内部流场（精选九篇）
内部流场 篇1
关键词：轴流泵,空化,空蚀,数值模拟
0引言
轴流泵具有大流量的突出特点, 在泵站、电站和船舶工程中有着广泛的应用。近年来随着使用的增多, 在保障轴流泵稳定运行方面, 由于长时间运行、工作环境恶劣等原因, 叶片裂纹和机组振动成为一个主要问题。
Donald P.Sloteman[1]认为泵的不稳定运行可导致压力脉动、改变流量以及使泵产生振动等问题, 而造成不稳定性的主要原因是不可压缩的泵系统中混入了空化蒸气这样的可压缩介质。在空化诱发侵蚀、造成系统不稳定运行方面, Cooper[2]、Bolleter[3]等人曾作过深入研究。对于轴流泵, 空化现象是导致叶片裂纹、机组振动、扬程下降的一个主要原因, 并影响整个系统运行的稳定性。
Werner Lauterborn[4]对空化现象进行了分类, 并对空泡的运动进行了深入研究, 水力机械的空化属于流动过程中的张力引发的。S.Arrojo[5]和V.S.Moholkar[6]分别对水力空化和水力空化过程中的声化学现象进行了理论研究。空蚀现象是对水泵结构及材料造成破坏的一个重要因素, F.Pereira[7]利用统计分析的方法对空化、空蚀现象进行了分析研究。Matevz Dular[8]利用可视技术通过对水洞中翼型的空化、空蚀问题进行测量分析, 初步验证了空化结构和空蚀之间的内在关系。
为保证水泵运行的稳定性, 在水力设计过程中需要考虑一些影响泵空化性能的参数, 数值计算作为一个重要的研究手段, 对空化问题的模拟研究可以起到改善水力设计的作用[9]。OKITA K.[10]、X.B. Zhang[11,12]和甘加业[13]等学者都曾对水力机械和水力翼型的空化、空蚀现象作过数值模拟研究。
对轴流泵在偏离设计工况下的空化现象进行模拟研究可揭示造成空蚀[14]、叶片裂纹、机组振动、扬程下降的微观机理, 对改进水力设计、提高运行稳定性具有重要作用。哈尔滨工程大学的周继良[15]对某船舶推进装置中轴流泵的空化问题进行了模拟研究, 得到了叶型成型规律对水泵空化性能的影响。
本文以自行设计的某电站轴流泵为模型, 利用欧拉-欧拉模型对偏大流量工况下的空化问题进行数值模拟分析, 研究轴流泵空化和内部流场之间的关系, 并确定空化对其性能的影响, 对进一步完善轴流泵的设计工作具有重要意义。
1模拟方法和控制方程
1.1物理模型
轴流泵的设计参数:比转速ns=532, 流量Q=4.66 7 m3/s, 转速n=1 450 r/min, 叶轮外径为765 mm, 扬程h为60 m。将整个泵段分为入口段、叶轮段和导叶体3部分, 入口段、叶轮段分别为喇叭型和球型结构。
1.2模拟过程
在轴流泵运行过程中, 外界工况会不断发生变化, 使其基本不在设计工况点运转。当轴流泵运行在较大流量工况时, 就可能有空化现象发生。本文对流量Q=5.2 m3/s的大流量工况进行数值模拟, 以研究轴流泵的空化问题。
为更好得到空化模拟的收敛结果, 在相同条件下先进行轴流泵内非空化流动的计算, 再将此计算结果作为空化模拟的初始值。
1.3控制方程
利用欧拉-欧拉模型方法中的均相流模型对轴流泵偏大流量工况下的空化流动进行模拟, 控制方程为:
连续性方程:
式中:xi为坐标系各坐标轴分量;
平均速度矢量为:
式中:
动量方程:
式中:fi为单位质量流体力在各坐标轴上的分量;P为流场压力;μm为混合相分子黏性系数, μm=αfμf+αgμg。
能量方程:
式中:Tm为混合相温度, Tm=αfTf+αgTg;SmT为混合相源项, SmT=αfSTf+αgSTg。
体积守衡方程:
为使控制方程封闭, 采用RNG-ε湍流模型来确定黏性系数:
式中:Gk为速度梯度产生的紊流动能,
取常数C′μ=0.084 5, C1ε=1.42, C2ε=1.68, σk=0.719, σε=0.719 4。
1.4边界条件
根据流量给定进口速度, 进口液体体积分数设定为1, 气体体积分数设定为0。出口给定压力边界条件, 假定固体壁面无滑移, 近壁区应用标准壁面函数。气泡的运动规律由Rayleigh-Plesset方程确定, 相间质量传递由空化模型控制 (非空化模拟时不予激活) 。
2计算结果及分析
2.1非空化计算结果及分析
轴流泵叶轮叶片是发生空化的危险区域, 需要重点研究。图1为非空化工况下叶片背面的压力分布, 从图中可以看出, 自叶片进口有一压降过程, 由于这一区域占据面积较小, 表现并不明显。进口附近存在一低压带, 整个背面的压力最低点即位于此, 且靠近叶缘部位, 这也是发生空化的危险区域。经过此低压带后, 压力逐渐增大, 且呈带状分布, 规律性明显。
2.2空化计算结果及分析
图2给出了轴流泵整个轮毂表面气相体积率的分布情况, 从图中可以看出, 进口段和导叶体段气相体积分数接近于0, 说明在上述两个区域轮毂表面不存在空化现象。轮毂与叶轮叶片背面的接触部位, 气相体积分数较大, 表明此区域有空化发生, 气相份额最高占据94.15%, 证明空化已经比较剧烈, 这也是空蚀破坏比较严重的部位。
轴流泵叶片的空间扭曲度较大, 是空化潜在危险最大的部件之一。图3为叶片表面气相体积分数分布图, 由图3 (a) 可以看出, 叶片工作面无空化发生, 在进口区域靠近叶缘部位有少量气泡, 可能是介质流动中夹带的空化气泡。图3 (b) 中叶片背面气相体积率的分布情况表明空化已经发生, 且空化最严重的区域位于叶片进口附近, 根据图1分析结果, 此区域为一低压带。
结合图1和图3发现, 叶片背面的压力分布规律和气相体积分数分布规律比较相似, 都呈带状分布, 但进口区域空化带面积比低压带有所扩大, 说明空化比较剧烈。二者梯度变化趋势相反则表明叶片背面低压带发生空化的潜在危险最大。
图4为导叶表面气相体积率分布图, 从图中可以看出, 整个导叶表面气相体积份额较小, 少量气泡呈星点状分布, 且在导叶进口边附近聚集较多。根据轮毂处气相分布情况, 说明导叶体段未发生空化, 其中的微量气泡可能为叶轮段空化产生并随介质运动至导叶段所致。
经计算发现, 空化工况下的扬程为36.68m, 效率仅有51.26%, 与非空化工况下的54.12m和79.26%相比, 有明显下降, 说明轴流泵空化比较严重, 对扬程和效率已有较大影响。
3结语
利用欧拉-欧拉方法的均相流模型对轴流泵较大流量工况进行了空化模拟, 通过对压力和气相体积率分布情况进行分析, 得到以下结论。
(1) 在流量Q=5.2 m3/s时, 本文设计轴流泵的空化已发展到比较剧烈的阶段, 对扬程、效率的影响比较显著, 在实际工作过程中应尽量避免在大流量工况下运行。
(2) 叶轮叶片背面的空化带和低压带相对应, 是发生空化潜在危险较大的区域, 同时, 叶片背面的空化会对叶轮段轮毂的空化造成一定影响。
(3) 有效预测并验证了空化工况下, 叶片背面进口附近低压带及其与轮毂相接部位为轴流泵空化、空蚀比较严重的主要区域。
塞式喷管流场计算 篇2
采用NND差分格式,对塞式喷管轴对称流场进行了数值模拟.通过流场分析,可以对塞式喷管火箭发动机有清楚的认识.计算表明,NND格式有很好的分辨率;无粘和有粘的情况流场结构和性能相差悬殊;塞式喷管的自适应能力很好.
