Fluent仿真分析

Fluent仿真分析（精选七篇）

Fluent仿真分析 篇1

为确保航天器在太空中的正常运转，航天器发射之前所进行的地面模态测试已越来越受到重视。在关于太空失重环境的模拟中，以气体润滑理论为基础的气浮轴承已经在测试设备中大量应用[1]，用于卫星太阳能翼板的一维模态测试的超低频模态悬挂测试设备中即采用了微摩擦气缸及气浮轴承等微摩擦执行机构与移动副。传统气缸由于摩擦力的存在，在低速运动中，因气动系统的伺服控制不稳或活塞出现爬行现象而无法满足超低频的要求[2]。

低摩擦气缸的研制在国内外已积累了一定的经验，如德国FESTO公司通过改善密封技术来降低气缸摩擦，日本SMC公司采用间隙密封，配合滚珠导向套来降低摩擦及提高抗侧向能力。成功大学苏雅玲[3]研发的气体静压轴承式气缸以及美国airport最新型的airport-AB系列气缸，均抛弃了传统的接触式密封，而采用气缸缸筒与气缸活塞自身的小间隙配合来实现非接触式密封。在此基础上，浙江大学路波[4]提出了结构更为简洁、基于内部供气节流孔支撑的气悬浮微摩擦气缸机构，该机构中移动副的摩擦力仅与空气黏度有关，具有结构简单、外部附件少等特点，它在垂直方向上承受负载，在侧向上需要一定的抗侧向力来支撑气缸活塞在缸筒内进行气悬浮状态下的直线运动。

1 机械结构

1.1 新结构的提出

路波[4]所提出的气缸机构基于静压气体润滑的基本原理，采用了内部供气节流孔支撑的气悬浮微摩擦气缸（以下简称微摩擦气缸），具有自供气、活塞自动调节对中（即抗侧向能力）的优点，气体润滑极大地降低了气缸内移动副的摩擦力。该气缸机构在超低频吊挂系统中实现了失重状态模拟的基本功能，但在工程应用中出现失稳、安装精度要求苛刻、重复性较差等问题。初步分析认为，气缸的抗侧向能力不足是主要原因，为此，我们提出新型带环形卸压槽的微摩擦活塞结构，优化气缸内间隙的气压分布，提高气膜的刚度，使得微摩擦气缸的工作状态更为稳定。

1.2 机械结构对比

无环形卸压槽和有环形卸压槽的气缸的主要结构如下：在L/3及2L/3(L为活塞长度）处圆周上均布节流孔，两端有长度为L/3的间隙密封，由活塞底部高压供气，产生吊挂力，同时通过小孔节流为活塞与缸筒间隙的静压气体润滑提供气源。

在无环形卸压槽气缸（图1）中，进气口处的高压气流分别进入底部的间隙密封以及活塞内部腔体，活塞内部腔体的高压气体对节流孔供气，高压气流通过节流孔后与通过间隙密封处进入的气流汇合于两排节流孔之间的承载区，两者相互作用，最后通过顶部间隙密封，由出气口排出。

而在有环形卸压槽气缸（图2）中，环形卸压槽及排气孔作为间隙内气流的第二通道，进气口处的高压气流直接进入环形卸压槽（其间有一定长度的间隙密封），该气流随着环形卸压槽做周向运动，并最终进入排气口，通往出气口，使得由底部通过尾部的间隙密封进入的干扰气流绕过两排节流孔之间的承载区。图2中，剖面1为节流孔所在的过活塞轴线截面，剖面2为排气孔所在的过活塞轴线截面。

无环形卸压槽的微摩擦气缸由于底部高压气的干扰，底部高压区有源源不断的气流供应，节流孔节流效应无法起到根本性作用，而节流孔的节流效应是形成抗侧向能力的关键；有环形卸压槽的微摩擦气缸通过环形卸压槽疏导来自活塞底部的高压气体，以消除对节流孔附近气压分布的影响，使得节流孔节流效应发挥作用。

1.3 气膜间隙的物理模型

由于气缸与活塞间的气膜厚度与气膜周向长度的比值在10-4～10-3数量级之间，因此可以略去圆柱表面曲率的影响，可将活塞与气缸之间的气膜间隙展开成平面[5]。活塞的各项参数由表1给出。

根据表1所示的各项参数，在Gambit中建立简化的气膜模型如图3所示，在一定的偏心率下，气膜为一偏心圆环，厚度在周向上有一定的变化规律，从气膜厚度最小处断开，将气膜向两边展开，形成两边气膜厚度小、中间气膜逐渐变厚的平坦气膜模型。简化的气膜模型便于下文的分析。两排各8个节流孔分布于气膜上表面。

1.4 抗侧向力计算

如图4所示，由于气膜厚度变化规律是两侧关于中心面对称，所以只需计算输出一侧10等份气膜压力数值Wi，活塞的总抗侧向力W为所有等份气膜表面压力Y方向投影的代数和，即

式中，αi为各等份气膜在圆周上对应的角度值。

通过增大等分数n可提高仿真精度。

1.5 数学模型

根据前面设想的气流的流向，建立数学模型。对照气膜模型（图3），节流孔及进口边界两处为气体入口，卸压槽及出口边界两处为气体出口。

需要引入三个边界压力：供气压力（即进口边界的压力，也就是节流孔的供气压力）pi、出口压力po以及卸压槽压力px，并引入中间量即节流孔所在平面圆周上的压力p关于角度α的函数p（α）。节流孔处进入的流体质量[6]总和为

式中，N为节流孔个数；ρ为气体密度；Sd为节流孔截面积；μ为动力黏度。

节流孔所在平面直接流向活塞上部常压区的流量为

式中，h0为间隙平均厚度；ε为偏心率；R为气体常数；T为温度；l为节流孔到边界的距离。

节流孔所在平面流向卸压槽的流量为

底部高压供气通过间隙进入卸压槽的流量为

式中，lx为进气口到卸压槽的距离。

卸压槽排气孔处的流量为

式中，Sa为排气孔截面积；λ为管路阻力系数；la为排气孔长度；da为排气孔直径。

气体的连续方程为

由于气膜间隙为一个偏心圆环，并且可以展开成平面，因此周向上各节流孔之间的压力分布p（α）可由两倾斜平板之间的流动公式求得。

2 数值仿真

2.1 Gambit网格划分及Fluent参数设置

由于厚度方向的尺寸比其他二维方向的尺寸小3个数量级，所以，需要预先进行网格划分的规划，否则很难将模型成功网格化，且划分后的网格质量较差。节流孔附近的气流较为复杂，需要将网格进行加密处理以提高仿真精度，因此采用区域分割，并采用不同的间距[7]。节流孔及其附近网格采用间距为0.1、类型为Hex/Wedge的六面体网格；大范围的间隙气膜处的网格采用间距为0.4、类型同样为Hex/Wedge的六面体网格，划分好的网格如图5所示。为计算抗侧向力，预先将气膜沿周向20等分，以便于指定特定区域输出面上的压力。

将网格导入Fluent软件，使用Fluent的3ddp双精度计算模型进行计算仿真[8]:(1)定义流体类型为理想气体；(2)进气压力设定为0.4MPa，为相对压力值，环境温度为300K;(3)设定收敛精度为10-3，即残差下降3个数量级认为收敛；(4)迭代次数设定为800，计算并输出结果。

