動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)瞬態(tài)流動及壓力脈動特性

葉學(xué)民，　丁學(xué)亮，　李春曦

(華北電力大學(xué) 電站設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與控制教育部重點實驗室，河北保定 071003)

動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)瞬態(tài)流動及壓力脈動特性

葉學(xué)民，丁學(xué)亮，李春曦

(華北電力大學(xué) 電站設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與控制教育部重點實驗室，河北保定 071003)

摘要：以O(shè)B-84型動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)為研究對象，將定常計算所得流場作為非定常計算的初場，模擬了風(fēng)機(jī)內(nèi)部各監(jiān)測點處的壓力脈動及瞬態(tài)流場特性.結(jié)果表明：不同監(jiān)測點的壓力信號均呈周期或類周期波動，其壓力脈動強(qiáng)度隨體積流量增大呈減小趨勢，最大壓力脈動強(qiáng)度位于葉頂間隙處；各監(jiān)測點均在葉片通過頻率處出現(xiàn)最高時頻分布幅值，改變體積流量僅影響時頻分布數(shù)值；隨體積流量增大，10%葉高截面上的平均湍動能水平提高，而葉輪出口截面上的高壓區(qū)向輪轂方向移動；隨時間延長，葉片尾緣處和相鄰葉片間的湍動能增強(qiáng)；葉輪旋轉(zhuǎn)過程中，葉輪出口截面上的高壓區(qū)在機(jī)殼與輪轂間呈現(xiàn)往復(fù)運動的現(xiàn)象.

關(guān)鍵詞：動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)； 非定常計算； 壓力脈動； 瞬態(tài)流場

動葉可調(diào)式軸流風(fēng)機(jī)因其結(jié)構(gòu)緊湊、流量大和效率高等優(yōu)點，已成為大型火力發(fā)電機(jī)組送、引風(fēng)機(jī)和一次風(fēng)機(jī)的首選.軸流風(fēng)機(jī)運行過程中產(chǎn)生的振動主要是由轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)不平衡和風(fēng)機(jī)內(nèi)的不穩(wěn)定流動引起的[1].其中，轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)不平衡是因葉輪重心和旋轉(zhuǎn)軸不重合所致，隨著平衡技術(shù)的發(fā)展，由此引起的風(fēng)機(jī)振動已可控制到非常小的水平，而風(fēng)機(jī)內(nèi)的不穩(wěn)定流動問題尚未得到很好的解決.因此，深入研究軸流風(fēng)機(jī)內(nèi)部流動和壓力脈動特性對風(fēng)機(jī)安全可靠運行和優(yōu)化設(shè)計具有重要意義.

近年來，數(shù)值模擬方法因計算流體力學(xué)發(fā)展和計算機(jī)軟硬件水平的提高，在軸流風(fēng)機(jī)性能和流場研究中得到廣泛認(rèn)同，成為一種經(jīng)濟(jì)、高效的研究工具.對于軸流風(fēng)機(jī)定常計算，已有學(xué)者應(yīng)用數(shù)值模擬方法對軸流風(fēng)機(jī)性能[2-4]、結(jié)構(gòu)優(yōu)化[5-6]和內(nèi)部流場[7-9]等進(jìn)行了大量深入研究，并取得了較好的效果.

在軸流風(fēng)機(jī)非定常計算方面，李秋實等[10]利用全隱格式的非穩(wěn)態(tài)壓力修正求解方法，分析了對旋軸流風(fēng)機(jī)的非定常流動特征，并與實驗結(jié)果進(jìn)行對比.胡彬彬等[11]通過實驗研究了靜葉的周向彎曲傾斜角度對靜葉表面上非定常力的影響，結(jié)果表明周向彎曲靜葉改變了后置靜葉周期性脈動幅值的分布特點，對隨機(jī)性壓力脈動影響不大，但其研究未能詳細(xì)描述內(nèi)部流場特征.Jiro等[12]針對某軸流風(fēng)機(jī)，通過修正離心力、重力和其他主要誤差的影響，從而測得準(zhǔn)確的瞬時壓力，但其風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)較為簡單，所得結(jié)論并不具有普遍性.冀春俊等[13]利用CFD軟件模擬了離心風(fēng)機(jī)內(nèi)的非定常流動，解釋了葉片疲勞破壞與壓力脈動間的關(guān)系.對于動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)，李春曦等[14-15]通過大渦模擬與基于Lighthill聲類比的FW-H模型相結(jié)合的方法，分析了安裝角異常時氣動噪聲的時域和頻域分布，探討了近似熵、樣本熵和Lempel-Ziv復(fù)雜度算法的復(fù)雜度測度及其表征能力，但其研究僅分析了風(fēng)機(jī)聲壓信號的分布特征，對于風(fēng)機(jī)內(nèi)壓力的非定常特性和局部壓力脈動特征尚未展開研究.