作 者：刘金合 宋明德 作者单位：北京航空航天大学,国家计算流体力学实验室,北京,100083 刊 名：空气动力学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：ACTA AERODYNAMICA SINICA 年，卷(期)： 20(4) 分类号：V231.3 关键词：塞式喷管 EULER/NS方程 数值模拟
内部流场 篇3
关键词：酱后皮渣；流场分析；试验研究；分离装置；番茄酱
中图分类号：S226.5 文献标志码：A 文章编号：1002—1302（2016）01—0380—03
加工番茄又称工业番茄或酱用番茄，其皮厚汁少，可溶性固形物含量高。新疆地处我国西北边陲，具有独特的光热和水土条件，是仅次于意大利、美国后的世界第三大番茄酱产区，同时也是亚洲最大的番茄生产和加工基地。2012年新疆加工番茄种植面积约5.87万hm2，加工番茄产量为579.46万t，占番茄总产量的84.80%，生产番茄酱62.87万t，产生酱后皮渣20万t以上（约占番茄总量的3%～5%）。酱后皮渣深加工潜力巨大，但因酱后皮渣中除番茄籽、皮外，同时含有少量果梗、果胶及未提取干净的番茄汁，各成分比重相差不大，且在果胶作用下黏结、包裹在一起，造成分离困难。随着现代高性能计算机技术的发展和流体力学的进步，以理论分析、试验研究与数值模拟结合，成为研究流体流动的重要手段，产生了以有限体积法为主要基础的新学科——计算流体动力学（computational fluid dynamics），已在工程技术的各个领域成功应用，具有很强的实用性。
王启龙在机械搅拌制备SiCp/2014复合材料及搅拌过程中应用了标准k-ε模型。韩兴丽在敏化机设计及其搅拌槽内三维流场数值模拟中也选择标准k-ε模型。安自成在机械搅拌槽流场的粒子图像测速技术（parirle image veloci-metry，PIV）试验研究及数值模拟中发现RNGk-ε模型和大涡模拟所得到的流场分布图基本上都能与试验相匹配。郭立栋应用波浪数值模型耦合模型对斜坡堤上的越浪问题进行研究，分析了越浪过程的流场和紊动特性等。Prajapati等利用流体体积函数（volume of liuid，VOF）模型对流过绝热毛细管的制冷剂进行数值计算，模型的数值模拟预测与试验结果非常一致。封立英利用VOF模型对混凝土搅拌输送车搅拌筒内的自由液面及出料情况进行模拟分析，并对设计提出建议。钱忠东等将水沙视为互相渗透的连续介质，并充分考虑水沙问以及沙粒之间的相互作用，对二维淹没射流作用下的无黏性沙床冲刷进行数值模拟。龚希武等对颗粒相（沙）进行拟流体化处理，对近岸水域水平流环境下的潮流行为与海床泥沙起運、耦合运动机理进行模拟研究。陈鑫等对VOF和Mixture多相流模型在空泡流模拟中的应用进行了对比，结果显示Mixture模型更容易实现复杂多相空泡流动问题的模拟，但模型本身存在较大的数值耗散，不利于精确捕捉相问交界面。
离散相模型预测连续相中，由于湍流涡旋的作用而对颗粒造成影响。李亚林等忽略离散相对连续相的影响，采用相问非耦合法，以示踪粒子作为离散相，对离心泵内示踪粒子运动进行了数值计算；董全成等应用离散相模型（discrete phase model，DPM）对气流式皮棉清理机中的棉纤维以及杂质的运动轨迹进行仿真模拟，并通过现场的加工试验验证，表明数值计算所得出的优化组合和优劣分析是可行的，为气流式皮棉清理机的加工工艺改善提供了依据。Ammar等利用多重参考系模型（multiple reference frame，MRF）模拟挡板长度对搅拌槽内紊流的影响，计算结果与试验数据非常一致；Cao等對一个新式管状搅拌反应器中的流动使用标准k-ε模型和MRF模型进行了模拟，结果显示管内流体流动是湍流流动，且搅拌可以提高反应器的性能；宋淑然等采用MRF模型，将可动风机的转速作为仿真的初始值，利用数值及正交试验的方法，对风送式喷雾机的喷筒结构进行了优化设计，结果显示MRF模型，以风机转速为初始条件，对喷筒出风口速度的数值模拟是可信的。
本研究在离心筛分装置模拟建立和网格划分的基础上，设定初始条件与边界条件，采用VOF多相流模型、离散相模型和动参考系模型，对不同刮板转速工况下离心筛分装置内部流场和番茄籽运动轨迹进行分析，通过单因素试验验证刮板转速的显著性影响，为加工番茄酱后皮渣机械化分离装置的优化提供依据。
1基于不同转速的内部流场分析
1.1数值模拟几何模型建立
采用多重参考系模型模拟初次分离装置内部流场，在SolidWorks建立三维模型时，分刮板转动区、非转动区两部分建立（图1），利用Gambit前处理软件在非转动区减去刮板转动区，得到静止区；在刮板转动区中减去转动刮板片，得到转子区。
1.2几何模型网格划分
网格划分是将建立和分割好的三维实体模型进行连续地离散化，是数值模拟前处理的重要组成部分。Gambit为fluent5/6提供的体网格类型（Elements）有四面体网格、六面体网格、锥形和楔形网格，指定的格式类型（type）有结构化网格、非结构化网格和混合网格。其中，结构化网格内部的所有节点按照一定规则排列，网格区域内所有的内部点都具有相同的毗邻单元，网格生成速度快、质量好，数据结构简单；非结构化网格是指网格区域内的内部点不具有相同的毗邻单元，节点和单元的分布是任意的。由于酱后皮渣双作用分离内部流动复杂，为了更好地模拟分离装备内部流动，将初次分离模型分刮板转动区和非刮板转动区，将二次分离模型分离心筛分区和斜板沉降区，分别进行非结构化网格划分。网格的划分结果如图2所示。
1.3不同刮板转速内部流场分析
在不同刮板转速的工况下，离心筛分滚筒内空气与介质水的两相流云和番茄籽的运动状态如图3所示。
从图3可以看出，在刮板转速为30 r/min时，介质水在离心滚筒内部上升到一定高度后，又反方向落回滚筒底面，番茄籽交叉上升下落向前推进；在转速为60 r/min时，介质水在离心滚筒横截面内上升到一定高度后，近似抛物线下落到滚筒底面，番茄籽在轴向以抛物线下落的形式向出皮口推进；在刮板转速为90 r/min时，介质水与空气相在离心滚筒内相互混合，番茄籽在离心滚筒横截面内做近似圆周运动，在刮板的轴向作用力下，向出皮口推进。
2基于不同刮板转速的单因素试验
通过单因素试验确定刮板转速对皮渣分离净度和溢流损失的影响，试验变量刮板转速取值为30、45、60、75、90 r/min，试验结果见表1。
刮板转速对分离净度和溢流损失影响的变化趋势如图4所示。可以看出，在刮板转速为60 r/min左右时皮渣分离净度取得最优值，溢流损失随着喂入量的增大呈增高趋势。
从方差分析结果（表2、表3）可以看出，刮板转速对皮渣分离净度、溢流损失均存在极显著影响。综合刮板转速对皮渣分离净度、溢流损失的影响（溢流损失控制在5%内），确定刮板转速的水平变化范围为50～65 r/min。
3结论
本研究利用SolidWorks建立离心筛分装置的三维几何模型，并采用Gambit前处理软件进行网格划分和边界条件设定，借助fluent求解器的MRF转动模型VOF多相流模型分析了离心筛分装置内部的流场分布，利用离散相模型追踪皮渣在分离过程的运动轨迹，通过单因素试验确定了刮板转速对酱后皮渣双作用分离的显著性影响。
除尘器组合喷嘴内部流场分析 篇4
关键词：内部流场,数值模拟,除尘器,喷嘴
0引言
BAAS-MS-11-130°是由德国Dietrich Baas生产的喷雾除尘喷嘴,由7个喷孔组成,跟国内大多数除尘喷嘴相比,其具有喷雾效率高、除尘效果好、喷孔不易堵塞等优点。
对喷嘴喷雾效果有影响的主要因素有:喷嘴内部的液体动力学、液体喷射表面波的发展和气体的扰动作用、喷嘴的几何特性、液体本身的物理特性、喷射压力与环境气体背压的差值。这些因素相互影响、相辅相成,最终决定了雾化的效果[1]。
对于内部结构相对复 杂的BAAS-MS-11-130°喷嘴,其内部流体动力学是影响喷嘴喷雾效果最基本的因素之一,由于内部液体的流动情况无法直接观测,因此只能通过 数值模拟 的方式得 到喷嘴内 部流场特 点[2,3,4],观察其优于其他喷嘴的内部结构以及液体在其内部流动、喷射的原理。针对BAAS-MS-11-130°喷嘴特点以及喷嘴喷雾的影响因素,本文应用CREO对其进行三维实体建模,然后导入到ANSYS-Fluent中对其进行流体分析。
1BAAS-MS-11-130°喷嘴的三维实体模型
1.1BAAS-MS-11-130°喷嘴结构特点
