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風機選型與安裝
河北負壓風機價格淺談軸流風機自控工程的技術應用環量分布控制軸
介紹了采用西門子PLC組成的自動控制工程在新鋼公司9＃高爐風機工程中的技術應用
關鍵詞]風機；西門子PLC；自動控制BLOWER,
0引言
新鋼公司9#高爐送風工程采用陜西鼓風機廠的AV80型汽動軸流風機，由于風機運行的情況將立即對高爐的生產產生影響，其控制的穩定性、安全性及響應時間都要求很高，因此采用何種控制工程、采用怎樣的控制方案是風機運行好壞的關鍵。
其工藝簡述如下：當蒸汽作功帶動風機轉動工作時，空氣由進風口過濾器進入軸流壓縮機，壓縮氣流經單向止回閥送入高爐供風管道。當機組出現故障時可通過關閉止回閥，打開兩個放空閥保護機組的安全。在喘振時通過防喘振調節可使軸流壓縮機工況點回到安全工作區。
1工程硬件組成
9＃高爐風機控制工程采用西門子公司的S7-400PLC控制器，操作站與工程師站采用西門子工控機，基于TCP/IP協議的工業以太網連接操作站和控制站。
2工程軟件
9＃高爐風機控制工程軟件選用WINDOWSXP操作工程。下位應用軟件通過STEP7編程，我們充分利用了該軟件具有靈活多樣的指令和豐富的功能塊，編寫了具有模塊化、結構化的程序，使得程序具有良好的可讀性與可維護性，同時通過合理的程序設計將各個控制功能做到最優化。上位監控工程采用了WINCC6.0中文運行版監控軟件,界面友好,操作簡單，功能齊全。
3主要功能
3．1喘振控制
為了防止風機進入喘振工況運行，在喘振線下設置了兩道“防線”，即喘振報警線和喘振調節線。
當工況點在正常工作區域運行時，放空閥電磁閥得電，調節器輸出20mA,主放空閥和副放空閥全關;當工況點運行并突破喘振調節線時，防喘振控制由手動狀態自動切換到自動調節狀態，,使放空閥打開某一角度，當輸出信號在0～50%之間時，控制主放空閥的開度，當輸出信號在50%～100%之間時，控制副放空閥的開度，以使工況點下降到正常工作區域運行，消除喘振；當工況點突破喘振報警線時工程發出報警響鈴信號，提示將要進入喘振狀態；當工況點突破喘振線時，放空閥電磁閥失電，主放空閥、副放空閥快開（3S內全開），逆止閥關閉，靜葉角度關閉止22°，進入安全運行狀態。
在控制實現中采用了一種新的技術和設備，即取消了原先的閥位反饋檢測裝置（變送器），把閥門定位器改型為智能閥門定位器DVC6000并增加Moore公司的HIM信號轉換器。這樣從現場放空閥只需一組信號線，卻可以走閥位控制和閥位反饋兩路信號（閥位控制為4～20mA模擬信號，同時迭加的閥位反饋信號為數字信號）。這樣控制的精度、速度和效果將有一個提高。而且由于HIM信號轉換器可以通過筆記本電腦對兩路信號進行各種靈活處理，功能十分強大，相信將來會廣泛使用在各個重要場合。
3．2靜葉角度控制
即過改變靜葉角度達到調節排氣流量和排氣壓力的目的。在機組為達到額定轉速之前，為了機組的安全啟動，防止操作人員的誤操作，邏輯連鎖將強制調節器的輸出為最小，使靜葉角度處于最小角度位置220。
在工程投入自動操作之后，這一信號將使調節器處于自動狀態，這時操作員能根據工藝的需要設定風機的排氣流量或壓力值控制靜葉。定流量/定壓力控制切換時是無擾動的。
