带加强盘的交错叶片型风机结构及流动特性.pdf

流 体 机 械第 51 卷第 8 期2023 年 8 月 49 收稿日期：2022-09-13 修稿日期：2023-03-24基金项目：国家自然科学基金项目（522760091）doi：10.3969/j.issn.1005-0329.2023.08.008带加强盘的交错叶片型风机结构及流动特性侯佳鑫1，王 艺2，刘文钢1，谢军龙1，曾 旺1（1.华中科技大学 能源与动力工程学院，武汉 430074；2.南通大通宝富风机有限公司，江苏南通 226000）摘 要：为提高大流量离心风机的气动性能，运用计算流体动力学研究了加强盘位置及叶轮型式对叶轮结构强度、风机性能及压力脉动的影响。结果表明：加强盘居中时风机设计点效率与原型机相比提升 3.9%，叶轮最大总变形量减小 56.5%，蜗壳流域压力脉动降低 5.4%；表面加强盘居中有利于增强叶轮结构强度，提升风机气动性能并降低蜗壳流域压力脉动；采用交错叶片能降低 70%以上蜗壳流域压力脉动，有利于风机离散噪声控制；受高低能流体掺混产生的湍动能耗散影响，交错叶片型风机气动损失增加，且叶道内压力脉动幅值增大。加强盘居中和采用交错叶片是提高大流量离心风机气动性能和降低离散噪声的有效方法，但需注意其对气动损失的影响。研究结果可为大流量风机加强盘设计提供理论依据。关键词：离心风机；加强盘；交错叶片；压力脉动；结构强度中图分类号：TH43 文献标志码：A Flow and structure characteristics of staggered blade fan based on reinforcing discHOUJiaxin1，WANGYi2，LIUWengang1，XIEJunlong1，ZENGWang1（1.SchoolofEnergyandPowerEngineering，HuazhongUniversityofScienceandTechnology，Wuhan 430074，China；2.Nantong-Dart-RichfanCo.，Ltd.，Nantong 226000，China）Abstract：Inordertoimprovetheaerodynamicperformanceofalargeflowcentrifugalfan，theinfluencesofthepositionofthereinforcingdiscandthetypeoftheimpelleronthestructuralstrengthoftheimpeller，fanperformanceandpressurefluctuationwerestudiedbyusingcomputationalfluiddynamics.Theresultsshowthatcomparedwiththeprototype，whenthereinforcingdisciscentered，thedesignpointefficiencyofthefanisincreasedby3.9%，themaximumtotaldeformationoftheimpellerisreducedby56.5%，andthepressurepulsationofthevoluteflowdomainisreducedby5.4%.Thecenterinstallationofthereinforcingdiscisbeneficialtoenhancethestructuralstrengthoftheimpeller，improvetheaerodynamicperformanceofthefanandreducethepressurepulsationofthevoluteflowdomain.Theuseofstaggeredbladescanreducethepressurepulsationofthevoluteflowdomainbymorethan70%，whichisconducivetothediscretenoisecontrolofthefan.However，duetotheinfluenceofturbulentkineticenergydissipationproducedbymixingoflowandhighenergyfluid，theaerodynamiclossofthefanwithstaggeredbladesisincreased，andtheamplitudeofpressurepulsationinthebladepassageislarger.Thecenterinstallationofthereinforcingdiscanduseofstaggeredbladesareeffectivewaystoimprovetheaerodynamicperformanceofhighflowcentrifugalfansandreducediscretenoise，buttheeffectofthemonaerodynamiclossesneedstobenoted.Theresultsofthestudycanprovideatheoreticalbasisforthedesignofreinforcingdiscforlargeflowfans.Key words：centrifugalfan；reinforcingdisc；staggeredblade；pressurepulsation；structuralstrength0 引言风机是工业生产和生活中的重要机械，被广泛应用于电力、交通、船舶、建筑等领域1，其运行的稳定性与安全性得到人们的广泛关注。叶轮是风机的核心部件，风机运行时，在离心力、重力与流体力等应力作用下，会产生作用于叶轮的等效应力，如果产生的应力超过材料的屈服强度，将导致叶轮产生结构性变形和破坏，可能会造成人身安全问题和巨大的财产损失2。工程中通过设置加强盘来提高叶轮结构强度，保障风机安全稳定运行。范杜平等3采用有50FLUID MACHINERYVol.51，No.8，2023限元方法计算加强盘位置，获得更优的叶轮强度。但缺乏加强盘对性能与压力脉动特性的研究。此外，加强盘的设置给交错叶片的安装提供了有利条件，交错叶片是叶轮的一种特殊型式，将原本连接在一起的叶片错开一定角度排列。ZHANG等4研究了离心泵叶片排列形式，发现交错叶片表现出更好的径向力特性。LIU 等5-6研究发现交错布置的叶片有利于减小双吸离心泵的压力脉动。YANG 等7-8研究了交错角度对压力脉动的影响，发现适当的交错角度可以减小压力脉动的幅度。FU 等9研究发现交错叶片对吸气段的压力波动影响较小，而对蜗壳的压力波动影响较大。ZHANG 等10研究发现压力脉动能量将在交错叶片的压力频域谱的离散分量间重新分配。虽然很多学者对交错叶片进行了研究，但对离心风机中加强盘与交错叶片联合使用及加强盘位置对风机结构特性及流动行为影响的研究较少。本文以某型大流量离心风机为研究对象，基于ANSYSWorkbench 平台，采用计算流体动力学（CFD）和有限体积法进行数值计算，获取风机内部流场、压力脉动及叶轮变形量，研究非交错叶片叶轮、交错叶片叶轮在加强盘位置不同的情况下对风机气动性能、流动行为及结构强度的影响，为离心风机加强盘的设计及叶轮结构改型提供理论依据。1 数值计算模型1.1 几何模型叶轮结构参数示意如图 1 所示，风机主要参数汇总见表 1。图 1 叶轮结构参数示意Fig.1 Schematicdiagramofimpellerstructureparameters表 1 离心风机主要参数Tab.1 Mainparametersofcentrifugalfan结构参数数值设计流量Qdes/（m3 h-1）153000转速n/（r min-1）1480叶轮外径D2/mm1545叶轮出口宽度b2/mm335加强盘长度L/mm180离心风机几何模型如图 2 所示，风机主要由集流器、叶轮及蜗壳组成，进、出口添加延长段，以减小进、出口边界对数值计算的影响。在原型机（非交错叶片，X/D2=0.780）的基础上，建立交错叶片叶轮及无加强盘叶轮进行对比分析。数值计算完成后，选取截面A，B，C 进行流场可视化处理，截面位置如图 2（a）所示，截面B，C 分别为加强盘前后叶道中心位置。图 2 离心风机几何模型Fig.2 Geometricmodelofcentrifugalfan同时，为研究加强盘不同位置对风机性能及结构强度的影响，定义加强盘中心直径为X，以叶轮外径D2为基准，原型机为基础，增设X/D2分别为 0.825，0.803，0.848，0.870 的 4 组加强盘位置不同的风机模型进行研究，即在叶片前缘与叶片尾缘之间进行等分，取得加强盘位置不同的 5 组叶轮模型。各模型中加强盘长度L 保持不变。