离心通风机内部流场数值模拟

柏 乐，刘 英，华 洁，李 佳，黄秀玲

（南京林业大学机械电子工程学院，南京210037）

离心通风机内部流场数值模拟

柏 乐，刘 英*，华 洁，李 佳，黄秀玲

（南京林业大学机械电子工程学院，南京210037）

为降低离心通风机的能耗，在不同体积流量参数条件下应用Fluent软件对WDLH-450型离心通风机内部流场进行了数值模拟，得到风机效率、总压力和叶轮功率等数据.结果表明，总压力和效率等性能参数的模拟结果与实验测量数值非常吻合，验证了数值模拟的正确性.由于风机叶片为不规则几何体，使得风机在工作时内部流场非常复杂，叶片旋转时会产生不规则的气流，形成蜗壳区域气体的二次流动和叶轮前盘区域的涡流，造成叶轮和蜗壳区域流动能量的损失.同时，各叶轮流道的流场由于气流流动分布的不均匀性而存在压力不对称的现象.

离心式通风机；流场；数值模拟；标准湍流模型

风机在国民经济和国防事业中有重要作用，但它工作时消耗巨大的电能，所以必须对离心机叶轮内部流场进行深入研究，通过改进设计提高风机效率，达到节能的目的.现今多数研究者［1-3］还是采用Gambit软件对离心风机进行网格划分，进而对整机进行三维数值模拟，但存在网格划分精度低、数值模拟结果不准确的缺点；也有研究者［4-6］通过混合网格划分方法使得数值模拟精度提高.本文将采用精度更高的网格划分软件ICEM，对叶轮外径d1为460 mm的离心风机进行数值模拟，通过计算风机整机流场，揭示离心风机内的一些重要参数，为设计高效率、低能耗的风机提供理论依据.

1　数值模拟

将通过PROE（Pro/ENGINEER）建立的风机模型导入CFD（computational fluid dynamics）前期处理软件ICEM中进行网格划分.由于叶轮流道、蜗舌等部位气体流动情况比较复杂，故加密这些区域，其余区域正常划分，以提高网格质量和保证流场信息.然后生成非结构化四面体网格［7］，网格总数为145万个.图1～2分别为蜗壳区域和叶轮流-固分界面网格图，受计算机内存限制，蜗壳区域采用较稀疏网格.考虑蜗舌（见图1）部位的压力、速度等物理参数改变较大，所以在蜗舌部位不同区域采用不同尺寸的网格，并在旋转区和非旋转区共用相同的网格面，便于观察与分析计算.

图1　蜗壳区域的网格图Fig.1 Grid of the volute area

每个区域分别设定计算条件，确保各交界处流动参数能够准确传递.采用湍流模型与SIMPLE算法对旋转区与非旋转区进行耦合计算，本文采用冻结转子法（multiple reference frame，MRF）［8］，步骤为：① 应用动坐标系（x1，y1，z1）与静坐标系（x2，y2，z2）区分方法将整个流场划分为3个区域，即叶轮区域为旋转区域，设为Sr；蜗壳区域为非旋转区，设为Snr；进口区域设为Sin.②在旋转区域采用动坐标系，叶轮转速（即旋转速度）为ω，根据右手法则将x1，y1，z1旋转方向坐标设为x1=0，y1=-1，z1=0.③其他区域采用静止坐标系，根据右手法则将x2，y2，z2静止坐标设为x2=0，y2=-1，z2=0.这2个区域分别在各自坐标系中通过耦合计算得到较为准确的流场模拟结果.

各处边界条件的设定方法如下：①进口处：设定进口为速度进口，由于进口与大气相连，故可通过给定的体积流量与进口截面积计算得到流体速度；进口湍动能E=0.16（Re）-1/8，式中雷诺常数可由经验公式Re=ρvdη计算得到（其中ρ为空气密度，v为风速，d为水力直径，η为黏度系数）；进口水力直径为进口圆直径，出口处水力直径为出口矩形面积的4倍除以它的周长.②出口处：压力为实验测得的静压值.③叶轮叶片处：根据多重旋转坐标系模型，边界条件设定为固壁边界.④叶轮流体区域处：设置移动类型为MRF，转速取实验值1 800 r·min-1.

图2　叶轮流-固分界面网格Fig.2 Grid of the impeller fluid-solid interface

2　结果分析

2.1压力分布

图3是风机回转截面上的静态压力分布，叶轮区域的静态压力近似呈中心对称.静态压力是因流体在叶片前后产生压力差所致，其大小与出入口管道尺寸和叶片转速有关.本试验型号风机采用后倾叶片构造，叶轮传递给气体的能量很低，气体获得的压力相应较小，所以叶轮流道内静态压力较小.

