离心通风机气体流动的流体力学分析论文

1、离心通风机气体流动的流体力学分析摘要 : 本文从流体力学的角度进行了详尽的分析研究，介绍了风机的选型对抽风 量的影响，探讨了管路系统中的摩擦阻力、局部阻力、风管直径大小、弯头的曲 率半径等对风量风压的影响；同时介绍了离心风机特性、抽风系统的管网特性， 管网中实际阻力与风机额定风压及风量的关系；应用计算流体力学软件 FLUENT 对牛 73No1OD 离心式通风机部的三维气体流动进行了数值模拟分析，重点分析 了各个部 分的压强和速度分布。 关键词：管网特性；离心式通风机；三维数值模拟；压力场；流场引言山于通风机流场的试验测量存在许多难，使得数值模拟成为研究叶轮机械流场的一种重要手段。随着计算流体

2、力学和计算机的快速发展，流体机械的部流场 研究 有了很大的进展，从二维、准三维流动发展到全三维流动。 Guo 和 Kim 用 定常和非 定常的三维RANS 方法分析了前向离心通风机流动情况； Carolus 和 Stremel 通过CFX针对风机进风处的湍流分析得出庄强和噪声的关系：Meakhail等利用PIV试验方法和 CFX 模拟相结合的方法对叶轮区域进行了分析。但是很多 的研究者都是选取 某一个流道或单元作为研究对象，从而忽略了蜗壳的非对称性 导致流动的非轴对称性， 或者把实际风机模型简化无法得到真正的部流场。 本文 运用商业软件FLUENT6.3,对牛 73NM0D 离心式通风机在设计

3、工况下进行定常 三维流动数值模拟，捕捉部流动现象，揭示风机流动实际情况，为风机的进一步 改进，扩大运行工况提供理论依 据。抽风系统的流体力学分析摩擦阻力对抽风量和风压的影响空气沿通风管道流动时会产生两类阻力，一是曲空气和管壁间的摩擦所造成 的摩擦阻力（乂称沿程阻力）；二是空气经过风管某些部件（如弯头、三通、吸风罩、蝶阀等）时发生方向和速度的变化以及产生涡流等原因而产生的局部阻力。圆形风管单位长度的摩擦阻力可按下式计算：p _入 3 rmr D 2式中：Pmr-圆形风管单位长度的摩擦阻力，Pa/m ：入一一摩擦阻力系数； V 风管空气平均流速， m/s ：P 空气的密度， kg/m 3 ；D 一

4、一圆形风管的直径， mo在计算这两类阻力时，通常是按照层流状态来取摩擦阻力系数入的，这时， 沿程的压力损失与空气流速的一次方成正比，当流速增大超过临界流速Re = 2 300时，风管的空气流型变为紊流状态，则管沿程的压力损失与空气流速的 1? 75? 2.0次方成正比，也就是说，沿程阻力增加了近1 倍。通常把风管壁看作是水力光滑管， 即管壁的绝对粗糙度K=0 ? 1 mm 来计算 的，而实际上，使用一段时间后，风机叶轮、风管、弯头、伞形抽风罩、折流板气水分离器等处壁沾满了油漆，这时风管壁已经变成了水力粗糙管( 或称阻力平方区 ) ，管壁的绝对粗糙度值Kx0.9 ? 3.0 mm ； 这时，单位

5、长度实际摩擦阻力 P 耐应为计算单位长度摩擦阻力乘以修正系数B, B|J ：P mr=B x P mr假设：风管空气流速为 10m/s, 绝对粗糙度值K=0.1 mm ，贝 9 ：修正系数 B=( Kv )0.25= (0.1 x 10) 0.25 = 1(1)式中： K 一一风管壁绝对粗糙度， mm ：v 一一风管空气流速， m/so再假设：风管空气流速不变，仍为 10m/s, 但绝对粗糙度值K=1 mm, 贝 ij ： 修正系数 B=(Kv)0.25 = (1x10 )0.25 = 1.78(2)也就是说，这时单位长度风管的摩擦阻力是原来的 1.78 倍。再假设：风管空气流速为 10m/s

