對旋軸流風(fēng)機葉頂間隙對其性能的影響

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(1. 太原理工大學(xué)機械與運載工程學(xué)院， 山西太原 030024；2. 礦山流體控制國家地方聯(lián)合工程實驗室， 山西太原 030024；3. 山西省礦山流體控制工程技術(shù)研究中心， 山西太原 030024)

引言

對旋軸流風(fēng)機具有效率高、風(fēng)壓大、反風(fēng)性能好等優(yōu)點，其兩級葉輪旋轉(zhuǎn)方向相反，內(nèi)部流場存在湍流、層流和渦流等復(fù)雜的三維黏性流動[1]。氣體從風(fēng)機入口經(jīng)整流罩沿軸向進入葉輪，經(jīng)兩級葉輪兩次加壓后沿風(fēng)筒軸向輸出，此過程不但增加氣體能量，提高了風(fēng)機效率，而且第二級葉輪除具有加壓作用外還兼具導(dǎo)葉功能，氣體經(jīng)第一級葉輪產(chǎn)生的氣流旋繞因第二級葉輪的反向旋轉(zhuǎn)而消除，既理順了氣流能量，又降低了風(fēng)機噪聲。但是，風(fēng)機葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時由于同軸度差會產(chǎn)生晃動，導(dǎo)致運行軌跡不同心，因此葉頂與風(fēng)筒壁面之間存在一定的間隙。

李鵬敏[2]通過數(shù)值模擬探究了三種不同葉頂間隙形態(tài)對風(fēng)機性能及葉片動態(tài)特性的影響。葉學(xué)民等[3]模擬了不同葉頂形狀對兩級動葉可調(diào)軸流風(fēng)機性能的影響。王慧[4]對不同葉頂間隙下軸流風(fēng)機的葉頂泄漏流的聲場、全壓、效率、功率等主要性能參數(shù)進行了數(shù)值模擬，并設(shè)計了麥克風(fēng)陣列試驗對仿真結(jié)果進行驗證。

以上研究表明，葉頂間隙的大小和形態(tài)會對風(fēng)機的性能產(chǎn)生很大的影響[5]，但針對不同葉頂間隙對礦用對旋軸流風(fēng)機性能的影響方面的研究較少。本研究采用RNGk-ε湍流模型和解速度壓力耦合方程的半隱式算法(SIMPLE)，研究對旋軸流風(fēng)機不同葉頂間隙的大小對風(fēng)機性能參數(shù)、湍流和葉頂泄漏渦產(chǎn)生的影響，為優(yōu)化風(fēng)機結(jié)構(gòu)，改善風(fēng)機性能提供依據(jù)。

1 數(shù)值模擬

1.1 數(shù)學(xué)模型

對旋軸流風(fēng)機內(nèi)部的熱量交換很小，故在數(shù)值計算時可忽略能量守恒定律，根據(jù)其湍流黏性流動方式，需滿足質(zhì)量守恒、動量守恒和湍流輸運三大方程。

本研究在Fluent中進行數(shù)值計算時湍流輸運方程使用RNGk-ε模型，它是采用數(shù)學(xué)方法中的重整規(guī)劃群理論從瞬態(tài)N-S方程中推導(dǎo)出的，與標(biāo)準k-ε模型相比，其在解決旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系的流動情況時更有優(yōu)勢。其輸運方程為：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

式中，ρ為氣體密度；t為時間；Rε為雷諾數(shù)；k和ε分別為湍動能和耗散率；μeff為等效粘性系數(shù)；C1ε，C2ε,C3ε為常量；Gk和Gb分別由平均速度梯度和浮力引起的湍動能產(chǎn)生；YM為可壓縮湍流脈動膨脹對總的耗散率的影響；αk和αε分別為湍動能和耗散率的有效普朗特數(shù)的倒數(shù)，αk=αε=1.39[6]。

1.2 三維建模與網(wǎng)格劃分

本研究以FBD No.8.0型礦用對旋軸流局部通風(fēng)機為研究對象，風(fēng)機基本參數(shù)如表1所示，在SolidWorks中按照表1參數(shù)建立風(fēng)機三維模型。

表1 風(fēng)機主要性能參數(shù)

風(fēng)機模型主要由入口、整流罩、兩級葉輪、風(fēng)筒以及出口等五部分組成，兩級葉輪輪轂比均為0.6，葉輪直徑均為800 mm,風(fēng)機全長4139 mm,第一、二級葉片安裝角分別為46°和30°，建立的葉頂間隙為2 mm時的風(fēng)機全流場模型如圖1所示。

