离心式通风机的数值模拟

张 涛，孟宪举，李 健

（河北理工大学 机械工程学院，河北 唐山063009）

0 引 言

通风机是广泛应用于国民经济各行业的一种通用机械。据统计，我国各类风机和泵的耗电量约占我国总发电量的三分之一多，仅工业用通风机的耗电量就占我国总用电量的 5%左右，因此，从节约能源、降低噪音污染的角度考虑，设计出高效率的风机有十分重要的意义。

本文将对某工厂的通风机流场进行模拟，主要是利用 PROE建立模型，应用流体分析软件 FLUENT模拟流体流动，对通风机的内部流场进行分析，找出内部流动规律，对改进具有指导作用。

1 流体动力学控制方程

流体流动要受物理守恒定律的支配，基本的守恒定律包括：质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒定律。

1.1 质量守恒方程（连续性方程）

任何流动问题都必须满足质量守恒定律。该定律表述为:单位时间内流体微元体中质量的增加，等于同一时间间隔内流入该微元体的净的质量。为使流入控制体和流出控制体的流体质量相同，必须满足连续性方程：即一个封闭表面内所包含的流体质量增加的速率，必定等于这一表面所包含的体积中流进和流出的流量之差。因而连续方程可表示为：

1.2 动量守恒方程（Navier-Stokes方程）

动量守恒方程也是任何流动系统必须满足的基本定律。该定律表述为：微元体中流体的动量对时间的变化率等于外界作用在该微元体上的各种力的和。该定律实际上是牛顿第二定律。技照这一定律，可以导出X，Y和Z三个方向的动量守恒方程。

1.3 能量守恒方程

能量守恒定律是包含有热交换的流动系统必须满足的基本定律。该定律可以表述为：微元体中能量的增加率等于进入微元的净热流量加上体力与面力对微元体所做的功，该定律实际上是热力学第一定律。这样我们可以得到以温度T为变量的能量守恒方程：

该式可写成展开形式：

2 离心式风机的几何建模、网格划分及计算结果分析

2.1 风机建模

目前离心式风机在我国机组中占有较大比例，因此本课题对离心式风机进行了数值模拟和实验研究。风机结构参数取自风机产品样本。该风机模型外观结构尺寸如图1所示。

图1 离心式风机结构尺寸图

2.2 网格划分

由于整体流域几何非常复杂，必须对网格划分采取合理的策略。本例中网格采用混合结构网格，在隧道进风口和隧道出风口几何模型比较简单的部分才用结构化网格，在转子区域和静子区域采用非结构化网格。这种混和网格划分方案的优势在于，在风机模型附近的流场可以充分利用非结构网格对任意空间几何形状的适应性，高效地完成对复杂模型的离散；同时可灵活地采用非结构网格划分模式中的各种网格控制措施，对所关心的模型附近预期流动梯度大的区域施加网格控制，使得体网格分布更趋合理。

图2 进风口网格示意图

图3 叶轮流道网格示意图

图4 蜗壳流道网格示意图

网格划分后，还需要在ICEM中进行边界条件和各种流体区域的定义。定义进风口的进口为速度入口，作为整个计算模型区域的进口。蜗壳出口为自由出口，为整个计算模型区域的出口。将叶片的压力面和吸力面以及轮盘、轮盖内外表面一起定义为旋转固体壁面，旋转轴为x轴。蜗壳部分固壁，采用圆柱坐标，旋转轴也为x轴。完成所有在ICEM中的操作，保存网格文件。

2.3 模拟结果及分析

2.3.1 整机静压分析

由图 11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[5]结论相符。由图11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；由图12可知，在进气室的拐弯处和蜗舌处，由于这两者的形状发生变化，导致静压较低。

图5 整机蜗壳壁面后视静压分布图

图6 整机蜗壳、进气室静压分布

2.3.2 叶片静压分析

叶片工作面图19上的静压比非工作面图20上的高且分布明显不同：叶片工作面上静压分布不均，由分布可看出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。在单个叶道内，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压区流向低压区，这种流动与主气流方向垂直从而产生了二次流。

图7 叶片工作面静压分布图

图8 叶片非工作面静压分布

2.3.3 流道区域速度分析

如图 9，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内的流动完全不在同一轴上，这是整机模拟得到的又一重要现象。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，导致气流速度降低与主流气体发生冲击扰动，从而在蜗舌处产生了二次流如图11。图10是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内的速度比其他部分的叶轮通道内速度小，因此计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。

图9 X=20mm叶轮轴向中间面速度矢量分布

图10 X=50mm叶轮轴向中间面速度矢量分布

图11 X=80mm叶轮轴向中间面速度矢量分布

图12中的两图是以Z轴为向平行于XY面的平面。图25位于XY平面中截面处，图13为风机进口中截面100 mm处。由图12可看出在蜗壳出口流道内有回流产生。这两个图显示气流在进气室内的变化不大，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，这也是吴玉林等所说的尾流—射流结构。

图12 风机进口中截面速度矢量图

图13 风机进口中截面100mm处速度矢量图

3 结 论

通过前面的分析，可得出以下结论：

（1）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，叶轮区域内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。

（2）结果显示叶片和前盘间，蜗壳出口处存在尾流—射流现象；

（3）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。

[1] 朱之挥等.离心通风机叶轮气动设计工程方法的改进[J].风机技术，2001(3)：3-8.

[2] 李新宏等.离心通风机整机定常流动数值模拟[J].工程热物理学报，2002，23(4)：453-456.

[3] 王嘉冰，区颖达.柜式空调用多翼离心通风机内流场的数值分析[J].风机技术，2003(4)：23-29.

[4] 刘正先等..离心叶轮内三维湍流流场的实验研究[J].工程热物理学报，1999，20(5)：558-562.

[5] 曹淑珍，祁大同，张义云等.小流量工况下离心风机蜗壳内部的三维流动测量分析[J].西安交通大学学报，2002，36(7)：688-692.