軸流風機葉片切割后的性能及靜力結(jié)構(gòu)特性

葉學民，丁學亮，李春曦

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

目前，大型火力發(fā)電機組的送、引風機和一次風機多采用軸流風機，其中動葉可調(diào)軸流風機因其高性能而受到廣泛應用.但實際運行中，軸流風機在額定負荷下的參數(shù)明顯偏離最高效率點對應的設計參數(shù)，低負荷時運行效率則更低，因此增加了風機電耗，使其高運行效率特征大打折扣.這是因為在風機選型時，出于機組安全性的考慮，往往采用偏大的裕量系數(shù)，從而使額定負荷下的實際工況點與最高效率點對應的參數(shù)相差約30%，最高甚至達60%［1］.為滿足機組負荷的調(diào)節(jié)要求，常常需對動葉安裝角進行深度調(diào)節(jié)，使其效率進一步降低，進而造成高效軸流風機長期處于中低負荷下低效運行的普遍現(xiàn)狀，嚴重影響機組的運行經(jīng)濟性.

因此，如何對現(xiàn)有軸流風機進行適當改造，使其運行在高效區(qū)顯得迫在眉睫.在滿足負荷需求和盡可能減小動葉安裝角調(diào)節(jié)幅度的前提下，葉片切割是使運行工況點效率處于高效區(qū)的有效措施，也是燃煤電廠深化節(jié)能減排策略的重要方面.因此，深入研究風機葉片切割后在不同安裝角下的運行性能有重要意義.

目前，對軸流風機的研究大多致力于葉頂間隙［2-8］或安裝角［9-12］對風機性能的影響.針對等環(huán)量設計的動葉可調(diào)軸流風機，呂峰等［13］對葉片頂切的風機進行了數(shù)值模擬，得到不同輪轂比時的性能曲線，并用2種流量系數(shù)表示方法進行分析，但其未考慮葉頂間隙不變對風機性能的影響.劉洋等［14］討論了不同葉頂間隙對風機性能的影響.葉學民等［15-16］研究了軸流風機多動葉安裝角非同步調(diào)節(jié)的內(nèi)流和運行特征，分析了安裝角異常對總壓和效率的影響.對于葉片切割前后的軸流風機性能，僅李春曦等［17］分析了在某一葉片安裝角下葉片切割后的參數(shù)關系，但并未給出低于設計工況下的運行和靜載荷特征的變化.

鑒于目前動葉可調(diào)軸流風機的負荷大多低于設計值，且葉片切割是使其運行于高效區(qū)的有效措施，而針對不同安裝角下葉片切割后的風機性能研究尚不完善.為此，筆者采用Fluent軟件對OB-84型動葉可調(diào)軸流風機進行三維數(shù)值模擬，研究當體積流量小于設計值時，在不同安裝角下葉片采取不同切割量且保持葉頂間隙不變時的風機性能、噪聲和葉片靜力結(jié)構(gòu)特性，為實際改造提供參考依據(jù).

1 計算模型

1.1 物理模型

圖1中，以OB-84型帶后置導葉的動葉可調(diào)軸流風機模型為研究對象，計算區(qū)域包括從集流器到擴壓器的全部內(nèi)流通道.該風機有14片動葉、15片導葉，基元翼型為NACA 翼型，轉(zhuǎn)速為1 200r／min，原風機葉片直徑為1 500mm.葉片切割后，因葉頂間隙增大將導致風機泄露損失增加，使風機運行性能顯著下降.為此參照文獻［18］，在對應動葉處的機殼內(nèi)表面加裝圓筒，保持葉頂間隙不變，同時實現(xiàn)加裝圓筒前后平滑過渡以減少損失，如圖2所示.

圖1 風機模型及計算域示意圖Fig.1 Diagram and calculation domain of axial flow fan

圖2 保持葉頂間隙不變時的風機結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of the axial flow fan with tip clearance unchanged

1.2 網(wǎng)格劃分

基于動葉可調(diào)軸流風機的結(jié)構(gòu)特點，采用分區(qū)和局部加密劃分方法，將計算域分成集流器、動葉區(qū)、導葉區(qū)和擴壓器4部分（見圖1）.針對動葉內(nèi)部流動特征，在動葉區(qū)采用加密網(wǎng)格，而集流器、導葉區(qū)和擴壓器采用稀疏網(wǎng)格.為驗證數(shù)值計算結(jié)果的網(wǎng)格無關性，選取4組網(wǎng)格數(shù)，對設計體積流量qV＝37.12m3／s下的風機性能進行數(shù)值模擬，如表1所示.由表1可知，不同網(wǎng)格數(shù)下的全壓和效率變化不大，考慮到計算資源和時長，選取整機計算網(wǎng)格數(shù)為2 347 660.