1.2 数值模型1.2.1 流场分析采用ICEM 对风机模型进行离散化处理，叶51侯佳鑫，等：带加强盘的交错叶片型风机结构及流动特性轮结构复杂，采用非结构网格，其他区域采用结构网格，风机整体网格如图 3 所示。当网格数量高于 4.25106时，风机外特性基本不随网格数量变化，综合考虑计算精度与计算效率，本文基于该网格数量进行数值计算。图 3 离心风机网格Fig.3 Gridsofcentrifugalfan通过求解雷诺时均Navier-Stokes 方程11进行模拟。湍流模型采用标准模型12，压力场与速度场的耦合采用Simple 算法，离散方式选用Second-orderUpwind；进口设置为速度进口，出口设置为压力出口，表压为 0Pa；叶轮流体域采用旋转坐标系，其余流体域为静止域；交界面采用General 形式下的FrozenRotor 格式；收敛精度达到10-5且进出口压力稳定，即认为达到收敛标准。非定常数值计算以定常数值计算结果为初值进行流场初始化。旋转域与静止域间的交界面形式设置为TransientRotorStator 形式。计算时间步长设为 1.68910-4，每个时步内最多迭代 10 次，总共计算10个旋转周期，总时间步长为0.4054s，其余边界条件及湍流模型与定常计算保持一致。计算过程中共设置 12 个监测点监测叶道及蜗壳流域内静压时域变化趋势，监测点布置如图4 所示，P1P3 监测点布置于截面B，P4P6 检测点布置于截面C，P7P12 监测点设置于蜗壳流道内叶轮中截面上。（a）叶道 （b）蜗壳图 4 监测点布置Fig.4 Layoutofmonitoringpoints1.2.2 受力分析基于流体数值计算结果，进行叶轮结构强度计算，计算步骤与XU 等13一致。计算过程中，叶轮的载荷主要是自身重力，叶轮旋转产生的离心力和流场对叶轮的作用力。叶轮材料为Q390 钢，材料属性见表 2。采用非结构网格进行叶轮固体域网格划分，叶轮固体域网格如图 5 所示。网格单元数为 9.3105，节点数为 1.73106。表 2 叶轮材料属性Tab.2 Impellermaterialattributes参数数值密度/（kg m-3）7850屈服强度/MPa 390泊松比0.28弹性模量/MPa206000图 5 叶轮固体域网格Fig.5 Impellersoliddomainmesh1.3 结果验证为验证数值计算结果的准确性，将其与试验数据进行对比。图 6 示出风机性能测试原理，依据GB/T1236-2000 标准，采用压力计、转速仪、万用表、温湿度仪等仪器进行试验测试。图 7 示出数值计算与试验结果对比，数值计算与试验结果获取的性能曲线趋势相同，吻合良好，最大误差不超过 3%。表明本文采用的几何模型和计算方法准确可信，可用于指导下一步的研究工作。图 6 风机性能测试原理Fig.6 Performancetestschematicdiagramoffan52FLUID MACHINERYVol.51，No.8，2023图 7 数值模拟验证Fig.7 Numericalsimulationverification2 结构强度静力学分析叶轮加强盘的主要功能为支撑叶片、提高叶轮结构强度，叶轮总变形量是衡量风机结构强度的重要参数。图 8 示出设计工况下，无加强盘叶轮总变形量分布云图，叶片前缘与尾缘总变形量较大，最大总变形量为 4.7mm，发生于叶片前缘。图 9 示出两种型式叶轮的总变形量分布云图。叶轮安装加强盘后，最大总变形发生位置基本不变，数值大幅减小，叶轮结构强度显著增强，原型机最大总变形量为 2.3mm，相比无加强盘叶轮减小 51%。随着加强盘上移，叶轮最大总变形量先减小后增大，最大变形位置逐步由叶片尾缘向前缘过渡。当X/D2=0.825时，加强盘能更好地平衡叶片前缘与叶片尾缘的作用力，叶轮总变形量最小，最大变形量仅为 1.0mm，相比无加强盘叶轮最大变形量减小 78.7%，风机运行安全性与稳定性升高。交错叶片对叶轮结构强度影响较小，最大变形量数值及变化趋势与非交错叶片叶轮基本一致。图 8 无加强盘叶轮变形量分布Fig.8 Totaldeformationdistributionofimpellerwithoutreinforcingdisc （a）X/D2=0.780（b）X/D2=0.825（c）X/D2=0.870图 9 叶轮总变形量分布云图Fig.9 Totaldeformationdistributioncontourofimpeller3 气动性能及流动特征分析3.1 加强盘位置及交错叶片对气动性能的影响加强盘布置于风机叶道中，必然对风机气动性能产生影响。