對旋軸流風(fēng)機葉頂形態(tài)對其性能的影響

李鑫鑫， 高貴軍， 邢亞東， 楊冰冰

(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)機承擔(dān)著為井下輸送新鮮空氣，保障井下通風(fēng)的連續(xù)性和穩(wěn)定性的重任[1]。對旋軸流風(fēng)機與單級軸流風(fēng)機相比，具有風(fēng)壓大、傳動效率高和反風(fēng)性能好等優(yōu)點，在礦井通風(fēng)系統(tǒng)中應(yīng)用十分廣泛。為避免兩級葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時與風(fēng)筒發(fā)生碰撞，在葉輪頂部與風(fēng)筒間存在一定的間隙。研究表明，葉頂間隙的形態(tài)對風(fēng)機的效率、全壓和噪聲等會產(chǎn)生重要影響。

葉學(xué)民等[2]采用數(shù)值模擬的方法研究了幾種葉頂形態(tài)對電廠用軸流風(fēng)機性能的影響。李凱倫等[3]通過試驗探究了葉頂間隙對電廠用動葉可調(diào)軸流風(fēng)機的性能和失速特性的影響。田翠茹等[4]對三種葉頂間隙的流場進行數(shù)值模擬，探究了葉頂間隙對風(fēng)機性能和葉頂泄漏渦的影響。

現(xiàn)階段，關(guān)于軸流風(fēng)機葉頂間隙領(lǐng)域的研究主要集中在間隙的大小和形態(tài)對非對旋軸流風(fēng)機性能影響的方面，而關(guān)于對旋軸流風(fēng)機兩級葉輪葉頂形態(tài)對風(fēng)機性能、葉頂泄漏流和泄漏渦影響的研究較少。本研究以FBD No.8.0型對旋軸流通風(fēng)機為研究對象，采用RNGk-ε湍流模型和SIMPLE算法，探究了葉頂是否開槽、開槽大小、深度、部位、數(shù)量以及兩級葉輪開不同的槽對風(fēng)機性能和間隙內(nèi)泄漏流、泄漏渦的影響，為提高風(fēng)機性能，改善葉頂間隙處的泄漏損失提供參考。

1 數(shù)值模擬

1.1 數(shù)值模型

風(fēng)機運行過程中應(yīng)滿足質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒三大方程，但風(fēng)機在實際工作過程中內(nèi)部熱量交換很小，故在進行數(shù)值計算時能量守恒方程可忽略[5]。

同時，對旋軸流風(fēng)機內(nèi)部為湍流粘性流動，因此，還應(yīng)遵守湍流輸運方程。本研究利用Fluent軟件對風(fēng)機進行定常模擬，數(shù)值模擬采用RNGk-ε湍流模型，它是標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型的優(yōu)化，對旋轉(zhuǎn)流場的計算更加精確，其湍流輸運方程[6]為：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

式中，ρ為氣體密度；t為時間；k,ε分別為湍動能和耗散率；μeff為等效粘性系數(shù)；C1ε，C2ε為分別為xi，xj軸線上線段元的相對拉伸或相對壓縮速度的常數(shù)，C1ε=1.42，C2ε=1.68；Gk為由平均速度梯度引起的湍動能產(chǎn)生；Gb為由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，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。

1.2 三維建模與網(wǎng)格劃分

選用FBD No.8.0型對旋軸流風(fēng)機為研究對象，該風(fēng)機第一、二級葉輪的葉片數(shù)分別為14片和10片，葉頂處與風(fēng)筒之間的間隙為2 mm，入口和出口直徑分別為1015 mm和804 mm，風(fēng)機其他的基本參數(shù)如表1所示。

表1 風(fēng)機基本參數(shù)

風(fēng)機由風(fēng)機入口、集流器、整流罩、兩級葉輪、風(fēng)筒和風(fēng)機出口等部分組成。根據(jù)表1中的參數(shù)建立的對旋風(fēng)機全流場模型如圖1所示。

圖1 對旋風(fēng)機全流場模型

圖2為包括原葉頂在內(nèi)的12種葉頂形態(tài)的設(shè)計方案，其中方案1為兩級葉輪原葉頂，方案2～4為第一級葉輪的葉頂前緣內(nèi)部開槽，第二級葉輪仍然使用原葉頂，凹槽深度為2 mm，為了不影響葉輪強度，應(yīng)使凹槽長度最大不超過葉頂軸向弦長的70%[7]，故凹槽長度依次為30%L，50%L和70%L，L為葉頂軸向弦長。方案5～7則為第一級葉輪采用原葉頂，第二級葉輪的葉頂前緣內(nèi)部開槽，凹槽深度和長度與第一級葉輪相對應(yīng)。方案8為兩級葉輪葉頂前緣同時開槽，深度為2 mm，方案9、10的開槽深度分別為1mm、3mm，方案11葉頂后緣開槽，方案12葉頂前緣雙凹槽，方案8～12長度均為70%L。

