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0   引言

　　用户提出的设计要求是风量 120 万 m3 /h ，风压 2000Pa ，转速 560r/min ，温度 120 ℃ ，双吸、后向离心风机，由一半流量算得流量系数为 0.2683, 全压系数为 0.2892 ，比转速为 107.7 ，即 3-108 风机。该风机准备替代现用的 30 号双吸 4 － 73 风机，后者由于运行在远离设计工况的大流量区，效率很低，更不能适应在比设计流量更大的工况下运行。

　　3-108 风机是一个流量大、全压低、比转速特高的后向离心风机，从风机气动设计经验来看，这是一个选择离心或轴流风机均可的设计参数，但用户由于空间位置的限制，一定要选用双吸离心风机。由于这种特高比转速风机流量特大，所以叶轮进口直径很大，初步气动设计表明，其叶轮进出口直径比接近 0.8 ，而 3-108 风机实际使用的叶轮直径为 3m ，一端放置电机不会影响进口的进风量，这样只需计算将总流量的一半作为设计流量的单吸离心风机。

1 气动设计分析

　　根据 Eck 理论[1]、风机气动设计[2-3]、整机流场数值模拟[3-4] 、变工况性能数值预估[5]以及小比转速设计流量的选择[6-7] 等经验，认为用户设计要求会带来以下几个需要解决的问题。

　　（ 1 ） 特高比转速带来的特大流量、低全压使叶轮进口直径和宽度增大、叶轮通道变短，这样进风口出口段、叶轮进口段和叶轮内流动扩压增大，同时也使蜗壳螺旋角和宽度增大，不仅使蜗壳流道内的扩压增大，扩压引起分离，会大大降低叶轮效率，也使蜗壳和进风口损失增大，很难有好的风机性能。同时，由于分离流严重，必须采用 RNG 湍流模式数值模拟，即使这样，性能预估的精度也大为下降，增加了气动设计和优化的困难。

　　（ 2 ） 对于高比转速风机，如采用用户要求的设计流量进行设计，设计工况的效率不是最高，最高效率点的流量比设计流量低，变工况曲线向小流量偏移，大流量性能差，所以需要提高设计流量来进行气动设计，我们称它为选择流量设计，选择流量设计的好处是比一般按用户设计流量设计可增多叶轮进口直径和叶片出口角 2 个优化参数。对于特高比转速风机带来的这种性能曲线偏移更大，但缺乏这种选择流量设计的经验，数值模拟精度又不够，不仅增加气动设计和优化的难度，也特别需要性能试验来提供数据。

　　（ 3 ） 3-108 风机设计中，需要的几个重要的经验设计参数如进口加速系数、进口角、叶轮进出口宽度比、叶轮前盘、进风口圆弧和蜗壳螺旋角等会有很大不同，特别是进口加速系数会很小，但我们缺乏特大比转速风机的设计经验，不敢冒然使用，但又必须开创先例，否则就没有特色。

　　据此，我们准备至少要做两轮样机设计和试验，首轮设计可以大胆一些，多开创一些先例，由试验结果考核，第二轮设计前一定要很好地总结，才能得到性能较好的 3-108 样机。

　　根据厂方要求换算到 No8 气动设计参数，见表1。
 
表 1 3-108 No8 用户要求的气动设计参数

叶轮直径 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 29500
 
全压 H /Pa
 1280
 
转速 n /( r/min)
 1450
 
温度 T / ℃
 20
 
叶片数 Z / 个
 16
 
 
2 　首轮 3-108 № 8 样机设计和试验

　　首先确定选择的设计流量和全压。参考 4-73 改型的选择流量和用户设计流量比值，考虑到 4-73 改型的预估全压和试验全压的差别，通过选择 3 个设计流量 29500m3 /h 、 31500m3 /h 和 32500m3 /h ，对应不同的全压，经过多次整机变工况性能数值预估，最终确定首轮选择设计流量为 31500m3 /h ，选择全压为 1420Pa 进行气动设计，这样其变工况性能数值预估得到的最佳效率点接近厂方设计工况流量，且其数值预估全压能达到厂方要求的全压。相应的气动设计参数见表 2 。
 
表 2 首轮 3-108 No8 选择流量气动设计参数

叶轮直径 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 31500
 
全压 H /Pa
 1420
 
转速 n /( r/min)
 1450
 
温度 T / ℃
 20
 
叶片数 Z / 个
 16
 
 
　　其次，进行整机变工况性能数值预估和主要设计参数优化，优化目标是用户设计流量处的全压保证，效率提高，并能处于或接近变工况的最佳效率点。优化方法是按重要性逐个参数优化，结果见表 3 。
 
