搅拌器内流场数值模拟

搅拌器内流场数值模拟（共8篇）

搅拌器内流场数值模拟 篇1

随着排放法规的日益严格, 汽车尾气排放限值也逐渐提高。为此, 国内外都在研究应对汽车尾气排放法规的方案, 尿素选择性催化还原技术UreaSCR (Urea-selective catalytic reduction) 可以有效降低柴油机尾气中氮氧化物的排放, 与EGR技术相比, SCR改善了缸内的燃烧过程, 提高了燃油经济性, 同时其对燃油品质要求不高, 因此在国内外都得到了广泛的应用。欧洲机动车排放组织 (MPEG) 认为Urea-SCR是柴油机满足欧Ⅳ和欧Ⅴ排放法规最有前景的技术, 因此选择性催化还原反应SCR逐渐成为了大家关注的焦点[1,2]。本文利用计算流体动力学 (CFD) 方法研究混合器内部的流动特性, 从而为混合器结构优化、快速设计提供一定的指导。混合器内部的流动特性主要包括速度分布和压力分布两个方面, 首先速度分布是衡量转化效率的重要指标。其次, 较大的排气背压会严重影响发动机的动力性和经济性。因此利用仿真方法对某一款新型SCR混合器内流场进行分析评价具有重要的意义。

1 SCR的物理模型

SCR混合器物理模型如图1和图2, 与传统的陶瓷蜂窝模型相比, 该混合器主要在以下2个方面进行了改进:

1) 、在尿素和空气混合的位置设计了旋流导流叶片, 使空气和尿素产生绕催化器轴线方向的旋转流, 混合物在旋转离心力的作用下向排气口流动, 避免混合物在轴线方向流量分布不均匀, 导致尿素泄露和氮氧化物的转化效率不高。

2) 、对催化器的各个部位的长度和断面直径尺寸进行了大量的优化设计, 有利于其混合均匀, 使其有足够的时间充分反应, 从而更好地保证了氮氧化物的转化效率。

2 SCR内部流动模型

本文假设SCR混合器内的排气为理想气体, 即气流为不可压缩、定常流动, 气体性质视为常数。将混合器内部的流动简化为绝热、无化学反应的三维稳态模型。

2.1 内部流动数学模型

从构建的物理模型可以清楚的看出, 该结构的主要功用是把尿素和尾气在内部充分混合。由于混合气内的空气流速较高, 所以混合器内部的流动状态一般都是湍流状态, 像大多数流体流动一样均满足流体力学内的质量守恒定律和动量守恒定律, 瞬时控制方程组有两部分组成, 即由质量守恒方程和动量守恒方程组成。雷诺应力方程中也采用标准的-模型, 参数按照软件中默认的参数设置。

2.2 建模及网格划分

利用三维实体建模软件Pro/e建立了SCR的结构物理模型, 并利用Hypermesh软件对该模型进行细致的网格划分。

2.3 求解方法

在fluent中采用通用的设置算法。采用simple半隐式算法进行迭代运算求解。

2.4 边界条件

入口采用质量流量入口边界为0.17kg/s, 以额定流量作为基准, 分别以额定流量的80%, 60%, 40%, 20%来模拟试验结果, 温度为730K, 湍流强度设置为0.05, 湍流长度L为0.07D, D=0.07m, 即0.0049 m。出口采用压力出口边界条件, 温度为300K, 气体自然出流。湍流强度设置为0.05, 湍流长度L为0.07D, 即0.0049m。WALL采用绝热无滑移边界条件, 温度为729K。

3 SCR内流场分析

根据上面的几何模型和数学模型, 在fluent软件中对SCR混合器进行了三维数值模拟计算。由催化器的结构可知, 主要关心的区域是导流叶片部分对内流场的影响。

3.1 速度场分析

流速不均匀性指数是混合器内部速度均匀性好坏的重要评价指标, 其中数值越小表示速度分布均匀性越好。大致可分为管道轴线和管道径向两个方向上的流速不均匀性指数[3]。

式中:υmax、υmean分别为混合器截面上的最大速度和平均速度。

由于旋流叶片是各个方向都对称的图像, 在分析时仅取一种情况即可。从图3中可以看出, 在旋流叶片区域速度有明显的变化, 模型气流出现分离产生了微弱的扰动和较小的速度梯度。造成了一定的局部流动损失。通过计算流速不均匀性指数为0.8。相比=1.01传统的催化器结构已经有了明显的改善。从图4中可以明显的看到管道内部径向的速度变化较为均匀, 速度梯度变化较小, 气流速度沿径向分布较为均匀。

3.2 压力场分析

汽车排气系统的排气背压大小, 对发动机的动力性将产生较大的影响, 因此需要对混合器内部的压力损失进行分析。

从图中可以清晰的看出, 在管道轴向上, 新型SCR催化器内部仅在旋流叶片处的有压力递减迹象, 这也主要是由于该处的速度变化梯度稍大所致。在该区域径向截面处整体压力损失较小。这和前面的气流速度分布特性较好是一致的。

3.3 温度场分析

混合器内部的速度场分布直接影响温度分布, 速度场分布越不均匀, 形成的温度场特性就更不均匀。

不均匀的温度分布特性会产生较大的温度热应力影响混合器寿命, 容易导致载体发生故障。由图9、图10可知, 混合器径向温度变化分布和纵向分布都比较均匀, 只是在管道内壁处温度分布稍低, 旋流叶片处的管道内壁的温度变化较内部变化明显, 整体温度分布比较均匀, 温差不超过2度。这和前面的速度场和压力场的分布情况是一致的。因此, 新模型的效果较为明显。

3.4 粒子迹线分析

发动机排气在混合器的载体内的流动过程是层流过程, 遇到旋流叶片后, 在旋流叶片处形成湍流, 具有湍流动能损失。在该区域的粒子迹线可以反映排气与催化剂接触的情况, 粒子迹线分布疏密均匀, 迹线变化平缓时, 有利于气体进入载体内与催化剂接触混合充分, 提高转化效率。从图11, 图12可以清晰的看到, 粒子迹线的分布良好。

4 结论

建立了某款SCR混合器的计算流体力学CFD) 模型, 并对该SCR混合器进行了数值模拟及内流动特性进行分析。经分析, 该新型SCR混合器流速均匀性较好, 压力损失小, 温度分布较为均匀, 内流场特性比较合理。

参考文献

[1]张文娟, 帅石金.尿素SCR-NOx催化器流动、还原剂喷雾及表面化学反应三维数值模拟[J].内燃机学报, 2007,

[2]雷春青, 张光德, 谷忠雨, 等.国内车用混合器模拟研究进展[J].汽车科技, 2010 (4) :24-27。

[3]高伟, 邓召文.SCR混合器内流场数值模拟与结构改进[J], 重庆交通大学学报, 2012, 2:326-330

搅拌器内流场数值模拟 篇2

利用“N-S方程+粒子仿真”方法来计算含裂纹翼柱型装药内流场.计算结果表明:环形裂纹内的流动对主流的影响大于纵向裂纹,环形裂纹内上游位置流动对主流的.影响较下游位置的大,并可保持到喷管喉部,翼槽附近环形裂纹内的流动对主流的影响相对较弱.