鑒于目前針對軸流風(fēng)機(jī)非穩(wěn)態(tài)流動的研究很少，尤其是對動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)內(nèi)部的壓力脈動特征及瞬態(tài)流場分布尚未完全認(rèn)識，筆者采用Fluent軟件對OB-84型動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)進(jìn)行非定常計算，進(jìn)而分析不同體積流量下風(fēng)機(jī)內(nèi)不同位置處壓力信號的時域和時頻特性，以及內(nèi)部流場特征，為風(fēng)機(jī)穩(wěn)定運行及優(yōu)化設(shè)計提供參考依據(jù).

1數(shù)值模擬

1.1幾何模型

計算模型為OB-84型單級動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)，該風(fēng)機(jī)有14片動葉、15片導(dǎo)葉，葉輪直徑為1 500 mm，葉頂間隙為4.5 mm，轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，由此可得葉片通過頻率為280 Hz，風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)和參數(shù)詳見文獻(xiàn)[16]，其中提供了動葉安裝角為29°、32°和35°時的風(fēng)機(jī)特性曲線，為數(shù)值計算的可靠性驗證提供了依據(jù).以動葉安裝角32°為基準(zhǔn)，計算區(qū)域包括集流區(qū)、動葉區(qū)、導(dǎo)葉區(qū)和擴(kuò)壓區(qū).

1.2網(wǎng)格劃分

基于動葉可調(diào)軸流風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特點，采取分區(qū)和局部加密劃分方法，在動葉區(qū)采用加密網(wǎng)格，而在集流區(qū)、導(dǎo)葉區(qū)和擴(kuò)壓區(qū)采用稀疏網(wǎng)格.為驗證數(shù)值計算結(jié)果的網(wǎng)格無關(guān)性，選取163萬、197萬、235萬和260萬4組網(wǎng)格數(shù)，對設(shè)計體積流量qV,d=37.12 m3/s下的風(fēng)機(jī)全壓和內(nèi)流特征進(jìn)行比較，結(jié)果表明：當(dāng)總計算網(wǎng)格數(shù)約為235萬，動、靜葉區(qū)的網(wǎng)格數(shù)分別約為135萬、21萬時，可同時滿足計算精度和計算時間的要求.

1.3計算模型及邊界條件

定常計算采用Realizablek-ε湍流模型，該模型通過引入旋轉(zhuǎn)和曲率相關(guān)項，可有效解決旋轉(zhuǎn)運動，強(qiáng)逆壓梯度的邊界層流動分離、二次流及回流等[17]，故采用此模型對雷諾時均方程組進(jìn)行封閉，并應(yīng)用Simplec算法求解.同時選取多參考系模型解決葉輪中葉片與機(jī)殼間動靜干涉面數(shù)據(jù)傳遞的問題.計算中，將集流器進(jìn)口截面作為整個計算域的進(jìn)口，邊界條件為進(jìn)口速度；擴(kuò)壓器的出口截面作為整個計算域的出口，邊界條件為自由出流.當(dāng)各參數(shù)殘差均小于10-4、進(jìn)出口體積流量差小于10-5m3/s，且進(jìn)出口截面的總壓均不隨時間改變時，則認(rèn)為計算已收斂.

