射流作用下槽邊集氣罩軸向速度分布規(guī)律分析

田晉平，杜飛鵬，魏 倩，王夢娜，張 佳

(太原科技大學(xué) 環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院，山西 太原 030024)

0 引 言

在工業(yè)生產(chǎn)過程中，為控制氣態(tài)與顆粒污染物，通常在污染物排放位置安裝集氣罩，將有害氣體吸入罩內(nèi)。污染氣流進(jìn)入凈化系統(tǒng)，經(jīng)處理達(dá)到排放標(biāo)準(zhǔn)后排入大氣。集氣罩的合理設(shè)計將直接影響局部通風(fēng)的效果[1]。槽邊集氣罩距污染源較近，其優(yōu)點(diǎn)是在運(yùn)行時不影響工藝操作，且有害氣體不經(jīng)過人的呼吸區(qū)，但吸氣流方向與污染物逸散方向呈一定夾角，污染物收集效率較低。

吹吸式槽邊集氣罩利用吹吸氣流的協(xié)同作用控制污染物的擴(kuò)散，具有風(fēng)量小、控制效果好、抗干擾能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)[2]。Waston等人通過添加外部射流改善集氣系統(tǒng)的氣流流動分布，使得污染物的捕集效率普遍提高90%[3]；王志麗通過數(shù)值模擬方法確定了不同吹吸流條件下槽邊射流吹吸罩控制面的位置[4]；González等人利用煙霧可視化與SF6示蹤兩種技術(shù)方法研究了集氣罩寬度對捕集效率的影響[5]；房俊格在實驗條件下研究射流作用下集氣罩控制速度的變化規(guī)律，結(jié)果表明，在相同的控制風(fēng)速下，吹吸式集氣罩可使吸風(fēng)量降低76%～86%[6]。上述研究主要針對頂吸式集氣罩的流場特性進(jìn)行分析，吹吸式槽邊集氣罩的軸心速度變化規(guī)律仍然缺乏深入研究。本文通過CFD方法，在分析無射流時匯流場軸向速度分布規(guī)律基礎(chǔ)上，研究射流與吸氣流夾角和送風(fēng)口長度對無量綱軸向速度的影響，相關(guān)結(jié)論可對局部通風(fēng)設(shè)計方案的優(yōu)化選擇提供理論依據(jù)。

1 數(shù)值模型

1.1 幾何模型

計算空間長X=4.5 m，寬Y=3.5 m，高Z=3.5 m，底部中心設(shè)置工作臺(長a=1.5 m，寬b=1 m，高c=1.5 m)。集氣罩內(nèi)壁擴(kuò)張角θ=60°，罩口尺寸長l=1 m、寬w=0.3 m，距地面高度H=1.5 m[7]。送風(fēng)口產(chǎn)生的射流與回風(fēng)口產(chǎn)生的吸氣流夾角Aj在-10°～10°之間變化，以遠(yuǎn)離工作臺表面為射流正方向。為減少污染物的擴(kuò)散范圍，均勻送風(fēng)口(長Ls∈[1/5b,b]、寬Ws=0.05 m)底部設(shè)固定支架，支架高h(yuǎn)=0.15 m。集氣罩與送風(fēng)口分列工作臺兩側(cè)，根據(jù)實際情況，省去管道與風(fēng)機(jī)等部件。建立模型如圖1所示。

圖1 吹吸式槽邊集氣罩模型Fig.1 The model of blowing and suction slot side gas-collecting hood

1.2 控制方程

初始時刻射流特征速度v=0.5 m/s，送風(fēng)口特征長度L=0.2 m。空氣動力粘度μ=1.79×10-5Pa·s，密度ρ=1.29 kg/m3。此時雷諾數(shù)Re遠(yuǎn)大于臨界雷諾數(shù)Rec≈2 300，流體的流動狀態(tài)為湍流。

目前常用的湍流模型是Standardk-ε模型，是基于湍流動能k及耗散率ε的輸運(yùn)方程。Realizablek-ε模型對湍流粘度和湍流耗散進(jìn)行了修正，適用范圍更廣，對平面射流、管道與邊界層流動等工況模擬較精確[8-10]。

雷諾數(shù)：

(1)

式(1)中：ρ為流體密度，kg/m3；v為流體特征速度，m/s；L為特征長度，m；μ為動力粘度，Pa·s。

流體運(yùn)動的基本方程如式(2)～(4)所示。

連續(xù)性方程：

(2)

由于射流的馬赫數(shù)Ma遠(yuǎn)小于0.3，在數(shù)值模擬中為低流速流體，將其視為不可壓縮流體。連續(xù)性方程簡化為：

(3)

動量方程：

(4)

式(4)中：vi與vj為速度分量，m/s；xi為坐標(biāo)，m；p為壓強(qiáng)，Pa；τij為應(yīng)力張量，Pa；Fi為質(zhì)量力，N。

