轴流风机具有风量大、效率高和噪声低等优点，被广泛应用于隧道施工通风、矿井排风等领域^[1]。现阶段，国内外企业在制造轴流风机叶片时普遍采用铸造工艺，对尺寸较小的叶片常采用批量生产技术^[2]。NACA65系列翼型叶片在涡轮机械中应用广泛，但该翼型尾缘轮廓线的内切圆半径收敛至零，铸造工艺无法适应标准翼型尾缘厚度^[3-4]，导致铸造过程中铝液不能顺畅地流动至叶片尾缘末端，造成铝液填充不均匀，最终铸造出的叶片无法满足使用要求。目前，解决上述问题常用的方法是对翼型尾部进行改进，以使改进翼型适用于叶片设计，但这会减弱原始翼型特有的“襟翼效应”^[5]。因此，在满足铸造工艺要求的前提下，研究叶片尾缘结构对轴流风机气动性能的影响规律具有重要的工程应用价值。

在叶片尾缘结构优化领域，国内外学者结合数值模拟、实验验证等手段对不同类型的旋转机械进行了研究。袁德宣等^[6]基于风力机叶片的性能、结构及工艺需求，对翼型尾缘进行了加厚处理，并分析了尾缘的偏移量及位置对翼型气动特性的影响。Liu等^[7]采用Fluent软件系统研究了翼型尾缘厚度与非对称修正因子对风力涡轮机翼型气动性能的影响。马铁强等^[8]分别采用对称加厚与弧形加厚的方式对风力机叶片翼型尾缘进行了改型，并分析了不同加厚形式对叶片气动性能的影响规律。Kaewbumrung等^[9]针对机匣损伤导致压缩机叶片断裂、使用寿命缩短的问题，分析了叶片尾缘修剪1、5、10 mm对压缩机性能的影响。Kumar等^[10] 基于CFD（computational fluid dynamics，计算流体力学）仿真分析，设计了一种集成多种结构改进的涡轮叶片，即采用圆角前缘叶尖、静态延伸尾缘及变厚度叶片的组合设计，拓宽了Wells涡轮机的工作范围并提升了其输出功率。Zhang等^[11]为探究叶轮尾缘结构对轴流风机内部流动的影响，设计了4种尾缘结构不同的叶轮，并采用数值模拟与实验相结合的方法分析了不同叶轮尾缘结构下风机内部流场的变化规律。Kahn等^[12]针对平背翼型开展了尾缘改型研究，系统地分析了不同尾缘结构对平背翼型气动特性的影响，为该翼型尾缘的优化设计提供了参考。汤湘杰等^[13]针对NACA65系列翼型叶片尾缘内切圆半径为0 mm的铸造难题，利用三次多项式生成尾缘厚度函数，并对尾缘厚度为0、1.5、3.0 mm的轴流风机叶片进行了CFD仿真与结构分析。

然而，现有研究大多聚焦于单一叶片尾缘结构对轴流风机气动性能的影响，缺乏针对不同尾缘结构影响差异的对比分析。为此，本文针对2种不同的叶片尾缘结构，通过CFD仿真分析其对轴流风机气动性能的影响，并与采用原始叶片尾缘结构的轴流风机进行对比。与现有研究相比，本文重点探究叶片尾缘结构的形状与厚度对轴流风机气动性能的影响，旨在为其叶片尾缘的设计与制造提供参考。

叶片作为轴流风机能量转换的核心元件^[14]，其气动性能对风机的运行效率具有决定性影响。如图1所示，叶片由多个翼型沿重心积叠而成。根据轮毂比和叶片数量，构建轴流风机叶轮的物理模型。

以某隧道通风系统中的轴流风机为研究对象，在建模过程中，为简化网格划分并提高计算效率，对电机结构、外壳框架等非关键部件进行合理简化。建立的轴流风机三维物理模型（包含导流罩、叶轮、导叶及扩压器）如图2所示。