作 者：葛爱学 许少华 薛相海 刘君 夏智勋 张为华 作者单位：葛爱学,刘君,夏智勋,张为华(国防科技大学航天与材料工程学院,长沙,410073)

许少华,薛相海(第二炮兵第四研究所,北京,100085)

搅拌器内流场数值模拟 篇3

在离心泵运行过程中,很多因素都会导致离心泵空化现象的发生。空化会导致离心泵的性能下降,引起机组的振动和噪声,并导致过流金属部件的腐蚀和破坏,甚至还会导致各种灾难性事故的发生[1,2]。为了防止空化造成灾难性事故,需要对离心泵空化进行监测诊断和预警[3,4,5]。通过掌握空化时离心泵内流场的特性,并且深入了解空化特点,能够为离心泵空化的监测诊断提供依据。

掌握内流场特性常采用的方法有数值模拟法和高速摄影法。高速摄影方法虽然能够提高可靠的观测结果,但是该方法需要高速摄像机和专用的可观测实验设备,实验难度大、费用高,在生产实际中很难适用。CFD数值模拟方法已能够较准确地预测各种复杂的流动和气液传质现象,并能够提供可视化的结果,已成为空化流动研究的重要方法[6,7]。

当前,很多研究人员都利用CFD数值模拟方法对离心泵的空化进行研究,并得到了一定的研究成果[8,9]。张文军[10]对离心泵叶轮通道内的空化进行了预测,得到了空化流场的压力分布、空泡体积分数等;王洋等[11]分析了不同工况时离心泵叶轮中间流面空泡体积分数的变化规律;然而,上述研究对于空化性能的计算结果均未得到实验验证。谭磊等[12]运用Zwart空化模型对离心泵内部的空化进行了数值模拟,但计算得出的临界汽蚀余量与实验结果存在一定差别;杨孙圣等[13]利用CFX软件,分析了一台离心泵在临界汽蚀余量时叶轮内空泡分布规律及扬程下降的原因,但计算结果与实验结果在小流量时差别较大。

本研究通过建立几何模型、网格划分和设置合理的边界条件,利用CFX软件和Zwart空化模型对离心泵内部流场的空化特性进行三维数值模拟;通过将计算得到的扬程-有效汽蚀余量曲线与实验结果对比,验证所用数值模拟方法的可信性,进而分析空化导致离心泵扬程下降的原因,给出不同汽蚀余量时离心泵内部流场空泡的分布规律。

1 实体建模与分析

1.1 模型建立

对离心泵进行CFX建模时,需要对叶轮和泵蜗壳,叶轮和离心泵泵体、泵盖之间的前后腔体的流道进行建模,计算模型中需要对离心泵进、出口做一定的延伸。在对离心泵建模过程中,泵叶片和泵蜗壳的曲线形状比较复杂,是建模的难点。本研究采用先建叶轮和进口,略去轴部分,倒角部分尽量忽略,以实现模型的简化。

本研究使用三维造型软件UG NX 8.0建立离心泵全流场计算模型,该模型如图1所示。

叶轮的主要几何参数如下:

进口直径:126 mm;

出口直径:100 mm;

叶片数:6片;

叶轮出口宽度:26.5 mm;

转速:1 480 r/min。

1.2 网格划分

笔者将UG NX 8.0建立的模型导入ANSYS-CFX前处理软件ICEM-CFD进行网格划分。

在划分网格过程中,笔者首先利用ICEM-CFD对离心泵进行网格划分,叶轮划分六面体网格,网格数为148万,第一层网格厚度设为0.01 mm,控制所有壁面的y+均小于50,蜗壳划分四面体网格,网格数为2.61×106,整个域内的总的网格数为4.30×106。

为了适应复杂边界的内流场区域,可对已经生成的网格进行自适应性加密,有利于保证其内流场模拟结果的准确性;并在网格划分完成之后,检查网格质量,去掉一些多余节点,以保证网格质量符合计算要求。

离心泵叶轮和蜗壳的网格划分如图2所示。

很多学者在进行离心泵性能的CFD数值模拟时,未考虑其口环间隙的影响。为了更加真实地反映离心泵内的流动情况,必须要考虑离心泵口环的泄露问题。

本研究所用离心泵的口环间隙为0.5 mm,前口环间隙和前腔室一起划分网格,后口环间隙和后腔室一起划分网格,均为六面体网格,前口环间隙及腔室的网格数为2.0×105,后腔体及后口环间隙的网格为1.4×105。

1.3 边界条件

计算流体区域可分为以叶轮为代表的转子和以蜗壳为代表的定子两个主体部分,首先设定离心泵的进、出口流道;其次,设置泵内部流场边界条件,对流体、流速、水温、大气压强等参数进行详细设置。两流体区域之间的定子和转子耦合交界面采用Frozen Rotor类型。各固体壁面都采用无滑移(no slip)壁面边界条件。

仿真过程中,通过改变进口流速的大小来实现空化模拟,从而计算出离心泵处于不同流量工况条件下的内流场分布状况。

1.4 离心泵非空化性能模拟

本研究在进行离心泵敞水性能(非空化、均匀来流)计算时,将出口设为流量,采用RNG k-ε湍流模型。

设计流量100 m3·h-1时离心泵内部流线图如图3所示。

从图3中可以看出,离心泵内部流动平顺,无漩涡和流动分离。离心泵的扬程-流量、效率-流量的变化关系,CFX计算值与该泵机组实验值吻合良好,实验过程参见文献[14]。

在设计流量时,实验扬程是13.51 m,效率为80.6%,CFX计算值是13.5 m,效率为83.2%,误差分别为0.7%和2.6%。

2 离心泵空化性能数值分析

2.1 空化模型

本研究采用Rayleigh-Plesset方程描述空泡的生长和破灭。

模型如下:

式中:Rb—空泡半径,S—表面张力,Pv—水的饱和压力,P—空泡周围液体压力,Pl—液体密度,v—液体的粘性系数。

忽略方程的二阶项、粘性项和表面张力项,可得:

假设单位流体体积中有Nb个空泡,则空泡体积分数为:

Zwart-Gerber-Belamri认为单位体积内气相和液相的交换速率可由单个空泡的相变得出,即:

相交换速率也可表示为:

式中:F—经验系数。

上式假设空泡均由不可压汽核发展而来,未考虑空化气泡之间的相互影响,仅适用于空化发展的最初阶段。

随着空化的发展,空化核的数量也会随之减少,为了模拟这一过程,Zwart-Gerber-Belamri提出用αnuc(1-αv)代替αv,故这种空化模型的最终形式为:

(1)当P<Pv时:

(2)当P>Pv时:

式中:Fvap—空化系数,Fvap=300;Fcond—空泡凝结速率,Fcond=0.03;αnuc—汽核体积分数,αnuc=5×10-4。

在空化计算时考虑湍流压力脉动Pturb对汽化压力的影响,故对饱和压力Pv修正如下:

式中:k—湍动能,m2·s-2;ρm—混合密度。

2.2 空化性能分析

在进行空化数值计算时,笔者采用流量出口、总压进口,保持离心泵出口流量不变,不断降低泵进口的压力使泵内水体产生汽化。在数值计算时,笔者先进行非空化数值计算,然后以非空化计算结果为初值进行空化性能计算,以缩短计算时间。

在设计流量时的“扬程-汽蚀余量(H-NPSH)”曲线如图4所示。

CFX计算得出的扬程汽蚀余量曲线与实验曲线趋势一致、符合良好,随着汽蚀余量的减小,扬程先慢慢减小,当汽蚀余量减小到某一个阀值之后,扬程会突然减小。主要原因是随着汽蚀余量的降低,泵内空化越来越剧烈,空化产生的大量气泡堵塞了过流通道,使叶轮的做功能力降低,导致离心泵的扬程急剧下降。

离心泵汽蚀余量NPSH指在水泵进口断面,单位重量的液体所具有的超过汽化压头的剩余能量,其大小用米水柱来表示。

汽蚀余量NPSH分别为2.35 m、1.12 m和0.9 m时,空泡体积分数为0.2的等值面,不同汽蚀余量时叶轮空泡分布如图5所示。

当进口汽蚀余量从2.35 m减小到0.9 m时,叶轮内的空泡体积大量增加,大量的空泡堵塞了过流通道,从而导致离心泵的扬程下降。

不同汽蚀余量时叶轮表面空泡体积分布如图6所示(图中纵坐标表示空泡体积分数)。

从图6中可以看出,叶轮空化区域主要在叶轮吸力面靠近进口边的部分,随着有效汽蚀余量的减小,叶轮上空泡区的面积逐渐增大,有效有效汽蚀余量NPSH=0.9 m时,叶片上的空泡面积是NPSH=2.35 m时的8倍,说明NPSH=0.9 m时,叶轮空化十分严重。

不同汽蚀余量时叶轮中心截面上空泡分布如图7所示。

从图7中叶片中心截面上空泡体积分数的分布可以更清楚地看出,空化主要发生在叶轮吸力面,随着有效汽蚀余量的减小,中心截面上空泡区的面积逐渐增大,而压力面上几乎没有空化区域。

3 结束语

针对离心泵内流场特性分析困难的问题,本研究对离心泵流场空化特性进行了数值模拟,得到如下结论:

(1)离心泵水力性能的数值模拟计算结果与实验结果比较可知,两者误差较小,尤其是在设计流量条件下,两者基本吻合。

(2)本研究中离心泵实体模型建立方法、空化性能数值计算模型合理,基于ANSYS-CFX的离心泵内流场空化数值模拟结果有效。

(3)通过内流场数值模拟可知,离心泵正常工作时,内部流动平顺,无漩涡和流动分离;当发生空化现象时,叶轮上的空泡体积将不断增加,大量的空泡会堵塞过流通道,导致扬程下降。叶轮空化区域主要在叶轮吸力面靠近进口边的部分,随着空化数的减小,叶轮上空泡区的面积将逐渐增大。

摘要：针对离心泵内流场特性分析困难的问题,对离心泵流场数值模拟的几何模型建立、模型网格划分和边界条件设定进行了研究,采用计算流体力学方法,获取了在敞水性能条件下离心泵的扬程-流量、效率-流量的变化关系;结合Zwart空化模型,重点对不同有效汽蚀余量时离心泵的空化流场进行了数值模拟,得到了离心泵的内部流线和空泡分布的情况,并与该离心泵机组进行了性能测试实验,最后在此基础之上进行了对比分析。研究结果表明,所采用的数值模拟方法和空化模型合理有效,此结果可为进一步开展离心泵空化监测技术研究提供借鉴。

搅拌器内流场数值模拟 篇4

姿控发动机内流场及高空羽流流场的DSMC一体化数值模拟

通过引入“平衡抽样方法”有效解决了DSMC求解近连续流区所遇到的碰撞项计算效率问题;对于过渡流及自由分子流区,构造了适合于DSMC仿真的分子碰撞传能模型并配置了一种光滑过渡以减少误差的权函数.在此基础上首次实现了对姿控发动机喷管内流场及包括倒流区在内的.高空羽流流场的DSMC方法一体化数值模拟.

作 者：黄琳 陈伟芳 吴其芬 任兵 作者单位：国防科学技术大学航天与材料工程学院,湖南长沙,410073刊 名：空气动力学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：ACTA AERODYNAMICA SINICA年，卷(期)：19(4)分类号：V430关键词：平衡抽样方法 高空羽流流场 DSMC方法

搅拌器内流场数值模拟 篇5

罗茨鼓风机作为一种常见的气体输送、压缩机械, 因其结构简单、工作平稳及无注油污染等优点得到了广泛应用[1], 然而由于效率低、噪音大、输送气体压强限制等缺点的存在, 限制了它进一步发展。一直以来, 国内外旨在提高风机效率、降低噪音、扩大气体输送压力范围的相关研究从未中断, 研究成果主要集中在改进转子结构与型线、改进机体及进排气口结构与形状等方面。作为高速旋转机械, 罗茨鼓风机内部气体流动情况复杂, 难以准确得到内部流场的性能参数。目前, 国内罗茨鼓风机的设计、制造大部分还停留在半理论、半经验和试验验证的阶段, 设计周期长, 试制成本高。近年来, 随着计算机技术和现代设计技术的不断发展, 计算流体动力学 (computational fluid dynamics, CFD) 技术已逐渐成为研究机械内部流体的主要方法。

国外, Li-Yang等[2]对低压轴流式风机叶片进行了改进, 并利用CFD技术对改进后的叶片进行了空气动力学的性能研究, 研究表明改进后的叶片具有效率高, 稳定性好等优点。Zhang-Bin等[3]利用FINE/TURBO软件对低转速比离心式风机进行数值仿真分析, 为离心鼓风机叶片的改进优化提供了理论证据。Son Pham-Ngoc等[4]对离心式风机的出风口进行了CFD调查, 分析了离心式风机出风口形状与截面积对流量的影响。上述CFD技术的应用对罗茨鼓风机内部流场的仿真分析具有很好的借鉴作用。

国内CFD技术发展也相当迅速, 已有不少专家学者将该技术运用到罗茨鼓风机的分析设计中。戴映红[5]利用Fluent软件对气冷式罗茨真空泵内部流动进行二维数值模拟, 根据模拟结果分析了转子在转动情况下泵腔内部流场的变化、压强分布以及进排气腔的速度分布, 得出泵内流场的流动规律, 为罗茨泵的设计和分析提供理论依据。黄思等[6]对四叶罗茨鼓风机进行CFD二维瞬态数值模拟, 进行分析得出四叶罗茨鼓风机相对两叶、三叶罗茨鼓风机具有流动平稳的优点。岳向吉等[7]基于动网格方法对干式真空罗茨真空泵进行三维瞬态数值模拟分析, 分析了泵腔内的气体流动现象和流场主要特征。

在目前众多成熟的C F D商业软件 (C F X、F I D A P、F L U E N T、P H O E N I C S、S T A R-C D) 中, CFX作为全球第一个通过ISO9001质量认证的大型商业CFD软件, 已经成为国内外企业的主流流体分析软件。本文拟运用CFX软件对不同转子与进排气口结构的高压罗茨鼓风机内流场进行三维数值模拟, 真实反映风机内部流场特征, 为罗茨鼓风机的改进设计提供理论依据, 缩短设计周期。

1 罗茨鼓风机内部流场计算模型

1.1 湍流模型

自然界中流体流动根据流动形式不同, 可分为层流、过渡流和湍流。罗茨鼓风机内部气流为湍流。湍流运动极不规则、稳定, 其流体质点间通过脉动剧烈地交换质量、动能和能量, 这使得人们通过理论分析或实验研究来认识湍流都很困难。随着计算流体力学的发展, 建立相应的数学模型, 进行数值模拟分析已成为研究湍流现象的重要途径。

湍流由流体在流动区域内随时间与空间的波动组成, 是一个三维、非稳态且具有较大规模的复杂过程。湍流模型是以雷诺平均运动方程与脉动运动方程为基础, 引进一系列模型假设而建立起来的一组描述湍流平均量的封闭方程组。CFX引入了多种湍流模型:k-e模型、k-w模型, Shear Stress Transport (SST) 模型、雷诺压力模型等。对于罗茨鼓风机等旋转机械, 其雷诺数 (re) 高, 湍流模型选择k-e模型为宜, 其湍动能k方程和湍动能耗散率e方程为:

式 (1) 、 (2) 中kG是平均速度梯度引起的湍流能k的产生项, 可表示为:

r为流体密度, iu为速度矢量, u、v、w、分别为iu在x、y、z、方向的分量, tu为湍流粘度, s k、s e、1Ce、2Ce为k-e模型常数, 其值分别为:s k=1.0, s e=1.3, 1Ce=1.44, C2e=1.92。

1.2 几何模型

罗茨鼓风机几何模型主要分为两个部分:流体域、转子。流体域即为流体所通过区域, 包括机壳与转子围成的气腔与进排气通道。转子为罗茨鼓风机的核心部件, 其结构有直叶跟扭叶两种, 而转子外轮廓曲线 (即转子型线) 又有多种, 常用的主要有渐开线、摆线和圆弧。圆弧型转子因其运行平稳, 噪音较低, 面积利用系数相对较高等特点得到了广泛应用, 本文分析的转子模型即为圆弧型线转子, 其型线示意图如图1所示。

图1中叶峰A1B1C1为圆弧线段, 其型线方程为:

叶谷A2B2C2为圆弧包络线, 其型线方程为:

1.3 网格划分

计算流体力学是通过将控制方程离散, 利用数值计算方法得到离散点的数据, 而网格即为计算区域离散的点。现行ANSYS/CFX划分网格的前处理工具主要是ANSYS ICEM CFD, 其强大的网格划分功能可以满足任何一种流体模拟计算对网格划分的要求[9]。罗茨鼓风机转子型线由多段曲线段构成, 其几何计算模型较为复杂, 考虑到仿真的实时性, 本文四面体网格类型。

在Pro/E平台上, 根据罗茨鼓风机主要参数 (转子厚度取值为150mm) 建立流体域与转子三维模型, 通过对网格参数进行编辑, 得到不同进排气口、不同转子类型的网格模型及其网格质量柱状图, 如图2至图9所示。各模型网格总数在400000~500000之间, 网格质量均达到0.30以上, 满足计算要求。

