磁悬浮鼓风机气动性能数值模拟与试验研究*

（合肥通用机械研究院有限公司,合肥通用环境控制技术有限责任公司）

0 引言

污水处理工艺中运行数量最多、技术最成熟的工艺方法是活性污泥法，曝气鼓风机是该处理工艺的核心设备，占整个污水处理厂能耗的50%～60%[1-4]。目前，污水处理厂使用的曝气鼓风机主要有罗茨鼓风机、低速多级离心鼓风机、齿轮增速单级高速离心鼓风机、磁悬浮单级离心鼓风机及空气悬浮单级离心鼓风机5类。磁悬浮鼓风机采用高速电机直联，变频驱动及调速，省去了齿轮增速箱及润滑系统，具有无摩擦、无需润滑、寿命长、振动可控、噪声低及安装维护方便等优点[2-5]，真正意义上实现了绝对无油的运行环境，是污水处理行业曝气鼓风机的发展趋势。

目前高速电机和变频器效率已接近当前技术极限水平，唯有提高或保证鼓风机整机效率，整个系统的综合效率才能提高。本文以我单位GM110型磁悬浮鼓风机为研究对象，对鼓风机整机流动情况进行了数值模拟，分析叶顶间隙对叶轮效率的影响，着重研究整机气动性能，并进行了试验验证，结果表明，数值模拟结果可用于预测整机气动性能及指导优化设计。

1 计算模型

1.1 物理模型

GM110型磁悬浮鼓风机性能参数，设计点流量80m3/min，排气压力75kPa，b2/D2=0.06，长短叶片共计18个，采用整机模拟，包括叶轮、无叶扩压器和蜗壳，计算域网过采用六面体划分，见图1。

图1 鼓风机网格图Fig.1 Blower grid diagram

1.2 计算方法及边界条件设置

基于雷诺平均的N-S方程和湍流模型模拟鼓风机内部的气流流动，选用与叶轮一起旋转的非惯性坐标系来描述相对运动，忽略定子与转子之间的间隙，不考虑两者之间的漏气损失，忽略非定常因素，按定常稳态可压缩流进行处理，采用理想气体模型、标准k-ε湍流模型[6-11]，速度压力耦合方式采用SIMPLE算法，差分格式中，压力项采用标准格式，速度、湍动能和湍流粘性系数各项均采用二阶迎风格式，松弛因子采用默认值。

边界条件给定进口总压、总温和出口流量，叶片设置为旋转壁面，相对于旋转流域以零转速周向旋转，叶片表面、轮毂等壁面采用无滑移边界条件，近壁面采用标准壁面函数。

2 计算结果与分析

2.1 整机运行工况性能

半开式叶轮，叶顶间隙0.5mm时，设计工况时整机流场分布见图2。

图2 级压力、马赫数分布图Fig.2 Distribution of Pressure&Mach

设计工况模拟计算时，输出数据见表1，多变效率计算公式为[12]：

式中，p1,p2分别为级进、出口压力；T1,T2分别为级进、出口温度；k为空气绝热指数；Wpol为级多变压缩功；Wtot为级总功耗；M,ω分别为叶轮转矩和角速度；为多变指数系数。

表1 模拟计算输出数据表Tab.1 Output data of simulated calculation

从表1可知，两种计算多变效率偏差为1.0%左右，表明该方法模拟鼓风机整机气动性能是可行的，为方便计算以下多变效率采用式（1）。通过对多种工况进行数值模拟，得到鼓风机整机多变效率、压比随流量的变化规律如图3所示。其中，N表示设计转速，相对流量为不同工况下进口体积流量与设计流量（80m3/min）的比值。

图3 多变效率、压比随流量变化曲线图Fig.3 Polytropic efficiency,pressure ratio and flow rate curve

从图3可以看出鼓风机多变效率曲线为抛物线型。当流量过小或过大时，由于冲角增大，以及轮阻损失和摩擦损失也会增大，使效率降低。转速降低最高效率点向左偏移，这与鼓风机实际工作特性相符；并且发现设计转速最高效率略低于95%转速的最高效率，设计点多变效率约为84.7%。