轴流风机的网格模型如图3所示，采用非结构化四面体网格单元对计算域进行离散化处理，因叶轮叶片及导叶区域气流流动极其复杂，对该区域进行网格加密处理，而入口、出口区域采用稀疏网格。为验证网格数量对计算结果的影响，采用网格数分别为120万、157万、197万、245万、279万、330万的轴流风机网格模型进行仿真对比。

采用Fluent软件进行仿真计算，选用Realizable k-ε湍流模型来模拟轴流风机叶轮内部的三维湍流流动；在数值离散过程中，动量方程的扩散项、对流项及湍流黏性系数均采用二阶迎风差分格式进行离散，压力速度耦合通过Coupled算法实现。将模型入口设置为速度入口，出口设置为压力出口；压力出口的初始压力设为0 Pa，通过调节入口速度幅值来实现风量控制。忽略重力效应，将空气密度设为1.225 kg/m³。针对旋转机械特性，采用多重参考系模型处理动静域的耦合问题，将叶轮区域定义为旋转流体域，其余区域设为静止流体域，通过在动静交界面建立数据交互机制来实现流场参数的连续传递。完成计算后，若残差收敛曲线中各物理量的残差值均小于10^-3，则可认为当前计算已达到收敛^[15]。

以轴流风机的叶轮功率和全压作为网格无关性验证的评价指标，开展6组网格数量下数值仿真结果的对比分析，如图4所示。由图4可知，当网格数超过245万时，轴流风机全压、叶轮功率的相对误差变化率均稳定在1%以内，满足计算精度要求。综合考虑流场计算精度与求解效率，选定网格数为245万的模型作为后续轴流风机气动性能分析的网格模型。

轴流风机的主要参数如表1所示。

基于表1参数，开展轴流风机气动性能数值仿真分析。图5所示为采用原始叶片尾缘结构（尾缘厚度为0 mm）时轴流风机的气动性能。由图5可知，随着风量的增大，风机的全压呈现持续下降的趋势；随着风量的增大，全压效率先上升后逐渐下降，在风量为10.5 m³/s时达到峰值，峰值效率为85.70%。

叶片尾缘厚度根据叶片铸造工艺要求进行选择：厚度低于1 mm不利于叶片铸造^[16]；而当厚度超过一定尺寸时，叶片尾缘的修正范围过大，对轴流风机气动性能的影响较大。基于此，本文对采用不同叶片尾缘结构且尾缘厚度为0~3.0 mm的轴流风机进行气动性能分析。图6所示为2种叶片尾缘结构：第1种为对叶片尾缘进行加厚处理（厚度为l），以在实现铸造的同时保持原始弦长；第2种为对叶片尾缘进行倒圆处理（圆角半径为R），以达到可用的最小厚度。

在最大风量工况和设计风量工况（q=11.5 m³/s）下，对采用尾缘加厚结构（厚度l=0~3.0 mm）的轴流风机的气动性能进行数值仿真。当厚度l分别为0、1.0、1.5、2.0、2.5、3.0 mm时，风机的最大风量分别为13.96、13.76、13.62、13.57、13.48、13.36 m³/s，即随着厚度l的增大，最大风量逐渐减小。

不同风量工况下尾缘加厚结构对轴流风机气动性能的影响如图7所示。由图7(a)可以看出，在最大风量工况下，随着尾缘加厚结构厚度l的增大，风机的全压p和全压效率η总体上呈现非线性变化规律：当厚度l=0~1.5 mm时，全压效率随厚度l的增大而升高，在l=1.5 mm附近达到峰值；当厚度l=1.5~3.0 mm时，全压和全压效率随厚度l的增大呈非线性波动。由图7(b)可以看出，在设计风量工况下，风机的全压与全压效率随厚度l的增大而持续衰减，当l从0 mm增大至3.0 mm时，全压平均衰减了9.50%，全压效率平均衰减了2.27%。

