对旋轴流风机叶顶形态对其性能的影响

2019-05-21李鑫鑫高贵军邢亚东杨冰冰

液压与气动 2019年5期

李鑫鑫，高贵军，邢亚东，杨冰冰

(1. 太原理工大学机械与运载工程学院，山西太原 030024；2. 矿山流体控制国家地方联合工程实验室，山西太原 030024；3. 山西省矿山流体控制工程技术研究中心，山西太原 030024)

引言

对旋轴流风机承担着为井下输送新鲜空气，保障井下通风的连续性和稳定性的重任[1]。对旋轴流风机与单级轴流风机相比，具有风压大、传动效率高和反风性能好等优点，在矿井通风系统中应用十分广泛。为避免两级叶轮在高速旋转时与风筒发生碰撞，在叶轮顶部与风筒间存在一定的间隙。研究表明，叶顶间隙的形态对风机的效率、全压和噪声等会产生重要影响。

叶学民等[2]采用数值模拟的方法研究了几种叶顶形态对电厂用轴流风机性能的影响。李凯伦等[3]通过试验探究了叶顶间隙对电厂用动叶可调轴流风机的性能和失速特性的影响。田翠茹等[4]对三种叶顶间隙的流场进行数值模拟，探究了叶顶间隙对风机性能和叶顶泄漏涡的影响。

现阶段，关于轴流风机叶顶间隙领域的研究主要集中在间隙的大小和形态对非对旋轴流风机性能影响的方面，而关于对旋轴流风机两级叶轮叶顶形态对风机性能、叶顶泄漏流和泄漏涡影响的研究较少。本研究以FBD No.8.0型对旋轴流通风机为研究对象，采用RNGk-ε湍流模型和SIMPLE算法，探究了叶顶是否开槽、开槽大小、深度、部位、数量以及两级叶轮开不同的槽对风机性能和间隙内泄漏流、泄漏涡的影响，为提高风机性能，改善叶顶间隙处的泄漏损失提供参考。

1 数值模拟

1.1 数值模型

风机运行过程中应满足质量守恒、动量守恒和能量守恒三大方程，但风机在实际工作过程中内部热量交换很小，故在进行数值计算时能量守恒方程可忽略[5]。

同时，对旋轴流风机内部为湍流粘性流动，因此，还应遵守湍流输运方程。本研究利用Fluent软件对风机进行定常模拟，数值模拟采用RNGk-ε湍流模型，它是标准k-ε湍流模型的优化，对旋转流场的计算更加精确，其湍流输运方程[6]为：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

式中，ρ为气体密度；t为时间；k,ε分别为湍动能和耗散率；μeff为等效粘性系数；C1ε，C2ε为分别为xi，xj轴线上线段元的相对拉伸或相对压缩速度的常数，C1ε=1.42，C2ε=1.68；Gk为由平均速度梯度引起的湍动能产生；Gb为由浮力引起的湍动能产生；YM为可压缩湍流脉动膨胀对总的耗散率的影响；αk，αε分别为湍动能和耗散率的有效普朗特数的倒数，αk=αε=1.39。

1.2 三维建模与网格划分

选用FBD No.8.0型对旋轴流风机为研究对象，该风机第一、二级叶轮的叶片数分别为14片和10片，叶顶处与风筒之间的间隙为2 mm，入口和出口直径分别为1015 mm和804 mm，风机其他的基本参数如表1所示。

表1 风机基本参数

风机由风机入口、集流器、整流罩、两级叶轮、风筒和风机出口等部分组成。根据表1中的参数建立的对旋风机全流场模型如图1所示。

图1 对旋风机全流场模型

图2为包括原叶顶在内的12种叶顶形态的设计方案，其中方案1为两级叶轮原叶顶，方案2～4为第一级叶轮的叶顶前缘内部开槽，第二级叶轮仍然使用原叶顶，凹槽深度为2 mm，为了不影响叶轮强度，应使凹槽长度最大不超过叶顶轴向弦长的70%[7]，故凹槽长度依次为30%L，50%L和70%L，L为叶顶轴向弦长。方案5～7则为第一级叶轮采用原叶顶，第二级叶轮的叶顶前缘内部开槽，凹槽深度和长度与第一级叶轮相对应。方案8为两级叶轮叶顶前缘同时开槽，深度为2 mm，方案9、10的开槽深度分别为1mm、3mm，方案11叶顶后缘开槽，方案12叶顶前缘双凹槽，方案8～12长度均为70%L。

在进行数值模拟前先在CFD软件中进行网格划分，对旋风机的整体网格采用四面体非结构网格进行划分，其中两级叶轮的叶片、叶顶和凹槽区域进行局部加密，网格尺寸为2 mm。数值计算区域包括集流器区域，风筒管道区域，两级叶轮旋转区域和出口区域。为

图2 不同叶顶形态的设计方案

保证数值计算的精确性，划分完成后的网格质量均在0.25以上[8]。12种方案的风机模型划分后的网格数量从312万到323万不等，风机全流场和叶顶凹槽区域网格模型如图3所示。