2 参数设定

计算域为静止项:stationary, 类型定义为Fluid Domain, 参考压强为2.5Mpa;流体设置为:Air at 250C, 密度为29.228kg/m3;两转子均为嵌入式固体即:Immersed Solid, 转速为10r/s, 以Z轴为旋转中心。进口边界类型为Inlet, 相对压强为0pa;出口边界类型为Opening, 相对压强为0pa;

3 计算结果及分析

3.1 压力场分析

本文分别对直叶—矩形、直叶—菱形、扭叶—矩形、扭叶—菱形结构的罗茨鼓风机内部立场进行了三维仿真分析, 其压力场的分析结果基本相同, 所以只例举了扭叶—菱形结构风机的分析结果如图10所示。图10为风机模型Z=75时XY平面的压强云图, 模型下边为进气口, 上边为排气口, 两转子在啮合部位出现了高低压交替区域, 红色区域部分压强高于罗茨鼓风机内部其它区域, 这是由于两转子在啮合过程中对其中间气体的挤压, 使得该部分区域的瞬时压强急剧增加;相反, 低压的蓝色区域部分则出现在转子啮合结束后, 由于转子旋转速度快, 啮合时被压缩气体充溢的空间极具扩张, 外面的气流还没来得及进入而形成的。上述现象也是转子受损的主要原因, 与实际情况相符, 表明本次仿真结果正确、可靠。

3.2 流速场分析

图11为扭叶—菱形结构风机内部流体在Z=75时XY平面的速度矢量图。由于气体粘性, 近壁区域的气流会产生摩阻效应, 在图11 (a) 中可以看出绕机壳内壁面的气流流速相对较低。从图11 (b) 中看到机壳排气口处出现了小区域的回流, 这是由于罗茨鼓风机出口处的压强会稍微高于机壳内部气流压强的原因。从图11 (b) 、 (c) 中还可以看出在机壳进出口与相临近的机壳壁面附近产生了涡流现象, 主要是由于壁面附近低速气流与高速的出排气流的相互参杂和回流气体流动方向与主气体流动方向不一致而产生。

3.3 流量分析

根据文献[1]中的计算公式, 得到本次分析的罗茨鼓风机理论流量值为1.1340m3/min, 当气体为25o空气, 其密度为29.228kg/m3, 则质量流量即为0.552kg/s。图12、图13为相同条件下CFX计算所得质量流量曲线图, 其质量流量值基本在0.54kg/s上下波动, 对比理论质量流量计算值, 误差较小, 进一步说明本次分析结果准确。

CFX所监视的时间为罗茨鼓风机两个工作周期, 转子旋转两周, 每300个迭代步数即为一个周期, 从图12与图13可明显看出, 在一个周期内质量流量随迭代步数出现了6次谐波脉动变化, 频率正好是罗茨鼓风机叶片的数目, 且重复性较好, 计算结果与实际情况相符。但是根据转子类型与进排气口结构的不同, 质量流量的脉动幅度各不相同, 对照图12与图13, 可推断扭叶转子相比直叶转子有明显的减弱脉动强度的效果。同时从图12与图13中还可以看出, 对于直叶转子, 菱形进排气口结构减弱脉冲强度的效果不大明显, 但对于扭叶转子, 菱形进排气口结构减弱脉冲强度的效果显著。如图显示, 直叶型转子—矩形进排气口组合形式的脉动幅度约为0.070kg/s, 扭叶型转子—菱形进排气口组合形式的脉动幅度值约为0.010kg/s, 且变化曲线平稳。因气流脉动而产生的气动噪音是构成罗茨鼓风机噪音的主要因素之一。显然, 扭叶转子—菱形进排气口组合形式在降噪性能上更为优越, 所以本文设计的高压罗茨鼓风机采用扭叶转子与菱形进排气口结构。

4 结论

本文借助CFX流体分析仿真软件对不同结构的罗茨鼓风机进行了内部流场的三维数值模拟, 准确地显示了内部气体流动情况及压强变化规律, 分析了流场中回流、涡流现象产生原因, 并通过对比质量流量脉动幅度, 验证了扭叶型转子与菱形进排气口组合结构可有效降低噪音。

参考文献

[1]苏春模.罗茨鼓风机及其应用[M].南京:中南工业大学出版社, 1999.

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搅拌器内流场数值模拟 篇6

锅炉烟风管道中存在很多弯管、阀门, 这些局部结构会改变管道中流体的流动特性, 使管内流体出现区别于主流方向的二次流。二次流的出现不仅会导致管道中流体速度分布不均, 影响风量测量的准确性, 还会引起管道的强烈振动[1,2]。此外, 送风管道中流体的流动稳定性还会影响燃料燃烧性能, 给锅炉的经济安全运行造成影响[3,4]。因此, 对于烟风管道内漩涡以及二次流的预测和削减工作十分重要。

目前对于二次流的研究大多都用数值模拟的方法, F.Bertrand[5]模拟了圆形管道中的二次流, Honore Gnanga[6]利用DNS、LES模型模拟了方形弯管中的二次流。白湘[1]、杨少明[7]研究了锅炉管道内的二次流, 并提出削减二次流的有效方法是在管道中加装导流板。但在出版的文献中并没有关于管道内阀门对管道中二次流影响的研究。

本文通过数值模拟的方法对某130 MW锅炉机组一次风管道内的流体流动特性进行了研究, 分析了冷、热风管道和调节阀门开度等管道结构对管内二次流的影响, 根据分析结果提出了改善管内流场特性、减少管内二次流产生的方法。

1 数学模型

连续性方程

动量方程

本文求解湍流粘度采用的是重整化群k-ε模型, 该模型的数学方程与标准k-ε模型相同, 只是在常数设置上存在差异。

湍动能k方程

耗散率ε方程

重整化群k-ε模型常数设置如下

2 物理模型

本文的计算对象为某130 MW锅炉机组进磨煤机前的一次风管道, 管道结构如图1所示。图1中, 速度入口1为热风入口, 速度入口2为冷风入口, 热风入口和冷风入口附近均有调节挡板调节流量, 热风挡板与垂直方向的夹角记为α, 冷风挡板与水平方向的夹角记为β。热风管道是截面尺寸为1 100 mm×1 400 mm的矩形管道, 冷风管道是直径为714 mm的圆形管道, 其他尺寸见图1。

计算中, 模型网格为四面体非结构化网格, 网格数量共计2 329 781。计算方法采用SIMPLE算法。

3 湍流脉动分析方法

管内流体的湍流脉动会造成流体雷诺切应力增大, 雷诺切应力通过对涡量场中旋涡的拉伸和变形, 使流体的流向逆转于正常的流动方向[8]。

布辛涅斯克[9,10,11]在建立的涡粘系数模型中引入了涡粘系数这一概念, 公式 (5) 为涡粘系数的表达式

式中μt———涡粘性系数;

ρ———流体密度;

L———特征常量;

u———流体速度;

Cμ———模型常数;

k———湍流脉动动能;

ε———湍流耗散率。

由公式 (5) 可以看出, 速度梯度越大, 涡粘性系数越大, 湍流脉动动能越大, 对管道内流体流动均匀性的影响越大。本文利用涡粘性系数来表征管中流体的湍动程度。

4 模拟结果准确性验证

为验证本文数值模拟结果的准确性, 本文采用式 (1) ~式 (4) 所示的重整化群k-ε模型, 对文献[12]中实验的物理模型进行了数学建模, 在物理模型中30°截面进行取点, 给出了各点的速度值, 并与文献中的实验数据进行了对比, 如图2所示。由图2可以看出, 采用重整化群k-ε模型得到的模拟结果与文献中的实验结果吻合较好, 说明本文的模拟结果准确性较高。

5 计算结果分析

本文模拟了当热风入口速度为11.54 m/s、冷风入口速度为10.86 m/s时一次风管内的流体流动情况。由于在该机组中, 一次风量测量装置安装在图1中弯管后的直管段, 因此本文结果分析的取点截面选择直管段的入口截面, 如图1所示的取点截面, 记为截面1。

5.1 管内流动特性分析

图3所示为α=60°、β=40°、曲率半径=300 mm时, 截面1的速度分布云图。由图3可以看出, 由于弯管和阀门的存在, 截面1的速度分布是不均匀的, 截面1左侧速度明显低于右侧速度, 所以截面1左侧静压高于右侧静压, 因此在截面1上会出现区别于主流方向的二次流, 二次流的流线图如图4所示。截面1上的二次流基本是沿管道中心呈轴线对称的。