2.2 压力分布计算结果

将新结构的仿真结果可视化输出，在XY平面上建立压力的等高线分布图，X方向表示圆周方向，Y方向表示轴线方向，Z方向表示压力值。该等高线分布图表示展开成平面的气膜平面上的压力分布。

3 Fluent仿真结果比较

按照上述过程，在相同的参数下，对无环形卸压槽和有环形卸压槽的两种结构进行Fluent仿真，并对仿真结果进行压力分布对比分析，以及进行抗侧向力、气膜刚度、耗气量等性能的对比。

3.1 气压分布比较

无环形卸压槽的结构仿真结果如图6所示，图中压力数值为相对压力值，P=0表示常压。Y=0处为高压供气的进气边界，其附近形成一定的高压区，Y=75mm截面为低压出口边界，压力接近常压。中间部分由于间隙密封的节流效果，压力逐步减小。Y=25mm与Y=50mm处在X方向上等距分布节流孔。Y=25mm处的节流孔处于压力较高区域，由于气膜厚度的变化而产生的周向上的压力梯度已被供气高压所覆盖，节流孔的节流作用已被严重弱化；而Y=50mm处的节流孔与高压供气的入口边界有较长的间隙密封，受供气高压影响较小。由于经过小孔节流后，处在该平面的8个小孔的供气量基本一致，因此气膜较厚处压力小，气膜较薄处压力大，从而在周向上形成压力梯度。

在不同的Y截面上，X方向上的压力梯度逐渐从入口高压区向出口低压区变大，因此抗侧向力在Y方向上的分布是不均匀的，Y=50mm处的压力差明显大于Y=25mm处的压力差，即Y=25mm处具有较小的抗侧向力，而Y=50mm处具有较大的抗侧向力。当该结构的活塞与缸筒存在安装偏心或工作中受到侧向载荷时，由于抗侧向力分布的不均匀性，导致活塞轴线倾斜，若活塞与缸筒的配合间隙较小，则将会发生活塞与缸壁的擦碰。

有环形卸压槽结构的仿真结果如图7所示，Y为0～15mm区间是微摩擦气缸活塞与气缸之间底部的间隙密封，其压力迅速减小，该区间长度决定耗气量的大小；Y为15～20mm区间是卸压槽，卸压槽通过排气孔与常压区相通，其压力接近于常压。

Y为20～95mm区间是实际承载区，两排节流孔分布在Y=45mm与Y=70mm处，即图中曲面尖峰突起处，节流效应下节流小孔内的气压在节流孔轴线方向上急剧减小。

Y为20～45mm及Y为70～95mm区间是实际承载区中的压力过渡区，两排节流孔之外的区域的压力在活塞轴线方向上缓慢减小，作为间隙密封，为Y=45mm到Y=70mm两排节流孔之间的压力维持提供保障。

X轴方向上，每隔20mm分布一组节流孔，由于微摩擦气缸活塞与缸筒之间存在偏心，使得X方向上压力分布随气膜厚度的变化而变化。气膜厚度以X=80mm为对称面，向两边逐渐变小，而压力值逐渐变大，由此产生的压力梯度差即为活塞抗侧向能力的体现，所产生的合力与外力平衡。

在Y为0～75mm之间，压力的分布明显呈现对称性，因此活塞工作状态更为稳定，在活塞中部（两排节流孔之间）形成具有一定宽度且规则的压差区，该区域为抗侧向力的主要产生区域。由于活塞工作状态相对稳定，所以就可以在现有加工水平上（需要保证缸筒内表面的粗糙度、圆度以及直线度）选择小间隙配合，选择合适的节流孔，从而提高气膜刚度。

3.2 抗侧向力及耗气量对比

在不同的供气压力下重复仿真过程，得出一系列抗侧向力值以及耗气量，将两种不同结构的结果进行比较。

从图8中可以看出，在不同的供气压力下，有环形卸压槽结构的活塞抗侧向力均为无环形卸压槽结构活塞抗侧向力的两倍左右。

如图9所示，增加环形卸压槽之后，在同样的气膜厚度0.03mm、同样的节流孔直径0.3mm下，耗气量明显加大，但耗气量仍在可接受范围内。

3.3 气膜刚度对比

如图10所示，在相同的供气压力pi=0.4MPa及其他结构参数下，偏心量从5μm增大到25μm，两种结构的抗侧向力不断增大。侧向力的变化量与偏心量的变化量之间的比值即曲线的斜率为气膜刚度，由图10可看出，有环形卸压槽结构活塞的斜率明显大于无环形卸压槽结构活塞的斜率，说明增加了环形卸压槽结构之后，活塞的气膜刚度也有所提高。

4 试验验证

4.1 实物试验平台

图11所示为超低频吊挂系统，该系统核心部件是作为执行机构的两个微摩擦气缸，以及作为力的最终输出的主杆导向副，两根副导向杆用以防止主杆转动，均为静压气体润滑。图12所示为有环形卸压槽的气缸活塞，其下部凹槽即为卸压槽，上表面4个孔为出气孔，圆柱面上小孔内安装有节流塞。

4.2 试验方法

由于该系统中的移动副均采用气体润滑，因此一般意义的摩擦力测试手段很难满足要求。一般意义的测试均为人工操作，在操作过程中无法避免冲击，加之测试人员手部操作不稳定，根本无法得出检测结果。

因此，在负载之外添加小砝码[9]，并在系统保持基本平衡之后（保持气压的波动在40Pa内）烧断细绳以除去小砝码，通过激光位移传感器（SICK OD2-250W150）来监测系统随动部分的位移的时域响应。若烧断细绳后传感器检测到与活塞相连的主杆有运动，则表明摩擦力小于该外加小砝码的重力。不断重复试验，通过不断减小外加小砝码的质量，直到烧断细绳后，主杆没有明显运动，上一个小砝码的重力即为该系统的最小摩擦力。

经过改进试验，对活塞进行了不同负载的测试，最小响应砝码的质量约为负载的万分之一，例如，在5kg负载下的最小响应砝码的质量约为0.5g（即该系统的最小摩擦力为0.0049N）。

在实际的使用过程中，有环形卸压槽的活塞虽然在耗气量上比相同配合间隙下的无环形卸压槽的活塞的耗气量要大（增加环形卸压槽后约为27L/min），但有环形卸压槽的活塞可以选择更小的配合间隙，使得活塞工作时的耗气量减小，气缸出气口的气流更平稳，噪声更小。

5 结语

通过Fluent模拟仿真，对比分析了有卸压槽和无卸压槽微摩擦气缸的流场分布。无卸压槽结构的微摩擦气缸活塞由于尾部高压供气端的干扰，气流较为紊乱，限制了该结构的微摩擦气缸的自动对中这一优点的发挥，又因为配合间隙一般小于50μm，因此活塞与缸筒较易发生擦碰，无法确保运行中始终保持微摩擦状态。而增加环形卸压槽及相应的排气孔后，排除了尾部高压供气端的干扰，改善了间隙内的气压分布，两排节流孔之间气流相对稳定，形成了具有一定宽度的稳定承载区，具有一定的抗弯能力，从而使气缸工作更稳定。实物试验过程及工程应用中也证明了这一点，且安装重复性好。

该类微摩擦气缸只能承受轴线方向的负载，并且需要两个气缸及较大的框架，使得整套系统较为笨重。后期工作主要是将该套系统简化，结合微摩擦气缸与气浮轴承研制出较为轻便的气浮吊挂系统。

参考文献

[1]冯慧成,侯予,陈汝刚.国内静压气体润滑技术研究进展[J].润滑与密封,2011,36(4):108-113.Feng Huicheng,Hou Yu,Chen Rugang.Development of Hydra Static Gas Lubrication Technology in China[J].Lubrication Engineering,2011,36(4):108-113.