为进一步分析尾缘加厚结构的厚度l对轴流风机全压的影响，结合风机实际运行时大多处于小风量工况的特点，选取设计风量工况下的风机进行流场分析，提取不同厚度l下50%叶高处的全压分布云图，如图8所示。由图8可知，叶片吸力面和压力面的全压分布存在明显的高低压区划分：叶片前缘吸力面附近存在低压区A（压力低于-1 200 Pa），全压沿叶片前缘至尾缘方向逐渐升高，在叶片尾缘压力面处形成高压区B（压力高于400 Pa）。这是因为叶片尾缘经加厚处理后，改变了局部气流的流动状态，使得气流在尾缘区域的能量传递与转化过程发生了变化，进而形成明显的高压区，整体压力沿叶展径向呈现显著的梯度分布。随着厚度l的增大，叶片前缘吸力面处低压区A的面积基本不变，而尾缘压力面处高压区B的面积逐渐减小，上下表面的压差减小。尾缘加厚处理显著影响叶轮出口的气流结构，促使边界层增厚，流动分离提前发生且分离程度加剧，导致摩擦阻力增大，能量转化效率降低，大量能量用于克服摩擦阻力做功，同时流动损失增大，效率随之降低。

为分析不同尾缘加厚结构厚度l下轴流风机靠近叶轮处的静压时域特性，通过试验采集叶尖处1个旋转周期内的静压脉动信号，如图9所示。其中，叶尖与叶轮中心的径向距离为451 mm，轴向距离为100 mm（沿气流出口方向）。由图9可知，静压脉动曲线呈现显著的周期性波动特征，其波动形态近似正弦波，在静压波动过程中存在10个峰值，与叶轮叶片总数一致。这是因为轴流风机内部气体所获得的能量来自叶轮叶片做功，当叶片周期性旋转时，叶尖处的静压发生周期性波动^[14]。当厚度l从0 mm增大至2.5 mm时，静压脉动峰值和平均静压均呈现下降的趋势；当厚度l从2.5 mm增大至3.0 mm时，静压脉动峰值和平均静压呈现上升的趋势。

为分析轴流风机靠近叶轮处的噪声在不同频段的分布特性，对图9所示的静压时域信号进行傅里叶变换，得到1倍频程声压级频谱图和A计权1/3倍频程声压级频谱图，如图10所示。鉴于噪声源主要集中在低频段，聚焦于0~2 500 Hz频率范围内的噪声进行分析。

由图10(a)可知，随着频率的增大，不同厚度l下轴流风机叶尖处噪声的声压级均呈下降趋势：0~1 250 Hz低频段内的声压级随频率的升高而急剧下降，不同厚度l下的频谱曲线几乎重合；1 250~2 500 Hz高频段内声压级的波动幅度显著减小。当厚度l分别为0、1.0、1.5、2.0、2.5、3.0 mm时，对应的最大声压级分别为106.20、105.81、105.78、105.65、105.41、105.52 dB。声压级峰值随着厚度l的增大呈现先减小后增大的趋势。

由图10(b)可知，在不同厚度l下，轴流风机叶尖处噪声的A计权1/3倍频程声压级随着频率的增大均呈现下降趋势：在0~1 100 Hz频率范围内，声压级的波动较大，具有离散峰值特征；在1 100~2 500 Hz频率范围内，声压级逐渐稳定，具有宽带特性。当频率f=0~500 Hz时，随着厚度l的增大，声压级先减小后增大，在l=2.5 mm时声压级最小；当频率f=500~1 100 Hz时，随着厚度l的增大，声压级呈现先增大后减小再增大的趋势，在l=1.0 mm和l=3.0 mm时声压级最大，在l=2.5 mm时声压级最小；当频率f=1 100~2 500 Hz时，随着厚度l的增大，声压级的变化较小。

在最大风量工况和设计风量工况（q=11.5 m³/s）下，对采用尾缘倒圆结构（圆角直径D=2R=0~3.0 mm）的轴流风机的气动性能进行数值仿真。当圆角直径D分别为0、1.0、1.5、2.0、2.5、3.0 mm时，风机的最大风量分别为13.96、13.89、13.79、13.67、13.62、13.49 m³/s，即随着圆角直径D的增大，最大风量逐渐减小。