5.2 热风阀门开度对管内流场的影响

本文分别研究了阀门开度对管内流体流动特性的影响。图5为冷风阀门开度β=40°, 热风阀门开度α变化时截面1中心轴线上的涡粘性系数分布曲线图。图中横坐标上的1代表管道左侧的取点, 15代表管道最右侧的取点。由图5可见, 当α一定时, 涡粘性系数从管道左侧到管道右侧呈现出先增大后减小的趋势。对应图4的流线图可知, 涡粘性系数的峰值处就是涡核区出现的位置, 且随着涡粘性系数的减小流线图上的旋涡区域逐渐的减小, 涡核的强度也在减小。

随着热风阀门开度α的增大, 涡粘性系数整体呈现下降趋势。也就是随着α增大, 截面1处的速度分布趋于均匀, 湍流脉动在减小。可见热风阀门开度α增大有助于减小管道内流体的湍动。

5.3 冷风阀门开度对流场的影响

图6为热风阀门开度α=60°, 冷风阀门开度β变化时截面1中心轴线上的涡粘性系数分布曲线图。当β一定时, 涡粘性系数曲线变化规律与图5一致。但随着β的增大, 涡粘性系数整体是呈增长趋势, 也就是湍流脉动程度在增大。同时, 随着β的增大, 整个截面上的漩涡区在不断扩大, 涡核强度也在增大。这主要是由于随着冷风阀门开度增大, 冷流体进入热风管道, 改变热风管道流体的流动趋势, 导致管内流体的湍动程度增大。

5.4 弯管曲率半径对流场的影响

图7是其它条件不变, 弯管曲率半径变化时截面1中心轴线上的涡粘性系数分布曲线图。由图7可见, 若改变图1中弯管的曲率半径, 则随着曲率半径的增大, 截面1的涡粘性系数逐渐减小。由此可知, 增大弯管曲率半径可减小直管段内流体的湍动程度。

5.5 优化方案分析

由于管道中存在明显的二次流, 涡尺寸较大, 而在弯头处加入导流板, 可将原始管道分割成较小的管道, 改变原来的二次流结构, 增加管内流体流动的均匀性, 削弱管内流体的湍动程度。

本文根据管道结构及计算结果分析, 确定在管道内加装两块导流板, 两块导流板的弯曲角度均为90°, 导流板的安装位置如图8所示。其中导流板2与管道弯头同心, 曲率半径为400 mm。导流板1曲率半径为920 mm, 但不与管道弯头同心, 需确定导流板1的安装位置。

图9所示为不装导流板、安装导流板2及安装导流板1、2时, 截面1中心轴线上的涡粘性系数分布曲线图。其中, 方案一L=855 mm、H=180 mm, 方案二L=855 mm、H=150 mm, 方案三L=855 mm、H=130 mm, 方案四L=855 mm、H=120 mm。

由图9可见, 加装导流板后截面1上的涡粘系数明显减小。由此说明, 装导流板后, 截面1上的二次流被分割, 有利于管内流体湍动动能减小。

由图9还可看出, 方案四中截面1上的平均涡粘性系数最小, 因此对于该管道可采用方案4的安装尺寸安装导流板改变管内流体结构。

6 结论

由模拟结果可以看出, 热风阀门、冷风阀门及弯管曲率都对管内流体的流动造成影响。而改变管内流体流动脉动, 减少管内二次流的有效方法之一就是在管内加装导流板。本文根据管道结构, 给出了管道内加装导流板的最佳方案, 从模拟结果显示, 管内涡粘性系数明显减小。

摘要：为了改善锅炉烟风管道内二次流所引起的流体流动不均、振动等问题, 本文采用重整化群k-ε模型计算了锅炉一次风管道中冷、热风阀门、弯管曲率等影响因素对管内流体流动特性的影响, 并给出了在管道中安装导流板减小二次流的最佳方案。通过模拟结果发现, 加装导流板后管内的流动湍动程度明显减弱。

关键词：管道,二次流,涡粘系数,导流板

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搅拌器内流场数值模拟 篇7

Much research work has been done in China to-burn difficulty coal both stably and efficiently.Many new burners have been developed[4—8].To make coal combustion be with high combustion efficiency and low NOxemission,and to solve the problems of flame stability,slagging and fire side high-temperature corrosion of furnace water-cooled wall tubes in China’s lowquality coal combustion,Qin et al[9]first proposed the idea of horizontal off-stoichiometric combustion that had been developed eventually to the concept of horizontal bias combustion(HBC)technology,Fig.1.

In the tangentially fired boiler,a coal concentrator of high concentration ratio is installed in each fuel transport line.It separates the coal-and-air stream into two streams of great coal concentration difference horizontally.The concentration ratio is so large that the coal concentration in the fuel-rich stream is several times higher than that in the fuel-lean stream.The two streams inject into the furnace through nozzles of the same elevation,with the angle between the axes beingα(0°≤α≤15°).Facing the high temperature gases,the fuel-rich stream injects through the fuel-rich nozzle to form the inner imaginary firing circle.This stream acts as a powerful stabilizer due to its high coal concentration.The fuel-lean stream injects through fuellean nozzle which is between the fuel-rich nozzle and the water cooled wall further away from the fuel-rich nozzle to form the outer imaginary firing circle.More oxidizing or less reducing zones can be formed near the water cooled wall,resulting in more resistance of the furnace against slagging and high temperature corrosion in that more oxidizing atmosphere results in a higher ash fusion temperature.Because non-stoichiometric combustion occurs in both the fuel-rich and fuel-lean streams of the furnace,NOxemission can also be reduced.Therefore HBC burner has already shown excellent performance and promise in solving problems of high combustion efficiency,flame stability,resistance to slagging and high-temperature corrosion,and low NOxemission of coal combustion[3,9—11].

As the key part of the HBC burner,the louver coal concentrator(LCC)has been developed and successfully applied to many large-scale utility boilers.In recent years,as the emission standard of NOxbecomes more and more stringent,reduction of NOxfrom utility boilers turns into a hot topic[12—14].For instance,in Beijing,NOxemissions of utility boilers are restricted to 100 mg/Nm3since July 1,2008[15].While in the other major cities of China,the standard will soon be200 mg/Nm3.The performance of LCC is vital for reducing NOxemission.Therefore further study on mechanism of the gas/solid separation of the LCC and the improvement of the LCC performance are necessary.

Fan et al[16]measured gas/solid flows in the LCC using a two-dimensional particle dynamics anemometer(PDA).The study showed that at the back of blades there exist vortices which make air flow along a curve route when passing around blades.This type of flow field enhances the gas/solid separation in the LCC.Sun et al[17]studied the effect of the angle of blades on LCC performance.Niu et al[18]predicted the abrasion of blades and proposed measures to resist the abrasion of blades in the LCC.Zhu et al[19]studied the influence of the ratio of fuel-rich stream flux to fuel-lean stream flux in conveying pipes after the duct elbow and the LCC in sequence.

Based on these researches,the two-dimensional LCC test system was established.The air flow field was measured using a constant temperature hot-wire anemometer.The flow field was also simulated by applying four turbulence models.The results from the experiments and the numerical simulations will help to understand the mechanism of gas/solid separation in the LCC.

1 Experimental facility

Fig.2 shows the schematic diagram of the LCC.The LCC is different from conventional louver dust separator.It is not for completely separating coal from air flow.When the primary-air-and-coal stream entered into the LCC,it was separated into two streams with similar flowrates and different concentrations.Pulverized coal concentration at both sides of blades can be adjusted by changing the blade arrangement to meet different requirements.The most important performance parameters of the LCC and their definitions are as follows:

The velocity ratio RwThe ratio of the average velocity of fuel-rich stream to that of the fuel-lean stream;the concentration ratio RCthe ratio of pulverized coal concentration of the fuel-rich stream to that of the fuel-lean stream;the resistance coefficientξthe ratio of differential static pressure between the inlet and the outlet to the dynamic pressure at the inlet of the LCC.

A LCC with good performance should have high concentration ratio,low resistance coefficient and proper velocity ratio(usually,Rwshould be close to 1)[20].

