對旋軸流風機結構尺寸參數對氣動性能的影響*

王子浩,寇子明*,高貴軍,李宇琛,游青山

(1.太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024;2.礦山流體控制國家地方聯合工程實驗室,山西 太原 030024;3.重慶工程職業(yè)技術學院,重慶 402260)

0 引 言

在煤礦的通風系統(tǒng)中,對旋軸流風機扮演著重要的角色。由于其具有結構緊湊、流量大和易調節(jié)等特點,對旋軸流風機常被用來向井下輸送新鮮空氣,同時排出瓦斯等有害氣體。

據統(tǒng)計,由于煤礦巷道內使用環(huán)境惡劣,這種對旋軸流風機的實際運行效率只有50%～60%,而通風系統(tǒng)的能耗約占整個煤礦總能耗的15%～25%[1]。因此,在研究對旋軸流風機時,不僅要優(yōu)化風機的內部結構,以提高其通風的效率,還要考慮響應國家的低碳節(jié)能政策。

趙燕杰[2]采用響應面方法對離心風機的集流器進行了結構優(yōu)化研究,得出了錐弧型集流器對離心風機氣動性能的影響比較顯著的結論,優(yōu)化后的集流器使得離心風機的效率提升了3.6%,靜壓提高了4.1%,聲功率級降低了1.7 dB。LI Yu-tai[3]采用CFD數值模擬的方法,對不同間隙大小的集流器與葉輪進行了分析比較,指出如果集流器與葉輪之間的間隙選擇不合理,會使風機整體性能下降2%～5%。吳秉禮[4]研究了對旋軸流通風機的集流器和擴壓器,敘述了軸流通風機集流器和擴壓器的設計及其合理的幾何參數,分析了減小集流器和擴壓器尺寸對軸流通風機性能的影響,并據此提出了相應的對策。史永忠[5]利用數值模擬的方法,分別探究了集流器和整流罩對單電機可調對旋軸流風機氣動性能的影響,得到了擴壓器長度與風筒直徑相等時的最優(yōu)擴散角;同時,對單電機葉片可調對旋風機的葉片角度調節(jié)機構進行了試驗研究。丁濤[6]研究了不同導流罩長度與葉頂軸向寬度的比值對農用軸流風機的內外特性的影響,并利用Q準則對其結構進行了識別和分析,即具體通過三維激光掃描儀建立了農用軸流風機幾何模型,再利用密閉風室試驗測試數據驗證了數值模型的準確性,最后采用數值模擬的方式,研究了農用軸流風機導流罩長度變化對風機內外特性的影響。

當前的研究主要集中在集流器和整流罩單個因素的結構優(yōu)化對風機性能的影響,兩者共同作用的情況需要做進一步的深入研究。

因此,筆者擬通過四因素三水平的正交試驗,研究集流器入口直徑、長度和整流罩的兩段長度對FBD No. 8.0風機的影響,以期為優(yōu)化風機內部的結構尺寸參數,提高風機的運行效率提供理論上的參考。

1 正交試驗設計

流量、全壓、效率、靜壓等參數通常作為衡量風機性能優(yōu)劣的指標,此處的正交試驗以全壓效率為評價指標,對風機內部集流器、整流罩的尺寸參數進行優(yōu)化設計。

筆者將集流器入口直徑、入口長度、整流罩總長和整流罩水平段長度4個因素定義為正交試驗的水平因素,通過控制整流罩總長與水平段長度的距離差值改變整流罩的錐形角度。

根據軸流通風機的工程設計方法,筆者針對每個因素各選取3個水平,如表1所示。

表1 因素水平表

按照L9(34)的標準正交表,筆者設計了9組正交試驗方案,如表2所示。

表2 正交試驗表

2 數值模擬

2.1 三維建模與網格劃分

筆者的研究對象是FBD No. 8.0礦用對旋軸流風機,它主要由集流器、整流罩、擴散器、風筒和前后兩級葉輪組成。

其中,前級葉輪的葉片數為14,安裝角度為46°。后級葉輪的葉片數為10,安裝角度為30°。兩級葉輪直徑均為800 mm,輪轂比為0.6,額定轉速為2 900 r/min。

由于對旋軸流風機內部結構復雜、零件繁多,筆者將對旋軸流風機結構復雜的部分進行簡化處理,以減少計算時間,提高仿真效率,同時避免網格質量較差、節(jié)點偏移等情況[7]。

筆者在Solidworks中建立簡化后的三維模型,如圖1所示。

圖1 FBD No. 8.0礦用對旋軸流風機簡化三維模型

筆者將原型風機模型導入ICEM中,分別對風筒和葉輪劃分網格,最后合并得到一個完整的網格模型。

網格劃分采用四面體非結構化網格,全局網格參數設置為30 mm。由于兩級葉輪的旋轉區(qū)域流動復雜,網格需要加密處理,設置葉片頂部區(qū)域參數為2 mm,設置葉片表面參數為10 mm,其余部位為10 mm～15 mm。

