离心通风机在不同流量下流场的对比分析.docx

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离心通风机在不同流量下流场的对比分析

离心通风机在不同流量下流场的对比分析

对4-72型离心通风机在不同流量系数的工况下进行三维数值模拟，通过比较、分析得出大流量与小流量之间的关系及增加出口扩压器的必要性。

关键词：

离心通风机；数值模拟；流场

ComparativeAnalysisonFlowFieldwithDifferentFlowinCentrifugalFans

Abstract:

The3Dnumericalsimulationon4-72typecentrifugalfaniscarriedoutunderdifferentflowcoefficientconditions.Therelationshipbetweenlargeflowandsmallflowisobtainedbycomparisonandanalysis.Theresultsshowthatitisindispensabletoaddtheoutletdiffuser.

Keywords:

centrifugalfan;numericalsimulation;flowfield

0　引言

　　离心通风机的内部流场很复杂，很难用试验的方法完全获得。

如今计算流体力学和计算机的快速发展，用数值模拟的方法对流体机械的内部流场进行研究已经比较成熟了，因此数值模拟成为研究叶轮机械流场的一种重要手段，但目前离心通风机在不同工况条件下的流动特性的了解还不够全面。

　　本文对一高比转数离心式通风机内部气流在不同的工况条件下进行三维数值模拟计算，揭示了风机流动的实际情况，对不同工况下的流动特性进行对比分析。

1计算模型的建立

1.1　风机物理模型的建立

　　本文以4-72型离心通风机为研究对象，该通风机属于大风量、低压力类型通风机，既可以用作输入气体，也可以用作输出气体，是一种高效率、低噪声的中低压通风机，最高效率达到91%。

空气动力性能良好、效率高且运转平稳。

　　该风机模型由3个基本部件组成：

集流器、叶轮和蜗壳。

集流器采用圆弧型，并制作成整体装于风机的侧面，与轴向水平截面为曲线形状，能使气体顺利进入叶轮，损失较小；叶轮由10个后倾的“中空机翼型”叶片、曲线形前盘和平板后式盘组成；蜗壳采用等边基元法绘制，叶轮直径为500mm。

在三维建模软件SolidWorks中完成实体几何模型，其整体结构，见图1。

1.2网格的划分

　　把SolidWorks建好的几何模型保存为parasolid的格式，然后导入Gambit中。

在Gambit中划分网格时，为了边界条件的方便设置，将风机分为3个部分：

集流器部分、叶轮部分和蜗壳部分。

由于几何模型的复杂性，采用三维非结构化网格。

虽然这种网格的生成过程比较复杂，但有着极好的适应性，对复杂边界的流场模拟问题特别有效。

最后得到集流器、叶轮和蜗壳的体网格个数分别为：

51100，736086，1723859，整体网格总数为2511045个。

网格划分之后的风机有限元模型，见图2。

设置相应边界条件，最终生成带有边界条件的网格文件。

1.3边界条件的设置

　　Fluent是一种用于模拟和分析复杂几何区域内流体的流动和热交换的专用CFD软件，并且提供了灵活的网格特性，用户可以方便地在其前处理软件Gambit中使用结构网格与非结构网格对各种复杂区域进行网格划分。