Flow in the LCC can besimplified to two-dimensional one[20].Therefore,diffusion of airflow in the z direction was not taken into consideration in this study.The LCC is designed to be 0.04 m in thickness(in the z direction),0.3 m in width(a)and 1.08 m in length(d).Measurement was made in the central section(half thickness)of the LCC in this study.

a denotes width of the LCC,b denotes blade length,c denotes blade interval,d denotes length of the LCC,αdenotes blade obliquity,s denotes blade overlap height,h denotes blockage height

Fig 3 shows the schematic diagram of the singlephase LCC test facility.The system was drived by an induced draft fan and the total air flowrate was monitored on line via a pilot tube,with an inlet stable stage of 1 m and an outlet stable stage of 1.2 m being installed in order to eliminate the effect of the change of the flow duct cross section.

1 denotes entry steady section,2 denotes test section,3 denotes exit steady section,4 denotes total air flowrate measuring points,5 denotes induced draft fan

The flow field in the LCC was measured by a constant temperature hot-wire anemometer(IFA300,TSI.US).The hot-wire anemometer was calibrated using an air velocity calibrator(1127/1128,TSI.US).The uncertainty of the measurement is less than 4%.

The air velocity at the inlet,U0,is 20 m/s.Measurement were taken along an array of measuring points,with an increment of 40 mm in the x direction and 20 mm in the y direction,respectively,with finer grid in the back of the blade.The total number of the measuring points is about 470.

2 Numerical models and method

There are three main numerical methods for the transport equation solutions,namely,the finite element method,the finite difference method and the finite volute method.Commercial computational fluid dynamics(CFD)software FLUENT solves transport equations based on the finite volume method and have a good adaptability on the discretization scheme of governing equations.Many well known turbulence models(k-εmodels,RSM and k-ωmodels)have been extensively used in CFD applications.

The k-εmodel assumes turbulence to be isotropic.The value of k andεcan be obtained by solving equations of turbulence kinetic energy k and its dissipation rateε.Then the turbulent viscosity with k andεis calculated and the solution of Reynolds stress is obtained by Boussinesq hypothesis.The k-εRNG model derives from standard k-εmodel,but is modified to improve the predictions of transitional flows and flows presenting high curvature streamline.This model is theoretically more adapted for the prediction of the effect of swirl on turbulence.The realizable k-εmodel uses new formula to calculate the turbulent viscosity and has been extensively validated for a wide range of flows,including homogeneous rotating shear flows,free flows such as jets and mixing layers,channel and boundary layer flows and separated flows.For the flow with anisotropic behaviour,RSM should be selected for simulation.

FLUENT 6.3 software was used as the platform for comparing the applicability of turbulence models for the simulation of single-phase flow field in the LCC,turbulence models considered includes the standard k-εmodel、the realizable k-εmodel、the RNG k-εmodel and RSM.In order to reduce the numerical dissipation and improve the accuracy of space,third-order MUSCL was used to discretize equations.The pressure-velocity coupling was realized by the SIMPLE method.The pressure interpolation scheme was found to influence the numerical results,with better predictions being achieved with PRESTO scheme.The near-wall was considered as non-slip.The convergence criteria of the gas phase properties were assumed to have been met when the iteration residuals had reduced by four orders of magnitude.

3 Results and discussion

3.1 Air velocity

Fig 4 shows velocity vector fields in the LCC measured by the constant temperature hot-wire anemometer.It is apparent that flow in the fuel-rich zone that is far away from blades is in horizontal direction and begin to deflect when approaching the blades.Negative pressure zones and low velocity zones appear at the back of the blades due to the blockage of the blades to the flow.A low velocity zone also appears at the fuel-rich side of the division plate.

Fig.5 shows the streamline contours in the LCC.The streamlines distribution obtained by numerical simulation with four different turbulence models is similar to that by the measurement.The velocity vectors are horizontal at locations far away from the blades in the fuel-rich zone and they begin to deflect when air approaches the blades.This is consistent with the experimental results.Zones of negative pressure and low velocity appear at the back of the blades due to the blockage of blades.Part of air flows into the fuel-rich side while the other moves round the blade and flows into the fuel-lean side,passing by the vortex at the back of the blade.At the back of the first and the last(the fourth in this study)blades,there exists one vortex while at the back of the middle blades(the second and the third blades),there exist two.The shapes of the vortex near the blade are similar to a triangle and the characteristic size of the vortex is close to the blade length.One elliptic vortex is present above the division plate.

Fig.6 shows the mean air velocity distribution in the x direction at six typical cross sections which are vertical to the LCC axis.The cross sections are marked as i=1,2,3,4,5 and 6 respectively(fig.2).The non-dimensional velocity and location coordinate,respectively,are expressed as U/U0and y/a.It is seen that at cross section 1(i=1),the mean air velocity in the x direction is nearly uniform along the width of the LCC.At positions extending from y/a=0 to y/a=0.2,the velocity is slightly smaller because of the blockage effect caused by the first blade.When y/a extends from 0.6 to 1,the air velocity on the fuel-rich side is increasing gradually along various cross sections.In cross sections 3 to 6 on the fuel-lean side,there exist recirculation structures,i.e.the existence of vortices at the back of the blade.The air velocity on the fuel-leanest side is increasing gradually with x.The computational results of the mean velocity by using four turbulence models,namely the standard k-εmodel,the realizable k-εmodel,the RNG k-εmodel and RSM,are all in good agreement with experimental results.It suggests that these four turbulence models are all feasible in simulating mean air velocity in the LCC.

3.2 Turbulence kinetic energy

The turbulence kinetic energy is a comprehensive reflection of turbulence intensity of gas and particle inthree directions.The turbulence kinetic energy k was calculated from

where u'x,u'yand u'z,respectively,is the fluctuation velocity in the x,y and z direction.Two-dimensional constant temperature hot-wire anemometer was used in the experiment,and it can not obtain the velocity in the z direction.However,according to local isotropy assumptions[21—23],the square average of fluctuation velocity in the z direction can be calculated as follow

Taking equation(2)into equation(1),the expression of turbulence kinetic energy is as follow

This assumption uses the concept of isotropic flow.Therefore,the real turbulent kinetic energy will be different,to some extent,from the present calculation result at the regions near the blades and the back of the blades.

Fig.7 shows the turbulence kinetic energy distribution in different cross section in the LCC.The turbulence kinetic energy in cross sections 1 and 2 is low,the value obtained by experimental measurement and numerical simulation equal to about 0.5 and 1 respectively.This shows that the first blade has little effect on the mainstream.The turbulence kinetic energy from y/a=0 to y/a=0.6 increases obviously after cross section 3.The peak value of the turbulence kinetic energy appears in area on the fuel-lean side.While,the turbulence kinetic energy remains in lower values in the area on the fuel-rich side.Comparison of the numerical values and the experimental ones shows that they agree well with each other in the whole area at cross sections 1 and 2,and on the fuel-rich side of the other cross sections.This shows that the four turbulence models can be applied to those areas with low turbulence intensity.

The numerical results and the experimental onesdiffer from each other at cross section 3 to 6 on the fuel-lean side.The arrows A,B,C,D,E,F,G and H in Fig.7 mark the locations where the turbulence kinetic energy peaks obtained by the numerical simulation of four turbulence models lie in.The corresponding locations of peaks in streamline diagram can be got in Fig.8.It shows that in each cross section,the positions predicted by different models coincide with one another,which agrees with the experimental values.The numerical values of the turbulence kinetic energy by using realizable k-εmodel and RSM are closer to the experimental values.While the results of the standard and RNG k-εmodels are higher or lower than experimental values respectively.It is apparent that the isotropic eddy viscosity assumption used in the standard k-εmodel makes it inadequate for simulating areas of non-isotropy and of great streamline curvatures in the LCC.With respect to the RNG k-εmodel,although the rotation effect was considered,big errors still exist between the numerical values and experimental values due to the limitation of isotropic eddy viscosity assumption.

Therealizable k-εmodel meets the constraint of the Reynolds stress,and makes the predicted Reynolds stress consistent with the real turbulence.Thus,realizable k-εmodel and RSM obtained better numerical results in the prediction of turbulence kinetic energy of the LCC.However,the RSM requires higher grid quality and bigger computational resource.Therefore,realizable k-εmodel is considered as the most credible and cost-effective model for simulating single-phase flow field in the LCC.