在進行數(shù)值模擬前先在CFD軟件中進行網(wǎng)格劃分，對旋風(fēng)機的整體網(wǎng)格采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進行劃分，其中兩級葉輪的葉片、葉頂和凹槽區(qū)域進行局部加密，網(wǎng)格尺寸為2 mm。數(shù)值計算區(qū)域包括集流器區(qū)域，風(fēng)筒管道區(qū)域，兩級葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域和出口區(qū)域。為

圖2 不同葉頂形態(tài)的設(shè)計方案

保證數(shù)值計算的精確性，劃分完成后的網(wǎng)格質(zhì)量均在0.25以上[8]。12種方案的風(fēng)機模型劃分后的網(wǎng)格數(shù)量從312萬到323萬不等，風(fēng)機全流場和葉頂凹槽區(qū)域網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 風(fēng)機網(wǎng)格模型

1.3 數(shù)值計算

將12種設(shè)計方案的網(wǎng)格模型分別導(dǎo)入Fluent軟件中先使用一階迎風(fēng)進行定常模擬，采用RNGk-ε湍流模型，求解方法使用SIMPLE算法實現(xiàn)速度與壓力的耦合。采用速度入口、自由出口作為邊界條件，入口速度設(shè)置為15 m/s，壁面采用無滑移邊界條件。因兩級葉輪作對旋運動，故采用多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系MRF實現(xiàn)動靜界面間數(shù)據(jù)傳遞，收斂標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置為3個方向的速度、k、ε等參數(shù)的計算誤差小于10-5。為提高解的精度，計算完成后再以一階迎風(fēng)模擬的結(jié)果作為初步解進行二階迎風(fēng)定常模擬，其他條件設(shè)置與一階迎風(fēng)模擬相同[9]。

2 模型驗證

圖4為根據(jù)GB/T 1236—2000標(biāo)準(zhǔn)搭建的B型試驗裝置結(jié)構(gòu)示意圖和實物圖，可通過調(diào)節(jié)兩級葉輪轉(zhuǎn)速，得到變流量工況下的對旋風(fēng)機性能參數(shù)。

圖4 試驗裝置結(jié)構(gòu)示意圖

圖5為方案1即兩級葉輪原葉頂時，對旋風(fēng)機全壓隨流量的變化曲線。隨流量的減小，風(fēng)機全壓逐漸升高，在575 m3/min時風(fēng)機全壓達到最高值。隨著流量的進一步減小，全壓逐漸降低，風(fēng)機進入不穩(wěn)定區(qū)，容易出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)失速，若流量進一步減小，則會出現(xiàn)喘振現(xiàn)象[10]。為保證風(fēng)機運行的安全性，實際工作過程中，應(yīng)避免其在575 m3/min以下的流量區(qū)域運行。

圖5 全壓隨流量變化曲線

對比仿真與試驗結(jié)果，全壓隨流量的變化曲線在數(shù)值與變化趨勢上基本一致，對旋風(fēng)機流量的平均相對誤差為2.57%，可保證模型的可靠性。

3 不同葉頂形態(tài)時風(fēng)機性能分析

通過對風(fēng)機性能進行測試，得出兩級葉輪轉(zhuǎn)速在2900 r/min時對旋風(fēng)機效率最高，此時，流量為729 m3/min，本研究以此流量作為設(shè)計工況，對不同葉頂形態(tài)的對旋風(fēng)機性能進行分析。

表2為設(shè)計工況下12種葉頂形態(tài)設(shè)計方案的風(fēng)機性能參數(shù)對比，從表中可以看出，方案2～8與原葉頂相比，風(fēng)機效率都有不同幅度的提升。分別將方案2～4和方案5～7進行對比，隨第一級和第二級葉輪葉頂凹槽長度的增加，全壓和效率逐漸升高。對比方案2與5，方案3與6，方案4與7可以看出，在凹槽長度和深度相同時，與第一級葉輪相比，改變第二級葉輪的葉頂形態(tài)對風(fēng)機的性能改善幅度更大。單獨改變某一級葉輪的葉頂形態(tài)時，對旋風(fēng)機的全壓與原葉頂相比先減小，但隨著凹槽長度的增加，全壓逐漸升高，當(dāng)長度達到70%L時，在數(shù)值上超過原葉頂?shù)娜珘?。綜合考慮前8種葉頂形態(tài)的設(shè)計方案，方案8即兩級葉輪的葉頂開槽長度都達到70%L時，風(fēng)機性能達到最佳。

