对旋风机轴向间隙变化对内流特性的影响范文

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《风机技术杂志》2016年第5期

摘要：

以对旋风机为研究对象，采用Gambit建立数值模拟模型和计算网格，利用FLUENT软件，在定常条件下对不同叶轮轴向间隙的对旋风机内部流场进行了数值模拟，得到其内部流场分布情况、压力分布状况和湍流强度分布特点。模拟结果表明，对于FMIA翼型叶片的对旋风机，轴向间隙周围是内部流场中流动最不稳定的区域，相对轴向间隙越大，两级叶轮间的相互干涉越小，当叶轮相对轴向间隙取值为0.55~0.85时，能有效稳定对旋风机内部流场、增大全压和提高效率。

关键词：

对旋风机；轴向间隙；数值模拟；湍流强度;流场

0引言

对旋风机由于具有风量大、风压高的特点[1]，在我国煤矿井下得到了大量的推广和应用，有效地解决了煤矿井下远距离、高阻力通风的难题[2-3]。它与普通轴流通风机的不同之处体现在对旋风机主要由两级互为导叶且相对反向旋转的叶轮组成[4-5]，在对旋风机设计中，如何选取两级叶轮的轴向间隙尺寸非常关键，相互间配合参数选取不好将导致内部流场紊乱、分离流动、旋转失速等现象，直接影响到对旋风机的整体性能[6]。本文以矿用隔爆型对旋轴流局部通风机（以下简称对旋风机）为模型，采用Fluent软件对不同叶轮轴向间隙的对旋风机气动性能和内部流场进行了分析计算，得到了对旋风机两级叶轮间最佳配合间隙尺寸。

1数值模拟方案

选取FBD№6.3/2×30（S）矿用隔爆型对旋轴流局部通风机为研究对象，该通风机由集流器、叶轮、导流器、机壳和电动机等部分组成，叶片采用FMIA翼型，一级叶轮叶片数量是12个，二级叶轮叶片数量是10个，设计转速2900r/min。采用Fluent软件，计算对旋风机的气动性能和内部流场，叶轮相对轴向间隙分别取0.35，0.45，0.55，0.60，0.65，0.75，0.80，0.85，0.95，1.15。采用Gambit工具分别完成对旋风机集流器、叶轮、导流器、机壳等部件的三维模型和计算网格。通过实测参数确定计算模型的基本尺寸，在计算过程中不改变对旋风机参数，仅调整其叶轮间轴向间隙。数值模拟时将计算模型分为五个流体区域，分别是进风段流体区域、一级叶轮流体区域、叶轮间隙流体区域、二级叶轮流体区、出风段流体区域；将一级叶轮流体区域、二级叶轮流体区域定义为旋转区域，转速设定为2900r/min；其它区域定义为静止区域，不同的区域之间的交界面采用Interface边界条件[7]。通风机的进口设置为速度进口，轴向速度大小由模拟工况点流量和模型机进口面积决定；出口设置为压力出口。计算时采用Segregated隐式算法求解Navier-Stokes方程，用SIMPLE算法耦合压力速度，流体介质设置为理想气体，壁面采用无滑移边界条件，两级动叶区域旋转区采用多参考坐标系模型（简称MRF）[8]；最后用有限元法对稳态不可压缩流动三维定常雷诺时均Navier-Stokes方程进行离散，用迭代法对离散后的控制方程组进行数值求解。

2数值模拟结果分析

2.1对旋风机内部流场分析

为了研究轴流通风机叶片区域不同半径流面上的气流状况，通常将同一半径上的环形叶栅展开成平面叶栅—基元级[6]来分析，如图1所示。气流经过叶片区域同一环形叶栅时流动的条件是相同的，而对旋风机的级可以看成是由无穷多个基元级所组成。当风流进入基元级进口截面1-1前气流绝对速度C1沿着轴向方向，在截面1-1处气流受一级叶片作用形成C1，W1，U1三个速度向量，组成进口速度三角形。在叶栅出口2-2处气流受到二级叶片作用，形成C2，W2，U2三个速度向量，组成出口速度三角形，如图1所示。图1中α，β分别表示气体绝对速度和相对速度方向与旋转方向之夹角，即气流角；C1a，C2a分别为的轴向分速度；U1，U2即为旋绕速度；W1，W2为气流的相对速度，U1，U2为圆周速度的牵连速度，Wm为气流平均相对速度[10]。在风机流道内，当风流在通过通风机叶片、叶片顶部、叶轮轴向间隙后，由于受流体旋涡和回流影响，其速度降低，由风机进口进入的风流层流被破坏，流线变得不再清楚可辨，速度角相对来流方向发生偏移，特别在一级叶轮和二级叶轮处风流速度角度偏移值达到最高值，相邻层流间不仅有滑动而且相互混合形成湍流，如图2所示。