9＃風機目前采用的控制方法是手動增加或減小靜葉角度來實現高爐的加風，減風的工藝要求。
3.3逆流保護
邏輯圖如1所示。
圖1邏輯框圖
當轉速正常且喉部差壓低于1.5Mpa時，或進行逆流試驗時，就認為已達到了零流量，即逆流。若在T1s內零流量信號消失，并在T2s內不再出現零流量信號，這時只由防喘振調節器按正常的防喘振去控制防喘閥打開一定的角度，以消除喘振，而逆流保護不起作用。
由此可見，防止逆流的根本措施是加強防喘振控制，阻止喘振狀態進一步升級，其二是防止出口氣體的倒流。
如果在T2s內零流量信號存在或在以后的T2s內重復出現，則發出“逆流”報警，并且放空閥在3s內快速全開，以迅速消除喘振和逆流工況，靜葉角度關閉到22o，止回閥關閉，進入“全運行狀態”。當工程恢復正常后，按PLC畫面上的“存儲器復位”和“自動操作”按鈕再次投入自動操作狀態。
如果放風閥打開T3s仍不能消除逆流，則會發出持續逆流報警，同時進入緊急停機狀態。
3.4安全運行
安全運行是軸流壓縮機的一個特定概念，指的是一種自保護運行狀態，這時防喘振閥全開，靜葉角度關閉在22o，止回閥全關。出現以下情況之一，風機進入“安全運行”狀態。
•“手動安全運行“指令（通過按下“安全運行“）
•風機發生喘振
•機組逆流報警
3.5遠程轉速控制
當汽輪機在正常轉速（4893至5400轉之間）時,按下畫面上遠程轉速投入按鈕，通過PLC把此信號送至505調速器，當505調速器接到此信號后，再返回一個信號給PLC，這時畫面上顯示遠程轉速以投，再按下遠程轉速設定按鈕，這時畫面上彈出一個操作面板，可輸入所需要的轉速，即可對汽輪機進行轉速控制。
4結束語
該控制工程自2009年7月投運以來，軟件、硬件及網絡均運行正常，控制工程穩定，保證了生產的正常進行。提高了高爐生產的自動化控制水平，降低了操作員勞動強度。達到了設計要求。
摘要：采用數值模擬的方法，對比研究了不同環量指數的軸流風扇在設計工況下的氣動性能，通過分析風扇內部流動結構，揭示了沿葉高變環量設計對氣動性能影響的控制機理。結果表明：環量指數取適當的負值時，風扇葉頂通流能力較強，削弱了間隙處逆流對主流的影響，減小葉頂間隙泄漏帶來的損失；但環量指數若取值過小，會使吸力面根部沿徑向指向葉頂和沿軸向指向前緣的靜壓梯度較大，促進了附面層的分離，增大了二次流動損失。本文的軸流風扇在環量指數取-0.2左右時氣動性能最好。
關鍵詞：軸流風扇；變環量設計；扭葉片；氣動性能；葉頂間隙
0引言
軸流風扇是一種使用廣泛的流體機械，高效、低噪及穩定工況范圍寬的軸流風扇是研究的熱點問題。軸流風扇設計的研究主要集中在兩個方向，一是研究葉片徑向扭曲[1]、周向彎曲[2]及軸向傾掠[3]等對性能的影響；二是研究軸流風扇的多點多目標優化[4-6]。葉片扭曲是控制氣流參數沿葉高變化的有效手段，其中指數形式的環量分布方法[7]因其簡潔的形式和靈活多樣的分布，在低速風扇的扭葉片設計中得到廣泛的使用。
對于無前置導葉的軸流風扇，氣動負荷大小正比于葉輪后的環量分布。劉紅蕊等[1]研究了不同載荷展向分布規律對軸流風扇性能的影響，結果表明：在葉根若負荷過大，則氣流過度折轉容易造成分離，而在葉頂若負荷過大，也易增強葉頂泄漏流，適當減小葉根和葉頂的負荷可以提高風機的性能。Bonaiuti等[4]采用反問題設計三維葉片,選取環量分布作為優化自變量,優化了單級軸流壓氣機。Kyoung-YongLee等[5]則運用實驗設計與數值模擬的方法先篩選出對風扇氣動性能影響較大的幾何參數，然后將這些參數作為優化因素用響應面方法進行尋優，優化后的風扇靜壓提升了28.2%。這些結果也說明，控制環量分布對優化軸流風扇的性能是很有價值的。