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[3]苏雅玲.气静压轴承式气压缸及定位平台设计与控制之研究[D].台南:成功大学,2005.

[4]路波.零重力环境模拟气动悬挂系统的关键技术研究[D].杭州:浙江大学,2009.

[5]刘暾,刘育华,陈世杰.静压气体润滑[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社.1990.

[6]王云飞.气体润滑理论与气体轴承设计[M].北京:机械工业出版社,1999.

[7]邵俊鹏,张艳芹,李鹏程.基于Fluent的静压轴承椭圆腔和扇形腔静止状态流场仿真[J].润滑与密封,2007,32(1):93-95.Shao Junpeng,Zhang Yanqin,Li Pengcheng.Static Flow Simulation of Hydrostatic Bearing Ellipse and Sector Curve Based on Fluent[J].Lubrication Engineering,2007,32(1):93-95.

[8]姚美红,张恒峰.基于CFX的气体静压轴承数值研究[J].中国机械工程,2012,23(22):2681-2684.Yao Meihong,Zhang Hengfeng.Numerical Study of Aerostatic Bearing Based on CFX[J].China Mechanical Engineering,2012,23(22):2681-2684.

Fluent仿真分析 篇2

Fluent主要用于流场的数值模拟,可以模拟流体的流动等其他物理现象。在实际仿真过程中,针对各种复杂流体的流动与物理现象,可以采取不同的离散格式和计算方法,以便能很好地模拟复杂的流动问题,得到精确的计算结果。Fluent作为一种重要的研究手段,对武器的优化设计具有重要的作用,可以使武器结构更加合理。Fluent流体仿真的基本步骤是:确定计算域的二维或者三维几何形状并划分网格;将网格文件导入到Fluent软件,检查网格质量,选择计算求解模型与方程,确定流体的材料特性以及边界类型与边界条件;模拟计算与控制参数以及计算与结果的后处理。本文针对某榴弹发射器液压缓冲器随自动机后坐时的内部流场问题,在仿真过程中采用二维非定常涡流模型对其进行仿真分析。

1 液压反冲器结构与液压阻力的计算

该榴弹发射器采用自由枪机式,后坐时液压缓冲器随自动机一起后坐。后坐开始阶段,榴弹发射器发射机上的缓冲簧吸收后坐能量;当液压缓冲器以一定的速度撞击固定的发射机尾端胶垫时,开始产生液压阻力,迅速降低自动机的后坐速度,吸收多余的后坐能量,减小后坐对武器的振动。

液压缓冲器主要由前端、液压缸、活塞、活塞杆、液压缓冲簧以及活塞杆后端等组成,见图1。液压缓冲器工作原理是:当其随自动机后坐时,由于后端开始撞击发射机尾端,活塞固定不动,液压缸以一定的速度向后运动,迫使前腔的流体通过流液孔流向后腔,由于流液孔面积与活塞面积相比小得多,使得液体的流动受到一定的节制,产生液压阻力,阻止自动机的后坐。

后坐时缓冲器的液压阻力F0(N)为:

其中:A0为液压缸工作面积,m2;ρ为液体密度,kg/m3;d0为流液孔面积,m2;K为液体阻力系数;v为自动机后坐速度,m/s。

2 流体仿真模拟

2.1 动网格计算域的建立

在使用Fluent动网格进行流体仿真时,需要将边界的运动定义在确定的区域网格上。一般动网格中包含有运动边界与变形边界,运动边界一般可以组合在一起,而变形边界必须分开并单独指定其变形的形式和方向。不同区域之间的网格不一定是正则的,可在模型设置中用滑动界面功能将各区域连接起来,针对液压缓冲器流体工作区域的实际情况,本文计算域如图2所示。

2.2 动网格运动边界条件的定义

动网格模型中边界的运动形式主要通过边界函数预先确定或者是由计算得出下一步的运动状态。Fluent提供DUF函数或者调用profile来定义边界的运动形式,从而实现真正意义上的网格运动。在使用profile定义运动边界时,其运动形式一般定义成速度与时间的函数。通过一系列离散的速度与时间的对应关系,Fluent可以自动地耦合成连续函数,离散的点越多,越符合运动边界的真实运动状态,计算精度越高。本问题中计算域的运动边界为活塞,拟采用profile定义边界速度与时间的关系,从而确定其运动状态,内容如下:

2.3 动网格更新方法

由于边界的运动使得计算域的形状不断地改变,网格必须相应地动态变化。Fluent中实现网格的变化主要有3 种模型:① 弹簧近似光滑模型(spring-based smoothing),该方法利用弹簧原理实现网格重构,主要设置参数有弹簧弹性系数和边界点松弛因子,一般取0 与1 之间的合适值;② 动态分层模型(dynamic layering),主要是通过边界附近网格增加或者减小实现网格变化,设置参数有常值高度和常值比例;③局部重划模型(local remeshing),主要是针对计算域的变化情况,当达到网格重构条件时进行计算域局部网格的重新划分,设置参数有最大畸变率、最大网格体积、最小网格体积等,一般参照本软件提供的参考数据进行设置。为确保动网格更新的质量,针对网格划分情况可以使用两种或两种以上的网格更新模型,本问题在gambit前处理中划分的网格为三角形非结构网格,故本文拟采用弹簧近似光滑模型和局部重划模型。

2.4 计算方法与模型的选择

Fluent提供了3种计算方法:密度基隐式求解、密度基显示求解和压力基隐式求解。低速不可压缩流动的求解一般采用压力基方法,设置有压力基求解器;高速可压缩流动问题的求解主要采用密度基方法,设置有密度基求解器。针对本例的实际情况选用Pressure Baseg的方法。针对流体的物理特性和流体流动规律,Fluent提供了Inviscid无粘模型、Spalart-Allmaras单方程湍流模型、K-epsilon双方程模型、Laminar层流模型、K-omega双方程模型以及雷诺应力模型等,本文采用K-epsilon双方程模型。

2.5 仿真结果与后处理

为得到不同时刻液压缸内流体的运动规律和液压阻力,可以在仿真过程中对目标区进行监控,在后处理中可以通过设置得到任意时刻所需要的结果。采用Fluent的后处理功能可以得到某时刻流场内部的压强分布云图(见图3)和速度矢量云图(见图4),通过压强的变化规律还可以得到缓冲器的液压阻力拟合曲线(见图5)。

2.6 流体仿真与理论计算结果对比分析

以液压缓冲器随自动机后坐撞击发射机橡胶垫时为起点,通过液压阻力公式计算得出液压阻力是逐步减小的(见图6),而仿真结果也遵循这一规律(见图7)。将液压缸工作面压强仿真结果与理论计算结果进行对比,如表1所示。

通过对比可以看出,理论计算与仿真结果相近。由于Fluent采用网格技术,其计算精度较高,仿真结果更加接近液压阻力的真实值,同时可以进一步修正液压阻力理论计算结果,证明利用Fluent对该问题的模拟是可行的。

3 结论

本文以某榴弹发射器液压缓冲器为研究对象,利用Fluent软件对液压缓冲器内部流场进行了数值模拟分析,得到了其后坐时缓冲器内部流体的液压阻力和速度矢量的分布规律。对理论计算结果与模拟结果进行了对比分析,证明了利用Fluent在武器流体仿真分析时的精确性和先进性,为下一步该武器自动机的优化设计提供了一种技术途径。

参考文献

[1]韩占忠,王敬,兰小平.FLUENT流体工程仿真计算实例与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2004.