图3 回转面上静态压力分布Fig.3 Static pressure on rotary surface

图4是风机回转截面上的动态压力分布.由于动态压力与流体速度的二次方成正比，因此流速的变化对动态压力有显著的影响.离心风机回转截面上的动态压力在叶轮外缘处最高，叶轮内缘处较低，而在蜗壳部分则更低.

图4 回转面上动态压力分布Fig.4 Dynamic pressure on rotary surface

图5是风机回转面上总压力的分布.如图所示，叶轮内外缘的总压力变化规律与静态压力、动态压力变化规律基本一致.非旋转区域总压力变化不明显，呈内高外低分布；在出口附近的总压力有2个分布区域，外部总压力略高于内部；而靠近出口处的叶轮区域还有几处总压力较高的区域.

图5　回转面上总压力分布Fig.5 Pressure on rotary surface

由图3～5可知，每个叶轮流道的动、静压力分布不同，靠近蜗壳出口处的叶轮流道是气流的主要流经区域，气流在此区域流速较快，动压力较大，所以该区域叶轮流道中的动压力远高于其他区域.同时此处气流流动复杂，气体分子间作用力较大，导致该区域叶轮流道中的静压力升高；因此，将整个系统中其他叶道进行相同处理，所得结果必然不准确，这对风机设计的正确性产生不利影响.

2.2子午面上的速度分布

图6是离心式通风机在轴向截面上的速度等值图，由图可知在叶轮内缘气体的速度沿流动方向不断升高，并以较高的流速进入蜗壳，随着蜗壳流道的扩大，气流的速度逐渐减小，直至风机出口处.

图6 回转面速度等值图Fig.6 Equivalent speed on rotary surface

图7，8为子午面上叶轮前盘处气体的流动分布和子午面蜗壳处气流速度分布.图7显示叶轮前盘处存在涡流区域［9］，而在叶轮中盘及后部则无此流动现象，这是因能量较低的流体大量聚集在叶轮前盖板区域，故造成叶道中流体流速减小、压力升高，在前盘区域产生气体回流.图8显示在蜗壳区出现了旋涡现象，该现象是由于高速旋转气体流出，流道突然扩大，在离心惯性作用下引起二次流动［10］形成的.在该二次旋涡区域中气流的不均匀流动可导致叶片在轴向受到不均匀的负载，产生轮阻损失，影响风机的效率.

图7　子午面上叶轮前盘处气体的流动分布图Fig.7 The flow distribution in meridian plane of impeller front coil place

图8　子午面蜗壳处气流的速度分布图Fig.8 The velocity distribution in meridian plane of the volute

2.3数值模拟结果与实验数据的比较

空气动力学性能测试结果见表1，参考此数据进行数值模拟，测试和模拟结果见图9.结果显示两者平均误差约为5%，表明所采用的数值计算方法是可行的.图9表明，体积流量从小到大，风机效率不断增大，在整个流量范围内模拟值均略大于实验值，这主要是因以下几点所致：①计算中将部分区域作简化处理导致了摩擦损失、泄漏损失和轮阻损失，而实验时的损失相对较小；②计算机硬件有限，不得不控制网格数量，导致网格划分精度不够，对计算结果造成一定影响.

图9　不同体积流量下风机总压力和效率的模拟与测试结果Fig.9 The numerical simulation and experiment results of fan total pressure and efficiency with different flow volume

表1　转速为1 800 r·min¯1时空气动力学性能测试结果Tab.1 Conclusion of aerodynamic performance test at the speed 1 800 r·min¯1

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Numerical simulation for inner flow field of the centrifugal fan

BO Le，LIU Ying*，HUA Jie，LI Jia，HUANG Xiuling
（Sch of Mech&Electron Engin，Naniing For Univ，Naniing 210037，China）

In order to study how to reduce the energy consumption of muti-blade centrifugal fan in the work，the flow field of the WDLH-450 muti-blade centrifugal fan under different flow volume parameters is studied by means of simulation of its internal flow field with the Fluent software.The efficiency，full pressure，impeller power data are calculated by the simulation results.It is found that the numerical simulation results of performance parameters such as total pressure，efficiency are similar to the experimental values.The validity of the numerical simulation is verified.Because the fan blades is irregular geometry，internal flow field of the fan at work is very complicated. Impeller and volute flow losses are caused by the irregular airflow which is produced in rotary.The asymmetry pressure in flow field of impeller passage is caused by the asymmetry of air flow distribution.

centrifugal fan；flow field；numerical simulation；standard turbulent model

TH 432

A

1007-824X（2015）01-0028-04

（责任编辑 贾慧鸣，秋 实）

2014-02-17.*联系人，E-mail：lying_new@163.com.

江苏省六大人才高峰资助项目（2009151）；江苏省产学研前瞻性联合研究资助项目（BY2013006-01）.

柏乐，刘英，华洁，等.离心通风机内部流场数值模拟［J］.扬州大学学报：自然科学版，2015，18（1）：28-31.