為了確保數值模擬的結果與網格數量無關,筆者為原型風機劃分了4種不同數量的網格,分別為2×106、3×106、4×106、5×106。

網格劃分結果表明:當網格數目達到3×106時,隨著數目的增加,效率值變化很小。因此,考慮到效率和仿真模擬所需的時間,筆者選擇第2種方式劃分網格。10組模型劃分后的網格數目為3.06×106～3.14×106不等,質量均在0.33以上。

原型風機劃分后的網格模型如圖2所示。

圖2 網格模型

2.2 數值計算與試驗驗證

筆者將上述劃分好的網格模型分別導入Fluent 19.0中,模型選擇RNGk-ε湍流模型,邊界條件為速度入口(velocity Inlet)和自由出口(outflow)條件,入口速度設置為15 m/s,水力直徑為0.8 m。兩級葉輪轉速均為2 900 r/min,旋轉方向相反。

葉輪與集流器、整流罩、風筒等靜止區(qū)域的信息交互使用MRF多重參考系模型,葉輪與其他區(qū)域選擇interface面?zhèn)鬟f數據。

此處選用的數值算法為SIMPLE算法,迭代步數設置為700步,當殘差曲線趨于平穩(wěn)且各項殘差值低于10-5時,認為數值計算完成[8]。

為了驗證仿真模型的正確性,根據GB/T1236—2017《工業(yè)通風機用標準化風道性能試驗》,筆者搭建了一個B型壓入式風機性能測試系統(tǒng)試驗臺[9],以比較風機在額定轉速2 900 r/min下仿真模擬值和實驗值的差異。

B型壓入式風機性能測試系統(tǒng)試驗臺如圖3所示。

圖3 B型壓入式風機性能測試系統(tǒng)試驗臺

額定轉速下仿真模擬值和實驗值的對比如圖4所示。

圖4 額定轉速下仿真模擬值和實驗值的對比

圖4中,在中低流量階段,風機效率的模擬值和實驗值均隨流量的增加而增大,當流量達到750 m3/min時,效率達到最高點,隨后逐漸下降。

通過計算可知,曲線中風機效率的模擬值和實驗值的平均誤差為1.943%,效率最高點處的誤差為1.173%,均低于數值仿真中所要求的5%的相對誤差。

以上結果說明,模型與網格劃分設置的可信度高,能夠反映風機的實際運行過程。

3 正交試驗結果及分析

筆者應用Fluent軟件,對10種網格模型采用相同的數值模擬方法,得到了正交試驗結果表,如表3所示。

表3 正交試驗結果表

由表3可知:試驗1、3、7、8沒有起到優(yōu)化提高的作用,試驗2、4、5、6、9的效率均高于原型風機;其中,試驗6的評價指標最高,效率值提高了1.68%。

筆者對正交試驗的仿真模擬結果進行了極差分析,如表4所示。

表4 極差分析表

從表4可以看出:4種因素對風機效率的影響順序從大到小為:A>C>B>D,集流器入口直徑大小對風機效率影響最大,整流罩中的水平段長度對風機效率影響最小。

各因素、各水平對風機效率的影響曲線如圖5所示。

圖5 各因素、各水平對效率的影響曲線

由圖5可知:

集流器入口直徑和整流罩總長對風機效率的影響趨勢相同,隨著尺寸參數的增大,效率均是先增大后減小;集流器長度對效率的影響呈現正相關走勢;整流罩水平段隨著長度的增加,效率呈現先減小后增大的趨勢。

根據各個因素每個水平對效率的主次影響順序可得,風機尺寸參數的最佳組合為A2B3C2D1,此時風機的各項參數為:集流器入口直徑1 015 mm,集流器長度200 mm,整流罩總長1 547 mm,整流罩水平段長度447 mm。

4 優(yōu)化模型數值模擬

4.1 風筒截面壓力對比

優(yōu)化前后風筒截面的全壓分布如圖6所示。

圖6 風筒截面全壓分布云圖

由圖6可以看出:

從入口開始,優(yōu)化模型和原模型的內部流體動能不斷增大,壓力逐漸升高,這是葉輪高速旋轉對氣體做功的結果[11]。

通過對比可以看出,優(yōu)化模型的前端風筒內部的壓力值更加平均,而原模型中靠近整流罩及軸線中心處的壓力較低,靠近風筒外壁一側壓力較高,內部的空氣會從壓力高的區(qū)域流向壓力低的區(qū)域,這樣會對來流氣體形成阻礙作用,降低風機效率、增加能耗。

優(yōu)化模型增大了集流器入口長度,使其變得更加平緩,更具有“弧線”。整流罩的錐形角度減小,當氣體流入,經過集流器后,壓力差值逐漸減小,再通過平緩的整流罩;進入前級葉輪處的壓力維持在一個穩(wěn)定值,能夠有效緩解葉輪高速旋轉時葉頂泄露流和葉尖渦的產生[12],減少在風道內部流動的壓力損失,提高運行效率。