图1为BAAS-MS-11-130°喷嘴的截面图。它是由7个单路压力雾化喷嘴组成的组合雾化喷嘴[5,6,7]。 单路压力雾化喷嘴也称简单离心式喷嘴,利用喷嘴内流旋件产生液体旋转,在收敛通道内加速喷出空心锥状液膜,利用液体与外界空气的高速差而破碎、雾化。
旋流件离心力 是液体加 速喷出的 关键,BAASMS-11-130°喷嘴旋流件为可拆卸的斜孔片,水由入口通过旋流器的斜孔流入与其相连的带有锥型过渡段的旋流室后由喷口喷出。改变旋流器的形状和角度可以使其旋流作用加强,从而取得较好的雾化效果,同时可以增大喷嘴的条件雾化角。与旋流件(片)相连的旋流室及喷口同样重要,它们可以组成一体(统称雾化器), 也可以分开为单件。BAAS-MS-11-130°喷嘴的主要尺寸参数如下:
喷孔数n: 7;
入口直径D(mm): 24;
喷口直径d1(mm): 3;
斜孔直径d2(mm):1.46;
斜孔角度α(°): 43;
斜孔间距L(mm):5.8。
1.2BAAS-MS-11-130°喷嘴的三维建模
由于喷嘴结构复杂,尤其是存在部分细小结构,导致网格质量低,因此首先简化喷嘴模型,忽略不影响分析结果的结构,如部分倒角、定位槽[8,9,10]。
应用CREO软件对喷嘴进行三维实体建模(见图2),之后在ANSYS中的ICME模块中生成喷嘴的内部流体区域,并建立外部空气模型,完成喷嘴的网格划分,见图3。
网格生成是数值计算的基础,针对喷嘴模型特点, 为提高计算精度、加快收敛速度,对该喷嘴采用混合网格的划分方法,即对喷嘴及与喷嘴连接的部分空气区域进行四面体网格划分,对斜孔及喷水孔进行部分加密,对几何形状规则的空气部分进行六面体网格划分。 这样既保证了网格的适应性,又通过六面体网格大大降低了网格的数目。
2BAAS-MS-11-130°喷嘴的数值模拟
2.1数值计算模型的选择及边界条件的设置
(1)湍流模型的选择:针对BAAS-MS-11-130°喷嘴涉及到喷嘴旋流室内的旋流,以及Realizable k-e (带旋流修正的k-e)模型的优势,参阅相关参考文献,最终选用Realizable k-e湍流模型。
(2)多相流模型的选择:VOF模型适合有自由表面流,可捕捉气液两相的界面。因此,对BAAS-MS11-130°组合喷嘴的内部气液相流动和喷雾情况的研究选择VOF模型[11,12,13,14]。
(3)边界条件的设置:入口边界条件为速度入口, 入口速度设置为3m/s;出口边界条件为压力出口,出口压力为0Pa。
2.2内部流场结果及分析
将划分好网格的喷嘴模型导入到ANSYS-Fluent软件中进行流体分析,观察喷嘴内部液体流场及液体流动情况,BAAS-MS-11-130°组合喷嘴Y截面 (即y=0平面)液体流入速度轨迹如图4所示,其旋流室横截面液体流入速度云图如图5所示。
由图4可以清楚地观察到,液体流入喷嘴主体空腔内时在四周形成涡流,使液体加速流入各旋流室。 由图5可以看出,经过喷嘴空腔的加速作用,液体的速度相对入口速度3m/s有所增加。
之后液体通过旋流件的斜孔流入与其相连的带有锥型过渡段的旋流室,液体在旋流室内旋转产生涡流,为液体从收敛通道内加速喷出提供条件。旋流室内流体的速度轨迹和横截面速度云图如图6、图7所示。
图8为BAAS-MS-11-130°组合喷嘴出口处Y截面速度云图。由图8可以看出,喷嘴出口处的速度远大于进口处的速度,说明喷嘴的整体结构加强了液体的雾化效果。同时各旋流室之间的角度扩大了喷嘴整体的喷雾角度,从而扩大了整体的喷雾面积。
2.3不同入口速度对喷嘴喷雾的影响
为了进一步获得更好的喷雾除尘效果,改变入口速度并再次进行数值计算,得到入口速度与喷雾角度、 喷嘴出口最大速度以及液体加速度的关系,见表1~ 表3。可以看出随着入口速度的增加,喷雾角度呈现出缓慢增加的趋势;喷嘴出口最大速度以及液体加速度都是增大后再减小。综合3者发现,在入口速度为4.5m/时,喷雾效果较为理想。
3结论
通过数值模拟研究BAAS-MS-11-130°组合喷嘴, 直观地展现了内部结构复杂的喷嘴的内部液体流动情况。其结构优势主要是:进口空腔使液体进入后形成涡流加速液体流动;旋流件以及旋流室使液体形成旋流,离心作用使液体进一步加速;周围6旋流室与中心旋流室呈一定角度,加大了整体雾化的角度和雾化效果。
制退机内部流场空化特性数值仿真 篇5
制退机是火炮上控制受力和运动的重要部件,通过挤压制退液使其流过流液孔以达到耗能的目的,从而保证火炮射击稳定性。由于制退机内部工作压力较大,工作腔和非工作腔有较大的压差,又存在液流的高速冲刷作用,这就为流动空化现象的发生提供了条件。
杨玉栋等[1]研究了制退机节制环磨损的机理,认为由于流体的空化作用会产生大量气体空泡,如果这些空泡溃灭在固壁附近,则不断溃灭的空泡会产生极高的瞬时高压,破坏固体壁面,即为气蚀,由此导致了节制环的磨损。 周成等[2]研究了固体颗粒对制退机内部的冲刷磨损,认为制退机故障是火炮常见故障之一,漏液和磨损是导致制退机失效的主要故障模式,其中节制环磨损和制退杆活塞磨损是制退机磨损失效的主要因素。张晓东[3]等研究了考虑空化效应的火炮复进运动,认为制退机在后坐过程结束时,空化形成的大量空泡被冲到非工作腔。在空泡还未全部溃灭时,复进运动已经开始,还推导了复进阻力公式。 范永等[4]分别建立了火炮制退机的二维和三维模型,采用了压力出口的边界条件,计算了制退机内部的流动特性,得到了较好的结果。贾文华等[5]分别计算了导弹水下发射和液压阀的空化效应,为计算制退机的空化效应提供了有益的参考。现针对制退机流动空化效应这一复杂问题,采用商用CFD软件FLUENT建立了简化计算模型。 考虑了流动的动态特性,采用了全封闭的计算区域和Mixture气液两相流模型,对制退机内部流动情况进行了较为完整的仿真,仿真结果定性地反应了制退机内部的空化效应,同时也表明了在后坐结束时刻,非工作腔部分区域充满着泡沫状的制退液。
1制退机计算模型的建立( 图1)
火炮发射时,后座部分沿导轨向后运动,制退杆活塞挤压Ⅰ腔内的制退液,导致Ⅰ腔工作压力增大,使制退液分为两股液流流出,其中一股流入非工作腔Ⅱ,另一股液流流入Ⅲ腔,由此达到耗能作用。经典理论认为,由于制退杆的不断被抽出,Ⅱ腔会出现真空。Ⅲ腔由于始终充满液体不会产生真空。
1. 1模型简化
因为制退机内部结构较为复杂,为了减小仿真的难度,同时又尽力保留其内部真实结构,对制退机做了以下简化:
1) 将三维流动简化为二维轴对称流动,计算时取其一半。
2) 简化调速筒活瓣装置,使其在后坐过程中始终处于打开状态。
3) 将制退活塞上的流液通道简化为环形流液孔,但倾角为实际尺寸。
4) 将变直径的节制杆简化为等直径的节制杆。
在基本保持制退机结构尺寸的情况下,简化后的制退机模型如图2所示。
1. 2网格划分
1) 制退机的运动边界采用导入profile文件的方法驱动边界运动,使得制退杆和制退活塞按照实测炮管后坐速度抽出。在抽出的过程中,运动区域的网格采用动态层变方法自动更新。其原理是: 当工作腔内的网格受到压缩时,网格会压缩变形继而和邻近层的网格合并; 非工作腔内的网格则受到拉伸时,网格会拉伸然后分裂生成新的网格。
2) 通过对模型内部区域进行分区来划分网格,动区域内采用规则的四边形网格,并且控制网格的疏密程度, 使贴近壁面的网格更加精细,以此来代替流动的边界层。 对于不规则形状的静区域则采用三角形非结构网格,并严格控制网格质量。区域和区域之间采用interface条件进行数据交换。
3) 除了对称轴为对称边界条件外,其他外部边界均作为壁面边界条件处理。壁面有动壁面和静壁面之分。
最后整个计算区域共生成89 184个网格,网格划分足够细密,可以使求解结果不存在网格依赖性。图3即反映了活塞这一局部区域的网格。
1. 3模型设置
仿真是在常温( 20 ℃ ) 下进行。制退液设定为不可压缩粘性流体,密度为1 160 kg·m- 3、动力粘度为0. 01 Pa·s。 制退机内部流动属于三维非定常的湍流,有运动边界且存在高速真空射流,因此具体设置如下:
1) 采用Realizableκ - ε 湍流模型,压力速度场耦合方式采用Coupled方式。
2) 制退液为斯切奥尔- M液,其蒸馏水含量超过30% ,为方便计算,设置主相为水,第二相设置为水蒸气( water - vapor) ,两项之间的反应机制为cavitation。
3) 操作压力设置为一个大气压,初始时刻设置水介质体积分数为1,水蒸气体积分数为0。
4) 计算步长的选择原则: 首先保证网格生成和压缩不受影响,即动边界每时间步移动跨距不能大于网格间距; 其次要保证单时间步迭代计算的收敛性。选择时间步长为1e - 06 s,总迭代次数为160 000次,计算时间为后坐时长0. 16 s。