不同风量工况下尾缘倒圆结构对轴流风机气动性能的影响如图11所示。从图11中可以看出，在最大风量工况下，随着圆角直径D的增大，风机的全压和全压效率总体上呈现非线性变化规律：当圆角直径D=0~1.5 mm时，风机的全压和全压效率随着D的增大而减小，在D=1.5 mm时取得最小值；当圆角直径D=1.5~3.0 mm时，风机的全压和全压效率随着D的增大呈先增大后减小的变化趋势，在D=2.0 mm时达到最大值。在设计风量工况下，随着圆角直径D从0 mm增大至3.0 mm，风机的全压与全压效率呈同步单调衰减态势，全压平均衰减了8.52%，全压效率平均衰减了2.81%。

叶轮通道内轴向速度的分布特征能够有效反映轴流风机内部气流的流量特征及流动分离现象^[17]，选取设计风量工况进行流场分析。图12所示为不同圆角直径D下50%叶高处的轴向速度分布情况。由图12可知，不同圆角直径D下，叶轮区域的轴向速度分布高度一致，而导叶区域的轴向速度差异显著，说明圆角直径变化对叶轮内气流的轴向速度梯度及整体流场的影响较小。当圆角直径D=0 mm时，导叶两侧存在高速低能区域，轴向速度分布相对均匀，气流流动顺畅，能量损失较少；随着圆角直径的增大，导叶两侧红色高速区的面积增大，轴向速度分布均匀性变差，速度梯度分布更加明显。高速区增大反映出气流在叶轮通道内的流动受阻更明显，易产生涡流、分离等现象，造成气流能量损耗增加，部分能量未有效转化为压力能，从而导致风机的全压下降；同时，叶轮通道内气流速度分布不均，造成流动损失增加，最终导致风机的全压效率下降。

为分析不同尾缘倒圆结构圆角直径D下轴流风机靠近叶轮处的静压时域特性，通过试验采集叶尖处1个旋转周期内的静压脉动信号，如图13所示。从图13中可以看出，随着圆角直径D的增大，静压脉动峰值和平均静压均呈下降的趋势；当圆角直径D=0 mm时，平均静压约为103.14 Pa，当圆角直径D分别为1.0、1.5、2.0、2.5、3.0 mm时，平均静压相较于D=0 mm时分别降低了4.67、7.40、9.31、11.48、14.87 Pa，对应的降低幅度分别约为4.53%、7.17%、9.03%、11.13%、14.42%。

对图13所示的静压时域信号进行傅里叶变换，得到轴流风机靠近叶轮处的噪声频谱图，如图14所示。由图14(a)可知，随着频率的增大，不同圆角直径D下叶尖处噪声的声压级均呈下降趋势：0~1 250 Hz低频段内的声压级随频率升高而急剧下降，不同圆角直径D下的频谱曲线几乎重合；1 250~2 500 Hz高频段内声压级的波动幅度显著减小。当圆角直径D分别为0、1.0、1.5、2.0、2.5、3.0 mm时，最大声压级分别为106.20、105.81、105.56、105.41、105.27、104.91 dB，声压级峰值随圆角直径D的增大而逐渐减小。由图14(b)可知，在不同圆角直径D下，A计权1/3倍频程声压级随着频率的增大均呈现下降的趋势：在0~1 100 Hz频率范围内，声压级波动较大；在1 100~2 500 Hz频率范围内，声压级逐渐稳定。当频率f=0~450 Hz时，随着圆角直径D的增大，声压级呈现减小趋势，在D=3.0 mm时声压级最小；当频率f=450~1 100 Hz时，随着圆角直径D的增大，声压级呈增大趋势；当频率f=1 100~2 500 Hz时，圆角直径D的增大对声压级的影响相对较小。

