離心通風機內部流場的數值分析*

何小笛，紀愛敏，彭利平，龍登燕，王 豪

(河海大學 機電工程學院，江蘇 常州 213022)

0 引 言

離心通風機作為一種通用機械，廣泛應用于金屬礦山、煤炭工業、鋼鐵工業和電力行業。研究提高風機性能的方法，減少風機用電量對節約能源具有重要意義。

離心通風機內部復雜的流場備受國內外專家學者的關注，劉小民等[1]研究了兩種內凹式蝸舌對多翼離心風機氣動性能的影響，得出內凹式蝸舌有效的增加了相應風機的流量；周水清等[2]獲得了前彎離心風機集流器最佳的偏心位置；方挺等[3]對通過改變蝸殼安裝位置來提高離心風機性能；李輝等[4]進行了3組不同葉片數對風機性能影響的探討的仿真分析；kim，Jin-hyvk[5]進行了分離葉片對風機氣動性能更有益的分析；Polansk,Jirí[6]對前向葉片離心風機進行了氣動性能預測分析；簡曉書等[7]確定了一款小型后向離心風機葉輪葉片出口寬度尺寸。這些研究進一步表明離心風機各部件對整機性能有顯著影響，而不同的風機內部流場規律也不盡相同，當前對于離心內部流場的研究成果通用性不足。

本文主要研究一種新型風機ME103內部流場的規律，采用風機進口試驗測試與數值分析結合的方法，進一步闡述風機內部流場的特性。

1 風機結構及測試結果分析

本次研究用風機是某公司型號為ME103的一款離心通風機。

該風機結構示意圖如圖1所示。

圖1 離心通風機ME103示意圖1—集流器；2—蝸殼；3—葉輪；4—電機；5—底座

該離心風機主要是由葉輪、蝸殼、電機以及集流器等幾部分組成。葉輪為平盤式，采用后向型葉片，蝸殼的氣流出口處采用圓形出口，與傳統的離心風機矩形出口不同，在進行性能分析的過程中要充分考慮到圓形出口對于風機流體損失的影響。

根據國家標準GB/T1236-2000，筆者對該風機進行了進氣試驗，測試如圖2所示。

圖2 離心風機ME103進氣試驗

本研究按照風機手冊[8]對試驗結果進行轉換計算，得出風機的氣動性能測試結果，離心風機ME103進氣試驗測試結果如表1所示。

試驗是在大氣氣壓101 370 Pa，空氣密度為1.19 kg/m3，溫度22.2 ℃的條件下進行的。從表1中可以得出，該風機效率最高約為75.56%，對應工況空氣流量約為1 300 m3/h，風機全壓達到2 019 Pa，轉速為2 937 r/min，進氣口氣流的平均速度為14.09 m/s，進氣口靜壓為-1 794.79 Pa。對于進氣口風機測試試驗，由于風機出口與大氣直接相連，因而風機出口處靜壓為0。在工作流量為560 m3/h處，風機全壓達到2 514 Pa，轉速2 964 r/min，進口速度6.02 m/s，進氣口靜壓為-2 472.06 Pa。

2 數值分析模型

2.1 流道幾何模型

首先筆者采用三維建模軟件UG，對離心風機進行幾何建模，建模過程中，對原有風機幾何模型進行簡化，忽略一些次要的倒角、圓角特征以及一些間隙。之后在此基礎上進行離心風機流道建模，流道幾何模型即是空氣從離心風機進風口到出風口的過程中，氣體流過空間的三維模型。將流道模型分為進風口流道、葉輪流道以及蝸殼流道3個部件模型，最終裝配在一起形成離心風機流道模型。為保證進口氣流的真實工況，特別將進口流道模型拉伸了200 mm。

流道模型如圖3所示。

圖3 離心風機ME103流道模型

2.2 網格模型

筆者在完成風機流道模型后將其保存成stp格式，導入到前處理器ANSYS ICEM CFD中進行網格劃分。其中集流器以及進口管道流道模型部分采用六面體網格，葉輪流道以及蝸殼流道采用非結構網格劃分方法[9]。風機葉輪主要尺寸為流道進氣口直徑140 mm，流道外徑為380 mm，厚度為40 mm；蝸殼流道的厚度為102 mm，螺旋線相對于30 mm的等邊基方的最大半徑和最小半徑分別為216.6 mm和413 mm。劃分網格時，將進口流道、葉輪流道以及風機流道的Element size分別設置為5 mm、2 mm和3.5 mm。風機流道模型共劃分為5.57×106個網格單元，其中葉輪流道網格2.92×106。

