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通過對烘干房排濕風機設計參數(shù)和S2設計參數(shù)的多次迭代,得到了一個接近設計要求的初步三維設計方案。從表2可以看出,初步設計方案的氣動參數(shù)與一維設計結果吻合較好。風機設計過程中一維參數(shù)的設計精度足以支持設計工作的進一步發(fā)展。表2顯示了一維設計結果和初步設計的平均質量參數(shù)。由表2可以看出,單級風機平均半徑處的負荷系數(shù)約為1.0,甚至高于普通航空發(fā)動機壓氣機的負荷系數(shù)。同時,單級風機的反應性略大于0.5,平均負荷分布在靜、動葉片上,使烘干房排濕風機葉片展開中部的彎曲角度達到40度以上,擴壓系數(shù)達到0.5以上。從出版的文獻中不難找到??紤]到軸流風機制造成本的限制,擴壓系數(shù)接近0.6,基本達到了無主動流量控制技術的亞音速軸流風機的設計極限。在端部彎曲建模的基礎上,適當疊加葉片正彎曲建模,可以減小端部攻角,保證定子葉片和級間的有效流動。然而,在烘干房排濕風機設計結果與設計目標的壓力比與效率之間仍存在一定的差距,需要進一步的詳細設計來彌補。由于本文設計的單級風機的負荷比設計中采用的經(jīng)驗公式高,因此有必要對每排葉片的稠度和展弦比進行調整。初步設計方案如圖所示。6和7,以及表3所示的氣動性能,其中載荷系數(shù)由葉尖的切線速度定義。
當烘干房排濕風機葉頂間隙形狀發(fā)生變化時,不可避免地會引起葉頂及其附近的吸力面和壓力面流場的分布。由于葉尖間隙的存在,泄漏流將與通道內(nèi)的主流混合,在吸入面頂角形成泄漏旋渦。烘干房排濕風機與方案3相比,方案2具有幾乎相同的區(qū)范圍,但葉尖間隙較大,有利于防止動靜部件之間的摩擦,而方案6具有明顯的性能退化,易于分析其損耗機理。為此,分析了三種葉尖間隙:均勻間隙、方案2和方案6。旋渦是描述旋渦運動的重要特征量,其大小可以反映旋渦的強度。在間隙均勻的情況下,渦量分布從葉片前緣到后緣呈下降趨勢,流入量能有效地粘附在吸力面上,因此烘干房排濕風機渦量相對較小。烘干房排濕風機利用一條非均勻有理B-sline曲線來描述由四個控制點(紅點)控制的曲線,包括前緣點和后緣點。由于主流與泄漏流的相互作用,葉片頂端的渦度比吸力面大得多,較大渦度出現(xiàn)在吸力面拐角處和葉片頂端附近。中間葉片頂部渦度強度明顯增大,這是由于間隙收縮導致葉片前緣泄漏面積增大,導致泄漏流量增大,主流與泄漏流量的混合程度增大,渦度強度增大。烘干房排濕風機葉尖間隙的大小沿流動方向減小,即葉片葉尖越靠近殼體,泄漏旋渦越靠近葉片上部和中部。副作用減少。
在烘干房排濕風機葉片前緣形成了C形軸向速度分布,在翼型阻力的作用下,流入流的軸向速度減小,形成了一個低速區(qū)。吸入面沿轉子旋轉的相反方向形成橫向壓力梯度。根據(jù)機翼理論,通過吸力面的速度高于通過壓力面的速度,吸力面后緣形成高速區(qū)。進一步討論了動葉區(qū)中間流動面內(nèi)的總壓力分布。分析了在設計流量下動葉區(qū)中流面內(nèi)的總壓分布。由于烘干房排濕風機葉片壓力面所做的工作,壓力面上的總壓力明顯高于吸力面上的總壓力,總壓力沿動葉片旋轉方向由壓力面逐漸下降到吸力面??倝褐饾u升高,但吸入面略有變化。由于本文設計的單級風機的負荷比設計中采用的經(jīng)驗公式高,因此有必要對每排葉片的稠度和展弦比進行調整。這是因為當氣流通過葉柵時,從吸力面到相鄰葉片壓力面的離心力沿葉片高度逐漸增大。為了抵消離心力的影響,將葉片設計為扭曲葉片后,沿葉片高度方向產(chǎn)生橫向壓力梯度,使兩個力達到平衡,吸力面附近有一個負壓區(qū)。由于烘干房排濕風機葉片的吸入面和壓力面之間的壓差較大,位于壓力側的流體通過葉尖間隙流向吸入面,導致葉尖間隙中的泄漏流。泄漏流與主流相互作用,產(chǎn)生較大的泄漏損失。