双级离心风机流场特性分析

连传平，刘文钢，乔卫亮

（1. 中远海运船员管理公司 大连分公司，辽宁大连 116001；2. 大连海事大学 轮机工程学院，辽宁大连 116026）

0 引言

作为一种通用机械，离心风机在各个工业领域具有广泛的应用。近年来，国内外学者在提升风机效率、降低噪音和风机部件的优化设计方面做了大量工作。席光等[1]利用近似模型方法对叶轮的机械气动性能进行了优化设计和应用；李景银等[2]利用该方法对离心叶轮进行了优化设计；梁一凡等[3]利用均匀设计法对高比转速离心风机进行了分析；简晓书等[4-5]基于分离叶片对风机气动性能的影响机理，重点对后向风机叶轮叶片的出口宽度进行了优化计算；POLANSKY等[6]则对前向叶片离心风机的气动性能建立了预测模型。另外，风机蜗壳对离心风机性能的影响也是学者关注的问题，姜卫生等[7]利用响应面法提出了离心风机蜗壳性能优化方案，王志鹏等[8]则通过建模仿真分析了蜗舌对离心风机流场特性的影响机理；程书山等[9]对蜗壳壁面静压分布进行了实验测量，得到了静压分布规律。李晓丽等[10]对离心风机进行了数值计算，并与已有数据进行了比较，指出蜗壳结构的非对称性会导致叶轮出口流动不均匀。综上所述，目前针对离心风机的研究大多针对单级离心风机，对多级风机的研究成果相对较少，石硕等[11]基于经验公式，提出了纺织领域中多级离心风机气动优化设计方法，杨柳[12]针对悬臂式多级离心风机的工业应用问题提出了相应的设计方法，目前针对双级离心风机的三维数值分析问题，尚未形成系统的建模方法和成熟的分析方案。

1 风机建模

1.1 建模参数计算

本文拟设计的双级离心风机的转速n=1 320 r/min，空气流量设定为150 m3/h，风机的前后压差为P=750 Pa，由此可以确定离心风机的比转数：

根据沈阳鼓风机研究所试验统计资料，离心风机叶片的进出口安装角分为α=27.1°和β=90°，由于机翼型叶片压力系数与出口安装角成线性关系，压力系数取值为P=0.65，由此，可以计算得到叶轮圆周速度u2和叶轮外径分别为

将式（2）、式（3）和式（5）依次代入式（4），可得叶片进口直径为0.11 m。一般情况下考虑分离影响，叶轮进口直径与略小于叶片进口直径，D1＝(1.00～1.05)D0，因此取叶轮进口直径为0.104 m。由此，可以计算叶轮的叶片数：

1.2 几何模型

双级离心风机中需要几何建模的结构主要包括：一级叶轮、扩压器、弯管、回流器、二级叶轮和蜗壳。本论文在CFturbo软件平台下进行几何建模，各个结构部件的几何参数见表1。

表1 双级离心风机结构部件的几何参数

续表1：

根据确定的双级风机各结构部件的几何参数，在CFturbo软件平台下，建立的几何模型见图1。

图1 双级离心风机的几何模型

2 网格划分与仿真环境

2.1 生成网格

将CFturbo生成的文件导入ICEM CFD中进行网格划分，采用非结构化四面体网格，第一级风机网格数约为119万，数量相对较多；第二级风机网格数约为90万，生成的网格见图2。

图2 双级离心风机网格划分

图2 双级离心风机网格划分（续）

2.2 仿真环境

双级离心风机进口处的气体设为20 ℃下的空气，进口压力为大气压，即0.1 MPa，空气密度为1.2 kg/m3，叶轮旋转方向为顺时针方向，空气动力效率设为100%，不考虑空气泄漏的影响[13]。风机内的湍流模型设置为标准k-ε模型，风机进口处的空气流速为7.44 m/s，风机内部壁面为光滑壁面，在风机出口处定义静压和其他变量。在求解器设置方面，选择SIMPLE格式和2阶迎风的离散格式，精度为2阶精度。考虑到本文第一级风机网格数量较多，计算时间长而且不是很稳定，适当减小了松弛因子的设定值。

2.3 网格收敛性判断

仿真环境设定之后，通过运行求解器对计算守恒变量的残差进行计算，以便判断网格收敛性。本文设定残差低于初始残差0.001以下为满足计算精度要求。第一级和第二级风机的残差曲线见图3。第一级风机网格大约在接近2 000步时计算完成，第二级风机网格大约在1 600步时计算完成，表明本文划分的风机网格符合预期计算要求。

图3 双级离心风机的残差曲线

3 仿真结果分析

3.1 叶轮内部流场分析

3.1.1 压力分布

依托于ANSYS仿真平台，得到第一级和第二级叶轮的压力分布情况见图4和图5。其中，静压是单位体积的气体所具有的势能，全压是动压和静压的代数和，代表着气体内含有的总能量，全压和静压的差值表征动压的大小。通过对比图4和图5中静压和全压云图可以发现：叶轮出口处二者差异较大，表明出口处的动压较大。另外，在风机内部，压力从进口到出口逐渐变大，在每块叶片上的静压值和全压值沿着工作面和非工作面逐渐增大，到出口达到最大值，并且叶片工作面的压力值要比非工作面的静压值大，流道中间的压力值要低于两侧的压力。叶轮流道内压力最小值在叶片进口非工作面上，流道内压力最大值在叶片的出口的压力面上，与文献[14]的分析计算结果基本一致。