風機流道網格模型如圖4所示。

圖4 風機流道網格模型

為保證數值模擬結果的可靠性，筆者對葉輪和蝸殼流道的網格進行了細化，驗證了風機的網格無關性。完成網格劃分后，對離心風機相應的表面，包括進風口、出風口以及風機的壁面等進行標記。

2.3 數值方法及邊界條件確定

在完成風機流道網格劃分后，筆者主要通過FLUENT對風機流場進行數值計算以及風機內部流場分析。根據進氣試驗過程中的空氣條件對流場對應的空氣參數進行設置。速度與壓力耦合方式選擇SIMPLE算法，采用湍流模型對旋轉區域與非旋轉區域進行耦合計算[10-12]。對風機流道進行凍結轉子法(multiple reference frame，MRF)[13-14]，也就是多坐標參考系設置。

由于要對兩個不同流量下的風機流場進行分析，筆者分別進行相應參數的設置。對于葉輪流道，分別添加2 937 r/min、2 964 r/min旋轉速度，蝸殼流道以及集流器流道靜止不動。對于邊界條件的設置，集流器進口采用速度進口，分別設置速度為14.09 m/s、6.02 m/s，靜壓為-1 794.49 Pa、2 472.06 Pa；蝸殼流道出口處采用壓力出口，即設定出口的靜壓為0；將集流器與葉輪流道，葉輪流道與蝸殼流道的接觸面設置為交界面(INTERFACE)；葉輪流道的壁面設置旋轉速度與葉輪流道相關，滑移速度設置為0；蝸殼以及集流器其他的面都設置為固定壁面。

3 流場狀態分析

本研究完成相應的邊界設置，將流場初始化，分別計算出離心通風機內部各流道在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h處的速度與壓力分布詳情。

3.1 數值分析結果與測試結果對比

由于對于離心風機進行的是進氣試驗，在添加邊界條件的過程也是按照進氣試驗所得數據進行設定的，這就導致離心風機的流場仿真反映的是風機進行進氣口試驗時內部流場的詳情。在進行流場分析前需要先對流場仿真結果進行驗證。進氣口測試試驗得出離心風機進氣口氣流速度以及表壓值，在根據風機手冊進行數據轉化，最終得出在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h處，離心風機出口平面的平均速度分別為30.51 m/s、13.04 m/s。在進行仿真分析過程時，本研究將風機葉輪輪盤外表面與葉輪軸線相交點設置為原點，建立了以輪盤外表面為XY平面，葉輪軸線為Z軸的坐標系。風機出口平面在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h處，在Z軸對應坐標的速度分布分別如圖5、圖6所示。

例如在出口平面上有一條線段的坐標是z=0，劃分網格的過程可以看作這條線段分為很多點組成，而每個點的速度不同，最終形成圖5和圖6所示的速度分布圖。經分析，出口速度數值分析結果與試驗測試結果相符，即表示出口動壓以及風機全壓與試驗結果基本相符。在此基礎上，可以進行風機內部流場速度分布和壓力分布的分析。

圖5 工作流量1 300 m3/h時出口速度分布

圖6 工作流量560 m3/h時出口速度分布

3.2 速度場分析

離心通風機分別在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h時的風機內部速度分布圖如圖7所示。

(a) 流量1 300 m3/h時速度分布

(b) 流量560 m3/h時的速度分布

首先從速度范圍進行分析，風機在工況流量1 300 m3/h處的最大速度73.8 m/s大于風機在流量560 m3/h處的最大速度69.8 m/s，結合速度分布圖可以發現流量大時流場相應的速度值也偏大。氣流在蝸殼處的速度分布特征為在葉輪與蝸殼交接面處較為紊亂；氣流在蝸殼出口處速度的變化梯度最大；最大的氣流速度出現在蝸舌處；在蝸殼型線起始端，氣流發生較為明顯的氣流逆流現象；經過蝸舌部分的氣流在出口前出現渦流現象；在蝸殼輪廓型線處，出現氣流大面積速度大致相同，氣流方向也較為紊亂。