3.3 Velocity distribution near the blade surface

The velocity distribution near the surface of the blade is analysed to understand the effect of the blades on the distribution of the airflow quantitatively.Fig.9shows the position where data from numerical simulation was taken for analysis.Six cross sections were selected at a distance of L from the upstream side of the blade(L=(1,5,10,15,30 and 50)mm.The lengths of these analysis planes are the same as the blade length(b).U and V represent the velocities in the x and y direction respectively.

Fig.9 shows the velocity distribution near the blades surface obtained by realizable k-εmodel.With the increase of xb/b,U/U0increases gradually.It reveals that the velocity begin to increase due to the compression of air near the blade.When L increases from1 to 10 mm,the increase of U/U0with the increase of xb/b becomes faster.The speed of U/U0,s increase with xb/b reaches its peak value in the cross section L=10 mm,and becomes smaller and smaller further away from the surface of the blade.

Fig.10 shows division line distribution of the second blade with different blade obliquity.Ubon xbdirection is obtained by from U and V.The negative value of Ub,indicats that the air flow into fuel-lean side from main stream in the front part of the blade.Corresponding to Ub=0 in cross section near the blade,di-vision points can be obtain.The asymptote streamline through the division point is the division line.To the left of the division line,air flow to the fuel-lean side of the LCC.To the right,air flow to the fuel-rich side.The division line locates in the leftmost of the blade forα=15°,20°,25°and 30°.However,the division line moves downstream with the increase of the blade obliquityα=35°,40°,45°and 50°.Fig.11 shows effect of the blade obliquity on the position of division point.It suggests that more air upstream of the blade is separated by the blade when the blade obliquity is greater than 31°,and the distance between the blade front tip and the division point increases almost linearly with the blade obliquity.It is interesting that this angle is approaching the angle of maximum erosion of coating[24].Whenα>31°,a part of air will flow round the front part of blade and form rapid curvature of streamlines,which will make particles separated and concentrated near the surface of the blade.These concentrated particles impinge on the blade and accelerate the erosion of the blade.

4 Conclusions

(1)At the back of the first and the last blades in the LCC,there exists one vortex while at the back of the middle blades(the second and the third blades),there exist two.The shapes of the vortex near the blade are similar to a triangle and the characteristic size of the vortex is close to the blade length.

(2)The standard k-εmodel,the realizable k-εmodel,the RNG k-εmodel and RSM can predict accurately the mean velocity in the LCC.The realizable k-εmodel and RSM give a better prediction of turbulence kinetic energy to the experimental values than the standard k-εmodel and RNG k-εmodel.

(3)The influence of the blade on the air velocity reaches its maximal value in the cross section L=10mm away from it.The streamline in the fuel-rich side form a sharp turn near the blade and will cause abrasion problem.The blade obliquityα=31°is division obliquity.In this case,the effect between particles and the blade is salutary to analyse the abrasion of the LCC.

(4)More air upstream of the blade is separated by the blade when the blade obliquity is greater than31°,and the distance between the blade front tip and the division point increases almost linearly with the blade obliquity.

摘要：为研究百叶窗煤粉浓缩器(LCC)的气固分离机理,对LCC内单相流场进行了实验和数值模拟研究。在二维LCC实验台上采用恒温热线风速仪测量了平均速度和脉动速度。应用FLUENT软件对LCC内的流场进行模拟,湍流模型包括标准k-ε模型、可实现k-ε模型、RNG k-ε模型和雷诺应力模型(RSM)四种。对比数值模拟结果和实验结果发现,四种湍流模型预报LCC内平均速度均与实验结果有较好的一致性,但在预报湍流动能方面,只有可实现k-ε模型和RSM模型给出了合理的预报。数值模拟结果表明:LCC内叶片背面和分流挡板的迎风侧存在旋涡;叶片对LCC内流场影响较显著的范围在距离叶片10mm位置处;当叶片倾角大于31°时,叶片上游更多的气流被分离下来,并且分离点距叶片前端的距离随着叶片倾角的增加近似呈线性增加的趋势。

搅拌器内流场数值模拟 篇8

搅拌设备被广泛应用于化工、医药、食品、采矿、涂料、冶金、造纸、石油和废水处理等行业中[1], 在反应器领域的应用更加普遍, 采用搅拌设备作反应器 (Stirred Tank Reactor, STR) 的约占反应器总数的85%[2], 因此, 搅拌设备的性能与搅拌反应的效果一直为各相关行业的研究重点之一。

目前, 对搅拌器实验和理论的研究非常普遍, 但是精确的理论及现代设计计算方法的研究还不完善且未得到普遍响应。故利用计算机数值模拟的方法研究搅拌器流场特性应运而生, 国内外许多研究者利用CFD软件对搅拌器内部流场进行了大量的仿真模拟。模型的设备大小无关性是CFD软件的一个主要优点, 搅拌反应器过程一旦经过合理准确描述并被验证, CFD就被用于放大, 可以预计放大后的搅拌反应性能和混合效果。近年来, 国内很多大学对搅拌设备LDV和PIV[3]流场测量技术和CFD模拟领域进行了大量相关研究, 结果表明, CFD仿真模拟的结果与实验数据吻合良好, 对生产实践有一定的指导意义。

本文将校实验室搅拌器系统平台和CFD流场分析技术结合起来, 研究3种不同类型桨叶在不同搅拌速度和有无挡板条件下, 搅拌器的搅拌特性, 并用搅拌实验验证其合理性, 使理论和实验相结合从而得到较为准确的分析结果。同时, 节省更多物力、人力、财力, 为今后在流场分析领域的实际应用奠定基础[4]。

1 流场基本理论

流体流动要受物理守恒定律的支配, 基本的守恒定律[5]包括:质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒定律。如果流动包含有不同成分 (组元) 的混合或相互作用, 系统还要遵守组分守恒定律。如果流动处于湍流状态, 系统还要遵守附加的湍流输运方程。

质量守恒方程为单位时间内微元体质量的增加即同一时间间隔内流入某一微元体的净质量。质量守恒方程又称为连续性方程[6], 其方程式为

式中:第2、3、4项是质量流密度的散度, 表征单位时间内通过单位面积的流体质量;ρ为流体密度;t为时间;u为速度矢量;u、v、w为速度矢量u在x、y、z方向的分量。

动量守恒方程可表述为微元体中流体动量对时间的变化率, 等于外界作用在微元体的各种力之和。根据这一定律, x、y、z 3个方向的动量守恒方程下[7]为

式中:f为流体单位质量的体积力;μ为流体的动力黏度;为流体的第二分子黏度。

能量守恒方程是包含有热交换的流动系统必须满足的基本定律, 可表述为微元体中能量的增加率等于进入微元体的净热流量加上体力与面力对微元体所做的功。通过能量守恒方程的思想, 可得[8]

式中:Cp为比热容;T为温度;λ为流体的导热系数;Sr为黏性耗散项, 即流体的内热源及由于黏性作用流体机械能转换为热能的部分。

2 搅拌器模型及搅拌工艺参数

2.1 搅拌器模型建立

本文以搅拌器实验系统为基础, 对其搅拌部分进行单相三维数值模拟分析。筒体内径Ф=420 mm, 搅拌介质 (水) 有效高度H=420 mm, 选取六直叶、六斜叶和圆盘六直叶搅拌桨叶及搅拌轴为流场数值模拟分析对象, 其基本尺寸如表1所示。

为了较为准确地模拟搅拌器搅拌过程, 需对搅拌部分进行原型建模, 建立的搅拌器模型包括3种类型的桨叶模型、无挡板搅拌器模型、有挡板搅拌器模型, 如图1所示。

图1 (a) 为搅拌器整体实验平台图, 图1 (b) 为依照搅拌器部分原型尺寸建立的模型, 且第三行为搅拌器有限元模型, 为便于观察, 隐藏内部流场网格。以上搅拌器三维模型和流场分析有限元模型, 从整体上体现了模拟分析的合理性和可行性, 为后续的搅拌器单相三维流场数值模拟奠定良好的基础。

2.2 搅拌器工艺参数

本文依据搅拌器实验系统的运行能力和测量范围, 结合搅拌影响因素制定搅拌工艺参数:搅拌轴转速、搅拌桨叶类型、有无挡板。

搅拌转速是影响搅拌功率和搅拌器流场特性的关键因素之一。根据搅拌器实验平台的操作规程和运行特点, 将搅拌转速分为120、138、156、174、192、210、228、246、264、282 r/min等9个区间。