[2]于勇,张俊明,姜连田.FLUENT入门与进阶教程[M].北京:北京理工大学出版社,2004.

[3]高建彪.某型自动榴弹发射器自动机动力学特性[J].机械工程与自动化,2013(4):48-50.

[4]余江洪,肖金生,朱宗柏.Fluent软件的多重网格并行算法及其性能[J].武汉大学学报,2009(1):133-137.

Fluent仿真分析 篇3

关键词：临界流文丘里喷嘴,Fluent,流出系数,临界背压力比

临界流文丘里喷嘴又称为音速喷嘴。因其准确度高、重复性好等特点而在气体流量的测量领域内作为传输标准和标准表被广泛应用。音速喷嘴的结构是实现临界流并保持的关键, 其具体的依据是国际标准ISO 9300[1]。本文描述的是圆筒形喉部喷嘴, 其结构如图1所示。

图1中标注了对圆筒形喉部喷嘴各部分的尺寸要求。1为入口段, 是一段1/4圆环, 其一端与入口平面相切, 另一端与圆筒形喉部相切;2为喷嘴扩散段;3为直径最小的喉部区。在对临界流文丘里喷嘴进行检定时, 保持喷嘴上游入口处的滞止压力p0不变, 逐渐的减小喷嘴出口的背压力比。当背压力比达到一个临界值时, 通过喷嘴的气体在喉部处的速度为当地音速, 此时气体的质量流量也达到最大。进一步降低背压力比, 气体流量将保持不变。

流出系数Cd是表征临界流文丘里喷嘴流量特性的重要指标。依据JJG 620—2008的相关规定, 当流出系数的重复性优于其要求的1/2时, 可以检定3次, 超过这个范围的话则应检定6次。流出系数的计算公式为

式 (1) 中, qm为实际流量, 可由检定装置测得;qm1为理想流量, 可通过理论计算得到;A为喉部面积, 据测得的喉部直径计算得到;p0、T0、ρ0分别为滞止压力、滞止温度、滞止密度, 由喷嘴前的测量仪器得到。

本文取理论标准流量为1.2 m3/h的临界流文丘里喷嘴作为研究对象, 采用CFD[2]软件对其流场进行数值模拟, 分析所得到的速度场及压力场, 并对仿真结果与在检定装置上的测试结果进行分析比较。

1 模型的建立

1.1 Fluent软件

Fluent是用于模拟具有复杂外形的流体流动以及热传导问题的专用CFD (计算机流体力学, computational fluid dynamics) 软件。它通过计算机数值计算和图像显示, 对包含有流体流动和热传导等相关物理现象的系统进行分析计算, 其基本思想为:把原来在时间域及空间域上连续的物理量的场, 用一系列有限个离散点上的变量值的集合来代替, 通过一定的原则和方式建立起关于这些离散点上场变量之间关系的代数方程组, 然后求解代数方程组获得场变量的近似值。

Fluent具有较强的适应及较广的应用面, 利用它可以求解一些几何形状和边界条件都很复杂的流动问题, 还可以通过设置不同的控制参数来进行各种的数值计算。更为重要的是它不受物理模型和实验模型的限制, 灵活性高, 容易模拟真实条件和实验中都只能接近无法达到的理想条件。

1.2 物理模型

用fluent 6.3自带的前处理软件Gambit建立临界流文丘里喷嘴内部的物理模型。由于喷嘴是一个对称的旋转体, 故其内部的流场可简化为二维的流场, 如图1所示, 其中, 入口段D=14.5 mm, 喉部直径d=1.415 mm, 扩散段角度为4°, 长度为11.01 mm。

1.3 数学模型

本文模拟通过喷嘴的气体为理想状态下的空气[3], 由于喷嘴在入口处渐缩性的特点, 其密度变化较大, 故视为可压缩流的湍流流动。求解器选择Pressure Based, 计算方式选择Implicit (隐式) , 流体属性设置为理想气体。用Spalart-Allmara[4]湍流模型来描述喷嘴内部流动, 该模型是一种相对简单的一方程模型, 仅考虑了动量的传递方程。在气体动力学中, 对于有固定边界的流动, 利用Spalart-Allmaras模型计算边界层内的流动以及压力梯度较大的流动都可得到较好的结果。模型的经验常数Cb1、Cb2、Cv1、Cw2、Cw3分别设置为0.135 5、0.622、7.1、0.3、2。

1.4 Spalart-Allmaras模型控制方程

式 (2) 中, 为湍流运动黏度, Gv为湍流黏度的增加项, Yv为湍流黏度的减少项, 为用户自定义源项。

1.5 网格划分

用Gambit对喷嘴流场进行网格划分, 其划分的质量对计算的精度和稳定性有很大的影响。对二维结构网格 (单元是四边形) , 优点是能准确的处理边界条件, 计算精度高, 缺点是对复杂外形的网格生成较难, 甚至难以实现;而对于二维非结构网格 (单元是三角形) , 其优点是能生成复杂外形的网格, 但在同等网格数量的情况下, 它比结构网格所需的内存更大、计算周期更长。对此, 本文在面网格划分时选取了Quad/Tri混合型网格, 使模型更准确。

1.6 边界条件

喷嘴模型入口边界条件设置为压力入口, 入口压力即滞止压强, 设为1个大气压 (1 atm) ;出口边界条件设置为压力出口, 因在检定时首先检定的喷嘴的背压力比是0.22, 因此在仿真时, 本论文首先设置的出口压力为0.22个大气压。为观察喷嘴质量流量与背压力比的关系, 出口压力取0.22、0.27、0.32、0.37、0.42、0.47、0.52、0.57、0.62、0.67, 10个点进行观察。

2 仿真分析

在标准活塞式喷嘴检定装置上[5]测得的临界背压力比为0.62, 由于喷嘴的背压力比低于临界值时, 它的内部流场基本不变, 本文选取了背压力比为0.3时的流场进行分析。设定收敛的条件为0.001, 迭代至645步时收敛。

2.1 速度场的分析

图2是临界流文丘里喷嘴前后部分管道及喷嘴内部的速度矢量云图。由图3可以看出:理想气体在喷嘴入口渐缩段的速度不断增加, 在渐缩段与喉径的交汇处增加最快, 可达到265 m/s;理想气体在喷嘴喉部的速度亦不断增加, 在喉部与扩散段的交汇处约为340 m/s, 即达到了音速;而在扩散段气体速度增加更为明显, 在接近喷嘴出口的较大区域内可达到530 m/s。由于气体回流的作用, 在其后的区域内速度降低, 但仍以喷射的形式离开喷嘴出口, 其射流现象极为明显, 速度可达到380 m/s。