2.2对旋风机轴向间隙湍流强度分析

湍流强度简称湍流度或湍强，是湍流强度涨落标准差和平均速度的比值，是衡量湍流强弱的相对指标。在通风机内部流场内，湍流是通风机的主要噪声源，同时也是风机内部能量损失的主要原因之一[10]。图3表示通风机流道内Z=0截面湍流强度云图，由于受到不规则运动，即紊流、旋涡等的影响，在轴向间隙周围的区域湍流强度较大，是通风机内部流场中流动最不稳定的区域。为了分析对旋风机叶轮轴向间隙的湍流强度，在垂直于风机轴向方向分别定义了三个界面，分别为一级叶轮出口截面Section1、轴向间隙中间截面Section2、二级叶轮进口截面Section3。图4分别表示叶轮相对轴向间隙分别为0.35，0.45，0.55，0.60，0.65，0.75，0.80，0.85，0.95，1.15时，三个截面平均湍流强度随着叶轮轴向间隙的变化值，图中t表示相对轴向间隙。从模拟结果可知，一级叶轮出口截面的平均湍流强度受叶轮轴向间隙影响很小，变化趋势平缓，而轴向间隙中间截面和二级叶轮进口截面的湍流强度值随着级间间隙的增大而减小。

2.3对旋风机轴向间隙压力分析

在对旋轴流通风机流道内，风流经过一、二级叶轮做功后，风机全压被从负值提升为正值；从图5可知，通风机一级叶轮的风压提增值比二级叶轮大，当通风机轴向间隙加大时，一级叶轮的全压几乎没有变化，而二级叶轮区域的全压先是缓慢增长，当相对间隙值达到0.85后开始下降，其变化趋势与风机全压的变化趋势一致。造成这种现象的原因是过长的叶轮轴向间隙导致级间隙的压力损失，从而造成风机整体压力降低。图6和图7中，每个图从左到右分别表示不同的叶轮轴向间隙时风机一级叶轮出口（剖面2）、级间隙中间（剖面3）及二级叶轮进口（剖面4）处的全压分布云图；由图分析得知，在风机流道内存在分布不均的高压区和低压区，这种压力梯度在叶片顶端体现最为明显，且随着级间间隙的增大，这种高低压区的差值逐渐变小，在图6和图7中体现为颜色更为均匀。由此推断，叶轮轴向间隙越大，风机流道内流场越稳定，进入二级叶轮的风流更为平稳。2.4对旋风机气动性能分析通过数值模拟的方式计算了420m3/min时相对轴向间隙分别为0.35,0.45,0.55,0.60,0.65,0.75,0.80,0.85,0.95,1.15时的气动性能，如图8所示，随着轴向间隙的增加，对旋风机全压效率为先缓慢增大然后逐渐减小，当相对轴向间隙为0.55～0.85时风机全压处于相对理想的水平。这主要是因为轴向间隙较小时，两级叶轮干涉较为剧烈，从而造成附加损失较大；随着两级叶轮间的轴向间隙加大，叶轮间干涉损失逐渐减小，但增大到一定的值后，叶轮的势流损失逐渐增加，两级叶轮的整体损失开始增大，为此，随着叶轮相对轴向间隙的增大对旋风机整体效率体现为先增大后减小的趋势。

3结论

1）由于受到叶片的影响，在通风机叶片区域不同半径流面处，从风机进口流入的相邻层流被破坏，风流层间相互混合形成湍流。

2）对旋轴流通风机轴向间隙周围是内部流场中流动最不稳定的区域，随着相对轴向间隙的增大，两级叶轮间的相互干涉趋于平缓，轴向间隙间的湍流强度逐渐减小。

3）由于湍流的影响，在风机流道内存在明显的压力梯度，且叶片顶端最为明显，随着相对轴向间隙的增大，风机流道压力场趋于稳定，但当轴向间隙增大到0.85后，两级间隙的压力损失将导致风机整体压力降低。

4）轴向间隙大小是影响对旋风机两级叶轮相互干涉的因素之一，当相对轴向间隙取值为0.55～0.85时，能有效增大全压和提高效率。

参考文献：

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[2]杨华运，颜文学，王欢,等.对旋轴流通风机噪声的产生机理及特性分析[J].矿业安全与环保,2011,38（2）：77-79.

[3]许卫东，李陆海，韩兆彦.高瓦斯远距离掘进工作面局部通风系统并联通风技术应用[J].科技创新导报,2010(28):57-57.

[4]王军,肖朋.两级对转叶轮性能匹配的数值研究[J].流体机械,2006,35(2)：19-21.

[5]谢伟，张永建，霍族亮,等.矿井对旋轴流通风机设计中存在的问题及解决方法[J].风机技术，2005(4):47-49.

[6]孙婉，李意民，雷蕾,等.对旋风机内流分析与数值模拟研究[J].矿山机械,2010，38（19）：34-38.

[7]王军,肖朋.变频工况下对旋风机的数值模拟实验[J].华中科技大学学报，2006，34（9）：81-84.

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[9]杨华运.对旋风机叶轮轴向间隙对噪声及气动性能的影响研究[D].煤炭科学研究总院，2010:31-33.

作者:杨华运 单位:中煤科工集团重庆研究院有限公司