两种型式叶轮加强盘不同位置风机性能变化趋势如图 10 所示。（a）全压（b）效率图 10 加强盘不同位置风机性能变化趋势Fig.10 Variationtrendoffanperformancewhenthereinforcingdiscisatdifferentpositions53非交错叶片叶轮在X/D2=0.825 时风机效率最高，设计点效率相比原型机提升 3.9%。随着加强盘上移，非交错叶片叶轮风机设计点全压升高，效率先增后减，交错叶片叶轮全压与效率则均呈现先增后减的趋势。与非交错叶片叶轮相比，交错叶片风机设计点效率降低 1.5%3.5%。同时，只有当非交错叶片X/D2=0.825 时风机效率高于无加强盘叶轮，表明加强盘的安装不当将影响叶道内气流流动情况，导致风机效率降低。3.2 加强盘位置及交错叶片对流动行为的影响图 11，12 分别示出了截面B 与截面C 两种型式叶轮全压分布云图。两者全压变化趋势基本相同，叶轮不断对气体做功，全压由叶轮进口到出口逐渐增大，呈现为升压过程，且加强盘后叶道压力梯度高于前叶道，表明进入后叶道的流量少于前叶道。当X/D2=0.780 时，受二次流影响，风机内部流动损失增加，风机效率最低。当X/D2=0.825 及X/D2=0.870 时，叶片尾缘二次流现象减弱，能量损失降低。（a）X/D2=0.780 （b）X/D2=0.825（c）X/D2=0.870图 11 全压分布云图（截面B）Fig.11 Totalpressuredistributioncontour（SectionB）（a）X/D2=0.780 （b）X/D2=0.825（c）X/D2=0.870图 12 全压分布云图（截面C）Fig.12 Totalpressuredistributioncontour（SectionC）加强盘的遮挡使进入前、后叶道的气体流量及流速产生变化。图 13 示出各叶轮截面A 的速度分布云图。当X/D2=0.780 时，由于加强盘的遮挡，前后叶道入口速度差异明显，后侧叶道流速小，流速慢，主流无法带动其他流体流动，出现二次流现象；当X/D2 0.825 时，前、后叶道叶轮出口区域流速分布相对均衡，风机效率较高。（a）X/D2=0.780 （b）X/D2=0.825（c）X/D2=0.870图 13 速度分布云图（截面A）Fig.13 Velocitydistributioncontour（SectionA）交错叶片叶轮中，前、后叶道对应的叶片压力面与吸力面位置不同，叶轮出口区域速度差异显著。随着加强盘上移，交错叶片叶轮加强盘后叶道出口区域高速区（图 13 中M 区域）轴向长度增大，表明后侧叶道流量增加，前后叶道流动均匀性提升。图 14 示出X/D2=0.780 时交错叶片尾缘流线分布。图 14 交错叶片尾缘流线分布（X/D2=0.780）Fig.14 Flowlinedistributionofimpellerwithstaggeredblades（X/D2=0.780）交错叶片叶轮中，加强盘前侧及后侧叶道的压力面与吸力面交错分布，压力面高压区气流跨叶道流向另一侧叶道的吸力面低压区，之后被叶轮旋转产生的离心力甩至压力面高压区，流线呈S型。高能流体与低能流体的掺混导致叶道气流流动不稳定性及流动损失增加，使交错叶片风机效率低于非交错叶片叶轮风机，可通过延长加强盘来抑制该不规则流动现象。叶轮出口区域吸力面与压力面压差较大，因此高低能流体掺混现象在侯佳鑫，等：带加强盘的交错叶片型风机结构及流动特性54FLUID MACHINERYVol.51，No.8，2023X/D2=0.780 的情况下表现剧烈，随着加强盘上移，高低能流体掺混现象减弱。4 压力脉动分析气动噪声是风机的主要噪声源，一般由风机壁面压力脉动引起，分为动静干涉引起的离散噪声与湍流引起的宽频噪声14-16。本节通过快速傅里叶变换获取监测点压力脉动频域图，分析叶轮加强盘对流场中压力脉动的影响。转频FR与叶频FB计算式分别如下：FnR=/60（1）FnZB=/60（2）采用压力脉动幅值均值Cp具体分析两种类型叶轮风机内压力脉动变化情况。压力脉动幅值均值Cp计算式如下：CCmpp im=1（3）式中，Cp-i为FR或FB下监测点压力脉动幅值；m 为监测点个数。4.1 叶道内压力脉动叶道内压力脉动反映了叶轮内流体周期性流动产生的宽频噪声。