本文應用數值模擬的方法，對比不同環量指數下風扇氣動性能，通過分析內部流動結構，并著重分析葉頂間隙的流動情況，揭示環量分布對軸流風扇性能影響的機理。
1軸流風扇的氣動設計
本文采用CLARK－Y葉型，參照孤立葉型理論[7]采用變環量流型設計方法，設計了一組軸流風扇，設計參數見表1。
其中：ηt為全壓效率；ω為葉輪角速度；Ｃ為葉型升力系數；b為葉型弦長；z為葉片數，wm為來流平均相對速度。
從圖1、圖2可以看出：1）α=-0.5是把設計全壓集中在葉頂，以充分利用葉頂的高線速度，而α=0.5相當于減小葉頂處的設計全壓，并將其轉移到葉根；2）當α改變時，葉根弦長比葉頂弦長變化得更加劇烈。特別的，當α=0.5時葉根弦長是葉頂弦長的兩倍還多，這會導致葉片扭得特別厲害。
2數值分析方法與驗證
采用FINE-TURBO軟件對變環量設計的一組葉輪進行了模擬計算。風扇流道進口加半球形導流罩。葉頂間隙高度為3mm。在葉片近壁面、輪轂及葉頂間隙、頭尾緣等復雜流動區域進行了網格局部加密處理，網格總數為65萬。
計算過程中的湍流模型為Spalart-Allmaras（S-A）模型，空間離散采用Jameson有限體積中心差分格式，時間推進采用顯式四階Runge-Kutta法。
為了驗證數值模擬的準確性，作者將環量指數為0.5的風扇做出實物模型，按照風室法GB1236-2000標準進行了實驗測試。結果對比見圖4。
實驗結果的靜壓效率計算公式為：
η＝pQ/3600(N-N0)
其中p為進出口靜壓差，Pa；Q為體積流量，m3/h；N為電機的輸入功率，W；N0為無負載時，軸系的空轉功率。
圖中的靜壓升系數、流量系數的定義為：
式中：Q0代表設計流量；Utip為葉尖旋轉線速度。
圖4a數值模擬的流量-靜壓曲線與實驗結果趨勢基本一致；從圖4b流量-靜壓效率曲線可以看到，數值模擬的結果比實驗結果偏高，相差的原因可能在于數值模擬僅針對風扇轉子進行，未包含測試平臺的進口集流器、出口擴散筒和消聲層等結構部件。在大流量時，由于風室靜壓值較低，實驗測量精度的限制和數值結果的相對誤差就比較大。但總體上看，在設計工況點，數值模擬的風扇性能是準確的，而在大流量工況范圍，靜壓效率相差5%以內。本文數值模擬方法預測評價風扇性能是可靠的。
3環量指數的影響
圖5為設計流量下，風扇靜壓升、靜壓效率隨環量指數的變化曲線。
隨著環量指數α從0.7開始減小，靜壓升在增大的同時，效率也在不斷的提高；環量指數α減小到-0.2時，靜壓效率取得最大值，此后靜壓升和靜壓效率都開始一定幅度的減小。
無論從壓升還是效率上看，當環量指數取一定的負值（-0.2～0）對本文所要研究的軸流風扇是有利的，特別在α=-0.2時，取得最佳效率點，此點較α=0.5的測試風扇靜壓升高出3.1Pa、靜壓效率高出4.6%，這說明選擇合適的環量指數在軸流風扇的設計中有著重要的意義。
下文取實驗測試的風扇（α=0.5）、最高效率點的風扇（α=-0.2）以及較小環量指數的風扇（α=-0.7）來進行內部流動對比分析。
