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    上虞風機-翼型厚度對軸流風機性能的影響
    [2018/4/20]
    就軸流風機而言,影響其效率的因素有比轉速、葉型安裝角、葉輪進出口角、相對厚度、徑向和軸向間隙等[1-2] 。本文從相對厚度這一方面著手,研究減小翼型厚度對軸流風機性能的影響。在軸流通風機中,葉片的翼型有機翼型和圓弧板翼型等[3] 。常用的機翼型葉片可以分為兩種:翼型下表面是平的或接近于平的;翼型中線是弧形的,可以是單圓弧、雙圓弧或近似的拋物線。本文研究采用雙圓弧作為翼型中心線的翼型,以理論計算的軸流風機葉片進出口角的大小以及翼型的弦長,確定組成翼型中心線的兩段圓弧的半徑及長度。
    1 Fluent流場模擬計算
    1.1 幾何模型的建立
      基本翼型為CLERKY翼型,要研究的翼型是在其基礎上,通過翼型弦長和厚度方向按比例放大或縮小得到的。本文為了描述軸流風機葉片的翼型,從葉片根部到葉片頂端等間距取了五個截面。三個模型五個翼型在翼型弦長和厚度之間的放大或縮小比例見表1。
    表 1 五個翼型截面的放大或縮小比例
    比例模型 1模型 2模型 3
    截面 11.96:1.961.96:1.961.96:0.98
    截面 21.77 : 1.771.77:1.51.77:0.885
    截面 31.65:1.651.65:1.161.65:0.743
    截面 41.55:1.551.55:0.8531.55:0.853
    截面 51.50:1.51.50:0.61.50:0.6

      其中,模型1的五個截面的翼型由于越靠近頂部,葉片所受的離心力越大,頂端處葉片的厚度就會相對越薄。這樣將按比例放大或縮小的翼型線疊加到翼型中心線上,便得到了兩個模型的五個截面的翼型三維坐標。
      模型1和模型2的五個截面中的中間截面的翼型比較見圖1。

      軸流風機空氣動力設計的目的是在滿足設計參數的前提下,根據獲得高效率或低噪聲的原則,計算出軸流風機有關部件在流道中的幾何尺寸,并繪制軸流風機圖紙。本文采用數值模擬的方法,利用CFD軟件對軸流風機的流場進行模擬[4-6] ,以軸流風機全壓效率最大為目標函數,建立了軸流風機的優化設計模型。
      風機葉片可以看作是由無數個疊加在一起的翼型面組成的,軸流風機葉輪葉片采用變截面扭曲葉片,各個截面的翼型徑向重疊采用重心對齊方式,每個截面的翼型形狀相似,但面積不等[7] 。
      風機實體模型的建立[8] ,是通過Fluent軟件中的Gambit/Turbo模塊實現的。計算區域包括風機進口段、葉輪和導葉三部分,根據通風機性能試驗標準[9] ,進口段增加長度為三倍的外殼直徑的進口段。首先要通過幾個不同截面能夠描述葉片翼型的三維尺寸,建立滿足Turbo模塊建立三維模型所需的tur文件;然后導入Gambit中,通過Turbo模塊建立風機葉片實體的三維模型;最后通過Gambit中的一系列的點、線、面操作,完成風機實體的完整的三維模型。由于模型的幾何結構比較復雜,采用對復雜邊界適應性比較強的三維非結構化四面體/六面體混合網格,網格總數大概為180萬,見圖2。