將上述計算所得流場作為非定常計算的初場，非定常計算選用滑移網(wǎng)格模型進(jìn)行干涉面間數(shù)據(jù)傳遞，滑移網(wǎng)格可使交界面兩側(cè)網(wǎng)格互相滑移，而不要求交界面兩側(cè)的網(wǎng)格節(jié)點相互重合，計算時只需要計算交界面兩側(cè)的通量且使其相等，即可實現(xiàn)動-靜交界面間的信息傳遞.對于軸流風(fēng)機(jī)，氣流在動葉區(qū)因葉片對其做功而獲得機(jī)械能，在導(dǎo)葉區(qū)以能損最小的方式改變其流向，使其沿軸向進(jìn)入擴(kuò)壓區(qū)；與集流區(qū)和擴(kuò)壓區(qū)結(jié)構(gòu)相比，動葉區(qū)和導(dǎo)葉區(qū)結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，因此，氣流在此區(qū)域的能量變化更為劇烈，由此引起的壓力脈動更為顯著.為研究動葉區(qū)和導(dǎo)葉區(qū)壓力信號時域和時頻特性，將壓力信號監(jiān)測點分別布置在動葉入口、葉頂間隙、動葉出口及導(dǎo)葉出口，分別以P1、P2、P3和P4表示，如圖1所示.經(jīng)驗證，相同區(qū)域內(nèi)監(jiān)測點測得的壓力信號特性類似，故每個區(qū)域只取一個具有代表性的監(jiān)測點用于研究分析.

圖1　監(jiān)測點位置分布

1.4數(shù)值模擬準(zhǔn)確性

為驗證模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，圖2給出了風(fēng)機(jī)全壓及效率的模擬結(jié)果和實驗值.其中，流量系數(shù)φ=qV/qV,d，qV為實際體積流量.由圖2可知，風(fēng)機(jī)全壓及效率的模擬結(jié)果與實驗值吻合良好，所得全壓和效率的平均偏差分別為1.7%和2.9%，由此說明筆者所采用的數(shù)值模擬方法可完全反映該風(fēng)機(jī)的運行性能.

圖2　風(fēng)機(jī)全壓及效率模擬結(jié)果與實驗值的比較

2模擬結(jié)果及分析

2.1時域分析

為描述不同監(jiān)測點處壓力信號隨時間變化的特征，選取一個旋轉(zhuǎn)周期對不同監(jiān)測點處的壓力時域特性進(jìn)行研究.圖3給出了t=0時葉輪與監(jiān)測點間的相對位置，此時標(biāo)記葉片翼型軸線為y軸負(fù)方向，監(jiān)測點與標(biāo)記葉片周向距離相差1/4周期，隨著時間增加，葉輪自初始位置順時針方向旋轉(zhuǎn).

圖4給出了不同監(jiān)測點處的靜壓隨時間的變化.由圖4可知，P1、P2和P3點處的靜壓均呈規(guī)律的周期性波動，其波動周期約為0.003 59 s，對應(yīng)頻率為278.55 Hz，與葉片通過頻率相符合，這與文獻(xiàn)[18]中風(fēng)機(jī)正常情形下所得壓力脈動規(guī)律類似.葉片附近空氣因受到葉片擊打產(chǎn)生激勵作用而形成振幅峰值點，由此壓力信號的峰值點數(shù)目與葉片數(shù)一致.動葉入口處的P1點的靜壓峰谷值隨時間無明顯變化，而體積流量增大后其值均增大，此時靜壓時均值增大，與φ=0.9相比，分別增大了8.5%和23.7%.位于葉頂間隙處的P2點靜壓時均值隨體積流量增大呈先增后減的趨勢，動葉出口處的P3點靜壓時均值則與P1點具有相同的變化規(guī)律.導(dǎo)葉出口處的P4點壓力信號由于距葉片較遠(yuǎn)而呈類周期性波動，峰值點數(shù)仍為14，φ=1.0和φ=1.1時，壓力信號隨時間波動較為平穩(wěn)，而φ=0.9時，在0.028～0.043 s間壓力信號出現(xiàn)非周期性波動.

圖3　t=0時葉輪與監(jiān)測點間的相對位置

為進(jìn)一步研究不同監(jiān)測點處的非定常流動特征，采用壓力脈動強(qiáng)度進(jìn)行對比.首先，將壓力信號轉(zhuǎn)化成無量綱壓力系數(shù)Cp=p/0.5ρu22，其中u2為葉輪外圓周速度.一個周期內(nèi)壓力系數(shù)的平均值和壓力脈動強(qiáng)度[19]由式(1)和式(2)確定

(1)

(2)

式中：T為葉輪旋轉(zhuǎn)周期；N為數(shù)據(jù)長度.