为对比2种叶片尾缘结构及尾缘厚度对轴流风机最大风量的影响，结合相关数据绘制不同叶片尾缘结构下最大风量的对比图，如图15所示。由图15可知，随着尾缘厚度的增大，采用不同叶片尾缘结构时风机的最大风量均呈单调递减趋势；在相同尾缘厚度下，采用倒圆结构时风机的最大风量始终高于采用加厚结构时。当尾缘厚度为1.5 mm时，2种风机的最大风量相差最大，采用倒圆结构时的最大风量较采用加厚结构时高0.17 m³/s；2种风机最大风量的平均差值约为0.11 m³/s。当尾缘厚度从0 mm增大至3.0 mm时，采用加厚结构时风机的最大风量衰减量达0.60 m³/s，而采用倒圆结构时的衰减量仅为0.47 m³/s，后者的最大风量衰减速率较低，大约低21.67%左右。

为定量分析尾缘厚度对轴流风机最大风量的影响，采用最小二乘法对两者的关系进行函数拟合。风机最大风量与尾缘厚度的函数关系式如下：

式中：q_{max, l} 、q_{max, D} 分别为采用尾缘加厚结构、尾缘倒圆结构时风机的最大风量。

由上述函数关系可知：尾缘加厚结构的厚度每增大0.5 mm，最大风量约降低0.72%；尾缘倒圆结构的圆角直径每增大0.5 mm，最大风量约降低0.68%。综上，尾缘厚度每增大0.5 mm，采用加厚结构时轴流风机最大风量的降低速率比采用倒圆结构时快5.88%。

为对比2种叶片尾缘结构及尾缘厚度对轴流风机叶轮扭矩的影响，绘制设计风量工况（q=11.5 m³/s）下采用不同叶片尾缘结构时的叶轮扭矩对比图，如图16所示。由图16可知，随着尾缘厚度的增大，采用不同叶片尾缘结构时风机的叶轮扭矩均呈单调递减趋势；在相同尾缘厚度下，采用倒圆结构时风机的叶轮扭矩始终高于采用加厚结构时。当尾缘厚度为1.0 mm时，2种风机的叶轮扭矩相差最大，采用倒圆结构时的叶轮扭矩较采用加厚结构时高1.60 N·m；当尾缘厚度增大至3.0 mm时，叶轮扭矩差值缩减至0.52 N·m。当尾缘厚度从0 mm增大至3.0 mm时，采用加厚结构时风机的叶轮扭矩衰减了8.86 N·m；采用倒圆结构时风机的叶轮扭矩衰减了8.34 N·m，后者的衰减量比前者低5.87%。

叶轮功率表示轴流风机的输入功率，直接反映其功耗情况。叶轮功率P_s的计算式如下：

式中：M_f为叶轮扭矩，n为叶轮转速。

利用式(2)计算得到采用不同叶片尾缘结构时轴流风机在不同尾缘厚度下的叶轮功率，如表2所示。

为定量分析设计风量工况下尾缘厚度对轴流风机叶轮功率的影响，采用最小二乘法对两者的关系进行函数拟合。风机叶轮功率与尾缘厚度的函数关系如下：

式中：Ps,l、Ps,D分别为采用尾缘加厚结构、尾缘倒圆结构时风机的叶轮功率。

由上述函数关系可知：尾缘加厚结构的厚度每增大0.5 mm，叶轮功率约降低1.92%；尾缘倒圆结构的圆角直径每增大0.5 mm，叶轮功率约降低1.87%。综上，尾缘厚度每增大0.5 mm，采用加厚结构时轴流风机叶轮功率的降低速率比采用倒圆结构时快2.67%。

为对比2种叶片尾缘结构及尾缘厚度对轴流风机全压的影响，绘制设计风量工况（q=11.5 m³/s）下采用不同叶片尾缘结构时的全压对比图，如图17所示。由图17可知，随着尾缘厚度的增大，采用不同叶片尾缘结构时风机的全压均呈单调下降趋势；当尾缘厚度为0~2.5 mm时，采用倒圆结构时风机的全压始终高于采用加厚结构时；当尾缘厚度增大至3.0 mm时，采用倒圆结构时风机的全压略低于采用加厚结构时。当尾缘厚度为1.0 mm时，2种风机的全压差值达到最大，为17.66 Pa；随着尾缘厚度的增大，全压差值逐渐减小；当尾缘厚度为3.0 mm时，全压差值为-1.23 Pa；当尾缘厚度从0 mm增大至2.0 mm时，采用加厚结构时风机的全压衰减了75.62 Pa，采用倒圆结构时风机的全压衰减了68.80 Pa，后者的全压衰减量比前者低9.02%；当尾缘厚度从0 mm增大至3.0 mm时，采用倒圆结构时风机的全压衰减量略高于采用加厚结构时。