从整个速度云图上来看, 速度分布区域化在扩散段较为明显, 大体上呈现不断增加的态势。鉴于喷嘴出口处的射流现象, 在检定时需要在喷嘴后加一部分直管段, 防止射流对取压口处的流场产生较大的扰动, 影响检定时对背压力比的设定。

对于喷嘴喉部处的速度场, 其区域化没有扩散段那么明显, 但从速度云图中可明显地看出其靠近喷嘴壁面的速度低于主流区域的速度, 这是理想气体的粘性作用导致的, 气体与壁间的黏滞作用使得流速大大低于靠近喷嘴中心黏滞作用越小的区域。在喉部处的流速最终扩展到音速, 为详细观察其发展情况, 选取了喷嘴喉部不同位置处的速度分布 (图3) , 分别取:line-4 (0.001 5, 0.014 5;0.001 5, -0.014 5) , line-5 (0.002, 0.014 5;0.002, -0.014 5) , line-6 (0.002 5, 0.014 5;0.002 5, 0.014 5) , plan-7 (0.002 7, 0.014 5;0.002 7, -0.145) , line-8 (0.002 98, 0.014 5;0.002 98, -0.014 5) 。

由上述速度分布[6]图可以清晰的看出在喷嘴喉部不同位置处的速度径向分布方式。Line-5、line-6、line-7、line-8的分布相同, 均是梯形分布, 其速度随着所处喉部位置的不断加深而变大。但line-4的速度在中间出现凹弧形分布, 造成这一现象的原因是:入口段是一个1/4圆弧, 理想气体通过改圆弧与喉部的交汇处时会产生较大的回流, 使得主流区域的速度低于喷嘴壁面附近的速度。

2.2 压力场分析

由图4、图5可以看出, 喷嘴入口前连接在滞止容器上的管道的内部压力总体上来说为1 atm, 仅在喷嘴入口处因回流的作用使其压力发生改变。而喷嘴出口后的管道压力分布均匀, 为0.3 atm。喷嘴内部的压力逐渐降低, 最低的区域在扩散段为0.12atm。从管道入口到扩散段出现压力最低的区域, 其压力损失接近88%, 这是喷嘴出口处出现高速射流现象的根本原因。由图可以看到在扩散段, 压力为0.12 atm的区域非常大, 缩小该区域便可以降低压力损失, 从而实现减小射流对喷嘴后管道流场的影响。

3 实验结果及数据分析

对流量、流出系数、临界背压力比的理论计算值、实际测量值、仿真模拟值进行比较。

3.1 流量比较

本文取的临界流文丘里喷嘴的理论标准流量为1.2 m3, 但在取仿真模拟的流量值时, Fluent并不能直接求出理想气体的流量值, 但可通过仿真获得的模型入口 (inlet) 处气体的密度 (density) 及喷嘴喉部处的质量流量 (mass flow rate) 来间接的求出。这是因为在实际的检定时, 气体密度计安装的位置便是在喷嘴入口前约7d的位置之处, 故取仿真模型入口处理想气体的密度值, 从而使结果更为准确。依据流体的连续性定理:理想气体的质量流量在仿真模型中是不变的。为更加符合真实的流通情况, 取喷嘴喉部处的质量流量, 其仿真时不同位置处的质量流量如表1所示。

从表格中的数据可以看出, 喷嘴喉部处的理想气体存在质量损失, 其最大质量损失约为0.96%。质量损失较小, 可视为是连续的。取其平均值为0.338 21 kg/s, Fluent仿真出的通过模型入口处理想气体的密度分1.176 13 kg/m3。但由于本文所建的模型为二维的, 所取的质量流量仅为喷嘴喉部径线上的平均值, 并不能反映出真实的三维结构时气体的质量流量。

喷嘴喉部处各点的质量流量与该点处的流速有着密切的关系, 由仿真所到喷嘴的速度场及喉部处的速度分布可以推测出通过喉部径线上的各点的质量流量也具有对称的特点且其分布与速度分布近似。因质量流量在喉部径线的两端的分布与速度分布相似, 稍微低于中间段主流区域的分布。可以近似的将喷嘴内部轴线两端0.5 d处的质量流量之和看作通过径线质量流量的平均值, 据此可以得到喷嘴三维结构时气体的质量流量的计算式为

式 (3) 中, qmi、分别为三维和二维时喷嘴喉部处的气体质量流量。

将仿真所得到的值代入上式, 可得qmi为3.969 20×10-4kg/s, 最终求得的仿真模拟出的流量值为1.214 93 m3。在活塞式喷嘴检定装置上对1.2 m3临界流文丘里喷嘴进行检定时, 测得通过的气体质量流量及密度分别为1.421 28 kg/h、1.17552 kg/m3, 经计算可得其真实流量为1.209 06 m3。三者之间的比较如表2所示。

喷嘴流量的理论值与实测值之间的误差绝对值约为0.75%;仿真值与实测值之间的误差约为0.49%。对比两误差可以看出, 模拟仿真值比理论值更为准确, 间接说明本论文建立的模型是正确的。

3.2 流出系数比较

流出系数[7]模拟仿真值的计算可依据公式 (1) , 经查JJG 620—2008中的表B.5, 查出气体的临界流函数C可取值0.685 1。据此可求得流出系数的仿真值为

而通过活塞式喷嘴检定装置测得的流出系数为

采用2005年ISO 9300给出的普通加工的喷嘴流出系数公式计算其理论流出系数, 计算公式如下:

式中, Red为喉部雷诺数, u0为制止状态下气体的动力黏度。

经计算, 喉部处的雷诺数约为19 694, 带入式 (7) 可得理论流出系数为

流出系数的模拟值及理论值与实测值的误差绝对值分别为0.6%、2.1% (见表3) 。

通过表3, 可以看出模拟值的误差很小, 能正确反映喷嘴内部流场的分布。但流出系数的仿真值同实测值的重复性均未满足检定规程所要求的≤0.06%。造成这种现象的原因有:一是模型的精度不够, 未能反映出喷嘴内部的真正结构, 如内部的表面粗糙度;二是作为标准计量件, 喷嘴流出系数的精度要求很高。

3.3 临界背压力比的比较

不同背压力比下的实测值与模拟值如表4所示。

据表4绘制出背压力比同仿真及实测的质量流量之间的关系图, 如图6所示。

由图6可以看出, 模拟仿真的质量流量随背压力比的变化比较平稳, 在背压力比为0.65附近处达到临界值;而实测的曲线在背压力比0.5之前的变化情况同模拟曲线基本相似, 在0.6附近达到临界值。造成这种现象的原因主要是, 随着背压力比的升高, 喷嘴前后压差降低, 使得喷嘴内部结构 (主要指喷嘴各段交汇处的加工精度) 对流场的作用相对于低背压力比低时明显加强。

4 总结

本文利用Fluent软件对临界流文丘里喷嘴入口段、喉部、扩散段流场的速度场及压力场进行仿真分析, 并据此提出了喷嘴的设计意见。实验结果表明:模型能够准确的反映出喷嘴内部流场的变化, 准确的计算出喷嘴的最大质量流量, 与真实检测结果的误差极小;在一定的范围内能够准确的反映出背压力比同质量流量的关系。