表1 網(wǎng)格無關性驗證Tab.1 Verification of grid independence

1.3 計算模型及邊界條件

模擬采用Realizablek-ε湍流模型，該模型可有效解決旋轉(zhuǎn)運動、強逆壓梯度的邊界層流動分離、二次流及回流等情形［19］.計算中，將風機集流器進口截面作為整個計算域的進口，邊界條件設為進口速度；擴壓器的出口截面作為整個計算域的出口，邊界條件設為自由流出.

2 模擬結(jié)果與分析

2.1 風機性能比較

為保證計算結(jié)果的準確性，首先對安裝角β＝32°且未切割時的風機進行數(shù)值模擬.結(jié)果表明，在模擬體積流量范圍內(nèi)（29m3／s≤qV≤47m3／s），所得全壓和效率與文獻［20］中的數(shù)據(jù)相比，偏差分別為3.1%和2.6%，因此保證了本文數(shù)值模擬的可靠性.

因OB-84型動葉可調(diào)軸流風機在動葉安裝角β＝32°下運行具有最高效率，且β＝29°～35°為高效調(diào)節(jié)范圍，因此選取β＝29°、32°和35°進行分析.圖3給出了不同切割量下的風機性能曲線，圖中Δ為切割量，即葉片切割長度占葉片總長度的百分比.由圖3可知，不同體積流量下葉片切割量對性能曲線的影響有所不同.當qV≥35m3／s時，葉片切割后全壓和效率性能曲線下移，且隨體積流量的增大，全壓和效率的降幅均增大，因此，葉片切割可顯著降低該體積流量區(qū)的運行性能.當qV＜35m3／s時，原風機在不同安裝角下的全壓曲線均存在不穩(wěn)定運行區(qū)（簡稱不穩(wěn)定區(qū)），且安裝角越大，不穩(wěn)定區(qū)越寬；β＝35°時，駝峰曲線下降趨勢隨切割量的增大而減緩，甚至在β＝29°和β＝32°時，駝峰外形基本消失，因此葉片切割可有效減小不穩(wěn)定區(qū)范圍.在此范圍內(nèi)的效率曲線也有不同程度改善，當qV＝29.98 m3／s、β＝29°時的效率隨切割量增大而小幅減小，但仍高于原風機效率；當qV＝32.73 m3／s時，β＝32°對應的效率隨切割量增大無明顯變化，而小于此流量時，葉片切割量越大，風機效率反而提高；當qV＝34.16 m3／s時，β＝35°下的風機效率變化特征與β＝32°下的風機效率變化特征類似.

此外，圖3（a）中，在qV＝26～28 m3／s內(nèi)，當Δ＝0%和Δ＝5%時，不僅風機效率隨體積流量減小而降低，而且全壓也明顯降低，即風機處于不穩(wěn)定運行區(qū)；但Δ＝10%和Δ＝15%時的全壓和效率曲線則得到明顯改善.如進一步減小體積流量至22～26 m3／s，全壓和效率均顯著降低，不穩(wěn)定區(qū)進一步惡化，實際情況下風機也不會運行在該區(qū)域.考慮到風機的實際負荷，以下僅討論qV＝30～46 m3／s內(nèi)的風機性能.

從圖3 還可以看出，切割量不變時，安裝角由29°增大至35°，且當qV≥42m3／s時全壓和效率隨安裝角增大而提高；而當qV＜35m3／s時，安裝角越大全壓曲線的駝峰外形更加明顯；最高效率點對應的體積流量隨安裝角的增大向流量增加方向移動.綜上所述，葉片切割可改善甚至消除風機在低于額定體積流量下的不穩(wěn)定運行區(qū)，且切割后風機效率變化不大或有不同程度提高，表明葉片切割可優(yōu)化風機在該體積流量區(qū)的運行性能，并有效解決裕量過大的問題.雖然通過改變安裝角也能在一定程度上改善裕量過大的問題，但效果劣于葉片切割.

圖3 風機性能曲線Fig.3 Performance curves of the axial fan

2.2 噪聲預估

考慮到目前風機的實際體積流量大多低于設計值，筆者針對qV＝33.29 m3／s（約為設計體積流量的90%）展開分析.為探究葉片切割和安裝角對風機噪聲的影響，圖4給出了葉輪中間截面聲功率級分布，旋轉(zhuǎn)方向如圖所示.由圖4可知，流道中聲功率級等值線近似呈環(huán)狀從流道中心向外側(cè)分布，在葉頂出現(xiàn)最大噪聲源，低噪聲則在流道中部附近且在旋轉(zhuǎn)作用下更靠近壓力面.

