FLUENT数值分析（通用7篇）
FLUENT数值分析 篇1
摘要：板式换热器是一种高效、节能的换热设备,在各个领域得到了广泛的应用,其内部流体流动状况十分复杂,运用数值模拟的方法则大大降低了实验费用,能够精确得到换热器在某一特定位置的数值解,并分析出其温度、压力、流速的变化趋势。运用fluent软件,分别对影响板式换热器传热与流阻性能的两个重要的结构参数:法节、波纹夹角进行了数值分析,得到了不同参数下的温度场、流场以及压力场,并进行了比较分析。
关键词：板式换热器,数值模拟,性能分析
换热器是现代工业、农业生产中主要的热力设备之一,在炼油、化工装置中换热器占总设备数量的40%左右,占总投资的30%～45%。板式换热器是一种高效、节能的换热设备,由于其体积小、重量轻、传热系数高、结构紧凑、清洗方便等特点,在石油、化工、冶金、电力、轻工、制冷及食品等各个领域得到了广泛的应用。板式换热器内流体流动状况十分复杂,以往的研究主要以实验的方法进行,通过测取不同流量时实际板式换热器冷、热侧的压降和进、出口温度,回归出反应换热器传热与流阻性能的关联式[1],Nu=CRePPrm,Eu=CP×RePP进而对换热器板型进行设计和性能评价。但要想得到它清晰的流场、压力场及温度场是很困难的,并且板型尺寸和实验条件的变化很大,在实际中如果都要一一做出实验,这就需要花费大量的人力、物力,并且研发周期长,而运用数值模拟的方法则大大降低了实验费用,能够精确得到换热器在某一特定位置的数值解,可以分析其温度、压力、流速的变化趋势,对换热器设计开发与理论研究有着重要的指导作用。
1数值计算方法
1.1研究对象
本文分别对不同波深、不同法节以及不同波纹夹角的板式换热器进行数值模拟,各种换热器的结构参数见表1、表2,最终得出其压力场、温度场以及速度场分布,并对其进行分析比较。
1.2数学模型
1.2.1 由于本文所研究的传热问题没有涉及相变,流道内的温差较小,因而在建立数学模型时特作如下假设[2]:
(1)流动为定常流动;
(2)流体为不可压缩的牛顿流体;
(3)忽略重力和由于密度差异引起的浮力。
1.2.2 换热器模型的控制方程[3]:
(1)流体质量守恒方程
式中:u,v,w——速度的三个分量
(2)流体动量方程
式中:ui——ux, uy, uz
ρ——流体密度,kg/m3
(3)流体能量方程
式中:a——流体的热扩散率,m2/s
(4)湍流模型
由于板式换热器板片之间有很多触点,因此换热器流道内部流体湍流强度大,在本章中采用标准k-ε两方程湍流模型。标准k-ε模型通过求解湍流动能k方程和湍流耗散率ε方程,得到k和ε的解,再用k和ε的值计算得出湍流粘度,进而求出雷诺应力的解[4]。
以下为湍流动能k方程和湍流耗散率ε方程。
k方程:
ε方程:
以上两式中,C1ε,C2ε,σk,σε四个经验常数一般通过对某些特定的湍流过程的分析和测量来得到,其标准取值为:
C1ε=1.44;C2ε=1.92;σk=1.0;σε=1.3
1.3边界条件的处理
本文在进行数值模拟时对边界条件进行如下处理,见图1。
(1)入口边界条件
采用速度入口条件,设定入口温度为360 K(87 ℃)。
(2)出口边界条件
出口边界条件采用压力出口条件。Fluent中当模拟介质流动出现回流的时候,使用压力边界条件来代替质量出口条件常常有更好的收敛速度。
(3)壁面条件
外部边界1:采用无滑移速度边界条件u=0,温度分布服从恒热流分布,q=-600 W/m2。
外部边界2:采用无滑移速度边界条件u=0,温度分布服从绝热边界条件,