搅拌桨类型分为六直叶搅拌桨、六斜叶搅拌桨和圆盘六直叶搅拌桨;挡板为附有底挡板的5块长条形挡板。

3 搅拌器网格划分

3.1 搅拌器计算域划分

在进行搅拌器数值模拟计算之前, 搅拌流体区域的网格离散化是必须的, 即用一组有限个离散点来代替原来的连续空间。依据搅拌器流体运动规律, 将搅拌槽计算域分为两个部分:一个是包含旋转的搅拌桨叶, 称为转子区;另一个是包含静止的槽体, 称为定子区[9]。

整个搅拌器流场模拟计算采用多重参考系模型MRF[9], 即转子区域采用旋转参考系, 而定子区域采用静止参考系, 定子区域与转子区域的重合界面定义为相互作用面 (interface) , 在这两个参考系的交界面上, 假定流动为稳态的, 通过相互作用面来进行流场计算数据的交换。如图2所示。

3.2 搅拌器网格划分

划分时候, 网格点之间的邻近关系可分为结构网格、非结构网格和混合网格[11]。有序并且规则的是结构网格的网格点之间的邻近关系式;网格单元和节点彼此没有固定的规律可循、节点分布完全是任意的是非结构网格的特点;将二者的优势结合起来、同时克服各自的不足是混合网格的优点。本文采用混合网格法对搅拌器进行网格离散化, 如图3所示。

4 搅拌器单相三维流场数值模拟

4.1 求解策略

本文对搅拌器网格离散化完成后, 接下来的流场数值模拟对求解策略的选择分两方面[12]:离散格式和计算方法。

有限体积法常用的离散格式有:一阶迎风格式、指数律格式、二阶迎风格式、QUICK格式、中心差分格式等形式。本文搅拌器的运动形式为转动且有旋流的计算, 且二阶精度足够, 故选择二阶迎风格式。

计算方法:Fluent软件中有两种求解器, 即基于压力的分离求解器 (一般用于不可压流或弱可压流的计算) 和基于密度的耦合求解器 (常用于高速可压流计算) 。本文采用基于压力的分离求解器进行流场数值模拟计算。

4.2 边界条件与湍流模型

本文搅拌器流场数值模拟的边界条件包括:搅拌筒体壁面、搅拌轴壁面、搅拌桨叶壁面、动静区域交界面和动静流动区域设置。其中, 搅拌筒体壁面为静态壁面, 设置标准静态壁面函数, 参数默认设置;搅拌轴壁面和搅拌桨叶壁面为动态壁面, 而二者的运动分别为:主动运动和被动运动, 因此, 搅拌轴壁面设置为绝对运动壁函数, 搅拌桨叶运动壁面设置为从动运动壁面函数, 并设置相应的搅拌转速。动静区域交界面设置为interface, 用于流场数据的传递与交流;动、静区域均设置为流动区域[13]。

Fluent软件中提供的7种湍流模型中, k-ε模型是典型的两方程模型, 也是目前使用最广泛的湍流模型。本文主要采用标准k-ε模型、重整化群k-ε模型 (RNG) 和可实现k-ε模型 (Realizable) 。

4.3 数值模拟计算结果

在网格划分及各项分析计算条件设置完毕后, 进行流场数值模拟迭代计算。由于在第2.2节工艺参数设置中, 将有无挡板作为搅拌器流场数值模拟求解分析的影响因子, 因此, 计算结果将分为:搅拌器无挡板和搅拌器有挡板。鉴于搅拌器转速较多, 计算结果数据量较大, 仅将结果中的最大搅拌转速的压力场和速度场进行对比分析, 为使计算结果便于观察, 分别建立相互正交的两面进行结果显示, 如下所示:

1) 压力场分布。将3种不同类型桨叶搅拌器, 在有无挡板条件下的压力分布结果进行对比, 如图4所示。图4所示为3种不同类型搅拌桨在有无挡板条件下, 截取的搅拌器相互正交的中间面静压分布情况。其中, 第一行为无挡板搅拌, 从左至右依次为六直叶、六斜叶和圆盘六直叶搅拌桨;第二行为有挡板搅拌, 并且搅拌桨类型从左至右与第一行一一对应。从图中可以得出:除六直叶有挡板搅拌器压力场分布较广, 其余5组搅拌器压力场分布情况较为相似, 且圆盘六直叶搅拌器相较其他2种搅拌器压力稍大。3个模型中, 叶轮叶片转动方向前端是最大压力值出现的部位, 最小压力值则出现在叶轮叶片转动方向的后端, 且搅拌槽的压力整体分布规律是由上部到下部不断减小。同时, 在固定水平面, 压力值分布则由周边向中心不断减小。

2) 速度场分布。同理, 速度场分布除六直叶有挡板搅拌器速度场分布较广, 其余5组搅拌器压力场分布情况较为相似, 且速度分层较为明显;挡板加入后, 在其作用下速度场分布范围明显缩小;3个模型的速度最大值都是出现在叶轮叶片转动方向前端, 其搅拌槽的速度整体分布规律是由上部到下部分层逐渐增大;且在固定水平面, 速度场分布是由周边向中心不断增大。速度场的分布情况较为真实反映了搅拌实际状况。

5 搅拌器实验与数值模拟结果分析

本文在进行搅拌数值模拟的同时, 利用搅拌实验系统平台 (如图1 (b) ) , 对3种类型搅拌桨叶进行搅拌器实验, 并将不同转速下测得的搅拌器实际消耗功率与流场数值模拟结果进行对比分析, 验证流场数值模拟分析的合理性。本文搅拌实验系统 (图1 (a) ) 由计算机控制系统和搅拌实验平台两部分组成。通过计算机记录搅拌轴空转功率和实际搅拌功率, 二者相减即得到搅拌器实际消耗功率, 如表2所示。

通过流场数值模拟结果可得搅拌器的力矩数值, 并且与相应搅拌转速相乘可计算出流场数值模拟中搅拌器实际消耗功率, 数值模拟计算结果搅拌器实际消耗功率, 如表3所示。

将表2、表3中搅拌实验和数值模拟计算求得搅拌器实际消耗功率进行比较, 可知实验数据与数值模拟计算数据较为接近, 为便于更直观表示, 将其两者实际消耗功率绘制图表如图6所示。

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由图6可得, 3种不同类型搅拌器在不同转速和有无挡板条件下, 除了开启涡轮式六斜叶无挡板搅拌器所显示对比结果略有偏差, 其余5组实验和流场数值模拟所消耗实际功率曲线基本吻合, 验证了流场数值模拟结果的正确性, 同时, 说明了流场数值模拟计算方法的合理性。

6 结论

本文运用搅拌器单相三维流场数值模拟分析和搅拌器实验相结合的方法, 分析研究了搅拌器运行过程中的流场特性和分布情况, 并计算了搅拌器实际消耗功率。依据实验室搅拌器实验平台的基本尺寸和搅拌工艺参数, 建立三维模型和流场分析有限元模型, 设置离散格式、计算方法等求解策略, 设定边界条件, 选择合适的湍流模型, 对3种不同类型搅拌桨叶在有、无挡板条件下进行单相三维流场数值模拟分析计算, 并通过搅拌器实验数据和计算结果比较, 其实际消耗功率线图较为吻合, 从而验证了流场有限元模型和流场数值模拟计算方法的合理性。同时, 计算出的搅拌器实际消耗功率也为搅拌器的优化设计和放大研究提供了理论依据, 对生产实践有一定的借鉴意义。

摘要：利用Fluent软件对搅拌器搅拌过程进行单相 (水) 三维数值模拟, 研究3种不同类型桨叶在不同搅拌速度和有无挡板条件下搅拌器的搅拌特性, 并用搅拌实验结果验证了数值模拟的合理性。同时, 搅拌器单相流场数值模拟结果为搅拌器放大提供了充分的理论依据, 为搅拌器的优化设计奠定基础。通过理论研究与实验验证相结合的方法, 分析了影响搅拌性能的因素, 减少了实验时间和成本, 对搅拌器的实践工程应用有指导性意义。