参考文献

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[6] Johnson R C.Real-gas effects in critical-flow-through nozzles and tabulated thermodynamic properties.NASA Technical Note, 1965;34 (5) :123—130

Fluent仿真分析 篇4

计算流体力学(Computational Fluid Dynamics,简称CFD)就是利用在高速计算机通过求解一组偏微分方程来描述真实流体流动的数值模拟技术[4,5]。该技术通过对系统内气流流动的数值模拟,可以得到在不同工况下气流在系统内的压力、速度等相关参数的空间分布以及各参数随时间及转速等的变化关系,进而为工程技术人员提供直观的数据,为系统的改进提供了方向性的指导意见从而减少了试验成本缩短了工程开发改进周期[4,5]。

1 风扇CFD模拟

由于影响风扇气动性能的因素非常复杂,对风扇流量和噪声影响较大的因素主要有风扇叶片数、轮毂比、叶片安装角、叶片的不等夹角布置、叶型、风扇转速以及风扇、散热器、风罩三者的相对位置等,然而本文主要从风扇的CFD模拟方法入手对冷却风扇的气动性能进行初步探讨,为以后讨论这些参数改变的对风扇性能的影响提供实践与理论基础,因此,本文对于影响风扇气动性能的这些复杂因素进行必要的简化处理。

本文以某型非公路自卸车用风扇为直径1 700 mm八叶发动机冷却风扇模拟仿真对象,进行此问题的探讨研究。为减少仿真分析时的计算工作量,将风扇几何模型做一些简化处理。例如,风扇中间扇叶变形部分以实心圆盘代替。

在运用FLUENT软件进行仿真计算前,需要先建立风扇的三维实体模型,用三维建模软件Solidworks建立的简化后的风扇三维实体模型如图1所示。而后将风扇的三维实体模型以step格式存盘,然后导入到FLUENT的前处理软件GAMBIT中,进行有限元前处理[6,7]。

2 风扇模型Gambit前处理与网格划分

将风扇的三维实体模型导入到FLUENT的前处理软件GAMBIT后,进行网格划分与一系列的边界条件设置。CFD仿真模型并不是简单地将风扇三维模型导入就结束了,还要结合要分析的模拟的情况,建立包裹流体,然后将风扇部分掏空,使之成为一个包含风扇壁面的纯流体区域,以便进行流体仿真计算[7]。

图2展示了建成后的仿真模型的网格划分情况,从图中可以看出该仿真模型共分4个部分:旋转流体区、管道区、进口区和出口区。严格按照实际冷却系风道建立起通流区模型:入口区按照风扇进气试验要求将长度设为500 mm,与散热器宽度基本相当;在建立旋转流体区时,与CAD图中风道距风扇叶片外径距离相同为20 mm,并且入口长方体区与旋转流体区的间距为60 mm,与实际工况下散热器后罩风道距风扇叶片距离相等;风扇的旋转轴线为Z轴,坐标原点位于风扇轴线的几何中心处,由于该风扇为吸风扇,考虑到计算的方便,出口区位于Z轴正向。建立的仿真模型如图2和图3所示。

在数值计算中网格划分的质量直接决定了最终计算的准确度。高质量的网格是实现数值模拟成功的首要条件,应该避免过密或过疏的网格。考虑到发动机冷却风扇仿真模型的复杂性,对其采取分区划分网格的方法,包含风扇壁面的旋转流体区网格尺寸最小为10 mm;管道出风区网格尺寸稍大为30 mm;入口长方体区网格尺寸最大为50 mm,这些区别可以很形象地从图3看出。

3 设定边界类型和区域类型

由于冷却风扇进出口分别进行了延伸,故简化了边界条件的设置。在冷却风扇计算域中,主要边界条件包括风扇壁面边界条件、进口边界条件和出口边界条件。由于在仿真过程中,本文设定的旋转流体区为四个区域中唯一“动”起来的区域,在GAMBIT中将此区域类型设为Fluid(流动),为在FLUENT中定义转速做准备。

在FLUENT中设置具体的边界条件,采用旋转坐标法来设置风扇旋流区转速,转速为950 r/min,旋转方向沿z轴正向;风扇壁面需设置为moving wall;进口流动总压设定为大气压力,流动方向为沿z轴正向进气;出口处为压力出口边界条件,定义出口压力相对大气压力为0,即没有附加的压力作用。

通流区的流动属于湍流运动,理论上流场分析应采用认为冷却风扇内部流体为不可压缩气体;流动中无热量交换,不考虑能量守恒方程,只考虑连续性方程及三维N-S方程;内部流动为稳态流动,采用定常计算;计算中忽略重力对流场的影响。

求解器采用SEGREGATED非耦合隐式求解器,采用SIMPLE压力修正算法求解速度与压力的耦合,湍流动能、湍流耗散项、动量方程都采用二阶迎风格式离散;由于各个变量之间的强烈非线性关系,迭代求解均采用亚松弛因子。进出口紊流度均设为0.5%,质量流率的监测面设置在管道区出口处。

4 流场仿真结果及分析

在边界条件设定后,对模型进行仿真分析,先后进行一阶迎风方程迭代和二阶迎风方程迭代,总共迭代了106次后结果收敛,流场残差曲线如图4所示。

表1给出了模拟出的进出口压降以及风道质量与体积流速,图5至图9表明流场内流体的压力与速度分布情况,这为更好的设定风扇与散热器的相对关系,设计风道的形状以减少压降损失,提供了直观的参考材料。由图7可知,长方体形风道的四角压力集中情况比较严重,因此,在风道设计过程中应在此尽量以圆弧等圆滑曲线过度,以改善风道压力损失情况。

表2提供了该型发动机冷却风扇出厂时测定的各种压力下的体积流速与质量流速。本文利用MATLAB软件分别拟合压力与流速的一次,二次,四次曲线。并计算172.4Pa背压条件下的质量流速,求其平均值并以此作为172.44Pa背压条件下的风扇质量流速值,以之与模拟出的表1中的结果进行对比,结果见表3。

由表3可以得出:发动机冷却风扇的质量流速仿真分析结果与试验结果间的最大相对误差在(5%)范围之内,说明仿真模型可靠,分析结果可信,因此可以利用风扇的CFD模型对风扇参数做进一步的优化设计。仿真结果与出厂试验标定值存在误差的原因可以归纳为以下方面:①风扇模型简化造成的误差;②局部网格质量不佳造成的误差;③边界条件的设定与实际试验条件之间的差异造成的误差。

5 结论

文中通过建立简化风扇三维实体模型,并以实际设计中的风道为流体分析区域,进行了CFD模拟仿真分析,得到风道内速度场、压力场分布云图,并对进出口压差以及质量流量进行了计算,对比试验结果分析了两者的差异在5%以内,并指出存在差异原因,证明了利用FLUENT对风扇进行CFD模拟仿真的可靠性。本模拟仿真计算方法不仅对风道设计、风扇选型以及风扇的设计提供了借鉴方法,而且还对冷却风扇优化设计研究提供了方向,为进一步提高风扇的冷却效率以及提高设计效率具有重要的意义。

摘要：利用CFD技术对发动机冷却风扇气动性能进行数值模拟仿真计算对提高冷却风扇的性能以及提高设计效率具有重要的意义。文章利用FLUENT软件对冷却风扇进行CFD模拟计算。首先。利用Solidworks软件建立风扇三维实体模型;其次.在软件GAMBIT中,根据风扇的边界条件建立仿真模型,包括旋转流体区、管道区、进口区和出口区,并对其进行网格划分;再次,在FLLYENT中设置具体的边界条件,进行模拟仿真计算,得到风道内速度场、压力场分布云图;最后,将质量流速的仿真结果与MATLAB软件的计算结果进行对比,验证了仿真结果的可靠性。

关键词：冷却风扇,气动性能,CFD,模拟仿真

参考文献

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[6]王福军.计算流体动力学分析——CFD软件原理与应用[M].北京:清华大学出版社,2004.