板式换热器两板片之间流道结构及模型边界条件如图1所示:流道内介质为水。
2网格划分
本文在CAD软件SolidWorks中实体建模,然后导入到数值模拟软件fluent中的gambit中进行网格划分。由于板式换热器流道内部结构复杂,因而采用了非结构化的四面体网格,设定网格长为1 mm。见图2、图3。
3数值计算结果及分析
3.1法节对人字形板式换热器流场、温度场以及压力场的影响分析
(1)速度场分布
如图4所示,板片主要参数为:波深为h=4 mm,波纹夹角为β=60°。
由图4可知法节不同,三种板式换热器流场明显不同。法节为8 mm的流场扰流程度明显高于法节为12 mm和16 mm的。这是因为节距变小会导致板片之间板间触点增多,使得扰流程度增强。因此小法节板型换热器其传热能力高于大法节换热器,但同时由于触点的增多流动阻力也增加了。
(2)温度场分布
图5给出了波深为h=4 mm,波纹夹角为β=60°时,不同法节下的温度场。
由图5可以看出,当波纹间距增大时板片之间起扰动作用的触点会随之减少,而在人字形波纹板式换热器中,触点是强化传热的关键手段,因此当触点减小时,传热变的不均匀,换热效果也随之下降。但触点的减小也会使流动阻力减小。所以,评价换热器性能时需综合考虑传热效果与流阻性能。
(3)压力场分布
由图6可以看出法节对压力场的影响也是板间触点作用的结果,当法节增大时,板间触点数目减少,流动阻力减小,压力梯度变化剧烈,板间压力降较小。但流体流动阻力减小的同时,触点对流动的扰动也相应减小,传热效果变差。
3.2波纹夹角对人字形板式换热器流场、温度场以及压力场的影响分析
人字形波纹板片之间的夹角β对流体沿板宽的分布、流态、传热与流阻等特性的影响很大。在相同Re和波纹参数下随着β角的增大,传热增强,同时流动阻力也增大。
(1)速度场分布
由图7可以看出角度对板式换热器内部速度场的影响非常剧烈。当波纹夹角β=30°时,流体基本沿换热器板片构成的横波波纹主通道流动,只有部分流体与主流产生了交叉。当波纹夹角β=60°时,流体流动方向在横波波纹和纵波波纹之间开始交替,形成十字交叉流,且交叉程度很大。当β=130°时,流体的流动为曲折流,流体流动在遇到板片触点时即改变方向[5]。
(2)温度场分布
波纹夹角β对温度场的影响非常明显,从图8分析可得,β较大时,由于流体流动呈复杂的三维流动,流体在两板片的流道内曲折流动、紊流程度很强,因而强化了传热,并且由于板片触点对流体的强扰动作用,使得流体内杂质不易沉积,相比之下可降低换热器热阻。当波纹夹角β较小时,流体主要沿横波波纹方向流动,触点对流体的扰动不是很大,紊流程度不强,传热效果较差。
(3)压力场分布
由图9分析可知压力场分布成网格状并在板片间触点处压力变化明显。
随着波纹夹角β的增大,板式换热器内流体流动阻力增大,板间压力降增加。但同时流体湍流程度也得到增强,传热效果得到改善。这是因为波纹夹角增大使得板间触点增多,流动阻力增强,同时触点增多会使触点附近流体流速提高,紊流程度增强,破坏流体边界层,强化了传热。
4结论
运用fluent软件,分别对板式换热器的两个重要的结构参数:法节λ、波纹夹角β对温度场、流场以及压力场的影响情况进行数值模拟,可以发现法节越小使得板式换热器板片之间板间触点增多,使得扰流程度增强,强化了传热。波纹夹角越大使流体扰动增大,高速流动介质分布趋于均匀,因此传热效果较好,但同时也使流动阻力增加。因此对换热器进行性能分析时需综合考虑其传热与流阻性能。
参考文献
[1]杨崇麟.板式换热器工程设计手册[M].机械工业出版社,1998:66-81.