圖5為不同監(jiān)測點的壓力脈動強(qiáng)度.由圖5可知，P2點的壓力脈動強(qiáng)度最大，這是因為葉頂處存在泄漏渦及二次流等復(fù)雜流動，使得一個周期內(nèi)葉頂壓力變化較大，造成較大的壓力脈動強(qiáng)度.在設(shè)計工況下，P2點的壓力脈動強(qiáng)度分別為P1、P3和P4點處壓力脈動強(qiáng)度的7.3倍、32.0倍和266.4倍.隨著體積流量的增大，不同監(jiān)測點的壓力脈動強(qiáng)度均有不同程度降低.由圖2表明，全壓隨體積流量增大而降低，由此導(dǎo)致壓力脈動強(qiáng)度也減小.可見，動葉區(qū)因受葉輪旋轉(zhuǎn)影響具有較大的壓力脈動強(qiáng)度，且風(fēng)機(jī)在小體積流量區(qū)運行，壓力脈動強(qiáng)度會增大.

(b) P2

(c) P3

(d) P4

圖5　不同監(jiān)測點的壓力脈動強(qiáng)度

Fig.5Pressure fluctuation intensity at different monitoring points

2.2時頻分析

時頻分析可用來描述信號能量同時隨時間和頻率變化的規(guī)律，包括線性時頻表示和二次型時頻表示，其中二次型時頻表示能更加直觀和合理地描述信號特征[20]，具有代表性的時頻分布為Wigner-Vill分布，它有很好的時頻分辨能力，但難以消除交叉干擾項.因此，筆者選用Choi-Williams分布描述信號的時頻能量分布，不但可消除Wigner-Vill分布中的交叉干擾項，而且其計算量變化不明顯.

圖6和圖7給出了不同壓力信號對應(yīng)的Choi-Williams時頻分布.由圖6(a)～圖6(c)可知，P1～P3點的壓力脈動幅值均集中在200～400 Hz頻段，其中在280 Hz附近出現(xiàn)最高點，與葉片通過頻率相一致，是壓力脈動的主要頻率分量，文獻(xiàn)[21]中也得到了類似結(jié)果.這是由于葉片周期性作用于氣體，氣體壓力則呈現(xiàn)周期性脈動，導(dǎo)致其在此頻率處存在一個明顯的峰值.P2和P3點的壓力脈動幅值在2倍葉片通過頻率處也存在峰值，但其能量遠(yuǎn)小于280 Hz處.P4點的壓力脈動幅值則主要分布于0～400 Hz，最高幅值仍在280 Hz附近，但低于此頻率時同樣存在較高幅值，這說明葉輪旋轉(zhuǎn)不是唯一影響該點壓力脈動的因素.在壓力脈動幅值較高的頻段內(nèi)，其值隨時間變化而波動，P2和P3點的壓力脈動幅值波動幅度較大，P1點處則不明顯.P4點的壓力脈動幅值隨時間變化表現(xiàn)出不同特征，在0.03～0.04 s為低幅值區(qū)，其他區(qū)域壓力脈動幅值相對較高.比較圖6(b)、圖7(a)和圖7(b)可知，不同體積流量下P2點壓力信號的時頻分布規(guī)律相似，在1倍及2倍葉片通過頻率處出現(xiàn)峰值，而時頻分布最高幅值隨體積流量增大而減小.可見，改變體積流量雖然對壓力脈動時頻分布規(guī)律影響不大，但卻使壓力脈動幅值發(fā)生顯著改變.

(a) P1

(b) P2

(c) P3

(d) P4

(a) φ=0.9

(b) φ=1.1

2.3能量特征提取

經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解(Empirical Mode Decomposition，簡稱EMD)方法可將復(fù)雜的非平穩(wěn)信號從高頻到低頻分解為有限個本征模態(tài)函數(shù)(Intrinstic Mode Function, 簡稱IMF)之和，各個IMF分量可突出原始信號的某些局部特征[22].因此，選取各監(jiān)測點的壓力信號進(jìn)行EMD分解，再將分解得到的IMF進(jìn)行能量特征提取，以針對性地分析壓力信號在主要分布頻帶的局部特征.IMF均方根能量表達(dá)式為：

(3)

式中：pi(t)為各IMF的幅值函數(shù).