4.2 風筒截面速度與渦量對比

渦量是描述流體漩渦運動的一個物理量[13,14]。一般速度出現較大變化的地方就容易出現漩渦,渦量的大小和強弱與速度變化波動的大小有關。

目前,對于渦量的結構認知技術已經更新到第二代,常見的方法有Q準則[15,16]、λ2準則、螺旋度等[17,18]。

筆者選用Q準則對渦量進行分析,因為Q準則能夠較為清晰、完整地反應渦的結構和強度,在第二代渦結構認知技術中應用更為廣泛。

Q準則的定義為:

(1)

式中:Q—速度張量梯度的不變量;ωij—速度張量梯度的反對稱部分,對應流場中變形部分;Sij—速度張量梯度的對稱部分,對應流場中旋轉部分。

當Q>0時,渦量的旋轉為主要因素,即產生了漩渦。

優(yōu)化前后風筒截面的速度分布如圖7所示。

圖7 風筒截面速度分布云圖

由圖7可以看出:

當氣體經過原型風機的集流器入口時,由于直徑變短,使得靠近外壁面的氣體流速加快,而靠近入口中心處的氣體速度沒有較大變化,因此產生的速度差會生成渦團,強度為Q=131 357 s-2;此處渦團的存在會阻礙氣流的流入,并且會增大入口處氣流產生的旋轉噪聲;

優(yōu)化模型的集流器由于入口長度增加,縮頸弧度變得平緩,速度變化較小,產生的渦團較少;

同時,減緩整流罩錐形角度,氣體能夠保持均勻的流速平穩(wěn)進入,并到達葉輪做功區(qū)域,內部流場性能更加穩(wěn)定。

4.3 葉輪入口處壓力對比

優(yōu)化前后葉輪入口處的截面壓力分布情況如圖8所示。

圖8 葉輪入口處的壓力截面云圖

從圖8可以看出:

優(yōu)化模型和原模型靠近葉輪入口處的壓力呈中心對稱分布;

壓力值最高的區(qū)域為葉片前緣的部分,當氣流通過整流罩后,首先與之接觸的是葉輪前緣,氣體在葉片的推動作用下,壓力迅速升高,流入葉輪做功區(qū)域。其中,葉頂附近的壓力值最高,葉根和輪轂附近的壓力較低,壓力值隨旋轉半徑的減小而遞減。這是因為葉頂附近與旋轉中心的距離最大,線速度和距離呈正相關。

因此,當葉輪高速旋轉時,葉頂做的功最多[19],壓力也最大。剩下的一部分氣體因速度降低而流入葉片中部,葉片中部由于受到的壓力減少而出現負壓現象。

由此可見,優(yōu)化后的風機結構改善了氣流進入葉輪前的壓力分布不均的現象,將大部分氣流導入有用做功區(qū)域[20],緩解了葉片中間表面的低負壓和渦量情況。

優(yōu)化前后葉片表面渦量情況如圖9所示。

圖9 葉片表面渦量圖

由圖9可以看出:優(yōu)化后,葉片表面的渦團明顯減少。該結果進一步說明負壓情況得到改善,風機性能得到增強。

4.4 全流場對比

筆者通過數值計算模擬了優(yōu)化模型在全流量工況下的性能曲線,并將其與原型風機進行對比,如圖10所示。

圖10 全流場對比圖

圖10中,在流量點750 m3/min時,優(yōu)化模型和原型風機的全壓和效率均達到最高值,優(yōu)化模型為6 106.64 Pa和77.07%,原型風機為5 949.29 Pa和75.33%;

相比于原型風機,優(yōu)化模型全壓值和效率值分別提高了2.64%和1.74%;

從全流量的工況來看,整個優(yōu)化過程中全壓和效率基本高于原型風機,全壓和效率平均提高了2.12%和2.31%。

5 結束語

筆者采用四因素三水平的正交試驗法,對FBD No. 8.0對旋軸流風機的集流器、整流罩進行了幾何尺寸的參數優(yōu)化,并運用Fluent軟件對軸流風機的內部流場進行了數值仿真。

筆者結合試驗結果得出了以下結論:

(1)增加集流器入口長度,減小整流罩錐形角度,能夠有效地緩解入口處的渦流,降低風筒前端內部的壓力差值,改善進氣情況;同時,可以使來流氣體保持均勻的速度進入葉輪做功區(qū)域,減少在風道內部流動的壓力損失,提高軸流風機的運行效率;

(2)優(yōu)化后的風機結構,氣流進入葉輪前的壓力分布更加平均,葉片表面的渦量明顯減小,有用做功能力更強,軸流風機的性能得到提高;

(3)相較原型風機,優(yōu)化后的風機內部流場更加穩(wěn)定,在流量點750 m3/min時,全壓和效率分別提高了2.64%和1.74%;在全流量工況點下,全壓和效率平均提高了2.12%和2.31%。

在接下來的工作中,筆者將通過改變對旋軸流風機內部的結構尺寸參數,降低風機運行過程中的氣動噪聲。