6、, 绝对粗糙度值K=2mm, 则：修正系数 3= (Kv) 0.25= (2x10 ) 0.25=2.114这时，单位长度风管的摩擦阻力是原来的 2.114 倍。还有一个很重要的原因是，很多厂家在使用水帘喷漆室时，不添加或不按时按量添加漆雾絮凝剂，再就是不定时打捞漆泥漆渣，水量的漆泥随着循环水流挂 在折 流板、挡水板、涡旋板、风管壁上，使得壁绝对粗糙度大幅增加，摩擦阻力 也增加了 许多倍。 这就是众多的喷漆室使用一段时间后风压下降、 抽风量减小、 漆雾外溢的原 因之一。笔者认为，设计时风压选择不能仅仅放10%? 20% 的余 量，而是最好增加80% 左右的富余量； 要定期清理风机叶轮、蜗壳、风

7、管、折流板等抽风系统的漆泥，而这是许多厂家不注重的，应对操作人员进行使用和维 护的培训。局部阻力的影响在风道中流动的流体，在通过弯头、阀门、变径管等处，方向和断面积大小 发 生改变，有可能产生涡流损失或碰撞损失，这些称为局部阻力。风道部件的局部阻力可按下式计算：2 式中： AP- 一风管部件的局部阻力，Pa； 一一局部阻力系数；v 一一风管空气平均流速， m/s ：P 一空气的密度， kg/m 3 o在一般通风系统中，由于风管中各部件形状不一，局部阻力系数很难计算， 通 常通过试验测定， 而后查表确定。 而实际风管系统由于管径、 流速、 介质、 曲 率半径、 渐扩角等大小不一， 一旦有 1 个

8、参数变化， 其管路系统中实际局部阻力 也是变化的。 例如， 折流板汽水分离器在使用一段时间后， 表面会沾上漆泥， 使 得局部阻力增大， 空气流速下降； 断面面积变小， 乂使得空气流速加快，空气中 含漆雾颗粒增加，空气 密度增大， 局部阻力系数也会变大，在这种状况下，气体会产生漩涡， 气流变成紊流状态，这些因素都会导致折流板处的局部阻力增大、 抽风量下降。局部阻力系数是针对某一过流断面平均流速而言的，但是，各种管件的 局部阻力损失，不是发生在流动的某一断面上，而是发生在一段长度的流段中， 如果 2 个 部件相隔太近， 那么它们之间就会相互影响， 这时流动的状况就复杂了， 就不能用手 册中给定的来

9、计算了。因为，手册中的值都是在没有其它阻力影 响的条件下测定的。例如：为了降低喷漆室的高度，在喷漆室后部顶上，往往是1 个伞形吸风罩和蝶阀、 弯头及风机吸风口直接连接，中间很少有直管过渡，这时， 这一流段的局部阻力就不是儿个部件的阻力相加那么简单了。阻力系数会 有变化，管道中会产生漩涡，主流受到压缩或扩散，流速分布会迅速改组，黏性 阻力和惯性阻力都会显著增大。风管直径大小对风速的影响管空气流速在 614m/s 为宜， 最好不超过1Om/s 。有些制造商为节省材料成本，将风管直径做得很小，使管风速过大，甚至达到 24 m/s, 使得风阻急剧 增大，当轴功率一定时，抽风量会下降，导致漆雾无法抽出去

10、。例如，某企业为 外地某厂生产的 2 台喷漆室， 抽风效果一直很差， 漆雾外溢严重， 2 次更换风机后， 仍然无法解决问题，笔者到现场发现， 风机风管直径设计太小， 风管的摩擦 阻力和局部阻力都陡然增大，导致抽风量严重下降，结果仅仅更换了大直径的风 管就彻底解决了问题。还有，风机出风口至风管排气口长度问题，一般应将排风管接出车间外屋顶 2m 以上高度，以利用大气压差。日前常见的问题是一些设计人员设计时往往只 考虑风 机进风段的阻力问题， 不考虑风机出风段的风阻， 更不考虑室外排风管的 高度， 这是 欠妥的。弯头的曲率半径对局部阻力系数的影响90 。的风管弯头其局部阻力系数与风管弯曲的曲率半径与