圖1 風(fēng)機全流場模型

將三維模型導(dǎo)入ICEM CFD軟件中采用四面體網(wǎng)格進行網(wǎng)格劃分，整個模型共劃分3119653個網(wǎng)格。整個流體域模型分風(fēng)筒和兩級葉輪兩部分進行劃分，兩級葉輪的葉片及葉頂區(qū)域進行局部加密，進出口、風(fēng)筒、整流罩、輪轂、葉輪、葉頂網(wǎng)格尺寸由30 mm到2 mm 依次減小，網(wǎng)格密度依次增大。網(wǎng)格劃分完成后檢查網(wǎng)格質(zhì)量均在0.25以上，網(wǎng)格劃分質(zhì)量良好，得如圖2所示網(wǎng)格模型。

圖2 全流場網(wǎng)格模型

1.3 數(shù)值計算

將網(wǎng)格模型文件導(dǎo)入Fluent軟件中進行模擬，采用雙精度求解器，2線程并行運算進行仿真[7]。采用湍流模型，邊界條件設(shè)置為速度入口、自由出口，入口速度分別設(shè)置為11，12，13，14，15，16，17，18，19 m/s，其中15 m/s為設(shè)計工況。兩級葉輪轉(zhuǎn)向相反，故選擇MRF多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，以x軸為旋轉(zhuǎn)軸，兩級葉輪轉(zhuǎn)速均設(shè)置為2900 r/min。風(fēng)筒內(nèi)部流動區(qū)域與兩級葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域交界面即兩級葉輪的圓周面和兩端面設(shè)置為interface，求解方法中壓力速度耦合采用SIMPLE算法，設(shè)置壓力為標(biāo)準壓力、一階迎風(fēng)進行求解，得到初步解后用二階迎風(fēng)對解的精度進行提高[8]。

2 試驗與仿真對比分析

本研究采用GB/T 1236-2000的B型試驗系統(tǒng)搭建風(fēng)機性能測試平臺，如圖3所示。使用ABB變頻器調(diào)節(jié)風(fēng)機兩級葉輪轉(zhuǎn)速，通過風(fēng)機氣動性能數(shù)據(jù)測試系統(tǒng)自動生成試驗數(shù)據(jù)。

圖3 風(fēng)機性能測試平臺

搭建的風(fēng)機性能測試平臺葉頂間隙為2 mm,因此本研究將2 mm葉頂間隙下風(fēng)機效率隨流量的變化曲線的試驗與仿真結(jié)果進行對比。

圖4 效率隨流量變化曲線

從圖4中可以看出，效率隨流量的增大先增大后減小，在高壓區(qū)域試驗測得的效率略高于數(shù)值模擬的效率，兩條曲線效率達到最高值時對應(yīng)的流量也基本一致。當(dāng)流量大于815 m3/min時，試驗測得的效率快速下降且下降幅度明顯大于數(shù)值模擬的下降幅度。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是隨流量的增大，試驗平臺的風(fēng)筒產(chǎn)生的阻力也在逐漸增大，導(dǎo)致風(fēng)機效率降低。

對比仿真與試驗結(jié)果，效率隨流量的變化曲線在數(shù)值與變化趨勢上基本一致，風(fēng)機效率的平均相對誤差為1.9%，可保證數(shù)值模擬的可靠性。

3 不同葉頂間隙時風(fēng)機性能分析

本研究對相同流量條件下不同葉頂間隙的風(fēng)機性能進行對比分析，設(shè)計流量為試驗中效率達到最高時的流量即729 m3/min，風(fēng)機入口速度為15 m/s，研究改變?nèi)~頂間隙對風(fēng)機性能的影響。

壓升指風(fēng)機出口與入口處的全壓之差，反映了每立方米氣體流過風(fēng)機獲得的能量，是衡量風(fēng)機性能的主要參數(shù)。圖5中，在相同流量下，壓升隨葉頂間隙的增大而減小，且與葉頂間隙不成線性關(guān)系，葉頂間隙越大下降的幅度越大，風(fēng)機性能越差。這是由于間隙越大，葉頂泄漏流動越多，造成的氣流壓力損失越嚴重[9]。

圖5 葉頂間隙隨壓升變化曲線

葉輪軸功率反映了此葉輪承受負載的大小，從圖6、圖7中可以看出，葉頂間隙降低了風(fēng)機的性能，其對第一級葉輪的影響較小，對第二級軸功率的影響更加顯著，且間隙越大軸功率和效率降低的越快。這是由于隨間隙增大，氣流在葉頂?shù)男孤┰絿乐兀瑲饬魅莘e越嚴重，而且由壓力面通過葉頂間隙回流到吸力面的氣流增多，對風(fēng)機內(nèi)部流場破壞嚴重，兩方面因素致使兩級葉輪對氣流的做功能力減弱，軸功率和效率下降明顯。

湍流動能是衡量風(fēng)機內(nèi)部氣體流動穩(wěn)定性的重要指標(biāo)[10]，圖8中兩級葉輪出口湍流動能成中心對稱分布，且輪轂處的湍流動能很小，說明葉頂間隙對輪轂處的氣流基本沒有影響。由于葉輪阻礙了氣體的流動，故兩葉片間隙區(qū)域湍流動能上升顯著。