方案8～10的開槽深度分別為2， 1， 3 mm，將這三種方案進行對比，結(jié)果表明：方案8即開槽深度為2 mm 時，風(fēng)機的全壓和效率提升幅度最大。將方案8與方案11進行對比，結(jié)果表明：與葉頂后緣開槽相比，從葉頂前緣處開槽對風(fēng)機的全壓和效率改善幅度更大。原因是風(fēng)機工作時，葉片前緣先與氣流接觸，發(fā)生相互作用，前緣壓力高于后緣，前緣處葉頂泄漏流也更加明顯，前緣開槽后對泄漏流的削弱作用會更加顯著，風(fēng)機的全壓和效率提升更大。將方案8與方案12進行對比，結(jié)果表明：與開兩個較小的槽相比，開一個較大的槽對風(fēng)機的全壓和效率提升幅度更大。

表2 設(shè)計工況下不同葉頂形態(tài)的風(fēng)機性能參數(shù)對比

圖6為設(shè)計工況下方案1(原葉頂)和方案8的兩級葉輪葉頂25%軸向弦長縱截面的泄漏流場分布云圖，從圖6a和圖6b中可以看出，當(dāng)對旋風(fēng)機兩級葉輪的葉頂未做處理時，葉頂區(qū)域的氣流由于葉片壓力面和吸力面的壓力差，會由壓力較高的壓力面一側(cè)通過葉頂間隙回流到壓力較低的吸力面一側(cè)，形成葉頂泄漏流[11]。泄漏流對葉頂附近的主流產(chǎn)生擾動，使風(fēng)機的性能降低。圖6c和圖6d表明，通過開槽使葉頂間隙內(nèi)的流場更加復(fù)雜，在兩級葉輪的葉頂間隙內(nèi)形成兩個比較明顯的泄漏渦，這是由于兩級葉輪葉頂開槽后，葉頂間隙內(nèi)的氣流向凹槽內(nèi)部流動，同時一部分由風(fēng)筒壁面回落到葉頂內(nèi)的氣流沖擊凹槽底部，使得泄漏流在葉頂區(qū)域產(chǎn)生回流，形成泄漏渦[12]。葉頂間隙內(nèi)泄漏渦的出現(xiàn)使間隙內(nèi)氣流阻力增大，可有效阻礙葉頂泄漏流的發(fā)展，進而改善風(fēng)機性能。

圖7為設(shè)計工況下方案1和方案8的兩級葉輪葉頂間隙處的渦量分布云圖，從圖中可以看出，葉頂開槽后，渦核分布在凹槽與葉頂形成的各角部區(qū)域，兩級葉輪葉頂泄漏流的入口處即靠近壓力面一側(cè)的凹槽處渦流強度明顯增強，可有效阻礙葉頂泄漏流的通過，進而減小風(fēng)機內(nèi)部因泄漏流造成的損失，使風(fēng)機效率得到提高，這與表2和圖6中得到的結(jié)論相一致。

圖6 不同形態(tài)的葉頂間隙泄漏流場分布

圖8為不同開槽深度的葉頂間隙處渦量分布云圖，分別對應(yīng)方案9、方案8和方案10，當(dāng)開槽深度較淺時，隨深度的增加葉頂泄漏流入口處的渦流強度逐漸上升，開槽深度達到2 mm時達到最大值，對葉頂泄漏流的削弱作用最大。開槽深度繼續(xù)增大后，渦流對葉頂泄漏流的削弱作用逐漸減小，進而使壓力和效率的提升幅度下降。

4 結(jié)論

本研究以FBD No.8.0型對旋風(fēng)機為研究對象，探究葉頂是否開槽、開槽長度、深度、部位、數(shù)量以及兩級葉輪開不同槽對風(fēng)機性能的影響，得出以下結(jié)論：

圖7 不同葉頂形態(tài)的間隙處渦量分布

圖8 不同開槽深度的間隙處渦量分布

(1) 葉頂開槽對風(fēng)機效率和全壓均有影響，效率隨凹槽長度的增加而上升。葉頂開槽后，風(fēng)機全壓先下降后隨凹槽長度的增加而增大，當(dāng)凹槽長度達到70%L時，風(fēng)機的全壓和效率均達到最佳；

(2) 在兩級葉輪葉頂開槽長度和深度相同時，與第一級葉輪相比，改變第二級葉輪的葉頂形態(tài)對風(fēng)機的性能改善幅度更大。與葉頂后緣開槽相比，從葉頂前緣處開槽對風(fēng)機的全壓和效率改善幅度更大；

(3) 開槽深度為2 mm時，風(fēng)機的全壓和效率提升幅度最大。與開兩個較小的槽即雙凹槽相比，開一個較大的槽對風(fēng)機的全壓和效率提升幅度更大；

(4) 對旋風(fēng)機兩級葉輪葉頂開槽后，葉頂間隙處形成泄漏渦，且葉頂泄漏流入口處渦流強度明顯提高，有效阻礙了葉頂泄漏流的發(fā)展，降低泄漏損失，改善風(fēng)機性能。