工作压力为标准大气压101325Pa，进口采用速度进口，通过改变进口的速度来调节风机的流量，出口选择自由出流。

计算认为气流在风机内为不可压缩非定常流动，选取空气密度为1.225kg/m3，并忽略气体的重力。

离散方程选用分离隐式求解，选择标准k-ε二方程湍流模型，同时使用标准壁面函数。

用SIMPLEC算法求解控制方程，采用一阶迎风离散格式，设置残差收敛因子为10-5。

使用滑动网格法计算，蜗壳壁静止，叶轮做旋转，转速为2900r/min。

2　计算结果分析

2.1　通风机全压的比较

　　通风机的流量qv是单位时间内流过风机任一流通截面的容积流量，如果通风机的进口截面积为A1，流过该截面积的速度为v1，可得如下流量的计算公式

qv=A1v1　　　　　

（1）

　　并将φ命名为流量系数，于是可得下列公式

　　式中φ表示流量系数，qv表示通风机的流量，n表示通风机的转速，D表示叶轮外径。

可得进口速度

　　全压是指在同一截面上气体的静压与动压的代数和，而通风机的全压是指由风机所给定的全压增加量，即通风机的进口和出口之间的全压之差

　　式中p表示全压；pst2，pst1表示风机出口截面和进口截面的平均静压；ρ为气体的密度；c2，c1为风机出口截面和进口截面的平均速度。

　　选取流量系数φ分别为：

0.17，0.19，0.21，0.23，0.222，0.24进行模拟计算。

根据式（5）可以计算出通风机进口的速度。

通过数值模拟，可以得到通风机出口截面和进口截面的平均静压及出口的平均速度，再有式（6）可以计算出风机的全压。

具体数值见表1。

　　根据表1的数据可以得到通风机全压-流量系数的性能曲线，见图3。

　　从图3可以判断计算结果是合理的，数值模拟达到了很好的效果。

通过表1还可以看出随着流量系数的增大，出口静压是逐渐减小的，而出口的速度是增大的，通风机的全压逐渐减小；而进口的静压基本不变。

可以得出结论：

通风机的流量大时，压力低；通风机的流量小时，压力高。

虽然在大流量时通风机的出口出现了比较小的负压，但出口的速度很大。

在流动过程中部分速度将转变成静压来克服流动过程中的阻力。

2.2径向截面流场的分析

　　在最高效率工况下（流量系数为0.222），选取通过叶轮出口中心线（见图1），的径向截面进行速度矢量分析。

从图4中可以看出：

在叶片的工作面处气流的速度达到最大。

在蜗壳内，随着流道空间的增大，气流的速度逐渐减小，这是因为扩压的作用。

在蜗壳壁面附近气流的速度大于中间位置气流的速度；出口处靠近蜗舌的地方气流的速度最小。

这是因为气流从进口流入蜗壳的过程中，气体流动的方向改变了90°，由于惯性的作用而使蜗壳壁面附近气流的速度比较大。

由此可见数值模拟是可靠的。

2.3叶轮出口速度的比较

　　从Fluent中导出不同工况点下叶轮出口中心线位置（见图1）速度的数据再利用Matlab画出曲线图见图5。

横坐标的起点是0°轴向截面（见图1），沿蜗壳内气体的流动方向画出曲线图（图6、图7也是用同样的方法获得）。

通过Fluent的Report菜单可以找出：

流量系数为0.17，0.21，0.222，0.24时，叶轮出口的平均速度分别是40.294m/s，39.780m/s，47.099m/s，39.168m/s。

可以看出小流量与大流量在叶轮出口的平均速度是相差不大的，但在最高效率工况下（流量系数=0.222）的速度明显大于其他工况下的速度，大约高出17.5%。

而且在最高效率工况下，叶片的工作面和非工作面上速度大小的差值明显小于其它工况点，说明在最高效率工况下叶轮出口的流场更加均匀，这样减少了流动过程中的损失。

在蜗舌处附近的窄流道里小流量的速度大于大流量的速度。

在较宽的流道里小流量与大流量的速度基本一致。

从图中可以看出只有在蜗舌处气流的速度降低了，小流量降低了4.47%（大小为1.8m/s），大流量降低了7.9%（大小为3.1m/s）。

显然大流量时在蜗舌处速度变化比较大。

由于离心通风机的叶轮结构复杂，实行三维实体模拟对计算机硬件的要求比较高。

由此许多研究者把模型进行了简化，仅仅选取一个流道或单元作为研究对象，而忽略了蜗壳的非对称性导致流动的非轴对称性，这与实际的流动情况相差比较大，结果也是不可靠的。

2.4叶轮出口静压的比较

　　流量系数为0.17，0.21，0.222，0.24时，叶轮出口的平均静压分别是447.709Pa，125.162Pa，-280.507Pa，-169.725Pa。