表3 首轮 3-108 样机数值优化后的结构参数
叶片进口角 β 1j / °
 25
 
进口加速系数 ζ
 0.56
 
叶轮出口与进口宽度比 B 2 / B 1
 0.88
 
叶轮前盘和进风口圆弧 Rco /mm
 80
 
蜗壳螺旋角 α / (°)
 7.5
 
叶轮出口宽度与蜗壳宽度比 BR
 0.34
 
叶片进口角 β 2j / (°)
 28
 
 
　　表 3 中 β 1j ， ζ ， α 3 个参数选择是开创先例的， β 1j 以往最小为 27 °，现为 25 °； ζ 以往最小为 0.6 ，现为 0.56 ； α 以往最大为 7 °，现为 7.5 °。表 4 为首轮 3-108 样机设计工况下性能预估，其中最突出的是叶轮效率偏低，不到 90% （一般高性能风机的叶轮效率为 94% ～ 95% ），进风口损失又偏大，导致整机效率不到 82% 。
 
表4 首轮 3-108 样机厂方设计工况性能预估

流量 Q / （ m 3 /h ）
 29500
 
全压 /pa
 1543
 
整机效率 /%
 81.84
 
叶轮效率 /%
 89.74
 
蜗壳损失 /%
 5.76
 
进风口损失 /%
 2.14
 
 
　　首轮样机变工况全压和效率性能预估和实测结果比较见图 1 和图 2 。用户设计工况实测结果 29500 m 3 /h 的全压值稍高为 1350 ，但效率只有 76% ，最高效率点达 82% ，但偏在小流量区。有几个值得总结的问题：（ 1 ）首轮选择流量太小。实测最高效率点的流量是 24850 m 3 /h ，预估的最高效率点位置在 27500 m 3 /h ，首轮选择流量为 31500 m 3 /h ，它是前者的 127% ，是后者的 115% ，预估和实测最佳效率点流量如此大的差别，也和流动不好有较多分离有关，如改善设计会减少这种差别。但总体来看第二轮选择设计流量还需要大大提高，至少选择 33500 m 3 /h 以上。
 

 
　　（ 2 ） 实测最佳效率为 82.0% ，全压为 1780Pa ，该点预测的效率和全压分别为 82.2% 和 1870Pa ，预估值效率偏高 0.2% 。全压偏高 90Pa ，即高 5% ，说明该点性能以及预估和实测吻合尚可，也说明只要第二轮选择流量选对，最佳效率点流量和用户设计流量尽量接近，第二轮样机就有可能成功。这里预估全压需要提高 5% 的数据，再加上用户希望留有减少叶片数的全压余量，预估用户设计工况点的全压达 1480Pa 。

　　（ 3 ） 首轮中β 1j ，ζ，α　 3 个参数选择是开创先例的，样机测试说明ζ选用 0.56 和α选用 7.5 °是成功的。β 1j 选用 25 °看来是有问题的，首先是β 1j 太小，离心应力太大，需要加厚叶片，对于流动效率和成本不好；其次是β 1j 越小， D1 越大，进风口出口扩压就大，容易引起分离流，叶轮进口流动变坏，直接影响叶轮效率，但数值模拟即使采用 RNG 湍流模式，也不能准确算出这种分离流动，减少β 1j 的预估结果看上去可以提高效率和全压，实则可能相反。还有 D1 大，叶片通道就短，相对扩压也严重，也有上述问题，大流量时，这些问题就更严重，所以实测结果大流量区全压和效率下降，很可能和β 1 太小有关。在第二轮设计中至少选在 27 °以上。

　　（ 4 ） 从实测性能来看，大流量区性能曲线特别陡，效率急剧下降，从 27000m3 /h 时的 81% ，到 33000m3 /h （增大 22% ）的 64% ， 35000m3 /h 时，只有 53% ，比一般高效风机陡峭得多；大流量时进口负攻角的影响，使叶轮效率下降的情况应该是差不多的，所以问题出在蜗壳上，可能是叶轮出口角 28 °设计太大，这样在大流量时叶轮出口绝对流动的气流角增大，虽然首轮蜗壳宽度已经很大，但大角度的气流冲入蜗壳，就引起很大分离，而数值模拟又不能模拟这种大的分离，性能预估上没能反映出来，所以第二轮设计中，应设法使出口角降下来。