图4 第一级叶轮压力云图

图5 第二级叶轮压力云图

3.1.2 速度分布

第一级风机和第二级风机的速度云图分别如图6(a)图6(b)所示，对于两级叶轮，在吸力侧面，由于气流先收敛后扩压，气流速度在叶轮进口到出口的过程中不断地增大，一直到出口时速度最大。而且在叶轮流道中，离叶片越近流动速度越低，但是在叶片的工作面流速比在非工作面的流速较高，在其他位置的流动速度相比于叶片位置速度较高。在蜗壳内，由于体积突然增大，流动速度降低，压力升高。

图6 叶轮内速度云图

3.2 扩压器内流场特性

扩压器内的静压和全压分布情况分别如图7(a)和图7(b)所示。扩压器内部有叶片的部分沿着叶片方向压力逐渐增大，到达出口部分即无叶片部分压力达到最大值。因为在叶片部分容积慢慢沿着叶片增大，所以扩压过程主要在该部分完成。在设计中扩压器存在一些缺陷，在于叶轮的匹配不够特别合理，扩压器与叶轮之间的间隙很小，导致流场中的压力和速度会在部分中过高或过低。叶轮出口与扩压器叶片的前缘之间的间隙决定着离开叶轮气流中射流和尾迹的互相掺杂过程还有气体泄露的问题。扩压器叶片前缘与叶轮出口之间的距离增大，从叶轮出来的气流速度在扩压器没有叶片部分下降的特别缓慢，间隙的增大造成延长气体进入叶道的时间，同时增大的间隙增加了气体的摩擦损失，气体在进入叶道后能量减少，同样的扩压器对于叶轮做功少的气体是不适用的，因此出现了速度分离现象，而且减速缓慢，增压效果不好。

图7 扩压器内流场特性

3.3 回流器内流场特性

回流器内流场的静压和全压分布情况分别见图8。当气体从弯管中出来后进入回流器中压强下降，这是由于气体从体积较大的部位进入狭长的流道中气体的压强能转换为速度能，速度变快，压强减小。由于回流器设计为翼型，叶片之间的容积沿叶片不会变换太多，压强也不会有很大变化，使扩压器出来的气体压强下降不会太多。

图8 回流器内的压力分布

回流器内流场的速度分布情况见图9，回流器进口气体流速非常没有规律，原因主要在于双级离心风机中，第一级叶轮、径向扩压器的负荷较高，导致径向扩压器出口的流动并不均匀；与此同时，经过扩压器的气流需要经过弯管进行180°左右的转弯才会到达回流器的进口，在弯道中与2个端壁存在摩擦现象导致能量损失。叶片对回流器的流动同样存在影响，随着叶片数的增加，回流器的出口气流角的分布会趋于均匀。这现象说明：叶片数的增加会对回流器内部的二次流起到一定的作用，但是，经过试验可以得知，无限制的增加叶片数量并不能改变回流器内部的结构，回流器内部的二次流依然还很强烈，所以，依靠增加叶片数来抑制回流器内部的二次流现象的作用相对有限。

图9 回流器速度云图

3.4 蜗壳内流场特性

第二级风机静压云图如图5(a)最外一周便是蜗壳的静压分布, 内经过定子出来的气流流动方向基本沿着蜗壳弯壁流动着，两者之间没有大的冲击，这表明蜗壳的设计比较合理，由于蜗壳内存在流动损失，总压沿着流动方向会减小。同时，可以看出在蜗舌附近的速度云图6(b)中经过蜗舌迟滞点分离的两部分流动中，向上流入蜗室的一部分速度较高，像出口流出的速度较低，与文献[15]的计算结果基本一致；在出口段靠近蜗舌所在壁的气流速度明显要比另一侧的流动速度低。

3.5 全压验证

根据仿真计算结果，第一级和第二级风机进出口的全压数值见表2。

表2 风机进出口全压数值

仿真计算后对两级风机进出口全压进行检测计算看是否能够到达预期的要求。风机的全压公式为出口全压减去进口全压，由表2中的两级进出口全压数值计算得出，第一级风机全压值为321 Pa，第二级风机全压值为354 Pa。两级风机全压差相加和为675 Pa，原定风机要求压差为650 Pa，误差约为3%，可以在接受范围内。

4 结论

本文以转速1 320 r/min，流量150 m3/h，压差650 Pa的双级离心风机为设计目标，在对相关设计参数进行理论计算的基础上，分别对双级离心风机的叶轮、扩压器、回流器、弯道和蜗壳进行几何设计和建模。将几何模型导入Fluent仿真平台，以设计转速和流量为输入条件，计算得到风机先后压差为675 Pa，误差率为3%，符合设计要求。