[2]何庆琼.复合波纹板式换热器换热与阻力特性研究[D].山东大学硕士论文,2007:10-11.
[3]曲宁.板式换热器传热与流动分析[D].山东大学硕士论文,2005:23-24.
[4]蔡毅.板式换热器性能的数值模拟和实验研究[D].北京化工大学硕士论文,2008:24-25.
[5]刘艳,何国庚,赖学江.板式换热器板型尺寸对换热性能影响的探讨[J].制冷,2003,22(2):65-68.
FLUENT数值分析 篇2
在双拉成膜设备拉伸过程中, 加热系统的稳定性和恒温性对BOPET薄膜的拉伸性能有很大影响。在传热学上, 预热腔内温度场分布的数值计算属于封闭空间的温度场分析问题。
BOPET薄膜的双拉成型过程中, 温度场均匀变化率是一个很重要的工艺参数。良好的温度控制是生产出高质量薄膜的基本保证。生产过程中各个加工段的温度控制有其不同的方式和特点。拉伸区影响薄膜的机械强度、成膜性、厚度均匀性等关键因素, 通常在一定范围内控制恒温温度进行拉伸有利于提高薄膜的机械强度, 有利于增大薄膜的热收缩性。而温度变化波动大会引起厚度公差大, 薄膜雾度大, 严重时会引起破膜。与此同时, 温度过低也会引起破膜、脱夹等问题。BOPET薄膜的表面结构与性能直接影响着薄膜拉伸时的表面粗糙度、平整性。在后序加工时, 对镀铝、印刷及复合的牢度也有一定影响。所以得到一个均匀稳定的温度场[4]分布对于BOPET薄膜从预热乃至后续的双向拉伸、定型都至关重要。
1 热系统结构设计
根据薄膜特性运用热对流原理对其拉伸薄膜进行加热, 以提高薄膜预热[2]过程中温度的均匀性, 同步拉伸过程中温度载荷对其薄膜影响的一致性。本文提出分段温度控制方法。整体温度控制系统由预热结构、拉伸结构、定型结构、热量循环四4部分组成, 如图1所示。
1.热循环结构2.定型结构3.风道与风箱4.拉伸结构5.预热结构
在热系统结构设计过程中, 薄膜拉伸温度均匀性的控制受环境温度和自身热系统条件影响, 但在温度调节过程中, 主要受热流速度V, 热流温度T, 热流入口截面积S和热流入口到薄膜表面高度h等参数变化的影响明显。为此, 根据薄膜拉伸特征要求, 将拉伸结构简化如图2所示, 取长方体状的腔室尺寸为1 500 mm×750 mm×800mm, 进料口出料口分别位于750 mm×800 mm的面上, 两个进风口分别位于1 500 mm×750 mm的面上。
在加热过程中, 进料口在预热过程中处于关闭状态不参与物质交换和热交换, 故此处不予显示, 只显示两个进风口及出料口, 尺寸预先定义为150 mm×75 mm。同时, 根据结构的对称性只做出一半体积模型即1 500 mm×800 mm×375 mm, 简化模型进行分析即可。
2 热模型离散化处理
由于模型离散[3]后的网格质量直接影响到求解时间及求解结果的正确性, 近年来国内外研究重点都集中于对离散模型进行自动六面体网格划分和根据求解结果对模型进行自适应网格划分。自动六面体网格划分是指对三维实体模型程序能自动地划分出六面体网格[6]单元, 现在大多数软件都能采用映射、拖拉、扫略等功能生成六面体单元[2], 但这些功能都只能对简单规则模型适用, 对于复杂的三维模型则只能采用自动四面体网格划分技术生成四面体单元, 但对于四面体单元如果不使用中间节点, 在很多问题中将会产生不正确的结果, 如果使用中间节点将会引起求解时间、收敛速度等方面的一系列问题;自适应性网格划分是指在现有网格基础上, 根据有限元计算结果估计计算误差、重新划分网格和再计算的一个循环过程, 该过程需要设定最终迭代精度和迭代次数[1], 同时在整个求解过程中, 模型的某些区域将会产生很大的应变, 引起单元畸变, 从而导致求解不能进行下去或求解结果不正确。为此, 本文提出采用基于四面体单元的自适应网格划分方法, 其模型离散结构如图3所示。
3 热场数据分析
3.1 初始和边界条件确定