3 　第二轮 3-108 № 8 样机设计和试验

　　第二轮样机设计改进方向：利用选择流量设计在满足用户设计流量时的全压要求下尽量提高效率，并使大流量区性能曲线比较平坦，用户设计流量点的效率尽量接近最佳效率。

　　通过上述分析及多次选择流量优化，第二轮的选择流量气动设计参数见表 5 。
 
表 5 第二轮 3-108 No8 气动设计参数

叶轮直径 D /mm
 800
 
流量 Q /(m 3 /h)
 33500
 
全压 H /Pa
 1147
 
转速 n /( r/min)
 1450
 
温度 T / ℃
 20
 
叶片数 Z / 个
 16
 
 
　　在性能优化中，我们注意到大流量性能变坏和最高效率点偏在小流量区的主要原因是由于进风口损失和蜗壳损失总是随着流量的增大而急剧增大，经常有这样的设计结果。例如，有一个设计方案预估叶轮效率、进风口损失、蜗壳损失和风机效率值： 25500m3 /h 时依次为 88.7% 、 1.3% 、 4.7% 和 82.7% ； 29500m3 /h 时依次为 88.7% 、 2.0% 、 5.1% 和 81.5% ； 33500m3 /h 时依次为 86.7% 、 3.2% 、7.0% 和 86.7% 。 虽然用户设计流量 29500m3 /h 时的叶轮效率已是最高，但再加上进风口损失和蜗壳损失，风机效率的最佳点是 25500m3 /h 。所以选择流量设计不单是提高合适的设计流量和全压，还要设计合适的蜗壳和进风口，尽量改善用户设计流量处这二者的损失，可是对特大比转速风机这种改善很有限，这就说明了几乎不可能做到用户设计流量是最佳效率点，只能做到尽量靠近最佳效率点。

　　表 6 为第二轮设计优化得到的结构参数值，其中ζ， B2/B1 、 Rco 和α值和首轮一样，β 1j 增大 2 °，β 2j 减少 2.7 °，以改善进口和叶片出口流动， BR 增大 0.02 ，不仅使蜗壳减小，也使用户设计工况和最佳效率点之间蜗壳损失差值减小，使前者效率更接近最佳效率。
 
表 6 第二轮 3-108 样机数值优化后的结构参数

叶片进口角 β 1j /( °)
 27
 
进口加速系数 ζ
 0.56
 
叶轮出口与进口宽度比 B2/B1
 0.88
 
蜗壳螺旋角 α/( °)
 7.5
 
叶轮出口宽度与蜗壳宽度比 BR
 0.36
 
前盘和进风口圆弧 R CO /mm
 80
 
叶片出口角 β 2j /( °)
 25.3
 
 
表 7 第二轮 3-108 变工况性能预估

流量/(m 3 /h)
 全压 /Pa
 整机效率/%
 叶轮效率 /%
 
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 是第二轮样机的变工况性能预估，表中特别列出叶轮效率，它减去整机效率就是蜗壳加进风口损失之和。可以看到，用户设计流量 29500m3 /h 的叶轮效率已很接近最佳叶轮效率，只差 0.2% ，但和最佳整机效率相比，相差有 1.1% ，原因是后者流量小，蜗壳和进风口损失都要小很多。从这里也可看到，对于特大比转速风机，几乎不可能使用户设计流量处的效率达到最佳效率，好的选择流量设计也只是尽量接近，而且其效率数值也不会太高，能超过 80% 已经很不容易了。第二轮设计采用选择流量设计，预估用户设计流量处的效率达 81.67% ，而且性能曲线平坦，大流量区效率和全压下降也较慢，用户设计流量处的预估全压比用户要求提高约 100Pa ，是准备叶片数减少的用户第二方案使用，从预估性能来看 3-108 风机选择流量设计是成功的。

4　 结论

　　特高比转速 3-108 风机如按常规设计，其用户设计流量和最佳效率点流量之比会超过 130% ，前者效率很低，大流量性能极坏，所以必须采用选择比用户流量大很多的选择流量来进行气动设计。特大比转速风机另一个特点是进风口和蜗壳损失均随流量的增大而急剧增大，很难有用户设计流量和大流量有高的整机效率。所以选择设计不能是简单地提高设计流量值，应在选择流量和优化结构参数同时优化中来确定选择流量，它不仅要使叶轮效率优化，还要尽量改善蜗壳和进风口损失，而且还要尽量减少用户设计流和最佳效率点之间的这二者损失的差别，这样才能使用户设计流量和最佳效率点流量尽量接近，可以说，特高比转速风机的最佳效率流量总是小于用户设计流量。