Realizablek-ε方程中k及ε，由以下輸運(yùn)方程得到：

(5)

(6)

式中：

Gk為由平均速度梯度產(chǎn)生的湍動能；Gb為由浮力影響產(chǎn)生的湍動能；YM表示可壓速湍流脈動膨脹對總耗散率的影響；μt為湍流粘性系數(shù)；C2和C1ε為常數(shù)；σk，σε分別為湍動能與耗散率的湍流普朗特數(shù)；對于流動方向與重力方向相同的流動C3ε=1，對于流動方向與重力方向垂直的流動C3ε=0。

1.3 邊界條件

利用ICEM在計算空間生成非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。集氣罩、管道及送風(fēng)口進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，同時在管道壁面生成棱柱邊界層，更好地模擬邊界層效應(yīng)。對模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，確定網(wǎng)格數(shù)為5.18×106，模型網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 模型網(wǎng)格劃分Fig.2 Mesh generation of model

數(shù)值模擬邊界類型設(shè)置如表1所示。集氣系統(tǒng)氣流速度場由槽邊集氣罩的吸風(fēng)速度與送風(fēng)口的射流速度協(xié)同作用產(chǎn)生。為精確確定控制點(diǎn)位置，送風(fēng)口射流速度Vj在0.5～3.0 m/s之間變化，增量為0.5 m/s。排風(fēng)口設(shè)置于集氣罩管道尾部，由于集氣罩局部阻力與開口處渦旋的存在[11]，排風(fēng)量Qe由594 m3/h增至3 456 m3/h。外流場四周邊界設(shè)為自然進(jìn)風(fēng)口模擬無限空間，排風(fēng)罩及管道壁面為無滑移壁面。

表1 邊界類型設(shè)置

局部集氣系統(tǒng)采用ANSYS﹣CFX 2019 R1進(jìn)行流場計算，模擬過程采用穩(wěn)態(tài)求解?？刂品匠虒α黜楇x散格式采用high resolution，壓力-速度耦合采用SIMPLE算法。最大求解步數(shù)為250，速度、壓力、湍動能及耗散率的殘差值均低于10-5，監(jiān)控的出口壓力趨于穩(wěn)定時認(rèn)為計算結(jié)果收斂。

1.4 模型驗證

為保證上述模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，選取Zhang中Qe=486 m3/h,Aj=90°,Vj=2.0 m/s時集氣罩的軸向速度分布實驗數(shù)據(jù)[12]，與CFD計算結(jié)果進(jìn)行對比驗證，實驗數(shù)據(jù)與模擬值對比如圖3所示。通過對軸心速度分布規(guī)律的比較，模擬與實驗數(shù)據(jù)具有較高的一致性，因而本文的模擬結(jié)果可作為局部通風(fēng)設(shè)計的理論依據(jù)。

圖3 實驗與模擬的軸心速度對比Fig.3 Comparison of axial velocity between experimental and simulated results

2 結(jié)果分析與討論

2.1 排風(fēng)量對軸向速度的影響

軸向速度是衡量集氣系統(tǒng)性能的一項重要指標(biāo)[13]。圖4為不同排風(fēng)量下無射流槽邊集氣罩軸心速度分布。為消除回風(fēng)口尺寸對軸心速度變化規(guī)律的影響，對軸線上點(diǎn)距罩口中心距離L、軸心速度V分別進(jìn)行無量綱處理。L/d與V/Ve分別為x軸與y軸變量，矩形罩當(dāng)量直徑d=2lw/(l+w)[14]，Ve為罩口風(fēng)速。

由于罩內(nèi)風(fēng)機(jī)形成的負(fù)壓場，外流場氣流被吸入集氣罩內(nèi)。匯流場氣流來自于各個方向，導(dǎo)致隨L/d的增加軸心速度迅速衰減，在L/d=2.5處軸心速度趨近于0。隨著Qe的增加，軸心速度增大，但不同排風(fēng)量下V/Ve隨L/d變化規(guī)律基本一致。表明排風(fēng)量的大小只影響槽邊集氣罩軸心速度的大小，而不影響無量綱軸心速度的變化趨勢。