4風扇內部流動結構
其中：Δptr進出口相對總壓差，可以看出，損失主要集中在葉頂區域（70%～95%葉高），這是由葉頂間隙導致的泄漏流動引起的（見圖7），而且在環量指數從0.5減小到-0.7的過程中，葉頂間隙區域的損失是不斷減小的。
圖7中可以看到間隙泄漏的流體在間隙通道內由于受到進出口壓差的作用而產生逆流，沿機閘流動到進口，并與來流摻混形成漩渦。這個漩渦使葉輪進口處截面變窄，阻塞了流道，對流動極為不利。圖8中相對速度系數定義式為：Ｇ＝Ｗ／Ｕtip（w為相對速度的大�。�，結合漩渦區速度流線以及相對速度系數云圖可以看到，α=-0.7時，漩渦區域的范圍是最小的。
圖9為風扇出口密流在葉高上的分布，密流的定義式為：Φ=ρcz，它表征了流道內通流能力的大小。從圖9中可以看出，由于α=-0.7風扇葉頂負荷較大、做功能力強，使其葉頂區域的通流能力要強于其他兩個風扇，較強的通流能力削弱了間隙處逆流流體對主流的影響，從而減小因間隙泄漏產生的逆流所帶來的損失。
圖10為三個風扇吸力面極限流線圖，圖中標注的尾緣處徑向流動發展高度ZTE表征了這三種情況下端壁二次流動發展的范圍[8]�？梢钥吹剑弘S著環量指數從0.5減小到-0.7，徑向高度ZTE是不斷增大的，這意味著二次流動影響的范圍越來越大；而且環量指數減小時，根部弦長的不斷縮短使得二次流動在軸向的發展也變得格外迅速，以至于α=-0.7時葉高中間尾緣處流線出現一定的集結。α=-0.7風扇根部比較劇烈的二次流動導致了流場的惡化，使二次流動損失迅速增大，這就解釋了圖6中α=-0.7風扇根部損失大于其它兩者的原因。
圖11中橫坐標Cax為無量綱弧長（弧長與葉高H的比值）；縱坐標Cp為葉片表面靜壓力系數。觀察α=0.5風扇10%和50%葉高的吸力面靜壓系數分布可以發現，兩條曲線出現了交叉，在交叉點之后，50%葉高靜壓高于10%葉高，靜壓梯度由50%葉高指向10%葉高（箭頭所示），這個徑向靜壓梯度可以降低近壁面的徑向竄流，抑制二次流動的發展。α=-0.2風扇，交叉點后移，由50%葉高指向10%葉高的靜壓梯度的范圍減小。α=-0.7風扇的10%和50%葉高吸力面靜壓系數曲線已經不再相交，在從前緣至尾緣的整個弧長范圍內，靜壓梯度由10%葉高指向50%葉高，這加速了附面層在徑向的發展，使二次流動損失增加。
圖12把三個風扇10%葉高靜壓系數分布放在一起作對比，可以分析出它們軸向的靜壓梯度差異。三個風扇吸力面靜壓沿軸向都是急劇減小后又逐漸增大，這意味著貼近吸力面流體沿軸向是先加速流動后減速流動，在后半段存在一個由尾緣指向前緣的靜壓梯度，這個靜壓梯度促使了吸力面附面層的分離。圖中圈出了三個環量指數風扇吸力面靜壓最小值點的位置，可以發現α=-0.7風扇此點最低、靜壓值最小，而它軸向的尺寸又最短，這就導致了α=-0.7風扇軸向的靜壓梯度最大，進一步促使了附面層的分離。
5結論
利用CFD方法對低壓軸流風扇的流場進行了模擬，通過給定不同的環量指數，研究了環量指數對內部流動及損失分布的影響。針對本文設計研究的低壓軸流風扇，可以得到以下的結論：
1）間隙的存在使風扇損失集中在葉頂，環量指數取適當的負值時，風扇葉頂處通流能力較強，可以削弱逆流漩渦對主流的影響，減小葉頂間隙泄漏帶來的損失。