根据薄膜拉伸成型特点, 初步定义热空气垂直于进风口吹入, 速度V为0.2m/s, 温度T为140℃。查表1可知, 140℃时空气运动黏度[5]为27.8×10-6m2/s, 故气流最小雷诺数由下式计算:Re=Vd/ν=1079<2 300。 (1) 式中, V为流动速度, d为流动方向的尺寸, ν为运动黏度, Re为最小雷诺数。
根据计算结果 (Re<2 300) 可知, 该对流方式属于层流, 在数值模拟过程中, 采用了以下流动、换热模型:1) 腔体内气体为热空气;2) 腔体内空气流动形式为层流;3) 腔体内空气在固体表面满足无滑移边界条件。
在预热腔内空气进行对流, 流速[5]设置为0.2 m/s, 由于预热腔内空间较大, 故忽略压缩性的影响, 把腔内空气作为不可压缩流体处理。在数值模拟过程中, 合适的边界条件对数值模拟的收敛和数值解的精度有很大的影响。
根据模型简化分析结果边界条件设置如下:1) 预热腔设置为绝热材料, 故忽略温度耗散;2) 进口温度为140℃, 风速为0.2m/s;3) 进口为速度入口Velocity Inlet, Turbulent Intensity设为3%;4) 水力直径Hydraulic Diameter设为0.075 m;5) 出口为自由出口Outflow;6) 其余面设为墙壁Wall。
3.2 热场分析处理
采用压力基求解器[6], Model选用laminar模型, 运用Graphics and Animations下的Contours查看稳态下对称面的温度分布如图4所示。
由图4可知, 风速在0.2 m/s条件下所得到的预热腔内温度场分布是不均匀的。
4 热系统优化设计
考虑到温度对薄膜的影响较大, 避免集中受热, 故出风口的速度设置在较小的范围。热空气垂直于进风口吹入, 速度为0.5 m/s, 温度为140℃。查表1得140℃时空气运动黏度为27.8×10-6m2/s, 故气流最小雷诺数:
可见, 本计算设计的自然对流 (Re>2 300) 属于湍流, 在数值模拟过程中, 采用了以下流动、换热模型:1) 腔体内气体为热空气;2) 腔体内空气流动形式为湍流;3) 腔体内空气在固体表面满足无滑移边界条件。
在两个进风口的方向上加入均流板, 为了避免集中受热, 同时让空气更均匀地进入到预热腔室中。
在调整过程中, 由于将入口速度提高至0.5 m/s, 导致薄膜表面压力过大, 提出模型优化结构如图5所示, 为避免薄膜在热场中热载荷[5]集中问题, 同时让空气更均匀地进入到预热腔室中, 在进风口处加上网状均流装置能够改善薄膜同步拉伸性能, 同时提高拉伸稳定性和热载荷分布的均匀性。
由于本模型中是求解低速不可压缩流体在有限容积中的流动问题, 所以采用压力基求解器[5] (Pressure Based Solver) 求解, 配合k-epsilon模型同步分析。k-epsilon模型又称双方程模型, 其中紊流动能k和紊流动能扩散率[4]ε取决于Navier-Stokes方程本身参数, 该模型广泛应用于工程上比较复杂的紊流流动与换热计算。在保证其它边界条件不变的条件下对其进行热场分析, 用Graphics and Animations下的Contours查看稳态下对称面的温度残差和温度场分布图, 如图6和图7所示。
由图6和图7可知, 经加热结构优化后, 热系统腔室内的温度场能够满足薄膜拉伸对其温度场的要求, 从而保证了薄膜拉伸的稳定性和薄膜的均匀性。
5 结论
在满足薄膜双向同步拉伸特性的条件下, 运用有限元方法[6]对其复合场进行分析, 以分析结果为理论依据对其加热结构进行优化设计, 获得温度分布均匀的双向拉伸温度场。该方法对薄膜双向同步拉伸加热系统的结构设计起到了至关重要的作用。
参考文献
[1]宋勇, 艾宴清, 梁波, 等.精通ANSYS13.0有限元分析[M].北京:清华大学出版社, 2004.