图 15 示出转频为 24.7Hz时下叶道内压力脉动幅值对比。图 15 叶道内压力脉动幅值均值对比Fig.15 Comparisonofamplitudeandmeanvalueofpressurepulsationinthebladepassage非交错叶片叶轮叶道内压力脉动主要受压力梯度影响，随着加强盘上移，叶道内压力梯度上升，前、后叶道压力脉动幅值均值均逐步上升。交错叶片型风机中，叶道中压力脉动幅值主要受高低能流体掺混作用影响，高低能流体掺混增加了叶道内流体的不稳定性，使叶道内压力脉动幅值高于非交错叶片型风机，不利于风机宽频噪声控制。随着X/D2增大，交错叶片叶轮中的掺混现象减弱，流动稳定性升高，叶道内压力脉动幅值降低，下降速率逐步减小。在有无加强盘的情况下，叶道后侧压力脉动幅值均值普遍高于叶道前侧。推测是由于前盘为锥弧型，可以较好地引导流体流动，而后盘及加强盘为直线型，气流强制转向，流动稳定性下降，使叶道后侧压力脉动高于前侧。当X/D2=0.870 时，两种型式叶轮叶道内压力脉动幅值均值基本相等，但交错叶片叶轮前、后叶道压力脉动幅值均值的差值高于非交错叶片叶轮。原因是加强盘上移减小了对前侧流体的阻碍，更多流体流向加强盘后叶道，前侧叶道的流量减小，流速降低，对叶片壁面的冲击作用下降，从而加快了前侧叶道内压力脉动幅值减小速率。反之同理。因此，交错叶片叶轮中，加强盘前叶道的压力脉动幅值均值的下降速率显著高于加强盘后叶道，前、后叶道压力脉动幅值均值的差值较大。当X/D2=0.780 时，加强盘前、后叶道压力脉动差值最小，推测是加强盘后侧叶道内的二次流现象导致叶道堵塞，致使前叶道中流量及流速增加，气流对叶片的冲击作用增强，压力脉动幅值增大，使前、后叶道的压力脉动幅值的差值最小。4.2 蜗壳流域压力脉动图 16 示出蜗壳流域压力脉动均值对比。以两种型式叶轮在转频及叶频下压力脉动幅值均值的和作为衡量标准，则交错叶片叶轮蜗壳流域压力脉动与非交错叶片叶轮相比降低 70%以上，表明采用交错叶片叶轮可有效抑制蜗壳流域内压力脉动，有利于风机离散噪声控制。图 16 蜗壳流域压力脉动均值对比Fig.16 Comparisonofmeanvalueofpressurepulsationinvoluteflowdomain55随着加强盘上移，非交错叶片型风机蜗壳流域的叶频及转频下的压力脉动幅值均值逐步下降，原因是加强盘接近叶轮出口，导流作用增强，叶轮出口区域气流流动均匀性提高。交错叶片叶轮中，受加强盘导流及叶道内高低能流体掺混导致的湍流共同作用的影响，蜗壳流域叶频与转频下的压力脉动上下波动，但整体变化幅度较小，叶频及转频下的压力脉动幅值均值皆在 5Pa 以下，低于非交错叶片叶轮。5 结论（1）非交错叶片叶轮在X/D2=0.825 时有利于改善风机效率、结构强度及压力脉动。与原型机相比，设计点全压提升 580Pa，效率提升 3.9%，叶轮最大总变形量减小 56.5%，蜗壳流域压力脉动降低 5.4%。（2）随着加强盘上移，叶轮出口流体流动稳定性提升，非交错叶片型风机蜗壳流域叶频及转频下的压力脉动降低，X/D2=0.870 时该型风机蜗壳流域压力脉动与原型机相比降低 71.2%。（3）交错叶片叶道内出现的高低能流体掺混导致风机效率下降 1.5%3.5%，并且使叶道内压力脉动增大，但叶片交错布置减小了单个叶道对蜗壳流域的压力赋值，可有效降低蜗壳流域 70%以上压力脉动，有利于风机离散噪声控制。（4）交错叶片与非交错叶片叶轮总变形量数值及变化趋势基本一致，叶轮最大总变形量随加强盘上移先减小后增大，最大总变形发生位置由叶片尾缘逐渐向前缘过渡。依据上述研究成果，相关企业已将加强盘设计应用于其大流量离心风机的生产中。通过加强盘的位置优化，提高了叶轮强度并降低了风机噪声，该型风机的效率提升 4%。设计方案已经成功地应用于相关企业的生产中，取得了显著的效果，为大流量离心风机的进一步发展提供了理论基础和实践经验。参考文献：1 DINGH，CHANGT，LINF.TheinfluenceofthebladeoutletangleontheflowfieldandpressurepulsationinacentrifugalfanJ.Processes，2020，8（11）：1422.2 刘瑶，徐海平，初宁，等.基于长短时记忆模型的风机故障诊断 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