按照以上设置取合适的隐式松弛因子,进行非定常计算,并监视工作腔和非工作腔的压力、速度、液体体积分数等特征量随时间的变化关系。
2仿真结果与分析
仿真计算结果收敛并将数据导入到Techplot中进行分析,图4给出了实测后坐速度和制退机内射流的速度随时间变化的对比曲线。图5给出了工作腔最大压力随时间变化的曲线。从两图中可以看出火炮制退机在0. 013 6 s时后坐速度达到最大值13. 490 m / s,与此同时, 制退机内射流速度急剧升高,达到了127. 32 m/s。但是工作腔最大压力出现在0. 011 s左右,最大压力为16. 78 MPa,提前于后坐速度最大时刻,但相差不大。这是因为后坐的前一段时间为后坐加速阶段,制退液受到剧烈压缩,一定时间后射流速度增大,压力才开始卸载。图6 - 图8分别截取了特定时刻的压力、速度和流线云图。从中可以看出射流在流液孔下方速度达到了最大,同时压降也最大,一些地方出现了负压,这是因为制退机内部出现了一定真空,但真空区域很快被泡沫化的制退液填充。当液流进入非工作腔后,由于其速度很高,当它和腔内的液体迅速混合后,在活塞附近立刻形成湍动能很高的漩涡。 通过这一过程制退液压力、速度下降,温度升高,后坐能由此转化为液体的内能,最终达到耗能制动的目的。
图9为非工作腔内最大气体体积分数随时间变化的曲线,从图9中可以看出在0. 012 s左右流体开始出现空化现象。由于随着制退杆不断地抽出,非工作腔内抽出的体积始终大于入射的射流的体积,所以导致其内部容易出现真空,流体易出现空化现象; 又由于制退液经过环形流液孔时,流道突然缩小流速急剧升高,因此流液孔处压力下降,此处制退液将会出现剧烈空化现象。 但是此处流速很高,空化了制退液被冲到了非工作腔内,和原来已经部分被空化了的制退液混合形成漩涡, 并占据比自身体积大的区域,形成泡沫化的制退液维持着非工作腔的低压状态,所以此时非工作腔并不存在很大的真空段。
从图9和图10中可以看出,随着后坐过程的进行,非工作腔的低压状态一直持续存在,空化区域的面积先扩大( 图10中比较亮的区域即为空化的区域) 然后有所减少, 这是因为随着后坐过程的进行,部分已经泡沫化的制退液被高速的液流冲到非工作腔右端。由于后坐过程只有0. 1 ~ 0. 2 s,所以后坐结束时制退机的非工作腔的前段充满着大量被空化了的制退液,即为泡沫化的制退液。因此可以推测,当复进运动开始时,首先是泡沫化的制退液受到压缩,然后空泡溃灭的过程。此时空泡在制退机内部零部件壁面处爆炸,气蚀现象发生,零件的表面光洁度和零件的可靠性受到影响。
3结语
1) 火炮制退机后坐时,由于压力下降,在节制环附近和非工作腔内易出现空化现象。
2) 在后坐过程中,非工作内存在泡沫化的制退液,同时压力降低程度较大的区域,气体体积分数也较高。
3) 火炮在后坐结束时,非工作腔的前端充满着泡沫化的制退液,并不存在较大的真空段,复进时,首先压缩的是充满泡沫化制退液的区域。
摘要：通过建立基于动网格的制退机二维简化模型,采用Realizableκ-ε湍流模型、多相流Mixture模型和气穴模型研究了火炮后坐运动过程中制退机内部的流动特性。仿真结果预测了制退机内部气穴发生的区域,较为精确地显示了流场内压力、速度和气体体积分数的瞬时分布,认为制退机在后坐结束时期其非工作腔部分区域充满泡沫化的制退液。该结论可以为制退机的优化设计和故障诊断提供理论参考。
新型油气混合器的内部流场分析 篇6
油气润滑是一种新兴、环保、节能的精细润滑技术,相对于传统润滑方式,尤其适用于高温、重载、高速、极低速及有冷却水和脏物侵入润滑点等恶劣工况[1]。目前,国外关于油气润滑技术的研究和应用已经接近完善,一些润滑设备品牌公司研发出自己专利产品,占据很大市场份额。国内对油气润滑系统的整体理论、油气润滑参数和管道布置问题研究缺乏,尚无成熟产品[2]。
随着计算机仿真技术的发展,目前部分学者开始采用CFD技术研究管路中的两相流。国外学者致力于气液两相流机理的理论研究,S.Ghora等[3]采用数值仿真和实验相结合的方法,研究了气体速度和体积分数对油气润滑管路中气液两相流界面的影响,其得到的数值仿真和实验结果相互吻合。Schubring等[4]通过实验分别测量出水平管路中顶部、底部和水平方向的油膜厚度,分析了油膜分布规律,并进一步确定了环状流稳定流动的条件。A.Parvareh等[5]在研究水平和竖直管道中的气液两相流形成机理时,采用CFD仿真和ERT试验检测相结合的方法,研究了一种简单的油气混合器中气液混合情况,两种方法的结果具有很好的一致性。Moon等[6]在研究了油气润滑系统影响因素的基础上,基于表面响应法建立了预测模型,并对该模型进行了检验,结果表明该模型在不同油含量工况下具有一定的可靠性。
国内学者则致力于气液两相流在工程实践中运用的实验研究。王建文[7]研究了油气润滑中环状流形成条件,分析了不同雷诺数对润滑油铺展的影响。卢高林等[8]研究了油气润滑中环状流周向分布均匀性和润滑油流动稳定性。王科等[9]采用VOF模型对水平管高速气流下的气液两相液膜波动进行仿真,显示了卷吸夹带现象。李志宏等[10]对水平管路中油气两相环状流提出了新的供油方式。谢黎明等[11]研究了雷诺数对气液两相流中油滴大小和连续性的影响。杨铁林等[12]研究了可调式油气混合器及其控制回路,实现了空气和油比例混合。张永锋[13]设计了一种实验用油气混合器,可观察到气体和润滑油混合过程,为理论和实验研究提供了直观方法。这些油气混合器结构较为复杂,可以实现油气按比例混合,比传统油气混合器有很大进步,但仍然存在易损件以及一些性能不足,为进一步提高油气润滑性能效率,需要对其进行改进,因此对其结构研究及评价非常必要[14]。
目前针对油气润滑系统应用研究较多,而对其关键技术研究较少,高水平系统主要进口,因此对油气润滑系统关键部件研究非常必要。
本研究结合两相流原理,在结构设计基础上,建立混合器进口处流域模型,对内部流场进行数值仿真,揭示油气形成机理。
1 新型油气混合器
油气润滑系统中润滑油以压缩空气为动力,沿着输送管壁波浪形地向前移动。润滑油和压缩空气在混合器中混合,润滑油在压缩空气的作用下形成油滴,非连续地粘附在管道内壁上,随着压缩气体快速流动,油滴移动并逐渐被气体吹散变薄,并沿管壁流动形成连续油膜,油膜厚度逐渐变薄但不会凝聚或与气体融合,形成典型环状流沿管路传输,最终进入润滑点。油气混合润滑可以把连续的、均匀的微量环状油膜输送到需要润滑的位置,在摩擦副表面可以形成连续的油气两相膜阻止摩擦面的直接接触。压缩空气为油滴流动提供动力,也而且对润滑点起到了冷却作用。
油气混合流的形成如图1所示。
油气混合器作为油气混合系统的关键部分,润滑油和压缩空气在其中进行混合,使油液很好地分散成油滴,均匀分散在管道表面。
油气混合器内部结构如图2所示。
1—喷嘴;2—聚气罩;3—止回阀阀座;4—止回阀阀体;5—止回阀弹簧;6—止回阀阀芯;7—计量阀弹簧;8—计量阀衬套;9—Y型密封圈;10—计量管;11—切换阀;12—切换阀护垫;13—润滑油入口;14—空气流量调节螺母;15—空气流量控制阀阀芯;16—空气入口;17—油气出口
新型油气混合器包括润滑油计量阀、止回阀、切换阀、空气流量控制阀、空气入口、润滑油入口以及油气出口等。计量阀精确计量润滑油每次冲程的供给量;止回阀可以防止润滑油回流;切换阀配合计量阀工作,防止计量阀计量管中的润滑油回流;流量控制阀控制空气流入的流量。工作过程:油泵供油,润滑油从入口进入,推动切换阀,挡住计量管下口,同时润滑油推动弹簧进入计量阀;油泵卸载,切换阀落下,打开计量管下口,腔体中的润滑油在弹簧的作用下进入计量管,同时止回阀阀芯被打开,上次冲程计量管中的润滑油进入止回阀中,完成一次计量并发射一个冲程的润滑油至止回阀中。止回阀中的润滑油在每次计量冲程后通过阀座排出,与聚气罩中的空气混合。压缩空气由空气入口进入,通过调节流量控制阀的阀芯位置来调节进入聚气罩中的空气流量。润滑油和压缩空气在聚气罩部位进行混合,使油液分散成油滴后从油气出口排出,形成混合油气。计量阀每个冲程发射的润滑油量与计量阀下部分的计量空间有关。油气中润滑油的含量可以通过发射频率来控制。
该新型油气混合器可精确调控进油量和进气量,油膜厚度可控。为确保润滑点的可靠润滑,满足润滑油膜均匀性、连续性和稳定性的要求,需根据油气润滑系统中压缩空气和润滑油特性,深入研究气液两相流体的环状流型形成机制,对该新型油气混合器的内部流场及其出口管路内的油气两相流的分布情况进行研究,检验其形成的油气效果。
2 数值模拟
2.1 数学模型