離心通風機葉輪分別在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h時的內部速度分布圖如圖8所示。

(a) 流量1 300 m3/h時速度分布

(b) 流量560 m3/h時的速度分布

風機葉輪作為風機最為關鍵的部分，風機葉輪的性能一定程度反映了風機的整體性能。通過對兩種不同流量下的葉輪速度分布進行分析，可以發現，大流量下葉輪中的整體速度較大，在工況流量1 300 m3/h處，氣流在葉輪輪蓋入口處產生渦流，在葉輪出口處，尤其是在蝸殼出口相反的一側，產生特別明顯的渦流現象。而在非工況流量下，可以發現氣流的紊亂主要發生在氣流從集流器流道進入葉輪流道的過程。

3.3 壓力場分析

離心風機流場和葉輪流道流場分別在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h處的靜壓分布詳情如圖9、圖10所示。

(b) 流量560 m3/h時的靜壓分布

(a) 流量1 300 m3/h時靜壓分布

(b) 流量560 m3/h時的靜壓分布

從圖中可以看到：由于離心風機是按照進氣試驗過程中的離心風機流場狀態進行仿真，因而在風機出口處氣流和大氣層相同，靜壓為0，而在進氣口時，風機的靜壓為負。風機最大靜壓出現在蝸殼流道外側，尤其是氣流出口的相反側靜壓最大，與速度分布圖相對比也可以發現靜壓增大的主要原因是隨著流道體積的變大，速度減小。而在蝸殼的氣流出口處，氣流速度增大靜壓逐漸較小。在蝸殼的蝸舌處，出現靜壓為負，以及氣流經過蝸舌處后靜壓相對較低，表明在蝸舌部分，靜壓有所減小，能量損失較為明顯。對比風機集流器進口可以發現，風機在工作流量為560 m3/h處時，進口靜壓的負壓值更小，表明風機在低流量處產生更大的吸力。風機的功率是和風機的結構、性能相關的變量，因而在實際運用風機的時候，需要綜合所需流量和壓力以及風機的性能來進行選擇。在葉輪靜壓分布圖中，可以觀察到由于葉輪葉片的旋轉對氣流不斷地做功，風機的靜壓值是逐步遞增的。在葉輪進氣口處，葉片的背壓面有明顯的邊界層出現，結合速度矢量圖可以發現，貼近該壁面處出現速度倒流，產生分離損失。

離心風機流場和葉輪流道流場分別在工作流量1 300 m3/h、560 m3/h處的全壓分布詳情如圖11、圖12所示。

(a) 流量1 300 m3/h時全壓分布

(b) 流量560 m3/h時的全壓分布

離心風機的全壓值為風機出氣口的全壓值與風機進氣口的全壓值的差值。風機出口處的全壓與氣流在出口處的速度相關，在進氣試驗過程中的風機流場中，風機出口處的全壓就是風機的動壓。結合風機葉輪全壓圖，在接近葉輪流道最外側時全壓值最大，主要是因為在該處風機葉輪流道截面積變大，產生較典型的二次流損失[15]，在背離風機氣流出口的葉輪側此現象更為明顯。在風機非工況流量處工作時，二次流現象更為明顯。在葉輪流道進口處，工作流量下風機進口低壓區主要集中在輪盤進口的局部，而非工作流量下風機的葉輪流道進口處出現大面積低壓區域，表明非工況流量下風機的效率較低主要是受氣流從集流器流道流入葉輪流道過程中的沖擊損失影響。

(a) 流量1 300 m3/h時全壓分布

(b) 流量560 m3/h時全壓分布

4 結束語

本研究針對一種新型風機ME103，提出以進氣試驗與FLUENT仿真相結合的方法來探索其內部流場的規律，結果表明:

(1)該離心風機蝸殼張度不夠大，葉輪在蝸殼中的安裝位置不佳，導致葉輪在出口側伸出長度不夠，蝸舌間隙過大，增大了風機的流動損失；

(2)平盤式的風機葉輪設計，致使葉輪流道內截面積逐步增加，在葉輪流道出口處極易產生二次流，增大流體損失，但考慮到該葉輪為裝配型葉輪，在工藝上較難實現錐形葉輪，可以考慮輪蓋開隙的優化方法；

(3)通過對比工況流量下和非工況流量下風機的速度矢量圖、靜壓和全壓分布矢量圖，得到了風機流量對效率影響的主要因素，得到了風機內部流場的一般規律。

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