2）環量指數如果取值過小，會使根部吸力面沿徑向指向葉頂和沿軸向指向前緣的靜壓梯度都較大，促使了附面層的分離，增大了二次流動損失。
3）本文所研
鋒速達是水簾生產廠家|環保空調生產廠家|屋頂風機廠家|，鋒速達承接規劃：豬場降溫|車間降溫|廠房降溫|豬場通風|車間通風|廠房通風|屋頂排風機|屋頂排熱|廠房通風降溫|車間通風降溫|通風換氣排熱降溫工程|屋頂風機安裝|負壓風機安裝|水簾安裝|環�？照{安裝|通風設備安裝|通風降溫設備|通風系統安裝案例|通風降溫系統|屋頂通風機|屋頂排風系統
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1工程硬件組成
9＃高爐風機控制工程采用西門子公司的S7-400PLC控制器，操作站與工程師站采用西門子工控機，基于TCP/IP協議的工業以太網連接操作站和控制站。
2工程軟件
9＃高爐風機控制工程軟件選用WINDOWSXP操作工程。下位應用軟件通過STEP7編程，我們充分利用了該軟件具有靈活多樣的指令和豐富的功能塊，編寫了具有模塊化、結構化的程序，使得程序具有良好的可讀性與可維護性，同時通過合理的程序設計將各個控制功能做到最優化。上位監控工程采用了WINCC6.0中文運行版監控軟件,界面友好,操作簡單，功能齊全。
3主要功能
3．1喘振控制
為了防止風機進入喘振工況運行，在喘振線下設置了兩道“防線”，即喘振報警線和喘振調節線。
當工況點在正常工作區域運行時，放空閥電磁閥得電，調節器輸出20mA,主放空閥和副放空閥全關;當工況點運行并突破喘振調節線時，防喘振控制由手動狀態自動切換到自動調節狀態，,使放空閥打開某一角度，當輸出信號在0～50%之間時，控制主放空閥的開度，當輸出信號在50%～100%之間時，控制副放空閥的開度，以使工況點下降到正常工作區域運行，消除喘振；當工況點突破喘振報警線時工程發出報警響鈴信號，提示將要進入喘振狀態；當工況點突破喘振線時，放空閥電磁閥失電，主放空閥、副放空閥快開（3S內全開），逆止閥關閉，靜葉角度關閉止22°，進入安全運行狀態。
在控制實現中采用了一種新的技術和設備，即取消了原先的閥位反饋檢測裝置（變送器），把閥門定位器改型為智能閥門定位器DVC6000并增加Moore公司的HIM信號轉換器。這樣從現場放空閥只需一組信號線，卻可以走閥位控制和閥位反饋兩路信號（閥位控制為4～20mA模擬信號，同時迭加的閥位反饋信號為數字信號）。這樣控制的精度、速度和效果將有一個提高。而且由于HIM信號轉換器可以通過筆記本電腦對兩路信號進行各種靈活處理，功能十分強大，相信將來會廣泛使用在各個重要場合。
3．2靜葉角度控制
即過改變靜葉角度達到調節排氣流量和排氣壓力的目的。在機組為達到額定轉速之前，為了機組的安全啟動，防止操作人員的誤操作，邏輯連鎖將強制調節器的輸出為最小，使靜葉角度處于最小角度位置220。
在工程投入自動操作之后，這一信號將使調節器處于自動狀態，這時操作員能根據工藝的需要設定風機的排氣流量或壓力值控制靜葉。定流量/定壓力控制切換時是無擾動的。
9＃風機目前采用的控制方法是手動增加或減小靜葉角度來實現高爐的加風，減風的工藝要求。
3.3逆流保護
邏輯圖如1所示。
圖1邏輯框圖
