逐渐增大到9˚，风量、鼓风机出口全压均呈现接近线性的增长趋势。因为高速风从叶轮末端沿切线方向被甩出，在蜗壳扩压位置空气流动方向与蜗壳型线切线方向存在一个夹角，这导致高速气流会先撞击蜗壳再沿蜗壳型线方向流动，气流撞击蜗壳时会产生一定的能量损失。而蜗壳型线的渐开角越大，这个夹角越小，空气在与蜗壳壁面碰撞时产生的能量损失越小，故而总风量和全压随之增大，这里的能量损失我们称之为沿程损失。

因为仿真中鼓风机的转速设定为固定的3000 r/min，随着总成风量和流场内部压力增大，电机需要提供更大的扭矩克服阻力来保持转速不变，故如图4(c)所示，扭矩随着渐开角增大而增大。

设计优化的过程中不能只看到总风量的提升，还需要考虑风扇的工作效率，当风量满足设计需求时，应使风扇尽可能在高效区间工作。风扇的工作效率可由如下公式(3)计算[6]：

$\eta =\left(输出功率/输入功率\right)\times 100\%=\left(P_1\times Q_v\right)/\left(2\pi \times n\times T\right)\times 100\%$ (3)

η：风扇效率；

P₁：全压；

Q_v：体积流量；

n：转速；

T：扭矩。

由图4(d)可知，渐开角从3.5˚逐渐增大到9˚的过程中，风扇效率先增大，在7.5˚时达到最大值，然后减小。忽略重力势能的影响，高速空气离开叶轮后在蜗壳内部扩压的过程是一个动能转换成压力势能的过程[7]，这个过程中不可避免的会存在沿程损失和局部损失。空气从叶片尾部流入蜗壳扩压段是一个流通截面积突增的过程，必然伴随着风速和压力的突变，这里产生的能量损失就是局部损失。随着蜗壳型线渐开角增大，蜗壳扩压段内部流场截面积也不断增大，产生的局部损失越大。已知随着渐开角不断增大，沿程损失逐渐减小，而局部损失不断增大，当局部损失的影响超过沿程损失时，就会使风扇的效率降低。

综上，考虑总成风量的提升和风扇工作效率，推荐使用7.5˚的蜗壳型线渐开角。

3.3.2. 叶轮半径

根据3.3.1小节的内容，将产品的蜗壳型线渐开角从4.5˚更改为7.5˚时，蜗壳的外形边界会随之变大，空调箱总成体积会超出当前整车边界限制，所以需要同步考虑减小扇叶半径的可行性。通过多次尝试，研发人员发现当叶轮半径为73.5 mm时，匹配7.5˚的蜗壳型线渐开角，空调箱总成的最大外边界刚好能够满足整车边界限制。

对7.5˚渐开角和73.5 mm叶轮半径的参数组合进行了编号6和7这两组仿真验证其性能。结果如下表2所示，其中编号2为初始设计状态，作为对比参考。

Table 2. Comparison of simulation results between optimal design and initial design

表2. 最优设计与初始设计仿真结果对比

编号	渐开角(˚)	叶轮半径(mm)	鼓风机转速(r/min)	风量(m^3/h)	全压(Pa)	扭矩(N·m)	风扇效率(%)
2	4.5	80	3000	504.3	695	0.525	59.0
6	7.5	73.5	3000	504.2	670	0.458	65.2
7	7.5	73.5	3250	543.3	777	0.528	70.4

从表2中可以发现，鼓风机转速依旧为3000 r/min时，总风量与初始设计持平，但是驱动叶轮旋转的扭矩从0.525 N·m降低到了0.458 N·m，风扇效率从59%提高到了65.2%，说明较小的叶轮半径和更大的蜗壳型线渐开角组合表现出来的性能是优于初始设计状态的。此时鼓风机3000 r/min转速所需要的扭矩小于电机实际能提供的扭矩，所以我们将转速提升到3250 r/min，使风扇所需扭矩与初始设计一致，结果总风量提升了40 m³/h，风扇效率也继续提高到了70.4%。

4. 实验验证

根据数值仿真结果，选择编号7参数制作了快速样件进行实验对比认证。其中，风量实验在风量台架上进行，出风口接上模拟风道，鼓风机电压12 V，出风的模式为全冷、吹面；噪音实验在半消音室进行，不带模拟风道，鼓风机电压12 V，出风的模式为全冷、吹面。

Table 3. Comparison between rapid prototype and initial design in experiment results

表3. 样件与初始设计实验结果对比

	渐开角(˚)	叶轮半径(mm)	鼓风机电压(V)	空调箱出风模式	风量(m^3/h)	噪音(dB(A))
初始设计	4.5	80	12	全冷、吹面	490.6	63.6
新设样件	7.5	73.5	12	全冷、吹面	511.5	61.5

从表3中结果可以看出，优化后的新设样件在要求工况下风量和噪音表现均优于初始设计。全冷、吹面的模式下总风量从490.6 m³/h提高到了511.5 m³/h，满足客户>500 m³/h的要求；总成噪音从63.6 dB(A)降低到了61.5 dB(A)，满足客户<62 dB(A)的要求。

5. 结论

1、最终优化方案使用7.5˚的蜗壳型线渐开角和73.5 mm的叶轮半径，产品在全冷、吹面的模式下总风量能够达到511.5 m³/h，噪音为61.5 dB(A)，能够满足设计要求。

2、在布置空间允许的情况下，蜗壳型线的渐开角取值应该尽可能大，在7˚~10˚之间为宜。渐开角越大，气流在扩压段的沿程损失越少，但是局部损失越大，风扇效率表现为先增大后减小，产品设计时应尽可能选择风扇的高效工作点。

3、蜗壳型线公式中其他设计参数的取值对风量和噪音的影响还待进一步的研究验证。