將式(3)所得結(jié)果進(jìn)行歸一化處理，得到不同IMF分量能量占信號總能量的百分比，如圖8所示.由圖8可知，P1～P3點的最大能量相對值均在IMF1分量，P4點不同分量下的能量相對值相差不明顯.其中，P1點的IMF1分量能量相對值隨體積流量增大呈先增后減的趨勢，φ=0.9和φ=1.0時其他分量的能量相對值相差不大，φ=1.1時IMF2～I(xiàn)MF5分量能量相對值高于其他體積流量下，而IMF6和IMF7分量則正好相反.P2點的最高能量隨體積流量增大而變大，φ=0.9時，低頻部分(IMF5～I(xiàn)MF7分量)能量占總能量一半以上，φ=1.0和φ=1.1時IMF2～I(xiàn)MF7分量能量分布較為平均.P3點的能量相對最大值隨體積流量增大也呈先增后減的趨勢，對于IMF2～I(xiàn)MF7分量，設(shè)計體積流量下各能量相對值相差不大，φ=0.9時在低頻區(qū)(IMF5～I(xiàn)MF7分量)壓力脈動能量較高，而φ=1.1時則正好相反.不同體積流量下，P4點各個IMF分量能量分布較為平均，但其能量相對值變化趨勢不同，且最大能量相對值并未集中在同一分量下.可見，動葉區(qū)由于靠近葉輪，受葉輪的影響較大，故P1～P3點能量分布會集中于IMF1分量，而導(dǎo)葉出口因距離葉輪較遠(yuǎn)，因此P4點能量分布較分散.

(a) P1

(b) P2

(c) P3

(d) P4

2.4內(nèi)部流場

為更好地探究風(fēng)機(jī)內(nèi)部動葉區(qū)復(fù)雜的流動特征，選取10%葉高截面及葉輪出口截面進(jìn)行研究.由圖4中的壓力信號時域特性可知，動葉區(qū)監(jiān)測點壓力在t=0.005 s時出現(xiàn)最小靜壓值，在t=0.015 s時的靜壓接近時均值，而在t=0.025 s時為最大靜壓值，故選取這3個時刻進(jìn)行瞬態(tài)流場分析.

湍動能可表征流體湍流強(qiáng)度和湍流脈動程度，其大小和空間不均勻性也在一定程度上反映了脈動擴(kuò)散和黏性耗散損失的大小和發(fā)生范圍.圖9為10%葉高截面上的湍動能分布，氣流方向和葉輪旋轉(zhuǎn)方向在圖9(a)中標(biāo)出.由圖9可知，不同情形下的湍動能呈相似分布：葉片吸力面上的湍動能總體水平高于壓力面，葉片前緣部分的湍動能梯度較大，說明該處湍流強(qiáng)度變化顯著，而距葉片較遠(yuǎn)區(qū)域則處于較低湍動能水平且其值變化不明顯.同一體積流量下，葉片尾緣處的湍動能隨時間增加而增強(qiáng)，出現(xiàn)高湍流強(qiáng)度區(qū)且其梯度變化明顯增大，從而形成較大漩渦；兩相鄰葉片間湍動能水平提高，尤其φ=1.1時湍動能增幅更為顯著，t=0.025 s時較高湍動能已擴(kuò)散到大部分流道.不同體積流量下的湍動能分布也存在差異：葉片前緣靠近壓力面?zhèn)韧膭幽茏兓荻入S體積流量增大而減小；t=0.015 s時，φ=0.9、φ=1.0和φ=1.1的截面平均湍動能分別為4.12 m2/s2、4.22 m2/s2和4.47 m2/s2，湍動能水平隨體積流量增大而增強(qiáng)，這是由于體積流量增大使慣性力作用更為突出，此時流體紊亂程度提高，因此呈現(xiàn)出湍流強(qiáng)度增大的特征.