由于油气混合器中气液两相有明显分界面,可以采用VOF两相流模型。VOF两相流模型每个计算单元内两相的体积分数和为1。对于空气和润滑油两相流,设空气体积分数为β,则润滑油体积分数为1-β,那么两相流的流体密度为[15]:
式中:ρa—空气的密度,ρo—润滑油的密度,β—空气的体积分数。
油气混合器内部流场中,润滑油和空气两相流并没有混合,由于压缩空气作用,润滑油沿管道内壁呈环状地向前移动,随后逐渐形成一层薄薄的连续油膜。由质量守恒定律可知,单位时间内流出油气混合器的总流体质量等于油气混合器内部流场的质量减少的时间变化率。因此可推导出油气混合器内部流场流体流动的连续性方程[15]:
式中:t—时间;u,v,w—x、y、z方向上的分速度;ρ—流体密度。
同时,根据牛顿第二定律,油气混合器内部流场遵循动量守恒方程,即纳维-斯托克斯方程[15]:
式中:P—流体微团上的压强;fx,fy,fz—x、y、z方向上的体积力;τij—作用在垂直于i轴的平面上j方向的切应力;▽·V—速度散度。
具体公式如下:
2.2 几何模型与网格划分
油气从油气混合器中流出后,逐渐在管路中运行一段距离后才能形成稳定的油膜,而油气混合器结构尺寸较小,因此管道长度与油气混合器结构尺寸就不成比例,建立的几何模型很难划分网格,难以达到收敛的效果,需要进行简化处理。为简化几何模型,笔者通过对初始段管道中油气运动状态进行仿真,研究油气润滑薄膜的衍生过程,可以避免过长的油气管道对几何模型结构的不利影响。
由于CFX的几何模型是指流体流过的区域,而混合阀的内部区域,即空气和润滑油流过的区域比较复杂,不适合在ICEM CFD中直接建立几何模型,本研究先用Solid Works软件画出几何模型,将其导入ICEM CFD,然后在ICEM CFD中修补几何模型。几何模型的最大三维尺寸为26 mm×28 mm×41 mm。
将几何模型导入ICEM CFD后,首先要划分出几何体的不同表面,即为不同的表面命名并创建part。本研究总共创建36个part,每个部分用不同的颜色加以区分。
网格划分时,先设定全局网格参数,最大网格尺寸设定为0.4 mm,采用三角形网格。然后本研究对所有的圆弧面区域进行局部网格参数设定,采用四面体网格,其他网格参数不变。生成网格后再进行质量检查和修改。经过多次修改后,最终各类网格质量均在0.7以上,网格质量较好,可以进行分析。网格数量为437 427,节点数75 713。几何模型网格划分结果如图3所示。
2.3 模拟方法
在材料属性方面,空气温度为25℃,润滑油的摩尔质量为330 kg/kmol,密度为0.875 g/cm3,比热容为1 880 J/(kg·k),动力粘度为0.271 25 Pa·s。
进出口边界条件为:进口边界有两个,分别是润滑油进口和空气进口,设定输入空气入口速度为60 m/s,润滑油入口速度为0.03 m/s,冲程周期为0.5 s。
出口边界是油气出口。考虑到油气润滑会在润滑部位产生一定的气密封压强,压强要高于大气压强,可以设定为静压出口,相对压力设定为700 Pa。
设置全局初始条件:对于瞬态模拟,必须要设定初始条件,设定相对压力为700 Pa;U、V、W三方向速度均为0;选用VOF两相流模型;空气体积分数为1,润滑油体积分数为0,这表明一开始油气混合器中充满空气而没有润滑油。设置求解控制器:设定最小计算步长为1,最大计算步长为200;时间量程类型选为物理时间量程,物理时间量程为0.2 s,表示每个计算步的时长。设置输出控制器:设定输出变量为空气速度、空气体积分数、润滑油速度、润滑油体积分数。
3 实验及结果分析
计算完成后,可以得到每个计算步长的空气速度、空气体积分数、润滑油速度、润滑油体积分数。计算步长共为200步,物理时间量程为0.2 s,故整个模拟过程时长为40 s。由于空气相比于润滑油几乎充满整个气液混合域,空气体积分数接近于1且变化很小,对仿真结果的分析没有作用,本研究不予研究。在前几个计算步长中,由于润滑油还未开始排出,润滑油的体积分数较大,当润滑油开始稳定排出后,润滑油的体积分数减小并趋于稳定。由于润滑油是按冲程周期性注入,润滑油的体积分数也呈周期性变化。因此可以得出润滑油的体积分数变化符合油气润滑实际情况,并且油气中润滑油的含量可以通过冲程周期来控制。故该油气混合器可精确调控进油量,从而达到油膜厚度可控。润滑油体积分数随计算步长的变化情况如图4所示。
后处理中本研究选用速度流线来描述油气混合器中空气和润滑油的运动状态。速度流线是在流场中每一点上都与速度矢量相切的曲线,它给出该时刻不同流体质点的速度方向,而速度流线条数表示不同流体在混合域中的体积分数。
润滑油速度曲线如图5所示。
空气与润滑油速度曲线如图6所示。
灰色曲线表示空气速度曲线。压缩空气首先直线状前进,经过油气混合器聚气罩的回旋环道部位时,压缩空气形成旋气流,并以旋气流的形式推动从止回阀中流出的润滑油,使其逐渐改变前进方式。经过一段管道后,润滑油沿管内壁以环状前进,而大部分空气在油气管道中部流动。同时,空气与润滑油两者之间有明显的边界,并不相互混合,这点可与油雾润滑相区别。黑色曲线表示润滑油速度曲线,润滑油首先充满计量阀管路,并在管路中沿直线前进;润滑油经过止回阀到达聚气罩部位,由于空气的旋气流作用使得润滑油开始改变前进方式。在经过一段管道后,润滑油逐渐变为沿管道内壁呈环状向前移动。
由于空气流量远远大于润滑油流量,即形成的油气混合物中只含有少量的润滑油,大部分为压缩空气。同时,由油气管道的出口压力为700 Pa,油气混合器内的作用压力为1 MPa,而在油气的整个输送过程中压力的损失可忽略不计,因此油气从管道中出来时会由于压力的作用呈喷射状,从而精确到达润滑点。
以上所得结论与油气润滑的两个关键点相符合:
(1)在油气管道初始段,由于压缩空气的作用,使润滑油沿着管道内壁呈环状地向前移动,随后逐渐形成一层薄薄的连续油膜;
(2)空气与润滑油两者之间有明显的边界,并不相互混合。经油气混合形成的油气流通过油气分配器的分配,最后以一股极其精细的连续油滴流喷射到润滑点。该新型油气混合器可以形成有效的油气,可确保润滑点的可靠润滑,保证满足润滑油膜均匀性、连续性和稳定性的要求,达到油气润滑良好的润滑效果。
同时,该新型油气混合器可精确调控进油量和进气量,达到油膜厚度可控,可以适用于多种不同润滑工况。
4 结束语
本研究在分析了新型油气混合器工作原理的基础上,结合CFD两相流基本原理,建立新型油气混合器的流体域模型,利用CFX软件对新型油气混合器的内部流场进行数值仿真模拟,对其出口管路内的油气两相流的分布情况进行了研究,检验其形成油气的效果。
分析结果显示:该新型油气混合器满足润滑油膜均匀性、连续性和稳定性的要求,可达到良好的润滑效果;同时可精确调控进油量和进气量,达到油膜厚度可控,可适用于多种不同润滑工况。在此基础上,可进一步对油气混合器的工作性能进行评价,并对其结构进行优化。该分析过程为类似油气混合器之类复杂混合器的设计,提供了一种功能检验方法,在投入生产前提高所设计的混合器的有效性。
摘要：针对油气混合器进油量和进气量影响润滑点可靠润滑的问题,对油气混合器的工作原理、内部流场、出口管路内油气两相流分布情况等方面进行了研究。结合计算流体力学两相流基本原理,建立了新型油气混合器的流体域模型;在此基础上,分析了新型油气混合器的工作原理,利用CFX软件对新型油气混合器的内部流场进行了数值仿真模拟,检验了其形成油气的效果,并分析了出口管路内油气两相流的分布情况。研究结果表明:该油气混合器可精确调控进油量和进气量,达到油膜厚度可控,从而保证满足润滑油膜均匀性、连续性和稳定性的要求;同时,该分析过程为类似油气混合器之类复杂混合器的设计,提供了一种有效的功能检验方法,可进一步对油气混合器的工作性能进行评价,并对其结构进行优化。
内部流场 篇7
涡轮增压器可以提高发动机的比功率、燃油经济性,还可以改善发动机的排放,因此在汽车行业被广泛应用。而可变喷嘴涡轮能够在全工况范围内实现增压器与发动机的良好匹配,并提高柴油机加速时的增压器响应而得到越来越广泛的应用。
通常在进行涡轮设计时假定涡轮内部的气流是稳定的,但实际上活塞式发动机排气是脉动的,涡轮级内部的气流是不稳定的,这就造成了涡轮设计点与实际工作点不一致。然而,通过试验观察涡轮转子内部流场复杂且成本高,所以采用数值手段对非稳态涡轮流场进行了研究[1,2,3,4,5]。本文在脉冲条件下进行了JK90S可变喷嘴涡轮(VNT)[6,7]全通道非定常计算,以研究涡轮非定常脉动流场。