葉片未切割時，如圖4（a）～圖4（c）所示，不同安裝角下聲功率級最大值和最小值均相同，當β＝35°時存在2個高噪聲區(qū)，分別位于葉片頂部和靠近吸力面位置，這是由于氣流與葉片間的沖角增大，進而造成氣流對葉片沖擊所致.β＝29°、32°和35°時，葉輪中間截面聲功率級平均值分別為46.04dB、47.78dB和55.13dB，因此，安裝角越小，噪聲水平越低.葉片切割后，如圖4（d）～圖4（f）所示，聲功率級最大值和最小值均比未切割時小幅減??；且聲功率級分布與葉片切割量關系密切，葉片切割量越大，低噪聲區(qū)逐漸擴大且有向流道中部移動的趨勢；β＝29°，Δ＝5%、10%和15%時，對應的中間截面聲功率級平均值分別為44.05dB、38.64dB 和38.91 dB，即隨著切割量的增大，中間截面上的聲功率級總體呈減小趨勢；另外，與葉片未切割相比，聲功率級顯著減小.因此，減小動葉安裝角和增大切割量均可使風機噪聲水平下降，但葉片切割后的效果要優(yōu)于改變動葉安裝角.

圖4 葉輪中間截面聲功率級分布Fig.4 Contours of sound power level at middle cross section of the impeller

2.3 靜力結(jié)構(gòu)分析

葉片切割及改變安裝角后，葉片表面載荷將隨其附近流場的改變而改變.因此，對其進行靜力強度校核以保證風機安全運行.

選用Ansys靜力結(jié)構(gòu)分析模塊研究葉片表面的總變形和等效應力分布.因氣流通過流道使葉片表面產(chǎn)生彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力，同時葉片還要承受葉輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，故計算中葉片加載重力、離心力和氣動力3種載荷［21］.采用第四強度理論對軸流風機葉片進行強度校核，選取材料的屈服極限作為極限應力.塑性材料的許用應力［σ］＝σs／ns，其中，σs和ns分別為屈服強度和安全系數(shù).一般來說，對于彈性結(jié)構(gòu)加載靜力載荷，ns＝1.5～2.所研究風機葉片的材料為鑄鋁ZL101，其屈服強度σs為180 MPa，ns取值為2，可得葉片的許用應力為90MPa.

2.3.1 總變形分布

qV＝33.29m3／s時的葉片總變形分布見圖5.由圖5可知，不同情形下葉片總變形的分布規(guī)律相似，等值線沿對角線方向變化，葉根區(qū)總變形為零，最大值位于葉頂前緣.這是離心力和氣動力相互作用產(chǎn)生的結(jié)果，離心力使葉片沿徑向拉伸，而在氣動力作用下會產(chǎn)生垂直葉片方向的形變.葉片未切割時，隨著安裝角的增大，最大總變形增大，且其范圍也隨之擴大.β＝29°時，隨葉片切割量的增大，總變形最大值逐漸減小，同時在葉底后緣處出現(xiàn)形變且其范圍變大.因此，葉片切割和改變安裝角并未影響總變形分布，而葉片切割可使總變形達到更小水平.

2.3.2 等效應力分布

圖6和圖7分別為葉片壓力面和吸力面等效應力分布.由圖6可知，葉片中上部等值線沿葉高方向近似呈平行直線分布，而根部等值線分布較為復雜，壓力面最大等效應力位于葉片根部靠近前緣區(qū)域，向葉頂和后緣方向呈逐漸減小趨勢，葉頂和葉根后緣出現(xiàn)較小等效應力區(qū).這是因為葉根固定在輪轂上且截面積最大，在葉輪轉(zhuǎn)動過程中承受整個葉片的離心力，因此應力集中于葉片底部.葉片未切割時（見圖6（a）～圖6（c）），β＝29°和β＝32°時的最大等效應力值相差不大，且均低于β＝35°情形，而最小等效應力值則隨安裝角的增大而增大.圖6（d）～圖6（f）中，β＝29°時不同切割量下的最大等效應力值分別為0.366MPa、0.348MPa和0.336MPa，與未切割時相比分別減小了9.6%、14.1%和17.0%.因此，最大等效應力隨切割量的增大而減小.