當轉速正常且喉部差壓低于1.5Mpa時，或進行逆流試驗時，就認為已達到了零流量，即逆流。若在T1s內零流量信號消失，并在T2s內不再出現零流量信號，這時只由防喘振調節器按正常的防喘振去控制防喘閥打開一定的角度，以消除喘振，而逆流保護不起作用。
由此可見，防止逆流的根本措施是加強防喘振控制，阻止喘振狀態進一步升級，其二是防止出口氣體的倒流。
如果在T2s內零流量信號存在或在以后的T2s內重復出現，則發出“逆流”報警，并且放空閥在3s內快速全開，以迅速消除喘振和逆流工況，靜葉角度關閉到22o，止回閥關閉，進入“全運行狀態”。當工程恢復正常后，按PLC畫面上的“存儲器復位”和“自動操作”按鈕再次投入自動操作狀態。
如果放風閥打開T3s仍不能消除逆流，則會發出持續逆流報警，同時進入緊急停機狀態。
3.4安全運行
安全運行是軸流壓縮機的一個特定概念，指的是一種自保護運行狀態，這時防喘振閥全開，靜葉角度關閉在22o，止回閥全關。出現以下情況之一，風機進入“安全運行”狀態。
•“手動安全運行“指令（通過按下“安全運行“）
•風機發生喘振
•機組逆流報警
3.5遠程轉速控制
當汽輪機在正常轉速（4893至5400轉之間）時,按下畫面上遠程轉速投入按鈕，通過PLC把此信號送至505調速器，當505調速器接到此信號后，再返回一個信號給PLC，這時畫面上顯示遠程轉速以投，再按下遠程轉速設定按鈕，這時畫面上彈出一個操作面板，可輸入所需要的轉速，即可對汽輪機進行轉速控制。
4結束語
該控制工程自2009年7月投運以來，軟件、硬件及網絡均運行正常，控制工程穩定，保證了生產的正常進行。提高了高爐生產的自動化控制水平，降低了操作員勞動強度。達到了設計要求。
摘要：采用數值模擬的方法，對比研究了不同環量指數的軸流風扇在設計工況下的氣動性能，通過分析風扇內部流動結構，揭示了沿葉高變環量設計對氣動性能影響的控制機理。結果表明：環量指數取適當的負值時，風扇葉頂通流能力較強，削弱了間隙處逆流對主流的影響，減小葉頂間隙泄漏帶來的損失；但環量指數若取值過小，會使吸力面根部沿徑向指向葉頂和沿軸向指向前緣的靜壓梯度較大，促進了附面層的分離，增大了二次流動損失。本文的軸流風扇在環量指數取-0.2左右時氣動性能最好。
關鍵詞：軸流風扇；變環量設計；扭葉片；氣動性能；葉頂間隙
0引言
軸流風扇是一種使用廣泛的流體機械，高效、低噪及穩定工況范圍寬的軸流風扇是研究的熱點問題。軸流風扇設計的研究主要集中在兩個方向，一是研究葉片徑向扭曲[1]、周向彎曲[2]及軸向傾掠[3]等對性能的影響；二是研究軸流風扇的多點多目標優化[4-6]。葉片扭曲是控制氣流參數沿葉高變化的有效手段，其中指數形式的環量分布方法[7]因其簡潔的形式和靈活多樣的分布，在低速風扇的扭葉片設計中得到廣泛的使用。
對于無前置導葉的軸流風扇，氣動負荷大小正比于葉輪后的環量分布。劉紅蕊等[1]研究了不同載荷展向分布規律對軸流風扇性能的影響，結果表明：在葉根若負荷過大，則氣流過度折轉容易造成分離，而在葉頂若負荷過大，也易增強葉頂泄漏流，適當減小葉根和葉頂的負荷可以提高風機的性能。Bonaiuti等[4]采用反問題設計三維葉片,選取環量分布作為優化自變量,優化了單級軸流壓氣機。Kyoung-YongLee等[5]則運用實驗設計與數值模擬的方法先篩選出對風扇氣動性能影響較大的幾何參數，然后將這些參數作為優化因素用響應面方法進行尋優，優化后的風扇靜壓提升了28.2%。這些結果也說明，控制環量分布對優化軸流風扇的性能是很有價值的。