本课题组研发的JK90S可变喷嘴涡轮在J90增压器涡轮基础上增加了转叶式可变喷嘴叶片及调节机构,并更换了涡壳[6],子午面形状如图1所示,主要几何参数见表1。
1 数值方法和软件校核
用Numeca软件包求解三维非定常Navier-Stokes方程组。涡轮级网格总数为645万,如图2所示。
JK90S可变喷嘴涡轮增压器匹配WD615 6缸柴油机,标定转速2 400 r/min,对应的涡轮进口脉冲频率为60 Hz。数值计算的模拟工况选取发动机标定工况。涡轮进口总压和总温变化规律由脉冲发生器[8,9]得到,如图3所示。在一个脉冲周期内,计算物理时间步数为132步,每个物理时间步设定的虚拟迭代步数为30步。计算初始条件是以排气脉冲开始点为进口边界条件的稳态计算结果。图3中还给出了对叶轮流场进行分析的6个关键时刻,包括涡轮级进口总压处于波峰波谷的时刻及处于上升阶段和下降阶段的时刻。
为了增加软件模拟结果的可信度,图4给出了涡轮设计转速下的涡轮特性计算值与试验值的对比[10]。用试验方法获得涡轮增压器的涡轮特性要比获得压气机特性困难得多。压气机效率是通过测量压气机进出口温度和增压比计算出来的,而是涡轮出口旋流中复杂的温度场导致采用焓降的方法计算涡轮实际输出功误差很大。因此,在本试验中采用了间接测量涡轮功的方法,即通过压气机消耗功和轴承摩擦功来计算涡轮功率。
对比试验结果与数值计算结果可以发现,涡轮流量特性的数值模拟值和试验值吻合很好,涡轮效率特性的数值模拟值比试验值高2%～4%。总的来说,采用Numeca计算软件可以正确模拟JK90S涡轮内部的流动特征。
2 涡轮特性
在脉冲进气条件下,涡轮的瞬时等熵效率ηis(t)被定义为
式中,undefined和undefined分别为瞬时实际输出功率和瞬时等熵功率;τ为叶轮上的扭矩;ω为叶轮转速;Tt,1为涡轮进口总温;pt,1为涡轮进口总压;p2为涡轮出口静压;m为涡轮进口的质量流量;cp为等压比热容;γ为绝热指数。在数值模拟中,叶轮的转速ω是一个不变的值[4]。
为了得到有效的涡轮瞬时等熵效率,应取同一时刻的扭矩、流量、温度和压力进行计算。而式(2)中的扭矩是在叶轮上测得的,式(3)中的流量、总温和总压是在涡轮级进口测得的[8]。叶轮的扭矩是叶轮通道内流体状态的函数,这部分流体在更早的时刻到达涡轮级进口。对于稳态情况,此时涡轮级进口流体的状态与叶轮扭矩测量时刻的涡轮级进口流体状态一致,测量位置不影响等熵效率。但在脉冲进气条件下,涡轮级进口流体的状态与叶轮扭矩测量时刻的涡轮级进口流体状态不一致,需要将扭矩信号前移使之与涡轮级进口气体参数相匹配[2]。
扭矩信号的移动量是根据压力波从涡轮级进口运动到叶轮进口所需的时间来确定的。其中,压力波经过的路程指从涡轮级进口到涡壳出口距离涡舌180°位置的长度[11],压力波的速度等于当地音速。在本计算中,需要将扭矩信号向前移动1.263×10-4s,约为9个物理时间步。
图5为非稳态计算和准稳态计算得到的流量特性和效率特性。可以发现,非稳态情况下的流量和效率曲线为环状,并随压比顺时针变化。将非稳态涡轮特性与准稳态涡轮特性对比,发现准稳态特性曲线被非稳态特性曲线包围。但由于涡轮级进口的总压波动小,涡壳充排效应造成的压力和流量的相位差小,所以非稳态特性并没有远离准稳态特性。
3 脉冲周期内关键时刻叶轮流场分析
图3中6个各关键时刻的涡轮性能和流动参数如表2所列。图6给出了叶轮通道内的4个位置:1是叶片前缘,2是进口导流段,3是出口导流段,4是叶片尾缘。表1中不同时刻的功率和效率是经过相位平移后得到的结果。同样,进行叶轮内部流场分析时,也应该选择与涡轮级进口总压相对应的叶轮内部流动状态进行研究。与涡轮级进口总压对应的叶轮内部流动状态的物理时间步比进口总压的物理时间步慢9步。
3.1 第1时刻
第1时刻是涡轮叶轮旋转的初始时刻,如图3所示,压力和速度正从脉冲的起始点快速升高。质量流量和功率都较低,这是由涡轮级进口气流压力低能量小造成的。通过相位平移消除涡轮级进口和叶轮进口的相位差,得到第1时刻的涡轮级效率为43.5%。
图7为叶轮通道1速度和涡量等值云图,各分图左侧为压力面,右侧为吸力面,上侧和下侧分别为轮缘和轮毂。气体以较大的攻角-68.5°进入叶轮通道。由图7(b)可见,X处气流在压力面上产生了脱流,形成了回流区;Y处由于相对运动的机匣的扫流作用,形成了低速区;Z处叶尖间隙泄漏涡被运动机匣抑制,但随着气流沿着叶片槽道向下游运动,泄漏涡开始变大。同时可以发现,机匣相对于叶轮的运动导致轮缘附近出现一部分损失。气流离开叶轮通道的出口偏离角为1.7°。
3.2 第2时刻
第2时刻的压力和速度上升速度都非常快。由于涡轮级进口气流所含的能量升高,叶轮输出功率增加。涡轮级效率升至68.7%。
图8为第2时刻叶轮通道1速度和涡量等值云图(各时刻云图采用与第1时刻相同的显示范围)。相对于第1时刻,气体以较小的攻角-53.9°进入叶轮通道,同时压力面上回流区减小。由图8(b)可见,叶尖泄漏涡开始形成并沿流道不断发展,但泄漏涡发展速度比第1时刻快,泄漏涡的尺寸更大。回流区减小是涡轮级效率升高的原因。气流离开叶轮通道的出口偏离角为3.1°。
3.3 第3时刻
第3时刻处于进口压力脉动第1个波峰位置,此时的进口压力和速度都较大。叶轮的输出功率达到波峰位置。涡轮级效率为66.0%。
图9为第3时刻叶轮通道1的速度和涡量等值云图。相对于第2时刻,攻角进一步减小,仅为-45.4°。研究表明:径流涡轮进口的理想攻角为-20°～-40°。图9(b)X处压力面上分离涡团的强度弱于第2时刻。由图9(b)和图9(c)可见,叶尖泄漏涡发展速度加快,并分别沿周向从吸力面向压力面扩展,以及沿着吸力面从轮缘向轮毂扩展。气流离开叶轮通道的出口偏离角为-3.4o。
3.4 第4时刻
第4时刻处于进口压力脉动2个波峰间的波谷位置,涡轮级效率为63.7%。
图10为第4时刻叶轮通道1速度和涡量等值云图。气体进入叶轮通道的攻角为-50.4°。相对于第3时刻,回流区的影响增大,而泄漏涡的强度基本不变。气流离开叶轮通道的出口偏离角为-2.3°。
3.5 第5时刻
第5时刻处于涡轮级进口压力脉动的第2个波峰位置,此时的进口压力处于最大值178 162 Pa,质量流量为0.474 kg/s,进口速度已经过最大值并开始下降。叶轮的输出功率达到最大值。涡轮级效率为69.3%。
图11为第5时刻叶轮通道1速度和涡量等值云图。在第5时刻,气体流入叶轮的流量大,叶轮进口的攻角进一步减小,攻角的大小为-39.8°。相对于第3时刻,由进口攻角导致的压力面上的脱流变得更加微弱。回流区在叶轮流道内很快消失。在第5时刻的叶尖泄漏涡的发展与第4时刻类似。压力面上脱流的减弱是第5时刻的涡轮级效率比第4时刻高的主要原因。气流离开叶轮通道的出口偏离角为-4.1°。
3.6 第6时刻
第6时刻的压力和速度下降都非常快,由于涡轮级进口气流所含的能量下降,叶轮输出的扭矩和功率也减小,涡轮级效率为56.0%。
图12为第6时刻叶轮通道1速度和涡量等值云图。相对于涡轮级进口压力正处于上升阶段的第2时刻,此时的气体进入叶轮通道的攻角差别不大,为-50.9°,但是叶轮进口导流段回流区涡团的强度更大。回流区的影响是造成第6时刻和第2时刻效率相差0.127的主要原因。气流离开叶轮通道的出口偏离角为-1.8°。
从宏观的角度看,涡轮输出功率与涡轮级进口压力变化情况一致。此外,第2～第6 时刻涡轮输出功率占到了整个脉冲周期内涡轮输出功率的91%,平均流量为0.421 kg/s,高于脉冲平均流量即设计点流量(0.399 kg/s)。若将涡轮的设计点流量提高,则可以更多地利用脉冲压力较高时的废气能量,改善涡轮增压器和发动机的匹配。
4 结论
(1)脉冲进气条件下的涡轮特性是非定常的,与准稳态假设不符。
(2)脉冲周期内的涡轮转子内部速度场变化主要受叶轮进口气流攻角的影响。
(3)转子输出功率波动与涡轮级进口压力脉冲的变化情况一致。
(4)从涡轮增压器和发动机匹配的角度考虑,将涡轮的设计点流量提高,可以更多地利用脉冲压力较高时的废气能量。
参考文献
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内部流场 篇8
水力旋流器是一种应用非常广泛的分离设备[1],可将不同密度的两相或多相混合物在流体旋转离心作用下进行分离。水力旋流器中的运动流体会同时产生顺螺旋线向底流口流动的外旋流和沿螺旋线向上流向溢流管的内旋流。在柱坐标系中,水力旋流器内流场的三维速度分别为:切向速度、轴向速度与径向速度。而切向速度在旋流器进行分离作用时具有最主要的作用[2],因为其数值要大于轴向向速度和径向速度,更重要的是切向速度产生的离心力是旋流器内混合物分离的主要原因。本文将利用PIV测试技术分析旋流器内部流场的三维速度沿直径方向的分布规律。