11、与风管直径之比 R/D 成反比， R/ D 越大，值越小；如： R/ D 为 1 时，为 0.23, R/ D 为 2 时，为 0.15, R/D 为 2.5 时， 为 0.13, 当 R/D 大于 2.5 时， 减少 效果就不明显了。 一般应采用 R/D 为 2.0-2.5, 这样局部阻力系数可小些。 需要说明的是，这里所指的风管弯头是指的 光滑圆风管，在制造中，一般都是分成 5 段制作，放样、滚圆，再咬边或焊接成一个整体（俗称虾米弯），而这样一 个90的虾米弯头，其阻力系数比光滑园风管弯头的 乂要大，如：R/D为1时，虾米弯的值为0.33, R / D为2时，为0.19，而这是设计 者们通

12、常忽视的 地方。更有些厂家为降低造价，多采用 R/D为1,这是不可取的。这 些地方累 积起来，管网系统的庄力损失就大了。风管弯头的局部阻力系数同时还与 弯曲角度成正比，如弯曲角度越大，则阻力系数越大，一般应尽M采用45、60。和 90的弯头。3抽风系统的管网特性及工作点分析离心风机特性离心风机即使在转速相同时，它所输送的风M也可能各不相同。系统的压力 损 失小时，要求的风机风压 AP = 2v2 p就小，则输送的风M就大；反之，系统 的压 力损失大时，所要求的风机风压就大，则输送的风M就小。风机的特性曲线见图1。从中可看出，风机可以在各种不同的风M下工作。在抽风系统中，风机将按其特性曲线上的莫

13、一点工作，在此点上，风机的风M与系统中的压力得到平衡，山此也确定了风机的风但正是风机的这种自动平衡的性能，致使有时在实际情况下，风机的风M和风压满足不了设计要求。1/%3000- 200011(X)0-024-9080-70 60-5()40 30-20-1018图1风机的特性曲线12108649抽风系统管网特性风机在抽风管路系统中，作时,其风M、风压等参数不仅取决于风机本身的性能，还与整个管网系统的特性有关（管网特性曲线及工作点见图2）。管路系 统的总 阻力由系统中各种压力损失的总和、吸入气体所受压力与排出气体所受压力的压力差(当山大气吸入气体并排出大气时，压差等于0)和山管网排出时的 动压

14、3部分组成，即图中的P2 = f2 (Q)曲线所示。更多情况下，管路特性曲线 只取 决于管路系统的总阻力和管网排出时的动压，且二者均与流MQ的平方成 正比；管路特性曲线P2 = f 2 (Q)和风机的性能曲线Pi=f 1 (Q)的交点D也 就是风机的工 作点。当管网中实际阻力大于风机的额定风压时，则风M会减少 ；反之，当管网中 实际阻力小于风机的额定风压时，则风M会增大(管特性曲线与风机性能关系见图3)。P.=f.Q)P4QJ图2管网特性曲线及工作点 图3管特性曲线与风机性能曲线如上所述，喷漆室在使用一段时间后，曲于管网系统中阻力逐渐变大，风机 渐 渐无法克服系统的压力损失，致使抽风M逐步降低

15、，无法将过喷的漆雾及有 机溶剂 抽出，造成漆雾外溢到车间里；同时，喷漆室工件表面附近的空气中充斥 着粒径大小 不等的漆雾颗粒，很多黏在工件表面，影响表面喷涂质还要指出的是：一般风管系统中的局部阻力计算是建立在一个理想的管网结 构 和静态的模型基础上的，但实际上多种结构设讣本身的不足和在使用过程中动 态的 变化，使得所讣算的局部阻力和实际使用中的风阻差别很大，这也是现今一 些喷漆 室的问题所在。4流场控制方程的建立通风机流速较低，可视为不可压缩流动，以恒定角速度旋转的叶轮中，当选 用 与叶轮一起旋转的非惯性坐标系来描述相对运动时，可认为叶轮的相对运动是定常的。因此叶轮不可压缩，均质，密度为常数的

16、连续性方程和运动方程为(1)质M守恒方程6血)|烟)严仙)_odx dy dz(2)动2守恒方程2wxW + vvx(vvx /?) P P式中W相对速度；p 压强f 质H力；P 粘性系数；R半径；-2u)xW 一哥氏力；? 3 x ( 3 xR)-离心力。(3)湍动能方程令日勺+tff和)言者,/竺 Tdxi duj dm -C2 - pk ”ca；Jdxi dxj(4)湍动能耗散率方程dm dm 一+ C1-U C、dxi dxj.1(5)湍流粘度系数方程厂km = pCu式中Cl, C2 , OK , 6, Cp 一一经验常数；Ui , Uj 一一 i , j方向的速度；Xi , Xj