本文應用數值模擬的方法，對比不同環量指數下風扇氣動性能，通過分析內部流動結構，并著重分析葉頂間隙的流動情況，揭示環量分布對軸流風扇性能影響的機理。
1軸流風扇的氣動設計
本文采用CLARK－Y葉型，參照孤立葉型理論[7]采用變環量流型設計方法，設計了一組軸流風扇，設計參數見表1。
其中：ηt為全壓效率；ω為葉輪角速度；Ｃ為葉型升力系數；b為葉型弦長；z為葉片數，wm為來流平均相對速度。
從圖1、圖2可以看出：1）α=-0.5是把設計全壓集中在葉頂，以充分利用葉頂的高線速度，而α=0.5相當于減小葉頂處的設計全壓，并將其轉移到葉根；2）當α改變時，葉根弦長比葉頂弦長變化得更加劇烈。特別的，當α=0.5時葉根弦長是葉頂弦長的兩倍還多，這會導致葉片扭得特別厲害。
2數值分析方法與驗證
采用FINE-TURBO軟件對變環量設計的一組葉輪進行了模擬計算。風扇流道進口加半球形導流罩。葉頂間隙高度為3mm。在葉片近壁面、輪轂及葉頂間隙、頭尾緣等復雜流動區域進行了網格局部加密處理，網格總數為65萬。
計算過程中的湍流模型為Spalart-Allmaras（S-A）模型，空間離散采用Jameson有限體積中心差分格式，時間推進采用顯式四階Runge-Kutta法。
為了驗證數值模擬的準確性，作者將環量指數為0.5的風扇做出實物模型，按照風室法GB1236-2000標準進行了實驗測試。結果對比見圖4。
實驗結果的靜壓效率計算公式為：
η＝pQ/3600(N-N0)
其中p為進出口靜壓差，Pa；Q為體積流量，m3/h；N為電機的輸入功率，W；N0為無負載時，軸系的空轉功率。
圖中的靜壓升系數、流量系數的定義為：
式中：Q0代表設計流量；Utip為葉尖旋轉線速度。
圖4a數值模擬的流量-靜壓曲線與實驗結果趨勢基本一致；從圖4b流量-靜壓效率曲線可以看到，數值模擬的結果比實驗結果偏高，相差的原因可能在于數值模擬僅針對風扇轉子進行，未包含測試平臺的進口集流器、出口擴散筒和消聲層等結構部件。在大流量時，由于風室靜壓值較低，實驗測量精度的限制和數值結果的相對誤差就比較大。但總體上看，在設計工況點，數值模擬的風扇性能是準確的，而在大流量工況范圍，靜壓效率相差5%以內。本文數值模擬方法預測評價風扇性能是可靠的。
3環量指數的影響
圖5為設計流量下，風扇靜壓升、靜壓效率隨環量指數的變化曲線。
隨著環量指數α從0.7開始減小，靜壓升在增大的同時，效率也在不斷的提高；環量指數α減小到-0.2時，靜壓效率取得最大值，此后靜壓升和靜壓效率都開始一定幅度的減小。
無論從壓升還是效率上看，當環量指數取一定的負值（-0.2～0）對本文所要研究的軸流風扇是有利的，特別在α=-0.2時，取得最佳效率點，此點較α=0.5的測試風扇靜壓升高出3.1Pa、靜壓效率高出4.6%，這說明選擇合適的環量指數在軸流風扇的設計中有著重要的意義。
下文取實驗測試的風扇（α=0.5）、最高效率點的風扇（α=-0.2）以及較小環量指數的風扇（α=-0.7）來進行內部流動對比分析。
4風扇內部流動結構
其中：Δptr進出口相對總壓差，可以看出，損失主要集中在葉頂區域（70%～95%葉高），這是由葉頂間隙導致的泄漏流動引起的（見圖7），而且在環量指數從0.5減小到-0.7的過程中，葉頂間隙區域的損失是不斷減小的。