1 PIV测试实验
1.1 试验装置及流程
实验样机采用有机玻璃制成,各段的壁厚保持一致,结构上分为五个部分:入口(进料口)、柱段、锥段、溢流管(溢流口)和底流管(底流口)。水力旋流器主要结构参数为:旋流器直径Dc=75mm;进料管尺寸a×b=25mm×12.5mm;柱段长度L1=120mm;锥段长度L2=179mm;底流管长度L3=50mm;溢流管直径Do=24mm;溢流管插入深度L4=50mm;底流管直径du=12mm;锥度θ=20°。
1.2 实验方法及方案
将循环水箱中注入适量清水,加入一定量的玻璃微珠(直径大约为5μm,密度跟水相当)作为示踪粒子,开启搅拌器使固体颗粒和水混合均匀。检查与实验旋流器相关的管道阀门闭合情况。启动水泵,把进口压力作为调节参数,其他参数不变。通过调节进口阀门控制进口压力在一定的范围内,每隔一定压力对溢流流量和底流流量进行测量,并对旋流器内流场进行PIV双曝光拍摄[3]。测量时,为了避免旋流器柱、锥段的圆形外表面对片光产生散射、折射影响测试结果,在旋流器模型外设置一长方形光学补偿盒,其间充满与旋流器内液相折射率相同的液体,进行光路补偿,以减小测试误差。以光学补偿盒的外表面作为基准调节片光的平行度,片光厚度控制在1mm以内,双曝光时间间隔设为0.1ms,分别对旋流器中轴面和偏离中轴面20mm的截面进行测量,保持所拍到的图像并进行数据处理[4],分别得出流场速度分布图。
2 实验数据处理与分析
2.1 实验图像采集
图3是在水力旋流器入口压力为0.02Mpa,进口流量为1.998m3/h的运行工况下,利用CCD相机拍摄到的水力旋流器内部流场中示踪粒子的分布图像。
2.2 PIV图像处理
因为本实验采用PIV测速技术[5],通过两次曝光采集到的示踪粒子的位移计算出粒子的速度,即该点处流体的速度,所以先对相邻两幅图像进行处理得到粒子运动速度矢量分布,然后对所拍100幅图像进行批处理并对处理结果进行平均化处理,并利用Tecplot软件对上述图像作进一步处理如图4,将激光片光偏离中轴面20mm并对此照射截面进行CCD拍摄,并用同样的方法对所拍到的图像进行处理,分析得到的结果如图5。
3 处理结果分析
根据上述图像处理结果分析旋流器内部流场的三维速度分布,绘出在不同径向位置处的速度大小分布图,并总结从旋流器壁向轴心方向的速度矢量变化规律。
3.1 切向速度
切向速度被认为是水力旋流分离器内三维速度中最主要的[6],因为它是使旋流器内混合物实现分离的最主要的动力,是衡量旋流分离器内分离因数大小的指标,所以研究旋流分离器内流体切向速度对进一步分析其分离性能具有重要意义。根据图5中显示的偏离中轴面20mm处的纵向切面上的速度矢量分布情况可以绘制出沿径向方向的切向速度变化曲线,如图6。
从上述图6中可以分析得到水力旋流器内流体的切向速度沿直径方向的分布规律:切向速度沿柱段直径方向从旋流器壁到轴心逐渐增大,在旋流器内某一径向位置处达到最大值,然后在靠近中轴线处急剧减小。根据相关文献可知,正常工作时,水力旋流器中流体质点的最大切线速度的轨迹叫最大切线速度轨迹面。最大切线速度轨迹面具有独特的流体力学性质,它是旋流器工作实现分离目的的基础,也是进行水力旋流器各种工艺计算和分析所采用的依据。
3.2 轴向速度
对轴向速度的研究具有重要意义:一方面是按照前人的研究方法,找出轴向速度为零的流体运动轨迹面,进而可以判断水力旋流器内流体各自的运动方向,即从溢流口或底流口排出旋流器;另一方面是通过轴向速度和径向速度来分析分散相颗粒进入水力旋流器以后的运动轨迹的变化规律,从而预测水力旋流器的分离效率,还可以用来分析旋流器内部流场分布规律和分离效率的影响因素等。根据图4所示的旋流器中轴面上的速度矢量分布情况绘制出沿直径方向上轴向速度的分布曲线,如图7。
从图7中可以分析得出,旋流器内流体的轴向速度沿柱段直径方向从旋流器壁向轴向方向,其数值逐渐减小,方向向下;然后方向向上并逐渐增大,而在旋流器中部某处轴向速度值为零,这些轴向速度为零的点形成了零轴速面,该面是流体运动方向改变的分界,该面内部液体向上流动,形成内旋流;其外部液体向下流动,形成外旋流。内旋流速度的数值远大于外旋流速度。
3.3 径向速度[7、8]
与其他两个方向的流动相比,径向流动的速度较小。根据图4测得的图像数据绘制沿直径方向上径向速度的分布如图8。从图8中分析得出,径向速度沿柱段直径方向从旋流器壁到轴心逐渐增大,而在轴心附近某处达到最大值,然后急剧减小,其变化规律与切向速度的变化趋势相似。锥段径向速度方向始终是由器壁指向轴心,内旋流区的径向速度变化幅度比外旋流区的变化幅度大。
4 结论
(1)切向速度沿柱段直径方向从旋流器壁到轴心逐渐增大,在某一径向位置处达到最大值,而后进一步减小,在靠近中心轴线处急剧减小。(2)轴向速度沿柱段直径方向从旋流器壁向轴向方向,其数值逐渐减小,方向向下;然后方向向上并逐渐增大,而在旋流器中部某处轴向速度值为零,这些轴向速度为零的点形成了零轴速面。(3)径向速度沿柱段直径方向从旋流器壁到轴心逐渐增大,而在轴心附近某处达到最大值,然后急剧减小。
本文在实验的基础上,利用粒子图像测速(PIV)技术测试得到了水力旋流器内某些截面上流体运动的切向速度、轴向速度及径向速度的矢量分布规律,并借此可以反映旋流器内流场的总体分布规律。为了准确全面的研究旋流器内部流场,还需要分析其他更多方面的特性,如压力、脉动等,还有很多工作要做。
摘要：介绍了PIV测试原理并采用实验方法对水力旋流器内部流场进行测试,根据对拍摄到的示踪粒子的运动图像的处理分析流体的三维速度分布,得到了切向速度、轴向速度和径向速度沿直径方向上的分布规律。
关键词：粒子图像测速,流场,三维速度
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内部流场 篇9
离心泵被广泛应用于农业、矿山、石油和化工等领域。针对离心泵的实际运行工况点经常变动的问题, 需对多种工况下离心泵的内部流动特性进行研究。目前, 国内外针对离心泵多工况研究主要有:袁寿其等[1,2,3]针对现有的离心泵水力设计方法仅满足单点设计工况性能的问题, 提出一种离心泵多工况水力设计方法;借鉴在低比转数离心泵多工况设计中加大流量设计法, 对叶轮进行改进, 实现中比转数离心泵在实际运行中的水力性能需同时满足多个工况点的要求;针对现有水泵能耗指标计算方法的局限性, 提出了一种变工况条件下水泵能耗指标的计算模型。何有世[4]对带分流叶片的离心泵叶轮不同工况下的内部流动进行数值分析。刘厚林等[5]采用粒子图像测速仪对双流道泵在多况下的内部流动进行了测量, 揭示双流道泵从零流量点到大流量点内部流动的变化规律。郭翔[6]对离心泵设计工况和非设计工况进行数值模拟, 提出了定常性能曲线分区方法。李龙[7]探讨了轴向旋涡的特征、叶片流道的挟持约束作用、叶片流道内的压力分布与流量的关系。代翠[8]对离心泵进行了水力性能测试及叶轮全流道流场PIV测试, 获得了叶轮内的绝对速度和相对速度分布。张学静[9]针对离心泵小流量工况下误差偏大的问题提出了扬程和效率的修正方法。
以上主要是针对中低比转速离心泵变工况条件下水泵能耗指标的计算模型、多工况水力设计方法、小流量工况下误差偏大以及多工况下泵内部流动测量等的研究。本研究在Qopt、1.3Qopt、1.5Qopt、1.7Qopt4种流量工况下, 对高比转速离心泵内部流场进行模拟, 得出不同工况下流场分布情况, 并且与实验结果进行比较, 为其多工况优化设计提供理论参考。在进行模拟计算时, 当流量增加到1.8Qopt时, 计算不能收敛, 而当流量达到1.7Qopt时, 计算能正常收敛, 所以1.7Qopt为本研究算例的极大流量。针对极大工况下离心泵各项性能的研究, 可以丰富基础计算过程中极端情况的理论分析, 在实践过程中, 可以为人为误操作导致的极大流量工况提供理论分析依据。
1 计算模型与数值方法
1.1 计算模型
离心泵主要参数如表1所示。
1.2 计算区域及网格划分
本研究对模型泵进行全流道数值计算, 将计算域划分为进口、叶轮、蜗壳、出口管4段。计算过程中, 由于叶轮进口在小流量时易出现回流, 蜗壳出口在大流量时也易出现回流, 此时的预测结果极不稳定。因此, 笔者将计算域在进口和蜗壳出口处进行延长, 进口延长为进口直径的一倍, 出口延长为出口直径的两倍。本研究采用GAMBIT软件对计算域进行网格划分, 其中叶轮和蜗壳区域均采用非结构化的四面体网格, 吸水室和出口管采用结构化的六面体网格, 计算域网格总数定为3 247 039, 网格划分如图1所示。