图3 风机网格模型

1.3 数值计算

将12种设计方案的网格模型分别导入Fluent软件中先使用一阶迎风进行定常模拟，采用RNGk-ε湍流模型，求解方法使用SIMPLE算法实现速度与压力的耦合。采用速度入口、自由出口作为边界条件，入口速度设置为15 m/s，壁面采用无滑移边界条件。因两级叶轮作对旋运动，故采用多重旋转坐标系MRF实现动静界面间数据传递，收敛标准设置为3个方向的速度、k、ε等参数的计算误差小于10-5。为提高解的精度，计算完成后再以一阶迎风模拟的结果作为初步解进行二阶迎风定常模拟，其他条件设置与一阶迎风模拟相同[9]。

2 模型验证

图4为根据GB/T 1236—2000标准搭建的B型试验装置结构示意图和实物图，可通过调节两级叶轮转速，得到变流量工况下的对旋风机性能参数。

图4 试验装置结构示意图

图5为方案1即两级叶轮原叶顶时，对旋风机全压随流量的变化曲线。随流量的减小，风机全压逐渐升高，在575 m3/min时风机全压达到最高值。随着流量的进一步减小，全压逐渐降低，风机进入不稳定区，容易出现旋转失速，若流量进一步减小，则会出现喘振现象[10]。为保证风机运行的安全性，实际工作过程中，应避免其在575 m3/min以下的流量区域运行。

图5 全压随流量变化曲线

对比仿真与试验结果，全压随流量的变化曲线在数值与变化趋势上基本一致，对旋风机流量的平均相对误差为2.57%，可保证模型的可靠性。

3 不同叶顶形态时风机性能分析

通过对风机性能进行测试，得出两级叶轮转速在2900 r/min时对旋风机效率最高，此时，流量为729 m3/min，本研究以此流量作为设计工况，对不同叶顶形态的对旋风机性能进行分析。

表2为设计工况下12种叶顶形态设计方案的风机性能参数对比，从表中可以看出，方案2～8与原叶顶相比，风机效率都有不同幅度的提升。分别将方案2～4和方案5～7进行对比，随第一级和第二级叶轮叶顶凹槽长度的增加，全压和效率逐渐升高。对比方案2与5，方案3与6，方案4与7可以看出，在凹槽长度和深度相同时，与第一级叶轮相比，改变第二级叶轮的叶顶形态对风机的性能改善幅度更大。单独改变某一级叶轮的叶顶形态时，对旋风机的全压与原叶顶相比先减小，但随着凹槽长度的增加，全压逐渐升高，当长度达到70%L时，在数值上超过原叶顶的全压。综合考虑前8种叶顶形态的设计方案，方案8即两级叶轮的叶顶开槽长度都达到70%L时，风机性能达到最佳。

方案8～10的开槽深度分别为2， 1， 3 mm，将这三种方案进行对比，结果表明：方案8即开槽深度为2 mm 时，风机的全压和效率提升幅度最大。将方案8与方案11进行对比，结果表明：与叶顶后缘开槽相比，从叶顶前缘处开槽对风机的全压和效率改善幅度更大。原因是风机工作时，叶片前缘先与气流接触，发生相互作用，前缘压力高于后缘，前缘处叶顶泄漏流也更加明显，前缘开槽后对泄漏流的削弱作用会更加显著，风机的全压和效率提升更大。将方案8与方案12进行对比，结果表明：与开两个较小的槽相比，开一个较大的槽对风机的全压和效率提升幅度更大。

表2 设计工况下不同叶顶形态的风机性能参数对比

图6为设计工况下方案1(原叶顶)和方案8的两级叶轮叶顶25%轴向弦长纵截面的泄漏流场分布云图，从图6a和图6b中可以看出，当对旋风机两级叶轮的叶顶未做处理时，叶顶区域的气流由于叶片压力面和吸力面的压力差，会由压力较高的压力面一侧通过叶顶间隙回流到压力较低的吸力面一侧，形成叶顶泄漏流[11]。泄漏流对叶顶附近的主流产生扰动，使风机的性能降低。图6c和图6d表明，通过开槽使叶顶间隙内的流场更加复杂，在两级叶轮的叶顶间隙内形成两个比较明显的泄漏涡，这是由于两级叶轮叶顶开槽后，叶顶间隙内的气流向凹槽内部流动，同时一部分由风筒壁面回落到叶顶内的气流冲击凹槽底部，使得泄漏流在叶顶区域产生回流，形成泄漏涡[12]。叶顶间隙内泄漏涡的出现使间隙内气流阻力增大，可有效阻碍叶顶泄漏流的发展，进而改善风机性能。

图7为设计工况下方案1和方案8的两级叶轮叶顶间隙处的涡量分布云图，从图中可以看出，叶顶开槽后，涡核分布在凹槽与叶顶形成的各角部区域，两级叶轮叶顶泄漏流的入口处即靠近压力面一侧的凹槽处涡流强度明显增强，可有效阻碍叶顶泄漏流的通过，进而减小风机内部因泄漏流造成的损失，使风机效率得到提高，这与表2和图6中得到的结论相一致。