为定量分析设计风量工况下尾缘厚度对轴流风机全压的影响，采用最小二乘法对两者的关系进行函数拟合。风机全压与尾缘厚度的函数关系如下：

式中：p_l 、p_D 分别为采用尾缘加厚结构、尾缘倒圆结构时风机的全压。

由上述函数关系可知：尾缘加厚结构的厚度每每增大0.5 mm，全压约降低3.04%；尾缘倒圆结构的圆角直径每增大0.5 mm，全压约降低2.84%。综上，尾缘厚度每增大0.5 mm，采用加厚结构时轴流风机全压的降低速率比采用倒圆结构时快7.04%。

涡量的大小及空间分布直接反映轴流风机内部气流的旋转特性和叶轮通道内的气流分离情况。采用Q涡准则来计算轴流风机叶轮通道内的涡量分布，结果如图18所示。由图18可知，气流在叶片前缘处发生分离，形成大范围的分离涡，在叶顶间隙处形成泄漏涡，在叶片尾缘处形成尾迹涡。当采用原始尾缘结构（尾缘厚度为0 mm）时，叶片尾缘处存在大量细碎、发散的尾迹涡，其内部强烈的黏性剪切持续耗散气流动能；当尾缘厚度为1.5 mm时，采用加厚结构和倒圆结构时叶片尾缘处的尾迹涡均比采用原始结构时更为密集，涡旋间相互作用与黏性耗散加剧。通过进一步对比发现，与采用加厚结构时相比，采用倒圆结构时叶片尾缘处的尾迹涡更密集且分布范围更大，流动分离更剧烈，而涡旋间相互作用及黏性耗散剧烈并极大地消耗气流的机械能，同时密集涡旋对气流的扰动作用显著，导致动压向涡旋动能的转化增多，风机的静压保持能力下降。流场中的旋涡区域是气动损失的主要来源，强度增大会降低气流动能的有效利用率，从而导致轴流风机的整体气动效率下降。

轴流风机的全压效率η等于其功率P_e与叶轮功率P_s之比，计算式如下：

为对比2种叶片尾缘结构及尾缘厚度对轴流风机全压效率的影响，绘制设计风量工况下的全压效率对比图，如图19所示。由图19可知，随着尾缘厚度的增大，采用不同叶片尾缘结构时风机的全压效率均呈单调下降趋势。在相同尾缘厚度下，采用倒圆结构时风机的全压效率始终低于采用加厚结构时，且尾缘厚度越大，两者全压效率的差异越显著。当尾缘厚度为1.0 mm时，两者全压效率的差异最小，仅相差0.06个百分点；当尾缘厚度为3.0 mm时，两者全压效率的差异最大，相差0.80个百分点。当尾缘厚度从0 mm增大至3.0 mm时，采用加厚结构时风机的全压效率下降了2.78个百分点，采用倒圆结构时风机的全压效率下降了3.58个百分点，后者的全压效率降低量比前者高28.78%。

为定量分析设计风量工况下尾缘厚度对轴流风机全压效率的影响，采用最小二乘法对两者的关系进行函数拟合。风机全压效率与尾缘厚度的函数关系如下：

式中：η_l 、η_D 分别为采用尾缘加厚结构、尾缘倒圆结构时风机的全压效率。

由上述函数关系可知：尾缘加厚结构的厚度每增大0.5 mm，全压效率约降低0.47%；尾缘倒圆结构的圆角直径每增大0.5 mm，全压效率约降低0.62%。综上，尾缘厚度每增大0.5 mm，采用加厚结构时轴流风机的全压效率的降低速率比采用倒圆结构时慢24.19%。