Fluent仿真分析 篇5

随着液压集成块在液压行业的广泛应用, 提高液压集成块在液压系统中的能量利用率已成为液压技术发展的方向之一。液压系统的能量利用率低, 无功损耗比较大, 其中由于液压集成块结构设计不合理造成的能量损失占有较大的比重。为提高液压集成块性能, 在实际工况下, 笔者主要分析液压集成块内部流道压力损失的原因, 为集成块的优化设计提供依据[1]。

1 液压集成块物理模型的建立

本文以某工程中液压集成块中的一条流道A-B为例对其结构进行分析和优化。该流道由7个管道相交组成, 如图1所示。

2 流道油液流动模型

对于液压集成块管内的三维流体流动, 流体为常流状态, 液压集成块管内的液流特征通常为紊流[2]。因此, 流体流动受质量守恒定律和动量守恒定律支配。流体在直角管道转向处多数情况下为湍流流动, 因此受κ-ε湍流模型控制。

(1) 质量守恒方程:

其中:ρ为流体密度;u, v和w为速度矢量在直角坐标系中的3个分量。

(2) 动量守恒方程 (Navier-Stokes方程) :

其中:p为瞬时压力;x, r和θ为圆柱坐标。

(3) 标准κ-ε方程:

其中:Cμ为经验常数, 这里取Cμ=0.09;κ为湍动能;ε为湍耗散率。

3 边界条件及流场参数设置

在Fluent前处理软件Pro/E中, 对流道A-B建模, 再将建好的模型进行网格划分, 生成网格模型。使用output命令导出liudao.msh文件。本文主要涉及以下边界条件:管道进口定义为质量入口, 其值设为0.45kg/s;管道出口定义为压力出口, 其值设为12MPa, 其他面设置为固定壁面[3]。在Fluent软件中, 导入liudao.msh文件。在求解器中, 分别选择Segregate分离式和Implict隐式的选项, 其他保持默认状态。设置液压油密度为900kg/m3, 动力黏度系数为0.040 5Pa·s, 流量为32 L/min, 并选用标准湍流模型和SIMPLE算法对其进行数值求解[4]。

4 仿真结果与分析

4.1 集成块流道流场分析

图2为流道压力云图。液流在流经每一个直角转弯时, 都会产生大约0.1 MPa的压力损失, 流道的进出口 (inlet-outlet) 压差为0.723 MPa。因此, 直角弯道结构形式是该集成块内部液流压力损失的主要因素。

图3为流道流线图。当液压油液在管网弯头1和弯头2处, 液压油液流动的方向呈现的变化比较大, 液压油液的流线在弯头处出现收缩状态, 流线在管道的直角弯头的外侧较为集中, 同时液压油液在管道转向内侧产生了涡旋区。在涡旋区内, 液压油液流动线路状态较为疏散, 说明该处液压油液压力较低, 涡旋的中心部位液压油液的流动速度几乎是零, 产生流动的停止区域, 液压油液流动需要克服停止区内液压油的黏性力作用而消耗能量。

由图3中直角弯头2处可以看出, 在转向处的工艺孔容腔有满旋的产生, 涡流区域里面的油液做不规则的运动、回流运动和碰撞, 其反回来的液流与主流道的油液掺合在一起, 进一步干扰了主流的流动, 从而导致系统压力的损失。

4.2 工艺孔直径对管道流场的影响

以管道工艺孔C为研究对象, 其直径分别设为Φ6mm、Φ8mm和Φ10mm, 长度保持不变。在Fluent菜单report中导出进口面上的平均压力, 结合出口压力, 计算出工艺孔C在不同直径下的进、出口压差, 如表1所示。

由表1可见, 工艺孔C孔径分别为Φ6 mm、Φ8mm和Φ10 mm时进出口压差值分别1.027 MPa、0.723 MPa、0.639 MPa, 这说明随着管径的增大, 液压油液流动趋于平稳, 压力损失减小。

图4为不同工艺孔径的管道流线图。从图4中可见, 工艺孔直径对液流特性也具有一定的的影响, 工艺孔太小, 管内流线非常密集, 速度得不到充分发挥, 从而形成涡流。

由图4可见, 工艺孔C孔径分别为Ф6 mm, Ф8mm和Ф10mm时, 流道内的涡流随着孔径的增大而趋于减少或不明显。由此可知, 增大工艺孔直径可有效改善液流流动的平稳性, 减少动能的损失。

5 结论

为了减小液流的能量损失, 在设计液压集成块时应尽量减少工艺孔数目以降低产生涡旋的机率。另外, 工艺孔太小, 可能导致流道内流线非常密集, 速度得不到充分发挥, 造成管内震动和大量能量损失, 因此设计工艺孔时, 在允许的条件下应适当放大工艺孔直径。

参考文献

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[3]冯新粮, 郭津津.基于CFD的离心通风机蜗壳型线结构性能分析[J].流体机械, 2009 (8) :21-24.

Fluent仿真分析 篇6

油井井下抽油时,需要及时完成井下智能开关的关或闭,完成以上动作需足够的动力支持。目前主要的做法是:①在井下牵入电缆为智能开关提供动力,由于油井通常深数百米,牵入电缆的方法极为不便,此外还要为电缆提供相应的通道,这不仅增加了施工难度,还提高了钻井成本;②通过电池为智能开关提供动力,这种方法目前应用较多,是当前解决智能开关动力问题的主要方法。对油井抽油而言,电池供能不存在技术问题,比较容易实现,这种方法的难点在于电池不能为智能开关提供足够的持续的动力,电池性能的好坏决定智能开关的工作状态。随着科学技术的不断发展,产生了第3种供能方式,即在井下安装微小型发电设备,对电池进行周期性充电,从而实现电池的持续供电,保证智能开关及时地关或闭。在叶片式发电设备中,叶轮的水力性能、空蚀性能、工作稳定性能及适应井下工作状况的能力直接影响机组的工作性能,本文通过建立相关模型,生成3种不同叶形的叶轮,并利用Fluent软件对叶轮进行流场的模拟分析,选出符合设计模型的叶轮。