    1.2 數值計算
      本文以CZ80A軸流風機為研究對象,其葉輪輪轂直徑為420mm,外殼直徑為800mm,轉速為1 460r/min,動葉的葉片數為9,靜葉的葉片數為4,流體介質為理想氣體。圖2為風機轉動部分的物理模型,圖3為靜止部分的物理模型。湍流模型采用標準的k-ε模型,壓力速度耦合采用SIMPLE算法。耦合過程中采用PRESSURE BASED隱式方法,湍流動能、湍流耗散項、動量方程都采用一階迎風格式離散。
      邊界條件為:質量進口,方向垂直于進口端面;出口為壓力出口(等于大氣壓);固壁采用無滑移壁面條件;動靜部件交界面采用多參考系模型進行處理,為了加強交界面處速度、壓力等的連續性,對靜止部分的輪轂面進行圖3所示的結構上的處理。這樣交界面處交換慣性坐標系下的流體參數,保證了交界面的連續性,達到了用定常計算來研究非定常問題的目的。
      本研究選擇了四個基本工況(Qv1=21 000m3/h,Qv2=24 000m3/h,Qv3=27 000m3/h,Qv4=30 000m3/h)進行數值模擬。
    1.3 結果分析
    1.3.1 風機效率分析
      圖4和圖5為采用兩種不同的風機模型,通過CFD計算得到的性能曲線圖。

      由圖4中可以看出風機模型1、模型2和模型3均滿足設計全壓要求,即在四種工況下模擬計算得到的全壓均不小于設計要求的全壓。圖5顯示在同一種工況下,模型2的全壓效率均比模型1至少高了2%;除去最大風量工況,模型3的效率均比模型2高。由于現有軸流風機的效率已經很高了,所以通過減小葉型厚度讓全壓效率至少提高2%,已經可以達到提高風機全壓效率的目的。
    1.3.2 葉片進口處的湍流動能
      三個模型在風機葉片進口處的湍流動能如圖6~8所示,為了便于圖形比較,三個圖形的標尺相同。從圖中可以看出最大湍流動能均在葉片進口尖端靠近中間處;另外很明顯的葉片進口處模型3要比模型1和模型2的湍流動能小很多;同時在改善湍流動能方面,模型2比模型1要好一些。


    2 ANSYS強度分析
    2.1 風機葉輪模型的建立
      軸流風機事故中,葉片斷裂占有很大的比例[10] ,同時由于本文研究的風機模型只在風機輪轂和動葉部分存在強度問題,所以ANSYS強度分析的模型只有這兩部分。
      本文中葉輪材質為鋁,其楊氏模量為7e4,泊松比為0.3,許用應力為90MPa。葉輪模型的建立是這樣的:首先在ANSYS中導入葉片的三維坐標,然后通過askin函數生成葉片的面部圖形,之后構造葉片的實體模型,最后通過復制功能生成葉輪的實體模型。然后利用ANSYS自動劃分網格的功能,對葉輪模型進行網格劃分。
    2.2 載荷
      軸流風機葉片和輪轂連接的部分施加固定約束,且輪轂部分也施加全約束。風機在工作過程中主要受到兩種載荷的作用:一是葉輪高速旋轉產生的離心力,在本文中這是通過施加Z向的轉動速度實現的;二是氣流通過葉輪通道時產生附著于葉片上的壓力載荷。在小流量Qv1=21 000m3/h的工況下,風機的全壓最大,同時葉片所承受的壓力也最大。所以本文在施加壓力載荷時,選用了最大葉片壓力0.002MPa。
    2.3 結果分析
    2.3.1 位移分析
       圖9為模型3的變形圖,最大位移為0.050 1mm。模型1、模型2的變形圖和模型3很相似,只是大小不同,其最大位移均在葉片頂端,其值分別為0.010 8mm和0.040 7mm。相對于葉片材料和尺寸,這些變形在可承受范圍內。


    2.3.2 應力分析
      圖10為模型3的應力圖,最大應力在葉片的根部,為4.85MPa。模型1和模型2的應力圖與模型3相似,只是大小不同,最大應力分別為0.910MPa和2.66MPa,但都在材料允許的范圍內。
      由此可見上述減小厚度的軸流風機葉型是滿足葉片的強度要求的。
    3 結論
      1) 在滿足風機葉片強度要求的前提下,減小風機翼型厚度來構造新的葉型,以此來研究葉型厚度對風機性能的影響是可行的。
      2) 通過Fluent軟件,在已知條件下對軸流風機模型進行數值模擬。通過模擬結果可知,減小翼型厚度確實能達到提高軸流風機全壓效率的目的。--上虞風機
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