从图6中可以看出：

小流量时叶片工作面与非工作面的静压相差800Pa;大流量时相差600Pa。

可以看出小流量时叶片的吸力面与压力面的静压相差比较大，大流量时相差比较小，最高效率工况下相差最小，可以推测小流量在叶片之间产生的轴向涡流的强度比大流量大。

从总体上可以看出随着流量的增大，从蜗舌处开始沿着气体的流动方向，叶轮出口的静压是逐渐降低的。

在小流量时静压比较高，最高达1230Pa，平均静压是447.709Pa；在大流量时最高达580Pa，平均静压是-169.725Pa。

主要原因是蜗舌处气流从叶轮出口流出，流道的空间小，能量以静压的形式存在；随着蜗壳内流道区域的增大，气流进行扩压。

2.5蜗壳壁面静压的比较

　　叶轮中心线所对应的蜗壳壁面上（见图1）从0°轴向截面开始沿气流方向绘出的静压曲线图，见图7。

流量系数为0.17，0.21，0.222，0.24时，蜗壳壁面的平均静压分别是948.403Pa，650.771Pa，477.798Pa，370.562Pa。

可以看出随着流量的增大，蜗壳壁面的静压是减小的。

从图7中可以看出：

在蜗舌处静压发生了畸变。

主要是因为在蜗舌处曲率变化大，而且流道区域小，所以静压变化大。

在0°到200°之间静压减小的梯度小，在260°到360°静压增大的梯度小，在200°到250°之间，静压减小的梯度比较大。

这主要是蜗壳流道区域的大小和叶轮离蜗壳壁面距离大小的影响。

2.6风机出口速度的比较

　　选取出口的5个位置（图8a的①、②、④、③、⑤）并画出速度矢量图。

总体上可以看出在最高效率工况下出口速度大小最均匀，进一步验证损失最小。

远离在①、②处靠近蜗舌处的速度比较大，并且随着流量系数的增大，气流的速度也是逐渐增大的；而在④、③、⑤处靠近蜗舌处的速度最小，这是因为位置①、②正对着叶轮，这部分气流从叶轮出口到蜗壳出口的流动过程中不改变气流的轴向流动方向，在位置④、③、⑤处靠近蜗舌处的气流流动的路程最远，能量损失最大，此处的压力也最小，导致气流的速度也最小。

根据气流速度倾斜的方向可以判断：

气流在出口处产生漩涡。

这是因为气流从叶轮出口流到蜗壳内时，流道空间突然扩大，气流需要改变轴向流动方向，最终导致气流旋转着流出。

可以得出结论：

出口的速度比较大，而且不均匀，气流的流动比较混乱，因此应该在出口增加扩压器，尽量将更多动能回收转变成静压，用于克服管网阻力。

图８　出口的速度矢量图

3　结论

（1）　本文利用计算流体力学软件Fluent，在不同流量的情况下，对4-72离心通风机的内部流动情况进行三维不可压缩非定常流动的数值模拟，通过计算，得到通风机的流量系数与全压的性能曲线，计算结果与试验结果基本一致，进一步验证了数值模拟的可靠性，从而可以替代许多试验，并提供了许多试验难以提供的数据。

（2）　通过对大流量和小流量的对比分析，了解到叶轮出口、蜗壳壁面和出口的速度的分布及叶轮出口静压的不同变化趋势。

小流量时叶片之间的轴向涡流强度大；大流量时出口的速度大，通风机出口增加出口扩压器是必不可少的，这样可以尽量减少因为速度大而在流动过程中造成的损失；而且在最高效率工况下叶轮出口处的速度和静压分布是最均匀的，因此损失也最小。

参考文献

［1］潘地林，AWhitfield.蜗壳内部流动特性数值分析及改进设计研究[J].流体机械，1999

（1）14-19.

［2］张汉昶.通风机的使用与维修[M].机械工业出版社，1985,75-78.

［3］续魁昌.风机手册[M].机械工业出版社，1999，512-518.

［4］李庆宜.通风机[M].机械工业出版社，1986，39-42.

［5］JohnD，AndersonJR，ComputationalFluidDynamics[M].清华大学出版社，2004，75-78.

［6］junichiroFukutomi，ReiNakamura，PerformanceandInternalFlowofCross-FlowFanwithInletGuideVane[J].JSMEInternationalJournal，2005，48（4）.763-769.

［7］潘地林，丁维龙，许云龙.离心通风机蜗壳型线设计方法的理论分析与试验研究[J].流体机械，2002，30（4）4-7.

［8］王福军.计算流体动力学分析-CFD软件原理与应用[M].清华大学出版社，2004,125-128.