1 建立油井井下高压狭小空间下的叶轮设计模型

井下空间狭小,流体压力大,需要根据井下的这些特点建立较合适的设计模型。

(1)为了有较高的比转速,引入的模型为:

undefined。

其中:ns为比转速;n11为叶轮的单位转速;Q11为单位流量;η为叶轮的运行效率。

(2)要有合理的叶片数、叶片长度和叶片形状,要尽可能地减小叶轮的空蚀系数,引入的模型为:

undefined。

其中:σ为流体冲击叶片时叶片上所受的弯曲应力;K为空蚀系数;H为使用水头;B为叶轮叶片翼展长;Z为叶轮叶片数;L为叶片长度;δ为叶片厚度。

根据以上模型,对叶轮的各项参数进行设置(见表1),并利用UG软件进行仿真设计。

2 Fluent软件仿真

2.1 Fluent分析理论

在三维湍流数值模拟方法中,叶轮的三维湍流数值模拟有两种方法:①直接数值模拟(DNS),可以得到相对准确的结果,但采用该方法计算量太大,耗时多;②Reynods平均法,不直接求解瞬时的Navier-S方程,而是设法将瞬态脉动量的影响通过某种模型的时均化方程体现出来,这样做不仅可以避免DNS方法计算量太大的问题,而且能很好地满足工程中实际应用的精度要求,可取得较好的效果。因此,本文采用非直接数值模拟Reynods平均法(RANS),应用基于标准的K-epsilon双方程三维湍流模型。

2.2 网格划分

利用Fluent的前处理器Gambit完成网格生成。导入CAD几何体,进行网格划分,由于双调和方程生成的网格光滑性、间距和正交性较好,对于流场的数值模拟是一种有效的、高质量的、广泛通用性的网格生成技术,因此,本文采用双调和方程的网格生成法生成网格。依次设定入口、出口、外围和叶轮的边界条件类型为VELOCITY_INLET、OUTFLOW、WALL、WALL,输出mesh文件。

2.3 设置模型求解

启动Fluent 3D求解器,使用file/read/case命令将mash文件导入:①在Solver菜单中指定分离式求解器、稳态流动、绝对速度公式;②启动能量公式;③在Viscous Model中选择标准的K-epsilon湍流模型,model constants使用默认值,对near-wall treatment采用标准的壁面函数(standard wall functions),建立求解模型,设置边界条件,流场初始化,进行迭代计算。

由于Fluent所解方程组的非线性,使用分离解算器解的方程,包括耦合解算器所解的非耦合方程(湍流和其他标量)都会有一个相关的亚松驰因子。在Fluent中,所有变量的默认亚松驰因子对大多数问题都是合适的。本设计选择压力速度耦合方法为标准的SIMPLE算法,设定压力、密度、动量、紊流动能、能量、紊流粘度的亚松弛因子分别为0.3、1、0.7、0.8、1、1,进行迭代。

3 叶轮流体分析的数值模拟结果与性能预测

图1为叶轮压力分布图。从图1可以看出:流体从正上方进入,对叶轮进行冲压,带动叶轮转动,压力最低点均发生在叶轮背面靠下环与出水边相交处;流体入口位置的叶片受力较大,在流体出口处叶片所受压力较小;叶轮2、叶轮3叶片吸力面有明显的负压,最有可能造成空蚀破坏,叶轮1受冲击叶片的吸力面负压区较小,在叶轮进口部分没有出现压力陡变的情况,这对叶轮的空蚀和水力的冲击状况是很有利的,而且提高了叶轮的能量性能。

图2为叶片截面等压分布图。从图2可以看出:叶轮2的叶片,截面压力分布较均匀,在吸力面负压区,压强最小区域靠近叶片头部,易发生空蚀;叶轮3的叶片,在吸力面最小负压区较大,极易发生空蚀;叶轮1的叶片,整个截面上压力分布较均匀,没有出现压力突变的情况,在整个压力面受力均匀,压力梯度递变正常,在吸力面上也没有产生较大的负压。

图3为压力面等压分布图。从图3中可以看出:叶片上压力分布从进口边到出口边逐渐降低,压力等值线基本上与进出口边平行,过渡均匀平稳,对应位置压力面压力高于吸收面压力,在叶轮内的周向上形成了压力梯度;叶轮1、叶轮2压力递变正常,没有出现剧烈突变,叶轮3压力递变梯度较大。

4 结论

本文引入叶轮设计模型,基于Fluent的N-S方程和标准的K-epsilon湍流模型,用SIMPLE算法进行了油井井下多种发电机叶轮对比仿真分析,可得出以下结论:

(1)从叶轮整体的受力情况来看,在流体入口处,叶轮叶片受力较大,流体出口受力较小,叶轮内部存在明显的低压区,叶片外围是高压区,内部压力较小,在吸力面存在负压区。当叶片转至水平位置时,压力面和吸力面压力相差较大,且在吸力面产生负压区,在该区域易造成空蚀。

(2)从整个设计分析过程和结果来看,不管何种叶形的叶轮都会产生不同程度的空蚀,因而采取一种合理的叶形是减少叶片空蚀破坏的关键。从分析图可看出叶轮1的叶形较符合设计要求,受冲击叶片的吸力面负压区较小,在叶轮进口部分没有出现压力陡变的情况,这对叶轮的空蚀和水力的冲击状况很有利。

参考文献

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Fluent仿真分析 篇7

一般太阳能板置于室外空旷的场所, 并且表面积较大, 需要专有的设备对其支护, 为了设计出强度符合要求的太阳能板支架, 就需要对太阳能板件上的风载荷进行分析。

2 模型引入

选取湖面上太阳能板进行风载荷分析, 如图1 所示, 太阳板的长度为2 米, 板与板之间的间距为0.5 米, 板面与湖面的倾角为24 度, 计算太阳能板在8 级大风下所受的载荷, 风力约为17.2m/s-20.7m/s, 取最大风速20.7m/s。

3 建立有限元模型

在Gambit中建立太阳能板风载荷计算的有限元模型, 将板件上下端5 米、左右端10 米处设为空气流动区域。将模型的左右边界线设成与板面垂直, 并以太阳能板两端为边界对风力吹袭区域分割成数个矩形区域, 有限元模型如图2 所示。将太阳能板的边线设为Wall, 模型上下边界设为速度入口, 右边界线为流量出口, 然后导出mesh文件。

4 Fluent分析

打开Fluent二维求解器, 导入mesh文件, 检查网格并查看网格信息, 共有179600 个网格单元, 360340 个面, 180738 个网格节点, 设置模型材料为空气, 采用标准的K-epsilon模型进行求解, 设环境压强为101325Pa, 忽略重力影响, 设置速度入口为20.7m/s, 进行求解, 结果如图3、图4 所示。

5 分析结果

由上图可以得出, 在初始风速为20.7m/s的作用下, 模型中风速最大值达到39.6m/s, 第一块太阳能板附近风速约为15m/s, 该板正面所受最大压强约为1300Pa, 板件背面最大压强约为900Pa, 出现在板的上边缘区域。中间板正面与背面所受压强维持在800Pa-1000Pa之间, 第三块板所受压强在900Pa-1400Pa之间。

摘要：以湖面上太阳能板为研究对象, 用Gambit构建出太阳能板风载荷分析的有限元模型, 将模型导入fluent, 设置分析类型和边界条件之后求解, 得出了太阳能板周围空气速度云图和板件上的压强云图, 根据压强云图分析了各板件所受载荷的特点。

关键词：太阳能板,风载荷,有限元分析,fluent

参考文献

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