面对节能环保的新形势和日益增长的空调需求，高效低噪、小型轻量化的空调低压轴流风扇成为企业技术研发的重点．空调室外机换热器和导流圈使得轴流风扇的进气条件更为复杂．目前，国内外学者针对空调用轴流风扇做了大量研究，文献[1]设计了大前弯角度和前掠角度的轴流风扇，可以减少叶片流道中二次涡范围．文献[2]基于Bezier曲线对轴流风扇叶片子午面进行局部保凸性设计，在增大风量与降低噪声方面具有优势．文献[3]探究了空调轴流风扇尾缘凹陷与外缘翻边改型的气动特性和噪声特性．文献[4-5]研究了轴流风扇有无叶尖小翼、不同叶顶间隙及不同进口轮毂长度对气动性能的影响．随着计算机技术的发展，基于优化算法的多目标优化设计方法成为一种新的辅助研究手段．文献[6]采用遗传算法对离心叶轮开展多目标自动优化设计的研究．文献[7-8]利用混合多目标遗传算法和响应面相结合的方法，采用全流道和单流道模型对轴流风机优化设计．文献[9]采用遗传算法完成了基于熵产理论的多目标翼型优化设计． 在风扇轴向尺寸的限制下，为获得性能最优的轴流风扇，本研究采用基元级设计和复合弯掠技术相结合的轴流风扇参数化方法，通过控制变量范围，利用第二代非支配排序遗传算法(NSGA-II)多目标寻优，并对比分析了优化前后模型的性能及流场的变化，揭示了其性能提高的内在机理．1 数值模拟1.1　研究对象空调室外机由压缩机、轴流风扇、导流圈、换热器、电机和电机支架组成，为了便于后期优化，仅保留轴流风扇和导流圈作为研究对象．轴流风扇的主要尺寸参数：直径为420 mm，轮毂比为0.22，叶轮高度(轴向尺寸)为140 mm，叶顶间隙为8 mm，叶片数为3．1.2　数值计算如图1所示，将整个流体域分为进口区域、旋转区域和出口区域．进口区域和出口区域模型结构简单，均采用结构化网格．旋转区域结构较为复杂，采用非结构化网格．对网格做无关性验证，确定合适的网格数为2.2×106，叶轮无量纲壁面距离y+的最大值为40．10.13245/j.hust.210710.F001图1计算模型网格结构使用商用计算流体力学软件Fluent进行数值模拟，采用标准k-ε湍流模型求解RNS方程，近壁区域利用标准壁面处理，边界条件设置为压力进口和压力出口，旋转区域采用MRF多参考系模型.速度和压力耦合采用SIMPLE算法，离散格式为二阶迎风格式，计算残差达到1×10-5认为收敛．1.3　实验验证数值仿真结果的有效性和准确度须通过和实验结果对比进行验证．空调室外机的性能实验按照《GB/T1236—2017工业通风机用标准化风道进行性能试验》进行，采用A型实验装置，其中进口侧为自由进口，出口侧为多喷嘴风室，出风口增加辅助风机来克服流经实验装置的损失，通过设定不同的背压控制测试风扇的工况点．通过光纤传感器测量转速、多喷嘴流量计测量流量、皮托管测量压力、电测法测量功率．图2为性能实验台．图3为轴流风扇CFD计算与实验结果对比，实验测试转速为870 r/min．图中系统特性曲线为室外机拆掉轴流风扇后通过吹风实验测得的压降曲线，该曲线与风扇静压曲线的交点为轴流风扇的工作点，效率最高．在最大效率点和大流量区域，数值模拟与实验结果相对误差在5%以内，说明该计算模型有效．10.13245/j.hust.210710.F002图2性能实验台10.13245/j.hust.210710.F003图3轴流风扇CFD计算与实验结果对比2 多目标优化模型2.1　叶片参数化描述及优化变量利用基元级设计和复合弯掠技术[10]对叶片进行参数化描述．如图4所示，基元级截面的中弧线由三次B样条曲线生成，通过弦长l、叶型安装角β、前缘进口角β1、所述尾缘出口角β2和叶型相对弯度f (f=F/l，F为弯度)确定样条曲线控制点(P0，P1，P2和P3)的位置．