17、i, j方向的节点坐标；p流体密度；P 压力；F 一体积力；n , nt 一层流和湍流的粘度系数；K一一湍动能；E一湍动能耗散率。5计算对象及边界条件风机模型参数分析对象为4-73N210D离心通风札 曲进气室、集流器、叶轮和蜗壳组成。在Pro/E中建立模型，为解决问题的方便，在整机的装配中让绝对坐标和相对坐标处于同一位置，原点位于叶轮后盘中心外壁上 ，X轴负方向为蜗壳出口方向,Y轴负方 向为蜗壳的进气方向，Z轴正方向为进气室进口方向。叶片后倾，进、出口角分别为32、45叶轮径720mm,叶轮外经1000mm ,叶片进口宽 350mm,叶片出口宽 250mm,进气室吸风口为 1300mm x

18、600mm,蜗壳宽 650mm，出风口为 900mm x650mm,叶片 12 个，转 1200r/mino 5.2网格划分在GAMBIT中对流道区域划分网格如图 4所示。由于风机结构较复杂，采 取 四面体和六面体网格相结合的方式划分，网格共计 676045O叶轮流动区域采 用旋 转参考系MRF坐标法；叶片、前盘和后盘采用相对静止参考系；进气室、集流器和蜗壳采用绝对静止参考系。图44-73N210D通风机整体网格计算方法及假定(1)假定流动是稳定、粘性、不可压缩；流动过程中忽略质M力作用；(2)叶轮进口和集流器间有间隙，但在计算中处理为0,避免间隙区域压力 梯度过大；(3)旋转坐标系下离散方程

19、采用压力速度耦合SIMPLE算法，湍流模型采用 标准方程，使用标准壁面函数法。边界条件进口：按照容积流M计算所得，采用均匀进口，速度 12.6m/so出口 ：设置 压 力出口静压为大气压，空气密度为1. 2kg/m 3o6结果分析静压分析由图5可看出，静压从进口至出口逐渐变化，在蜗壳外壁面达到最大，由于 出 口存在流动损失而使此处的静压有所下降，这与文献6结论相符。由图5a可知，由于受到蜗壳的非轴对称性影响，蜗壳较低静压处与叶轮中心不在同一轴上；曲图5b静压较低。可知，在进气室的拐弯处和蜗舌处，曲于这两者的形状发生变化，导致图5 (a)整机蜗壳壁而后视静压分布图5 (b)整机蜗壳、进气室前室静

20、压分布Y轴方向静压分析Y轴为叶轮中心轴，叶轮后盘与蜗壳外壁有 40mm的间隙，在Y轴方向截 取 面：Y =-20mm 如图 6a； Y =150mm 如图 6b; Y =250mm 如图 6c： Y =350mm 如图6do从4个图中看出，叶轮压强分布并不因为叶轮的轴对称而对称，渐扩 螺 旋蜗壳是非轴对称的，叶轮进口处静压最低。叶轮静压中心偏向蜗壳扩大处，出叶轮后静压逐渐增大在蜗壳外壁达到最大。山于流动损失的存在，静压沿着蜗 壳出口 逐渐降低。图6 (a) Y=-20mm后盘与蜗壳外壁间隙中间而静压图6 (b) Y=150mm 叶轮轴向中间而静压图6Y=250mm叶轮出口与前盘接触轴向而静压图

21、6 (d) Y=350mm叶轮进口与前盘接触轴向而静压. 3叶轮区域静压分析叶轮区域的静压分布如图 7所示。(b)叶轮区域前盘和叶轮出口静压图7 (a)叶轮壁面静压静,有,此珍等用是后来吴等叶片非工作面和前盘附近，特别是两者的交汇区域积累了一个低能流体区， 压、相对速度均较低，此处形成了尾迹区，但是尾迹区不是完全的“死水区” 流体通过只是速度较低。叶片工作面和前盘附近的流体静压、相对速度均较高 处形成了射流区。Fisher和Thpoma用颜料做离心泵叶轮中的显示试验，淑PIV法进行三维流动测定，根据流动照片也验证这一区域的存在。这就学者所说的射流？尾迹流动结构叶片静压分析 叶片工作面图8a上的