2.2 叶顶间隙对效率的影响

为了进一步提高鼓风机效率，本节研究叶顶间隙对半开式叶轮效率的影响，分别计算了叶顶间隙为0（闭式叶轮），0.5，1.0，1.5，2.0mm时叶轮的多变效率，叶顶间隙与叶轮出口宽度b2的比值称为叶顶相对间隙，叶顶间隙对叶轮效率的影响，见图4所示。由图4可知，在研究的区域内，随叶顶间隙的增加，效率下降，下降约7%，叶顶间隙对叶轮效率有较明显的影响，为鼓风机设计以及合理的装配间隙提供依据，条件允许的情况下尽量使用闭式叶轮；间隙从约3.5%到7%内变化时，效率变化最为敏感，其它区域变化时效率变化有所减缓。

图4 叶顶间隙对叶轮多变效率影响Fig.4 Influence of impeller tip clearance on polytropic efficiency

从图4可知，叶顶间隙为0.5mm时，叶轮多变效率约92%，从2.1小节的级多变效率84.7%可知，扩压器和蜗壳等静止部件损失7%左右，下一步将开展如何降低扩压器、蜗壳等部件的损失，以及与半开式叶轮的匹配问题。

3 试验一致性及偏差分析

为了使结构简单以及安装方便，叶轮与电机前端轴头直联，推力磁轴承布置于电机轴后端，径向磁轴承位于电机永磁体两侧，见图5所示。工作时转子热膨胀使叶轮向前移动，叶顶间隙变小。因此，为了验证数值模拟结果，试验时叶顶间隙要与模拟时叶顶间隙一致。

图5 磁悬浮鼓风机转子结构图Fig.5 Magnetic suspension blower rotor structure

转子浮起稳定，在开机前测量转子轴头距一固定点距离；试验时，调整工况至设计的转速及排气压力，运转至电机定子绕组温度稳定，快速停机，再次测量转子轴头到该固定点的距离，两次差值近似为转子的热膨胀量（约0.60mm）。实际值略大于0.60mm（按0.60～0.70mm考虑），因此，冷态安装时，叶顶间隙确定为1.20～1.25mm。与模拟状态叶顶间隙不确定偏差0.15mm左右，叶顶相对间隙偏差约1.0%，由图4可知，在此间隙范围内，叶轮效率相差约1.0%。因此，试验与模拟不确定偏差约1.0%

4 试验结果及对比分析

鼓风机整机试验采用开式出气试验方法，按照JB/T3165-1999标准的要求进行测试，采用安装在出口管路中的标准孔板测量流量，进口压力、温度测点在磁悬浮鼓风机橇装箱体内，出口压力、温度测点在鼓风机排气口法兰处。

除流量外，其它参数均由磁悬浮高速鼓风机运行系统采集显示，如图6所示。

测试多变效率、压比随流量的变化曲线见图7所示，同时显示了模拟计算的性能曲线。从图7可以看出，测试压比曲线与模拟计算压比曲线约在95%流量处有交点，小于此流量时，模拟计算压比小于测试压比，有负偏差，且随流量的减小，压比偏差逐渐变大；大于此流量时，模拟计算压比大于测试压比，有正偏差，且随流量的增加，压比偏差逐渐变大，在研究的区域范围内，正负偏差均小于1.0%。测试效率曲线与模拟计算效率曲线同样有交点，小于此流量时，计算效率大于测试效率；大于此流量时，计算效率小于测试效率，出现此现象可能的原因是试验测试状态存在叶顶间隙泄漏，以及鼓风机与外界存在热交换，小流量时叶顶间隙泄漏占主因，使排气温度升高，而多变效率降低；大流量时热交换占主因，使排气温度下降，而多变效率升高，但偏差均在1.0%左右，试验测试结果与模拟计算结果十分吻合，也充分地验证了模拟计算方法的有效性和模拟计算结果的准确性。

图6 磁悬浮鼓风机运行系统Fig.6 Operating system of magnetic blower

图7 鼓风机测试性能曲线Fig.7 Experimental performance curve of blower

5 结论

本文对某型磁悬浮鼓风机整机气动性能进行了模拟计算与试验测试，主要结论如下：

1）模拟计算结果与试验测试结果十分吻合，多变效率、压比偏差均在1.0%左右，验证了模拟计算方法预测鼓风机气动性能的有效性和准确性。

2）半开式叶轮叶顶间隙对效率有明显的影响，且存在敏感间隙区域，可在敏感区域内选择实际装配间隙值，条件允许时，尽量采用闭式叶轮提高效率。

3）从模拟计算结果看，整机效率比叶轮效率降低约7%，即扩压器、蜗壳等静止部件效率损失约7%，降低扩压器、蜗壳等静止部件的损失可作为提高整机效率的另一个途径，有待下一步工作开展。