叶片径向分为5个基元级，给定叶根和叶顶位置处的弦长分别为lH和lT，安装角βH和βT，使得弦长沿径向为指数函数分布和安装角线性分布．由此可确定基元级7个变量为lH，lT，βH，βT，β1，β2和f．10.13245/j.hust.210710.F004图4叶片截面型线以基元级截面弦长中点为积叠点，连接积叠点可以形成一条空间积叠线，将该空间积叠线分别投影至xoy平面和yoz平面，得到弯积叠线和掠积叠线，如图5所示．均为三次B样条曲线，弯积叠线由弯角δ、叶根弯控制角δH、叶顶弯控制角δT和弯积叠线相对弯度f1(f1=F1/|AC|，F1为弯积叠线弯度)确定；掠积叠线由掠角θ、叶根掠控制角θH、叶顶掠控制角θT和掠积叠线相对弯度f2 (f2=F2/|BC|，F2为掠积叠线弯度)确定，则弯掠变量为8个．10.13245/j.hust.210710.F005图5弯积叠线和掠积叠线根据叶轮的几何描述，确定15个优化变量范围，如表1所示，取值方式为搜索区间限定法．10.13245/j.hust.210710.T001表1优化变量范围基元级变量下限上限弯掠变量下限上限lH/mm60.080.0δ/(°)20.035.0lT/mm280.0340.0δH/(°)0.060.0βH/(°)30.045.0δT/(°)20.080.0βT /(°)20.030.0f10.10.3β1/(°)10.030.0θ/(°)0.010.0β2/(°)10.030.0θH/(°)0.040.0f0.020.10θT /(°)0.080.0f20.00.12.2　约束条件及优化目标多目标优化的约束条件分为几何约束条件和性能约束条件．由于空调室外机轴向尺寸的限制，轴流风扇的叶轮高度必须加以约束，因此几何约束条件为不大于原型叶轮高度h．优化后的性能应该要优于原型机，故性能约束条件为流量Q不小于原始值、静压效率η不小于原始值，以流量Q和静压效率η最大为目标函数．2.3　优化流程图6为多目标优化流程图，将NSGA-II优化算法与CFD模拟耦合起来，通过批处理文件调用ANSYS软件模块，实现各模块之间的文件交互，自动完成数值计算，并将结果反馈到优化算法，建立起集参数化建模、网格划分、流场计算与多目标优化算法于一体的优化平台．10.13245/j.hust.210710.F006图6多目标优化流程图3 优化结果分析3.1　Pareto最优解集取轴流风扇工作点(转速为870 r/min，出口背压为25 Pa)作为优化工况，初始种群规模为30个，进化代数为20，交叉概率为0.7，变异概率为0.3，变量均为实数编码．图7为多目标优化种群分布图．由图7可知：初始种群分布广泛，显得杂乱无章，随着进化代数的增加，流量和静压效率增大，进化到第20代形成Pareto前缘．10.13245/j.hust.210710.F007图7多目标优化种群分布对于此次工程类优化问题，变量个数较多，种群数量和进化代数较少，使得Pareto前缘不太规范．Pareto前缘中选取优化模型I和II，并根据设计参数建模并计算其性能曲线．3.2　气动性能分析表2为多目标数值优化结果，H为叶轮高度．通过数值模拟方法对比可知：在优化工况下，优化模型I和II的流量分别提高了6.9%和17.3%，静压效率分别增加2.5%和1.5%，其中优化模型I轴向尺寸缩短了10.0%，为室外机节省了空间，有助于室外机向小型化发展．10.13245/j.hust.210710.T002表2多目标数值优化结果参数原型机优化模型I优化模型IIH/mm140126140Q/(m3•h-1)198721262331η/%31.133.632.6图8为优化前后风机性能曲线对比图．