22、静压比非工作面图8b上的高且分布明显不同：叶片 工作面上静压分布不均，山分布可看出 85%以上的做功来自于工作面；非工作面上静压分布较均匀，从叶片根部向顶端逐渐增大。在单个叶道，两侧壁附面层中的气流前 进的速度比较低，气体受到压力差的作用从高庄区流向低压区，这种流动与主气流方向垂宜从而产生了二次流。(b)叶片非工作面静压分布取图9所示分析。图8 (a)叶片工作面静压分布整机全压分析包括全部外壁时无法看清部全压分布图9壁面全压侧视图从图9很清楚地看出全压的变化分布惜况，特别是在集流器和叶轮区域变化最为明显。在集流器处全压很低这是山于气流从轴向开始向径向转变而产生的。叶轮区域依赖叶轮做功，全压在叶

23、道逐渐升高，且在叶片，作面出口处达到最大,进入蜗壳后山于流动损失存在乂逐渐降低。这两个区域流动情况差别很大，这是山于流道的位置不同和蜗壳的非对称性引起的。所以对整个通风机来说，不能单单研究莫个部分或对莫个流道il?算，因为这不但难反映整体流场的实际情况，而且计算的边界条件也很难确定，这就为计算的准确性、合理性带来困难。流道区域速度分析此区域速度大小变化不太明显，但是受旋转的后盘和静止的蜗壳壁的共同作 用 使这部分流体产生了扭曲，流体旋转的中心接近蜗舌处与叶轮的流动完全不在 同一 轴上，这是整机模拟得到的乂一重要现象。在前盘和蜗壳间的流体速度变化 较明显，气流在叶轮出口处突然扩压，导致气流速度降

24、低与主流气体发生冲击扰 动，从而在蜗舌处产生了二次流风机叶轮中截面上的速度分布，从中看出流体从 叶轮进口到叶轮出口方向速度逐渐增大，出叶轮后速度逐渐降低。在靠近蜗壳出 口处的叶轮通道的速度比其他部分的叶轮通道速度小，因此讣算风机叶轮通道流 场的时候，假设每个叶轮通道都是相同的也是不对的。蜗壳出口处， 可看到在出口的右下角有二次流的现象出现， 此处位于蜗壳扩 大一方近蜗舌处，是受到蜗壳出口流道的主流和蜗舌处的扰流共同作用而产生。 从涡流的位置来看，上部涡流比较靠近蜗壳的前壁面处，下部涡流比上部涡流强 烈，且靠近蜗壳后壁面处。对图综合分析，可以得出流体在蜗壳不是以平流流出， 而是以麻花状旋流状态流

25、出。看出在蜗壳出口流道有回流产生，并且山此图可以清楚的看到流体不是平流而是扭曲着旋流流出。显示气流在进气室的变化不大，且在进入叶轮中心后流动 比较均匀，流速随着叶片的方向逐渐增大，在前盘一方的蜗壳扩大处有二次流产 生且比较明显。同时也可以看出在后盘和蜗壳壁的间隙处、蜗舌处二次流较多较 强，所以此处的噪声比较大，可为噪声的分析提供理论依据。蜗壳出口的延伸部分很明显的有股较强的气流，这也是吴等所说的尾流一射流结构。结论本文有针对性地对离心通风机部湍流场进行三维数值模拟，观察了离心通风机部流动情况，重点分析了流道部各个部分的压强和流场，得出如下结论：发现了由于整机的非轴对称性而产生了流体区域的压强和

26、流速的非轴对称 性。后盘与蜗壳间隙中的流体流动的中心偏向蜗舌处，叶轮区域部压力场和流场 的中心不是沿中心轴方向，而是偏离中心轴。蜗壳部整体的流动像扭曲的麻花状旋流流出；结果显示叶片和前盘间，蜗壳出口处存在尾流- 射流现象；靠近叶轮前盘的叶片处所受全压偏高于叶根处的压力。工作面上的压力大于 非工作面叶片上的压力，由于压力差的产生，从而使流体从高压向低压流动产生 了轴向的二次流现象。参考文献1 淑珍，祁，义云，等. 小流量工况下离心风机蜗壳部的三维流动测量分析J . 交通大学学报2002.2吴，庆光，树红.通风机和压缩机M.清华大学，2005.1.徐宝仁 . 变频调速泵特性与肖能的探讨J. 农业装

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