t=0.005st=0.015st=0.025s

(a) φ=0.9

(b) φ=1.0

(c)φ=1.1

圖910%葉高截面上的湍動能分布

Fig.9Turbulent energy distribution on the section at10% blade height

圖10為不同體積流量下葉輪出口截面上的總壓分布，葉輪旋轉(zhuǎn)方向如圖10(a)所示.由圖10可知，因壁面邊界層及尾跡損失的緣故，在葉輪出口截面處均存在不同程度的低壓區(qū)，在圓周方向上因尾跡流影響,高壓與低壓值交替分布，葉片尾跡流后的低壓區(qū)在慣性作用下向葉輪旋轉(zhuǎn)反方向偏移.不同體積流量下，隨體積流量增大，高壓區(qū)有從機(jī)殼向輪轂移動的趨勢：φ=0.9時，較高壓力值均分布于流道中上部，而φ=1.1時輪轂附近壓力水平較高，同時機(jī)殼低壓區(qū)隨體積流量增大而擴(kuò)大.在φ=0.9和φ=1.0時，隨時間增加，葉輪出口截面上的高壓區(qū)逐漸向輪轂方向移動，機(jī)殼處低壓區(qū)范圍減小，總壓的平均值提高.φ=1.1時，機(jī)殼處較低壓力區(qū)分布隨時間變化不明顯，高壓區(qū)也有向輪轂移動的趨勢.圖10(d)表明，隨時間增加，葉輪流道中的高壓區(qū)逐漸返回到流道中上部，t=0.045 s時高壓區(qū)又出現(xiàn)于機(jī)殼附近.綜上所述，隨體積流量增大，高壓區(qū)逐步從機(jī)殼向輪轂移動，機(jī)殼附近低壓區(qū)范圍擴(kuò)大；葉輪旋轉(zhuǎn)過程中，高壓區(qū)在機(jī)殼與輪轂間呈現(xiàn)往復(fù)運動的特征.

t=0.005st=0.015st=0.025s

(a) φ=0.9

(b) φ=1.0

(c) φ=1.1

(d)φ=0.9

圖10葉輪出口截面總壓分布

Fig.10Total pressure distribution on the outlet section of impeller

3結(jié)論

(1) 動葉區(qū)及導(dǎo)葉區(qū)監(jiān)測點處的壓力信號呈周期或類周期性波動，其脈動頻率與葉片通過頻率一致；最大壓力脈動強(qiáng)度位于葉頂間隙處，其他監(jiān)測點處的壓力脈動強(qiáng)度遠(yuǎn)小于葉頂間隙處，各監(jiān)測點處的壓力脈動強(qiáng)度隨體積流量增大均呈減小趨勢.

(2) 在設(shè)計體積流量下，各監(jiān)測點均在葉片通過頻率處出現(xiàn)最高時頻分布幅值；改變體積流量對時頻分布規(guī)律影響不大，但其幅值會發(fā)生顯著改變.動葉區(qū)因靠近葉輪受其影響較大，P1～P3點的能量分布會集中于IMF1分量；而導(dǎo)葉出口因距離葉輪較遠(yuǎn)，P4點各分量能量相對值相差不顯著.

(3) 同一體積流量下，葉片尾緣處湍動能隨時間增加而增強(qiáng)且其變化梯度明顯增大，兩相鄰葉片間的湍動能水平提高；同一時刻下，湍動能隨體積流量增大而變大.葉輪出口截面上的高壓區(qū)隨體積流量增大逐步從機(jī)殼向輪轂移動，機(jī)殼附近的低壓區(qū)范圍得到擴(kuò)大；葉輪旋轉(zhuǎn)過程中，葉輪出口截面上的高壓區(qū)呈現(xiàn)在機(jī)殼與輪轂間往復(fù)運動的特征.

參考文獻(xiàn)：

[1]XU C, AMANO R S. Unsteady pressure field investigation of an axial fan-blade unsteady pressure field measurement[J]. International Journal of Rotating Machinery, 2002, 8(6): 385-395.

[2]呂峰，趙燕杰，李景銀．葉片頂切對大型軸流風(fēng)機(jī)性能的影響[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2012(2)：18-22．

Lü Feng, ZHAO Yanjie, LI Jingyin. Effects of blade cutting on the performance of large-type axial-flow fan[J]. Fan Technology, 2012(2): 18-22.

[3]趙燕杰，韓強(qiáng)，李景銀．新型地鐵風(fēng)機(jī)動葉安裝角度的變化對風(fēng)機(jī)性能的影響[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2011(5)：11-14．

ZHAO Yanjie, HAN Qiang, LI Jingyin. The influence of variation of the rotor installation angles on performances of the new type fans for metro[J]. Fan Technology, 2011(5): 11-14.