由图8可知：当计算转速为870 r/min时，优化模型的性能有了不同程度的提升，其中优化模型I具有更好的变工况性能．10.13245/j.hust.210710.F008图8优化前后风机性能曲线对比图9为优化前后叶轮出口沿叶高轴向速度分布．由图9可知：优化模型I在叶顶附近具有较大的轴向速度，说明该模型改善了叶顶附近的流动状况，通流能力增加，并且沿叶高方向分布更加均匀．优化模型II除叶顶附近，其他区域轴向速度均高于其他模型．10.13245/j.hust.210710.F009图9优化前后叶轮出口沿叶高轴向速度分布3.3　内流分析优化模型I比优化模型II效率更高、出口轴向速度更均匀，并且与原型机流量差别较小，因此对优化模型I和原型机展开内流分析对比．为对比风扇内流旋涡结构特征和强度，引入绝对流线涡度ξs[11]，定义为ξs=ξw2ω|w|=ξiwi+ξjwj+ξkwk2ωwi2+wj2+wk2，式中：ξ为绝对涡度矢量，在x，y和z三个方向上的分量分别为ξi，ξj和ξk；w为相对速度矢量，在x，y和z三个方向上的分量分别为wi，wj和wk；ω为旋转角速度．流线绝对涡度反映了旋涡沿流线的衰减，可以显示旋涡的位置及其旋转方向[12]．图10和11显示了沿叶片弦向子午面绝对涡度(ξs)和绝对速度(u)的分布．在流线绝对涡度云图中，蓝色表示沿着流线逆时针旋转，红色表示沿着流线顺时针旋转．10.13245/j.hust.210710.F010图10子午面流线绝对涡度分布云图 10.13245/j.hust.210710.F011图11子午面绝对速度分布云图(色标单位：m/s) 如图10(a)所示，在接近前缘的10%弦长处，靠近前缘的叶顶吸力面区域还没有出现泄漏涡，而在导流圈内可以看到一个较强的逆时针旋转的涡(蓝色区域)，这个涡是相邻上游叶片产生的泄漏涡．从速度云图(图11(a))可以看到，该泄露涡堵塞了叶顶区域的流动，优化后的模型改善了这一状况．在叶片中部弦长位置处(图10(b))，除了观测叶片和相邻上游叶片产生的泄漏涡外，原型机叶片吸力面中部叶高位置还存在较强的顺时针旋转的涡(红色区域)，而优化模型I不存在这样的涡结构，并且由相邻上游叶片产生的泄露涡的强度较小．在靠近尾缘90%弦长位置处(图10(c))，观测叶片产生的泄露涡对主流的影响加大(图11(c))，并且与导流圈发生干涉，相邻上游叶片产生的泄露涡的影响减弱，但仍然影响叶顶附近的流动，其中优化模型I的影响小于原型机．综合以上分析可知：优化后的模型显著提高了叶顶区域的通流能力，减弱了叶尖涡的强度，减少了流动损失，流量和静压效率都高于原型机．3.4　实验对比分析制作优化模型I的手板，并在实验台上测量其外特性．在设计工况(转速为870 r/min，出口背压为25 Pa)下，原型机流量为2 075 m3/h，优化模型I流量为2 291 m3/h，流量提升了10.4%；原型机静压效率为27.6%，优化模型I静压效率为29.3%，静压效率增加1.7%．与数值模拟相比，结果存在偏差，但总体趋势一致，说明优化方法有一定效果．4 结语采用基元级设计和复合弯掠技术相结合的轴流风扇参数化设计方法，将整体参数作为优化变量，设置其变化范围，以流量和静压效率最大为目标，并将优化算法与数值模拟耦合起来，建立集轴流风扇参数化建模、网格划分、流场计算与多目标遗传算法于一体的自动优化平台，实现了轴向尺寸限制下的空调轴流风扇系统优化设计．优化后的模型与原型机相比，轴向尺寸缩小，在设计工况下实验流量提升10.4%、静压效率增加1.7%，且具有较宽的工作范围．分析内流特性可知：优化后的叶轮可以减弱叶尖涡的强度，减少流动损失，提高通流能力．