基于CFD的离心风机叶轮中心位置优化研究

吕玉坤张波*/华北电力大学能源动力与机械工程学院

程博/中广核工程有限公司

基于CFD的离心风机叶轮中心位置优化研究

吕玉坤张波*/华北电力大学能源动力与机械工程学院

程博/中广核工程有限公司

以G4-73№8D离心风机为研究对象，利用NUMECA软件对改变风机叶轮与蜗壳径向相对位置的不同方案进行数值模拟，确定了最佳叶轮中心位置;对比分析原风机与叶轮中心位置优化后风机，在额定工况与变工况下的内部流场，表明了优化后风机叶轮与蜗壳径向适配性增强。

离心风机；径向相对位置；优化；径向适配性；数值模拟

0 引言

在火力发电厂中，风机作为重要辅机，是主要的耗电大户。据统计，风机耗电量约占厂用电量的30%[1]，占机组发电量的1.5%～3%[2]。因此，研究和改造风机以提高其性能，对火电厂的节能增效具有重要意义[3]。本文重点讨论对象为G4-73№8D型离心风机，适用于普遍采用中、小型发电机组配套的离心式风机的优化改造。

目前国内外学者对离心风机的研究主要集中于叶轮和蜗壳的结构和流动特性的研究，而对叶轮最优中心位置的研究相对较少。朱之墀[4]、张建[5]、王建[6]等对叶片通流部分进行了改造。Dawes提出离心压缩机中有2/3的损失发生在扩压器中[7-9]。Nursen[10]等预测了离心泵蜗壳内部的三维旋转流动。在蜗壳结构中，蜗舌间隙是研究重点。王丙湘等[11]分析了离心式通风机节能技术改造效果，得出当间隙尺寸和蜗舌位置控制在规定范围时，可以极大地减少泄漏损失。因此，探讨蜗壳与叶轮的径向适配性，探寻最优叶轮中心位置，就有可能减小蜗壳流道内的流动旋涡，提高风机性能。

本文利用NUMECA软件对原风机及各优化后的离心风机内部流场进行数值计算，以分析风机蜗壳与叶轮径向适配性，最终确定叶轮最优中心位置。

1 风机模型建立

以G4-73№8D离心风机为研究对象，采用Solidworks软件进行几何建模，再导入到IGG/ AutoGrid对风机叶轮以及蜗壳进行网格划分，具体步骤参见图1。

图1 风机网格生成流程图

1.1 结构模型与网格划分

利用风机结构参数，建立风机模型见图2。

图2 G4-73No.8D型离心式风机结构简图（mm）

在数值模拟时采用结构化网格，图3为风机叶轮流道与整机网格示意图。进行网格无关性验证，考虑到计算时间及计算精度，最后选取总网格数量为423万。

图3 风机叶轮流道及整机网格示意图

1.2 边界及初始条件

进口边界设置在集流器进口，出口边界设置在风机出口；叶轮前盘、后盘、叶片、蜗壳壁面等实体壁面设置为固体壁面；流道的边界面与下一个周期流道边界面的对应网格节点按周期匹配连接；周期参数设为12。设定初始静压p= 1.013 25×105Pa，初始温度T=293K，轴向进气速度υ＝18m/s，所有旋转壁面（如：叶轮前盘、后盘、叶片等)转速n＝1 450r/min，其它非旋转壁面(如：蜗壳等)转速为0。计算时采用多重网格法以加速收敛[12-13]。

2 叶轮中心位置优化分析

2.1 定性分析

传统风机蜗壳设计采用动量矩守恒公式，忽略流体粘性，并认为蜗壳通流部分是规则几何结构。这些与实际情况相悖，因此，传统叶轮中心位置并非为最优，尤其是变工况运行时。

移动叶轮中心位置，使其向蜗舌处靠近。则蜗舌部分的通流区域减少，流体流动速度增加，会抑制涡流的产生；而远离蜗舌部分的通流区域扩压作用增强，但是流动损失亦可能增加。因而，叶轮中心可能存在最佳位置，使得改造后的风机静压高、效率高、对变工况适应能力强。

2.2 定量计算

有鉴于定性分析，为了使优化后风机具有更高的出口静压和效率，叶轮中心位置应向蜗舌间隙减小的方向移动，见图4。

图4风机改造前（左）与改造后（右）对比图

图5 为叶轮中心位置分布图。图中以原风机叶轮中心位置为坐标原点，其余各实心点为改造后叶轮中心位置。

图5 叶轮中心位置分布图

由图5可知，原始蜗舌间隙t为9.40，则t/R= 0.235。而蜗舌间隙推荐值为t=（0.1～0.2）R[14]，可见其蜗舌间隙过大，泄漏损失亦大。但蜗舌间隙过小，可能会导致叶轮外缘与蜗舌碰磨。当叶轮中心在图中坐标为（2，2）的位置时，叶轮外缘与蜗舌间隙为2cm，叶轮中心位置偏离蜗壳中心最远位置为（2.25，2）。

分别计算，当叶轮中心位于图5所示的位置时风机出口静压和效率，结果见图6和图7。由图6和图7可知，当叶轮中心在（1.5，1.5）时，其出口静压值最高，但是风机效率相对较低。当叶轮中心在（2，2）时，不但出口静压值相对高，而且效率也很高。此时蜗舌间隙与叶轮半径的比值即t/R=0.186，风机的叶轮中心位置最佳。