叶片尾缘厚度为1.5 mm时轴流风机叶尖处的静压脉动曲线对比如图20所示。由图20可知，采用不同叶片尾缘结构时轴流风机叶尖处的静压脉动曲线均呈周期性变化，且关键时间节点的静压峰值出现规律一致，但静压脉动峰值与平均静压存在差异，采用加厚结构时的静压整体高于采用倒圆结构时。在相同的脉动周期内，采用加厚结构时的静压峰值约为110 Pa，而采用倒圆结构时的静压峰值约为108 Pa，两者相差2 Pa。从静压脉动幅度来看，采用加厚结构时静压的峰值与谷值约相差24 Pa，采用加厚结构时静压的峰值与谷值约相差23 Pa，前者的静压脉动幅度略大于后者。

为对比相同尾缘厚度下轴流风机靠近叶轮处噪声在不同频段内的分布特性，对图20所示的静压时域信号进行傅里叶变换，得到相应的噪声频谱图，如图21所示（尾缘厚度为1.5 mm）。由图21(a)可知，在相同尾缘厚度下，随着频率的增大，采用不同叶片尾缘结构时风机叶尖处噪声的声压级均呈下降趋势：0~1 250 Hz低频段内的声压级随频率的升高而急剧下降，频谱曲线几乎重合；1 250~2 500 Hz高频段内的声压级波动幅度显著减小。采用加厚结构、倒圆结构时对应的最大声压级分别为105.78、105.56 dB，在同一尾缘厚度下，采用倒圆结构时的最大声压级相对较低。由图21(b)可知，在相同尾缘厚度下，采用不同叶片尾缘结构时，叶尖处噪声的A计权1/3倍频程声压级在0~1 100 Hz频率范围内的波动较大，而在1 100~2 500 Hz频率范围内逐渐稳定。当频率f=0~450 Hz时，采用倒圆结构时的声压级低于采用加厚结构时；当频率f=450~1 100 Hz时，采用倒圆结构时的声压级高于采用加厚结构时；当频率f=1 100~2 500 Hz时，随着频率的增大，声压级的变化较小。

本文以某型轴流风机为研究对象，采用Fluent软件对采用2种不同的叶片尾缘结构以及不同尾缘厚度下风机的气动性能和噪声进行了仿真分析，具体结论如下。

1）在采用相同叶片尾缘结构时，风机的最大风量随尾缘厚度的增大呈现降低趋势；在采用不同叶片尾缘结构时，加厚结构的厚度l每增大0.5 mm，最大风量约降低0.72%；倒圆结构的圆角直径D每增大0.5 mm，最大风量约降低0.68%。

2）在采用相同叶片尾缘结构时，风机的叶轮功率随着尾缘厚度的增大呈现降低趋势；在采用不同叶片尾缘结构时，加厚结构的厚度l每增大0.5 mm，叶轮功率约降低1.92%；倒圆结构的圆角直径D每增大0.5 mm，叶轮功率约降低1.87%。

3）在采用相同叶片尾缘结构时，风机的全压随着尾缘厚度的增大呈现降低的趋势；在采用不同叶片尾缘结构时，加厚结构的厚度l每增大0.5 mm，全压约降低3.04%；倒圆结构的圆角直径D每增大0.5 mm，全压约降低2.84%。

4）在采用相同叶片尾缘结构时，风机的全压效率随着尾缘厚度的增大呈现降低的趋势；在采用不同叶片尾缘结构时，加厚结构的厚度l每增大0.5 mm，全压效率约降低0.47%；倒圆结构的圆角直径D每增大0.5 mm，全压效率约降低0.62%。

5）采用尾缘加厚结构时，靠近叶轮处的噪声随着厚度l的增大呈现先减小后增大的趋势，当厚度l=2.5 mm时声压级最小，为105.41 dB，较l=0 mm时降低了0.79 dB；采用尾缘倒圆结构时，靠近叶轮处的噪声随着圆角直径D的增大逐渐减小，声压级在圆角直径D=3.0 mm时最小，较D=0 mm时降低了1.29 dB。

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