圖7中可以看到間隙泄漏的流體在間隙通道內由于受到進出口壓差的作用而產生逆流，沿機閘流動到進口，并與來流摻混形成漩渦。這個漩渦使葉輪進口處截面變窄，阻塞了流道，對流動極為不利。圖8中相對速度系數定義式為：Ｇ＝Ｗ／Ｕtip（w為相對速度的大�。�，結合漩渦區速度流線以及相對速度系數云圖可以看到，α=-0.7時，漩渦區域的范圍是最小的。
圖9為風扇出口密流在葉高上的分布，密流的定義式為：Φ=ρcz，它表征了流道內通流能力的大小。從圖9中可以看出，由于α=-0.7風扇葉頂負荷較大、做功能力強，使其葉頂區域的通流能力要強于其他兩個風扇，較強的通流能力削弱了間隙處逆流流體對主流的影響，從而減小因間隙泄漏產生的逆流所帶來的損失。
圖10為三個風扇吸力面極限流線圖，圖中標注的尾緣處徑向流動發展高度ZTE表征了這三種情況下端壁二次流動發展的范圍[8]�？梢钥吹剑弘S著環量指數從0.5減小到-0.7，徑向高度ZTE是不斷增大的，這意味著二次流動影響的范圍越來越大；而且環量指數減小時，根部弦長的不斷縮短使得二次流動在軸向的發展也變得格外迅速，以至于α=-0.7時葉高中間尾緣處流線出現一定的集結。α=-0.7風扇根部比較劇烈的二次流動導致了流場的惡化，使二次流動損失迅速增大，這就解釋了圖6中α=-0.7風扇根部損失大于其它兩者的原因。
圖11中橫坐標Cax為無量綱弧長（弧長與葉高H的比值）；縱坐標Cp為葉片表面靜壓力系數。觀察α=0.5風扇10%和50%葉高的吸力面靜壓系數分布可以發現，兩條曲線出現了交叉，在交叉點之后，50%葉高靜壓高于10%葉高，靜壓梯度由50%葉高指向10%葉高（箭頭所示），這個徑向靜壓梯度可以降低近壁面的徑向竄流，抑制二次流動的發展。α=-0.2風扇，交叉點后移，由50%葉高指向10%葉高的靜壓梯度的范圍減小。α=-0.7風扇的10%和50%葉高吸力面靜壓系數曲線已經不再相交，在從前緣至尾緣的整個弧長范圍內，靜壓梯度由10%葉高指向50%葉高，這加速了附面層在徑向的發展，使二次流動損失增加。
圖12把三個風扇10%葉高靜壓系數分布放在一起作對比，可以分析出它們軸向的靜壓梯度差異。三個風扇吸力面靜壓沿軸向都是急劇減小后又逐漸增大，這意味著貼近吸力面流體沿軸向是先加速流動后減速流動，在后半段存在一個由尾緣指向前緣的靜壓梯度，這個靜壓梯度促使了吸力面附面層的分離。圖中圈出了三個環量指數風扇吸力面靜壓最小值點的位置，可以發現α=-0.7風扇此點最低、靜壓值最小，而它軸向的尺寸又最短，這就導致了α=-0.7風扇軸向的靜壓梯度最大，進一步促使了附面層的分離。
5結論
利用CFD方法對低壓軸流風扇的流場進行了模擬，通過給定不同的環量指數，研究了環量指數對內部流動及損失分布的影響。針對本文設計研究的低壓軸流風扇，可以得到以下的結論：
1）間隙的存在使風扇損失集中在葉頂，環量指數取適當的負值時，風扇葉頂處通流能力較強，可以削弱逆流漩渦對主流的影響，減小葉頂間隙泄漏帶來的損失。
2）環量指數如果取值過小，會使根部吸力面沿徑向指向葉頂和沿軸向指向前緣的靜壓梯度都較大，促使了附面層的分離，增大了二次流動損失。
3）本文所研
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