[4]尹超，胡駿，屠寶峰，等．出口輪轂形狀對大型軸流風(fēng)機(jī)性能影響的數(shù)值研究[J]．航空動力學(xué)報，2014，29(5)：1170-1176．

YIN Chao, HU Jun, TU Baofeng,etal. Numerical investigation of effect of outlet hub geometry on performance of large scale axial fan[J]. Journal of Aerospace Power, 2014, 29(5): 1170-1176.

[5]劉廣強(qiáng)，呂子強(qiáng)，郭宇，等．中低壓軸流風(fēng)機(jī)流型優(yōu)化的數(shù)值模擬與實驗分析[J]．流體機(jī)械，2014，42(10)：1-5．

LIU Guangqiang, Lü Ziqiang, GUO Yu,etal. Numerical simulation of axial fan based on different circulation index of impeller[J]. Fluid Machinery, 2014, 42(10): 1-5.

[6]孟麗，林麗華，吳海英，等．軸流風(fēng)機(jī)后導(dǎo)葉三維數(shù)值優(yōu)化設(shè)計方法及其應(yīng)用[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2014(3)：48-52．

MENG Li, LIN Lihua, WU Haiying,etal. A 3-D numerical optimization design method and its application in axial fans with outlet guide vanes[J]. Fan Technology, 2014(3): 48-52.

[7]劉洋，楊志剛．葉頂間隙對軸流風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場影響的研究[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2013(2)：9-14．

LIU Yang, YANG Zhigang. Effect of blade tip clearance on the internal fluid field in axial-flow fan[J]. Fan Technology, 2013(2): 9-14.

[8]李秋實，陸亞鈞，李玲．對旋軸流風(fēng)機(jī)的穩(wěn)態(tài)流場數(shù)值模擬[J]．北京航空航天大學(xué)學(xué)報，2002，28(5)：528-531．

LI Qiushi, LU Yajun, LI Ling. Numerical simulation for steady flow field of counter-rotating axial fan[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2002, 28(5): 528-531.

[9]張健，閆小康，王立軍．單級后置導(dǎo)葉軸流通風(fēng)機(jī)內(nèi)部流場數(shù)值模擬與優(yōu)化[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2009(1)：21-24．

ZHANG Jian, YAN Xiaokang, WANG Lijun. Numerical simulation and optimization for the inner flow field of single-stage axial flow fan with back vane[J]. Fan Technology, 2009(1): 21-24.

[10]李秋實，陸亞鈞，李玲．對旋軸流風(fēng)機(jī)非定常流場數(shù)值模擬[J]．北京航空航天大學(xué)學(xué)報，2002，28(6)：605-608．

LI Qiushi, LU Yajun, LI Ling. Numerical simulation for unsteady flow field of counter-rotating axial fan[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2002, 28(6): 605-608.

[11]胡彬彬，歐陽華，金光遠(yuǎn)，等．后置靜葉周向彎曲對表面非定常壓力脈動的影響[J]．實驗流體力學(xué)，2013，27(1)：25-31．

HU Binbin, OUYANG Hua, JIN Guangyuan,etal. The influence of the circumferential skew on the unsteady pressure fluctuation of surfaces of rear stator blades[J]. Journal of Experiments in Fluid Mechanics, 2013, 27(1): 25-31.

[12]JIRO F, TAKUYA F, YUSUKE O,etal. Measurements of minute unsteady pressure on three-dimensional fan[J]. Journal of Environment and Engineering, 2010, 5(2): 298-310.

[13]冀春俊，李彩華，惠洪杰.葉片斷裂破壞與氣動非定常脈動的關(guān)聯(lián)分析[J]．風(fēng)機(jī)技術(shù)，2012(2)：9-11．

JI Chunjun, LI Caihua, HUI Hongjie. Collaborated analysis of blade failure mechanism and unstable flow of centrifugal compressor[J]. Fan Technology, 2012(2): 9-11.

[14]李春曦，林卿，葉學(xué)民．單動葉安裝角異常時軸流風(fēng)機(jī)的噪聲特性[J]．中國電機(jī)工程學(xué)報，2015，35(5):1183-1192．

LI Chunxi, LIN Qing, YE Xuemin. Acoustic characteristics of an axial flow fan with abnormal installation angle of single blade[J]. Proceedings of the CSEE, 2015, 35(5): 1183-1192.