圖6 葉頂間隙隨軸功率變化曲線

圖7 葉頂間隙隨效率的變化曲線

將相同間隙下的第一、二級葉輪進行對比，第二級葉輪的湍流動能明顯高于第一級葉輪，出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是氣流經(jīng)第一級葉輪順時針旋轉(zhuǎn)作用后又被第二級葉輪逆時針旋轉(zhuǎn)作用加持，加劇了氣流的不穩(wěn)定性，使湍流動能更高。與第一級葉輪相比，第二級葉輪輪轂與葉根交界處的湍流動能更加顯著，這是由于兩葉片間隙區(qū)域的氣流與輪轂相互作用，又經(jīng)兩級葉輪正反轉(zhuǎn)的加持，使氣流在此區(qū)域不穩(wěn)定性加劇。

將不同葉頂間隙下的第一級葉輪進行對比，湍流動能變化不明顯，說明間隙對流過第一級葉輪的氣體穩(wěn)定性影響較小。對比不同間隙下的第二級葉輪湍流動能分布，隨間隙增大，葉根與輪轂交界區(qū)域、兩葉片間隙區(qū)域以及葉頂區(qū)域湍流動能逐漸增大，間隙對流經(jīng)這些區(qū)域的氣流擾動越強，氣流不穩(wěn)定性越高。

圖9a～圖9d為截取的不同葉頂間隙下兩級葉輪1/2葉頂弦長縱截面流場云圖[11]。葉頂區(qū)域的氣流由壓力面通過間隙流回吸力面，出現(xiàn)泄漏流動，形成泄漏渦，且隨間隙增大，葉頂泄漏渦的范圍和強度不斷提升，對附近氣流的擾動能力變強，風(fēng)機效率下降越快，這與圖7中效率隨間隙變化的曲線一致。對比相同間隙下氣流在兩級葉輪葉頂?shù)牧鲌銮闆r，第二級葉輪葉頂處泄漏渦的強度和影響范圍更顯著。

圖8 不同間隙下葉輪截面湍流動能云圖

氣流在葉頂間隙區(qū)域由壓力面回流到吸力面，故吸力面必然存在一個低壓區(qū)，這在圖10葉片吸力面靜壓云圖中得到驗證，而葉頂泄漏渦的出現(xiàn)也必然伴隨著吸力面低壓區(qū)的出現(xiàn)[12]，因此，圖10中圈出的低壓區(qū)就是產(chǎn)生泄漏渦的位置,且隨間隙增大，泄漏渦逐漸移向兩級葉輪的前緣。

圖9 不同間隙下兩級葉輪葉頂泄漏渦縱截面圖

圖10 不同間隙兩級葉輪葉片吸力面靜壓云圖

圖11為不同間隙下的兩級葉輪葉頂靜壓云圖，在葉片最厚處，靜壓由壓力面向吸力面不斷延伸，形成葉頂分離渦，導(dǎo)致部分氣流通過葉頂間隙流向吸力面一側(cè)，與從葉輪進口側(cè)流向出口側(cè)的主流方向相反，對主流形成擾動，形成葉頂泄漏渦，造成流動損失，降低風(fēng)機效率。隨間隙增大，產(chǎn)生的分離渦越強，泄漏越嚴重，這與圖9中葉頂區(qū)域流場的泄漏渦縱截面圖相一致。

圖11 不同間隙下兩級葉輪葉頂靜壓云圖

4 結(jié)論

本研究以FBD No.8.0型礦用對旋軸流局部通風(fēng)機為研究對象，利用SolidWorks、ICEM CFD、Fluent、Origin和Tecplot等軟件完成風(fēng)機模型建立、網(wǎng)格劃分、數(shù)值模擬、云圖和流場繪制，搭建風(fēng)機性能測試平臺對仿真結(jié)果進行驗證，得出以下結(jié)論：

(1) 相同流量下，隨葉頂間隙增大，風(fēng)機主要性能參數(shù)壓升、效率、軸功率逐漸降低，且間隙越大風(fēng)機性能降低幅度越大；

(2) 與第一級葉輪相比，間隙對第二級葉輪的湍流動能和軸功率有顯著影響。隨間隙增大，湍流動能影響的區(qū)域越大，對氣流的擾動能力越強；

(3) 隨間隙的增大，葉頂泄漏渦的強度和影響區(qū)域逐漸增大，對主流的干擾能力越強，造成的流動損失變大，風(fēng)機效率越低。與第一級葉輪相比，泄漏渦在第二級葉輪葉頂區(qū)域?qū)饬鞯母蓴_能力和范圍更大；

(4) 本研究設(shè)置葉頂間隙的最大邊界為2～5 mm進行研究，間隙過小會使葉頂與風(fēng)筒壁面產(chǎn)生碰撞，間隙過大會使風(fēng)機性能下降。因此，在對風(fēng)機進行設(shè)計時，要在保證風(fēng)機安全運行的前提下，使葉頂間隙越小越好。