圖4 無射流下軸心速度分布Fig.4 Axial velocity distribution without jet

2.2 控制風(fēng)速的確定

對Ve∶Vj=1∶1下5組吹吸氣流組合模擬計算。圖5為集氣系統(tǒng)流線圖，圖6為不同吹吸流下軸心速度分布圖。由圖5和圖6可知，集氣系統(tǒng)氣流形成穩(wěn)定的流態(tài)后，可形成三個區(qū)域：(1)L∈[1.0 m,1.5 m]為射流核心區(qū)，此區(qū)域內(nèi)由于湍流的脈動速度，高速運(yùn)動的平面淹沒射流向前推進(jìn)時與靜止空氣發(fā)生劇烈的動量交換，在交界面引起了附加的剪切應(yīng)力，形成卷吸效應(yīng)后的氣流摻混向前運(yùn)動[15]，使射流斷面持續(xù)擴(kuò)大的同時流速不斷降低，在氣流邊界形成剪切邊界層；(2)L∈[0.42 m,1.3 m]為過渡區(qū)，氣流處于射流與匯流共同作用下，剪切邊界層厚度逐漸變小，氣流混合過程中流場風(fēng)速趨于穩(wěn)定；(3)L∈[0 m,0.42 m]為匯流核心區(qū)，此區(qū)域負(fù)壓場對氣流的作用力占主導(dǎo)地位，氣流依靠罩口的抽吸作用加速流入集氣罩內(nèi)。以軸線上風(fēng)速最低點(diǎn)處為控制點(diǎn)，該點(diǎn)風(fēng)速為控制風(fēng)速Vc，則Vc參數(shù)如表2所示。

圖6 不同吹吸流下軸心速度分布Fig.6 Axial velocity distribution under different blowing and suction airflow

表2 控制風(fēng)速參數(shù)

2.3 射流角度對軸向速度的影響

結(jié)合實際工況以Qe=1 782 m3/h，Qj=270 m3/h為目標(biāo)風(fēng)量。圖7為不同射流角下槽邊集氣罩軸心速度分布，圖8為Aj=-10°(a)與Aj=10°(b)下集氣系統(tǒng)流線圖。由圖7和圖8可知，匯流核心區(qū)附近軸心速度衰減速率在各射流角度下基本一致。高速射流將集氣系統(tǒng)內(nèi)部氣流與外流場氣流隔開，形成風(fēng)幕的屏蔽效應(yīng)[16]，Aj∈[-10°,0°]時，集氣系統(tǒng)內(nèi)部氣流的流動空間被壓縮，氣流向外動量耗散減緩，因而軸心速度的衰減較緩，在Aj=-10°時達(dá)到最大Vc=0.76Ve；Aj∈[0°,10°]時，射流出現(xiàn)了明顯的彎折，需要一定的能量抵抗吸風(fēng)口的抽吸作用，同時氣流沿程的增加使射流卷吸范圍擴(kuò)大，軸心速度衰減較快，在Aj=10°時達(dá)到最小Vc=0.34Ve。

圖7 不同射流角下軸心速度分布Fig.7 Axial velocity distribution under different jet angles

2.4 送風(fēng)口長度對軸向速度的影響

圖9為不同送風(fēng)口長度下吹吸式槽邊集氣罩軸心速度分布，由圖可知當(dāng)Ls=1/5b時，從送風(fēng)口噴出的氣流一部分被直接卷吸進(jìn)入吸風(fēng)口，在過渡區(qū)負(fù)壓場作用力起主導(dǎo)地位，因而軸心速度衰減較快，此時有最小Vc=0.52Ve；當(dāng)Ls=2/5b時，射流核心區(qū)全部在集氣系統(tǒng)有效范圍內(nèi)，此時控制風(fēng)速Vc=0.57Ve；當(dāng)Ls>2/5b時，雖然初始斷面增大，但有效控制范圍仍保持不變[17]，控制風(fēng)速不再增大。因此，Ls=2/5b可在很大程度上減少通風(fēng)系統(tǒng)能耗。

圖8 集氣系統(tǒng)流線圖Fig.8 Streamline diagrams of the gas gathering system

圖9 不同送風(fēng)口長度下軸心速度分布Fig.9 Axial velocity distribution under different jet slot lengths

3 結(jié) 論

利用CFD方法研究不同條件下吹吸式槽邊集氣罩軸向速度分布，結(jié)果表明：

(1)無射流條件下，排風(fēng)量的大小只影響槽邊集氣罩軸向速度的大小，而對軸向速度的變化趨勢幾乎無影響。

(2)按照流體流速分布的差異，吹吸風(fēng)口間區(qū)域分為射流核心區(qū)、過渡區(qū)與匯流核心區(qū)，Vc為集氣罩性能評價提供理論依據(jù)。

(3)Aj∈[-10°,0°]時，集氣系統(tǒng)內(nèi)部氣流向外動量耗散減緩，軸心速度的衰減較緩慢，在Aj=-10°時達(dá)到最大控制風(fēng)速；Aj∈[0°,10°]時，射流需要一定的能量抵抗吸風(fēng)口的抽吸作用，因而軸心速度衰減較快。

(4)Ls=1/5b時，部分射流被直接吸入吸風(fēng)口，軸向速度衰減較快；Ls=2/5b時，射流核心區(qū)全部在集氣系統(tǒng)有效范圍內(nèi)，控制效果達(dá)到最佳；Ls>2/5b時控制風(fēng)速不再增大。