[15]李春曦，林卿，葉學(xué)民．基于復(fù)雜度的軸流風(fēng)機(jī)動葉偏移時聲壓信號表征[J]．動力工程學(xué)報，2015，35(1):62-69．

LI Chunxi, LIN Qing, YE Xuemin. Characterization of sound pressure signal in an axial flow fan with abnormal blade angle based on complexity algorithms[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2015, 35(1): 62-69.

[16]索洛瑪霍娃 T C．通風(fēng)機(jī)氣動略圖和性能曲線[M]．北京：煤炭工業(yè)出版社，1986：336-348．

[17]李春曦，李新穎，葉學(xué)民．葉片切割對軸流風(fēng)機(jī)性能影響的數(shù)值研究[J]．機(jī)械工程學(xué)報，2014，50(10)：183-190．

LI Chunxi, LI Xinying, YE Xuemin. Numerical investigation of blade trimming effect on performance of an axial flow fan[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2014, 50(10): 183-190.

[18]SHIN Y H, KIM K H, KANG C S. Unsteady pressure measurements around rotor of an axial flow fan under stable and unstable operating conditions[J]. JSME International Journal, 2005, 48(1): 56-64.

[19]王文杰，袁壽其，裴吉，等．時序效應(yīng)對導(dǎo)葉式離心泵內(nèi)部壓力脈動影響的數(shù)值分析[J]．機(jī)械工程學(xué)報，2015，51(4)：186-192．

WANG Wenjie, YUAN Shouqi, PEI Ji,etal. Numerical analysis of the clocking effect on the pressure fluctuation in the centrifugal pump with vaned diffuser[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2015, 51(4): 186-192.

[20]胡勁松．面向旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障診斷的經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解時頻分析方法及實驗研究[D]．杭州：浙江大學(xué)，2003．

[21]劉濤，黃其柏．基于EEMD和HT的軸流泵壓力脈動特征信息提取[J]．機(jī)電工程，2012，29(3)：278-281．

LIU Tao, HUANG Qibai. Characteristic information extraction of pressure pulsation signal in axis-flow pump based on EEMD and HT[J]. Journal of Mechanical & Electrical Engineering, 2012, 29(3): 278-281.

[22]周云龍，梁超．基于EMD能量熵的離心泵汽蝕故障診斷研究方法[J]．化工自動化及儀表，2010，37(5)：41-46．

ZHOU Yunlong, LIANG Chao. Research on fault diagnosis of cavitation for centrifugal pump based on energy entropy of EMD[J]. Control and Instruments in Chemical Industry, 2010, 37(5): 41-46.

Transient Flow and Pressure Fluctuation in a Variable-pitch Axial-flow Fan

YEXuemin,DINGXueliang,LIChunxi

(Key Lab of Condition Monitoring and Control for Power Plant Equipment, North China Electric Power University, Baoding 071003, Hebei Province, China)

Abstract：A variable-pitch axial-flow fan of OB-84 type was taken as the object of study to simulate the pressure fluctuation at monitoring points and the characteristics of transient flow field based on the flow field in steady state considered as the initial flow field of unsteady state. Results show that all the pressure signals appear in the pattern of periodic or quasi-periodic fluctuation, and the pulsation intensity decreases with increasing flow rate, while the maximum value is located at the tip clearance. The maximum amplitudes at different monitoring points are presented at blade passing frequency, and the variation of flow rate only affects the time-frequency distribution. With the rise of flow rate, the average turbulent kinetic energy on the section at 10% blade height improves, and the high-pressure region at outlet section of impeller moves to the hub. The turbulent kinetic energy is enhanced with duration at trailing edge of blades and in the passage between adjacent blades. The high-pressure region at outlet section of impeller reciprocates between the casing and the hub during the rotation of impeller.

Key words：variable-pitch axial-flow fan; unsteady calculation; pressure fluctuation; transient flow field

收稿日期：2015-06-04

修訂日期：2015-08-10

基金項目：河北省自然科學(xué)基金資助項目(E2012502016)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費專項基金資助項目(13MS98)

作者簡介：葉學(xué)民(1973-)，男，河北邢臺人，教授，博士，主要從事流體機(jī)械、流體動力學(xué)理論及應(yīng)用和新能源技術(shù)等方面的研究.

文章編號：1674-7607(2016)04-0277-09中圖分類號：TK223.26

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A學(xué)科分類號：470.30

電話(Tel.)：13932203443;E-mail：yexuemin@163.com.