由圖7可知，吸力面等效應力分布比壓力面要復雜，但等效應力同樣集中于葉片根部，葉片中上部等效應力較小.在葉根處存在2個應力集中區(qū)，分別靠近前緣與后緣，同時，在葉底中部存在一橢圓形低等效應力區(qū)，葉片吸力面大部分等效應力值均處于較低水平.圖6 和圖7 中的最大等效應力值為0.721 MPa，遠低于許用應力90MPa，因此滿足靜強度要求.可見，葉片切割及改變安裝角并不改變等效應力分布規(guī)律，只對等效應力值有所影響；改變安裝角和葉片切割均可降低等效應力，但葉片切割的方式更有利于風機安全運行.

圖5 葉片總變形分布Fig.5 Total deformation distribution of the blade

圖6 葉片壓力面等效應力分布Fig.6 Equivalent stress distribution on pressure surface of the blade

2.4 經(jīng)濟性分析

圖8給出了qV＝33.29m3／s、β＝29°和β＝32°時軸功率和效率隨切割量的變化.由圖8可知，β＝29°時的軸功率和效率均隨切割量的增大而降低，而β＝32°時的效率基本保持不變；β＝32°時，Δ＝10%和Δ＝15%的軸功率均小于β＝29°、Δ＝0%的情形.可見，切割量Δ≥10%時，采用葉片切割方式的經(jīng)濟性優(yōu)于改變安裝角.

為保證機組安全運行，風機選型時需留有一定裕量，但裕量過大可導致風機運行在低效區(qū)，進而影響機組經(jīng)濟性.根據(jù)文獻［1］選取體積流量裕量和全壓裕量分別為10%和30%，以分析軸流風機全年運行的經(jīng)濟性.當體積流量裕量為10%時，機組在100%和90%負荷運行時分別對應風機體積流量為設計體積流量的90%和80%，由性能曲線可知此時風機處于穩(wěn)定工況區(qū).表2為不同情形下風機的經(jīng)濟性比較，表中p100和p90分別為機組100%和90%負荷下的風機全壓，假設風機全年運行7 000h，方案1～方案5 分別代表全年100%負荷、全年90%負荷、全年100%和90%負荷各占1／2、全年100%和90%負荷各占2／3 和1／3，以及全年100%和9 0%負荷各占1／3和2／3.設計工況下，風機體積流量和全壓分別為37.12m3／s和2 254Pa，當體積流量裕量和全壓裕量分別為10%和30%時，對應機組所需的體積流量和全壓分別為33.41 m3／s 和1 577.8Pa，機組滿負荷運行時，風機運行于33.41 m3／s，此時全壓為2 454 Pa，比系統(tǒng)所需全壓高876.2Pa，因而機組經(jīng)濟性較差.由表2可知，葉片切割后的年耗電量隨切割量的增大及安裝角的減小而降低，但100%負荷下β＝29°、Δ＝15%時的全壓低于1 577.8Pa，不能滿足機組所需全壓.雖然90%負荷下β＝29°、Δ＝15%時的全壓能滿足系統(tǒng)要求，但考慮到機組調(diào)峰的需要，葉片切割量應小于15%.從表2還可知，β＝29°、Δ＝10%時既可滿足全壓要求，又達到節(jié)能目的.為此，β＝29°、Δ＝10%可適用于機組在多種方案下運行并具有最佳的經(jīng)濟性，還可保證風機調(diào)節(jié)的靈活性.

圖7 葉片吸力面等效應力分布Fig.7 Equivalent stress distribution on suction surface of the blade

圖8 不同切割量下軸功率和效率的變化Fig.8 Variations of shaft power and efficiency at different rates of blade trimming

表2 不同情形下的經(jīng)濟性比較Tab.2 Economic comparison under different cases

3 結(jié) 論

（1）當qV≥35 m3／s時，全壓和效率隨切割量的增大及安裝角的減小而降低，且體積流量越大降幅越明顯.當qV＜35m3／s時，葉片切割可有效縮小不穩(wěn)定區(qū)范圍，使駝峰曲線下降趨勢減緩甚至消失；同一安裝角下，葉片切割后效率變化不大或有不同程度提高.同一切割量下，安裝角由29°增大至35°，效率最高點對應的體積流量向流量增加方向移動.

（2）葉片切割可擴大流道內(nèi)低噪聲區(qū)的范圍，進而降低噪聲總體水平；改變安裝角也可減小流道內(nèi)的平均聲功率級，但效果低于葉片切割.靜力結(jié)構(gòu)分析表明，葉片切割和減小安裝角均可使最大葉片總變形和等效應力減小，但未改變其分布規(guī)律，且葉片切割對風機運行安全性更有利.

（3）風機年耗電量隨切割量的增大及安裝角的減小而降低，在滿足系統(tǒng)所需全壓條件下，β＝29°、Δ＝10%可適用于機組在多種方案下運行，并具有最佳經(jīng)濟性，可有效改善參數(shù)裕量過大的問題.

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