图6 叶轮中心位置改变时风机出口静压变化图

图7 叶轮中心位置改变时风机效率变化图

改变风机负荷(100%±8%)，计算原风机及优化后风机出口静压和效率，结果见图8和图9所示。优化后风机出口静压平均值为1.316kPa，比原风机提高了0.447kPa；效率平均值为86.22%，比原风机提高了3.1%，且叶轮中心位置改变后风机的最高效率点有向小流量方向移动的趋势。

图8 原风机与优化后风机额定工况附近静压曲线图

图9 原风机与优化后风机额定工况附近效率曲线图

优化后风机在40%～130%负荷时的效率和出口静压值见图10和图11。

图10 原风机与优化后风机变工况效率曲线图

由图10可知，优化后风机在变工况范围内效率整体上升，并且最高效率工况点未发生变化。

图11 原风机与最佳叶轮中心位置风机变工况附近静压曲线图

由图11可知，优化后风机在40%～110%负荷工况下，出口静压较原风机提高；在110%～130%负荷工况下，出口静压略有降低。但在整个变工况范围内，出口静压波动相对平稳。说明优化后风机变工况能力增强。

3 结果分析

3.1 额定工况结果分析

为了研究优化后风机蜗壳内部气体的流动情况，选取A截面（沿风机轴线，叶轮1/5处）进行分析，发现在蜗壳出口处产生了静压波动，图12所示静压波动位置。

图12 静压波动位置示意图

文献[15]说明了产生压力波动的原因：一是因从叶轮出来的高速气流未受到蜗壳环壁的阻挡，所以，未能即刻减速扩压，而是经历了一个缓慢的减速升压过程，因此该处压力相对降低；二是从蜗壳通道中冲出来的气流，由于因前方阻力减小而加速，将压力能再转化为动能，从而降低了静压。计算在额定工况下，优化后风机截面A处的速度幅值，结果见图13。

图13风机A截面速度云图

图13 （a）蜗壳出口处速度较图13（b）变化较大，说明优化后风机在蜗壳出口处加速过程相对平缓。因此，蜗壳出口处的压力波动相对较小。从蜗壳形状角度上分析，优化后风机的蜗壳在出口处的曲率半径相对较小，A截面接近蜗壳出口处，通流面积比原风机的大。因此，优化后风机蜗壳出口处流体受到的阻力较小，流体加速的位置相对于原风机靠前。

综上所述，蜗壳出口处蜗壳型线曲率半径越小，加速过程越缓慢，蜗壳出口处压力波动也越小。

3.2 变工况结果分析

由图10和图11可知，优化后变工况运行时，静压变化相对原风机较为平稳。而且在40%负荷工况下，优化后的风机出口静压比原风机高。分析40%负荷工况下两种风机蜗壳内部流场，见图14。

图14 40%负荷工况下两种风机A截面速度等值线图

对比左图与右图蜗壳内部流场，可以发现，左图比右图多一个大的涡旋区，此处存在较大的能量损失。温度分布见图15。

原风机产生涡旋的原因在于，40%负荷工况下，蜗舌附近的蜗壳通流面积过大，蜗壳环壁对流体的约束作用较弱。而优化后风机蜗舌处通流面积较小，蜗壳环壁对流体的约束作用较强，见图14和15。因此，优化后风机蜗壳在蜗舌附近不会出现较大的涡旋。

综上所述，叶轮中心位置经过优化后，出口静压相对提高，而且变工况运行时波动小。另外，蜗舌处泄漏损失小，蜗壳出口处压力波动小，蜗舌附近大涡流少。因此，风机效率整体提升，而且变工况能力强。

图15 40%负荷工况两种风机A截面温度云图

4 结论

1）叶轮中心在（2，2）时，为该风机最佳叶轮中心位置。

2）优化后风机效率和出口静压均得到提高且变工况能力增强。

3）优化后风机相对于原风机，在小旋转角处通流面积减小，而在大旋转角处通流面积增加。从而减少了蜗舌处的泄漏损失，减弱了蜗壳出口处的静压波动，削弱了低负荷工况下蜗壳内部涡旋效应，增强了叶轮与蜗壳径向适配性。

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Optimal Research on Impeller Central Location of Centrifugal Fan Based on CFD

Lv Yukun,Zhang Bo/School of Energy and Power Engineering,North China Electric PowerUniversity
Cheng Bo/China Nuclear Power Engineering Co.,Ltd.

Taking the G4-73№8D centrifugal fan as research object and utilizing the software of NUMECA to simulate flow fields of voluteswith different radial relative positions,the optimum central location of the fan impeller was obtained.The original fan and the fan with optimized impeller central location was contrasted and analyzed,which showed that the optimized fan enhanced impeller and volute casing radial adaptive in internal flow field under rated and variable condition.

centrifugal fan;radial relative position;optimization;radial adaptive; numericalsimulation

TH432；TK05

A

1006-8155（2015）04-0038-06

10.16492/j.fjjs.2015.04.058

*张波/深能保定发电有限公司

2014-03-27河北保定071003