1.3 控制方程
本研究采用RNGκ-ε湍流模型封闭时均N-S方程组。在高雷诺数情况下, RNGκ-ε湍流模型考虑了平均流动中的旋转及旋流流动的情况, 修正了湍动粘度[10,11,12]。
RNGκ-ε湍流模型为:
式中:κ, ε, μ—湍动能, 湍流耗散率以及湍流粘性系数;Gκ, Gb—由于平均速度梯度和浮力影响引起的湍动能的生成项;YM—可压缩湍流脉动膨胀对总的耗散率的影响;模型中常用的常数根据经验可分别取值为:C1ε=1.44, C2ε=1.68, Cμ=0.084 5, σk=1.0, σε=1.3;αε, ακ—耗散率ε和湍动能κ的有效湍流普朗特数的倒数。
湍流粘性系数μeff计算公式为:
1.4 边界条件
进口边界条件设置为速度进口 (velocity-inlet) , 该边界条件适用于不可压缩流动, 本研究的流体介质为清水, 近似看作不可压缩流体。并假设进口边界上无径向与切向速度, 轴向速度均匀分布, 根据体积流量即可计算出进口速度。假定流体到达出口边界时流动已经充分发展, 可设置出口边界条件为自由出口 (outflow) 。
对于进口、出口及蜗壳部件, 由于其静止不动, 壁面条件设置为静止壁面, 叶轮为转子部件, 笔者将固体壁面均设置为无滑移边界条件, 采用标准壁面函数法处理近壁流动。
2 结果与分析
2.1 外特性结果分析
水力实验与数值计算结果对比分析情况如图2所示。
为保证数学模型和求解方法的可靠性, 本研究以清水为介质的水力实验结果和数值计算得到的外特性结果进行对比。水力实验和数值计算的预测结果变化趋势一致, 在设计流量工况点Q=50 m3/h处, 试验扬程、总效率和轴功率分别为20.89 m、79.55%和3.568 k W, 数值计算预测的结果分别为20.54 m、79.05%和3.54k W, 所以其相对误差分别为1.71%、0.63%和0.79%, 各相对误差都低于5%偏差均在合理范围之内, 通过对比, 外特性预测具有较高的准确性, 说明了本研究水力模型和数值计算方法的准确性。
离心泵在不同工况下的水力性能曲线图如图3所示, 随着体积流量的增加, 扬程呈缓慢下降趋势;效率呈先上升后下降趋势, 在体积流量为60 m3/h处达到最大值82.09%, 在大流量工况下, 效率较为明显;功率随体积流量的增加也呈现先上升后下降的趋势, 在体积流量为70 m3/h处达到最大值3.964 k W。
2.2 内部流场计算结果分析
本研究分别在4个工况点Qopt、1.3Qopt、1.5Qopt、1.7Qopt (Qopt表示设计工况Q=50 m3/h) 处进行离心泵内部流场的数值计算, 得出各工况下泵内部流场的分布。
2.2.1 压力分布
蜗壳与叶轮交界面沿圆周方向的总压分布如图4所示, 圆周角θ=0°处表示蜗壳第VII断面, 圆周角沿逆时针方向增加, 每45°为一个断面。
由于蜗壳的分对称性以及叶轮与蜗壳的动、静干扰作用, 使得流体在叶轮内部产生一定的不稳定性, 在蜗壳隔舌对叶轮出口流体的影响下, 隔舌处的压力发生突变, 由图4可以看出, 隔舌附近的压力值先上升后下降。在设计流量工况下, 压力变化呈现每90°接近周期性变化规律, 而在180°处, 两侧的压力变化趋势相反, 近似关于该位置压力值点中心对称。在大工况流量时, 压力变化趋势与标准流量时基本一致, 在极大流量Q=75 m3/h工况下, 当圆周角度在0°~180°之间, 压力的变化幅度较大, 而在180°~360°之间, 压力的变化幅度较为均匀。最大总压值 (Qopt时, P=0.266 MPa) 和最小总压值 (1.7Qopt时, P=0.038 MPa) 都出现在第II断面到第III断面之间。
4种不同工况下中截面的静压分布如图5所示。设计工况下 (Qopt=50 m3/h) , 叶轮叶槽内静压的分布规律基本相同, 从叶轮进口到出口, 静压值逐渐增大, 工作面的静压值大于背面静压值。在流量为Qopt和1.3Qopt时, 叶轮内部的静压基本相似, 随着流量逐步增大, 叶轮的静压值相应增大, 在极大流量1.7Qopt时, 叶轮的背面静压明显呈明显增大趋势。而蜗壳的静压值随流量的增大逐渐减小, 在流量达到1.5Qopt和1.7Qopt时, 变化尤为明显, 并在局部出现负压情况。在靠近蜗壳隔舌附近处, 由于隔舌阻碍的影响, 静压值分布与其他流道内的分布有所不同, 出现了局部压力的最高点。在1.7Qopt工况下, 叶轮流道静压值分布不均匀, 静压值梯度较大。叶轮进口处压力最高, 出口处压力最低, 在出口不远处出现负压区, 此处易发生汽蚀。
4种不同工况下中截面的总压分布如图6所示。从图6可以看出, 由叶轮口至叶轮与蜗壳的交界面附近, 流体压力是逐渐增加的, 在设计流量工况和1.3Qopt工况下, 进口均出现负压区, 在1.5Qopt和1.7Qopt工况下, 叶轮叶槽内的压力呈不均匀分布, 靠近出水口侧的压力要小于另一侧的压力值。在设计流量工况下, 蜗壳内部的压力分布均匀, 无明显变化, 随着流量的增大, 压力值在出水口附近变化范围较大, 在极大流量1.7Qopt工况下, 出水口的压力值明显减小, 蜗壳隔舌处, 也出现压力分布不均匀现象。对比4种不同流量工况总压图可以看出, 随着流量的增加, 离心泵总压减小。在设计工况点, 蜗壳总压均值达到最大值;流量越大, 吸水口处的负压范围越小。叶轮流道靠近蜗壳隔舌位置出现局部高压, 说明此处有能量损失。
2.2.2 速度分布
叶轮与蜗壳交界面沿圆周方向的速度分布如图7所示。由于隔舌对叶轮出口附近流场的影响, 隔舌处速度值出现了较大突变, 由图7可以看出, 隔舌两侧的速度先降低后升高。在设计流量工况下, 速度沿交界面圆周分布比较均匀, 呈现每60°角周期性变化规律, 随着流量增大, 变化较为紊乱, 在极大流量1.7Qopt工况下, 速度曲线变化幅度很大, 并在接近第II断面时出现最小速度 (v=0.43 m/s) 。最大速度值 (1.3Qopt时, v=12.87 m/s) 则出现在设计流量工况下第II断面到第III断面之间。
4种不同工况下蜗壳相对速度分布如图8所示。由图8对比明显看出, 流量对蜗壳内相对速度方向并无太大影响, 在叶轮外侧远离出口处蜗壳的内部流线分布均匀, 在不同流量下无太大差别, 设计流量工况下出口附近的流线呈均匀分布, 随着流量的增大, 在隔舌上部靠近出口处开始出现小的漩涡, 在1.5Qopt流量工况下, 漩涡增多, 流线分布紊乱, 在极大流量1.7Qopt工况下, 漩涡面积增大, 出现二次流现象, 速度迹线分布极不均匀。结果表明, 当流量大于设计工况时, 在隔舌上部靠近出口处的流道易产生漩涡, 且在极大流量工况下涡流越严重。
4种不同工况下的中截面速度分布如图9所示。由图9可看出, 在设计工况下, 速度分布较为均匀;大流量工况下, 由于流量增大, 叶轮转速高, 流体稳定性不强, 速度梯度变化较快, 在出口处速度变小, 易产生回流现象, 造成能量损失。速度从叶轮进口至出口 (径向) 逐渐增大, 进口速度梯度相对较小, 出口速度梯度明显。叶片压力面速度比吸力面速度大, 不同流量工况下, 叶轮出口附近速度变化范围较小。蜗壳中的流速变化不大, 在蜗壳出口处, 速度逐渐降低, 随着流量的增大, 出口处的速度分布月不均匀, 在1.5Qopt和1.7Qopt流量工况下, 蜗壳出口处出现较大的速度梯度。从图9 (c) 、9 (d) 可以看出, 大流量工况下蜗壳出口位置流体流动极不规则, 出现明显回流和涡流现象。
4 结束语
本研究通过对不同工况下离心泵内部流场的数值模拟分析, 结果表明, 离心泵内部流场的压力和速度均发生不同程度的变化, 叶轮内部各流道流场差异明显, 速度梯度较大, 能量损失增大;在设计工况点, 总压、速度沿叶轮与蜗壳交界面圆周分布较为均匀;在非设计流量工况下, 随着流量的增大, 蜗壳的压力不断减小, 在极大流量工况 (1.7Qopt) 下, 蜗壳出口出现局部负压。速度分布也随着流量的增大而发生变化, 出现局部小型漩涡, 当流量达到极大值时, 漩涡增大, 在扩散管局部位置容易出现回流, 出口两侧的速度分布极不均匀。
本研究揭示了流量变化时及极大工况下离心泵内部流动随流量变化的规律, 可为高比转速离心泵多工况优化设计、延长使用寿命提供理论参考。
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