[2]鲁国富, 郭世永.盘式制动器瞬态温度场的数值模拟[J].机械研究与应用, 2006, 19 (1) :31-32, 35.
[3]曾攀.有限元分析及应用[M].北京:清华大学出版社, 2004:1-10.
[4]王国强.实用工程数值模拟技术及其在ANSYS上的实践[M].西安:西北工业大学出版社, 1999.
[5]汪志诚.热力学统计物理[M].北京:高等教育出版社, 2003.
FLUENT数值分析 篇3
关键词：气流噪声,表面脉动压力,大涡模拟,高速列车
随着列车速度的增加,铁路噪声也相应的增大,但是随着人们生活品质的改善,对环境舒适性要求也大大提高,这就需要采取合理的措施来控制铁路噪声。一般来讲,列车高速运行时的铁路噪声由两部分组成[1]: 1) 机械噪声,主要包括车轮噪声和轨道噪声; 2) 气流噪声。随着列车运行速度的逐步提高,机械噪声和气流噪声在列车总噪声水平中的贡献度会发生变化。在列车运行速度> 250 km / h时,气流噪声将超过机械噪声,变成最主要的噪声源。气流噪声主要是由列车高速运行时流场结构的变化引起的。列车高速运行时,由于列车外形曲率的变化, 列车表面会和空气发生明显的相互作用,致使车身附近的气流流动不平稳,气流发生分离,从而形成复杂的涡流流动[2]。受此涡流的影响,车身表面的脉动压力会出现剧烈的变化,最终会形成刺耳的气流噪声。
根据莱特希尔声学理论知识可知,气流噪声是由3种典型的声源组成,分别为: 单极子声源,偶极子声源和四极子声源[3]。单极子声源产生的原因是因为气流体积的变化。偶极子声源产生的原因是车身表面和流体相互的作用,致使气流扰动分离。四极子声源产生的原因是因为车身周围空气体积的应力张量的变化。仔细分析,可以看出3种噪声源所引起的噪声比重各有不同。如果把高速列车的车身看做刚性结构,则单极子声源噪声将为零。高速行驶的列车虽然速度相对较高,但仍然远低于音速,属于低马赫数。因为四极子声源与偶极子声源的强度之比正比于马赫数的平方,所以相比于偶极子声源产生的噪声, 四极子声源产生的噪声要小得多,几乎可以忽略不计[4]。 此时可以得出一个结论,偶极子声源是组成高速列车气流噪声的主要噪声源。而偶极子声源主要是由于列车表面脉动压力的变化产生的,也就是说,车身表面脉动压力的变化是气流噪声的主要噪声源。因此通过研究车身表面脉动压力变化情况可以了解气流噪声特性和分布情况,为控制噪声提供基础。
国内学者在车辆气流噪声的研究方面起步较晚,大部分研究还是在试验的基础上定性分析为主,由于试验成本较高,近年来随着CFD技术的发展,学者们更多的通过建立准确的流体模型来模拟流场分布,分析流场性质,探讨最佳方案。在此基础上利用Fluent声学模块,采用大涡模拟( LES) 的方法模拟计算得到了高速列车表面脉动压力变化分布,得出一些关于高速列车气流噪声的有用特性和结论,为降低气流噪声提供依据和参考。
1大涡模拟( LES) 的基本理论
湍流是由许多不同尺度的旋涡所组成的,其中大尺度涡主要造成湍流的脉动与混合,还会造成各种变量的湍流扩散、能量交换和雷诺应力的产生,对平均流动影响比较大,而小尺度涡主要通过耗散脉动能量来影响各种变量[5]。基于上述物理基础,大涡模拟的基本思想就是采用滤波的方法把包括脉动运动在内的湍流分解成大尺度的涡和小尺度的涡两部分,然后大尺度的涡通过数值求解运动微分方程进行直接计算,而小尺度的涡采用亚格子模型,即在涡黏性的基础上通过引进一个湍流粘性系数来建立与大尺度涡的关系,然后对其进行数值模拟[6]。通过在波数空间或者物理空间过滤Navier - Stokes方程还可以计算得到LES的控制方程:
2模型建立与边界条件的设定
由于列车气流噪声计算对计算机硬件的要求较高,所以对列车表面进行了一定简化,将列车表面附属设备去除,车身简化为列车是由光滑曲面构成的集合体,从定性分析的角度去分析列车气流噪声的特性。把计算域划分为两个部分,靠近列车表面的小计算域和远离列车表面的大计算域。大计算域长度为车身的4倍,其中入口距车头的距离为车身长度的1. 5倍,出口距车尾的距离为车身长度的2. 5倍。模型及计算域如图1所示。
文中采用的是混合网格的方法,即使用结构网格和非结构网格联合进行划分。在列车表面采用三角形网格,附近的小计算域则采用非结构四面体网格。在远离车体的大计算域内,列车对气流流动影响随着车体距离的增大而减小,因此离列车越远的网格可以划分的越大,并以一定的增大因子均匀的过渡。此外,在离车体一定距离后,可以采用结构化网格。进而不仅能减少网格的数量,而且在保证计算精度的同时还可以减少计算时间[7]。网格数约为400万个。如图2所示。
气流噪声的数值模拟部分是通过流体力学软件Flu- ent计算实现的。模拟计算分为稳态仿真和瞬态仿真两部分。稳态仿真选用标准l湍流模型,瞬态仿真则采用大涡模拟实现计算[8]。边界条件的设置包括速度进口、 压力出口和壁面,基本方法是列车设定车静止不动,气流以列车时速沿着列车前进的反向方向流动,同时地面以列车的时速与气流同向运动,以此模拟列车高速运行的实际环境。瞬态参数设置为: 实现脉动压力达到最高分析频率5 k Hz[9],根据奈奎斯特采样定律,计算时间步长设置为0. 000 1 s,采样时间设为0. 2 s。空气密度设为 ρ = 1. 225 kg / m3。
3列车表面静压力云图分析
图3是列车高速运行时速度达到300 km/h时车头稳态流场的表面静压力云图。
由图3可知,列车在高速前行过程中,车头正对来流方向,气流在车头最前端的区域开始受到阻碍[10],在该区域形成正压区,且压力梯度出现较大变化,同时在鼻尖处形成一个滞止点,也称为驻点[11],在整个流场中该处的压力最大。然后从鼻尖处气流被划分为3个部分,分别流向车顶、车体两侧及车底。在车头与车身过渡的区域,因为车头曲面存在曲率变化,气流绕流的速度逐步加快,造成该过渡区的压力急剧下降,出现高负压区。此后随着曲面变化逐渐平缓,负压绝对值迅速减小,在车身顶部及侧面只有很小的负压区。
图4为列车车身表面静压力云图。
从图4可以看出列车车顶及车体两侧表面静压力为负值,但由于绕流和车体曲率变化的影响,靠近车体头部和尾部的表面的静压力绝对值大于车体的中段车身。而且车身中段静压力几乎无变化,压力梯度较小。
图5为车尾表面静压力云图。
从图5可以看出尾车头部变截面处负压较大,和车头部静压力相似,由于尾部漩涡的影响,伴随着能量的耗散, 使得尾部最大负压值的绝对值也远小于列车头部的最大负压值。
4列车表面脉动压力分析
列车高速运行时,周围涡的分布、形成、脱落及破碎情况决定了列车脉动压力场的变化。在车身表面布置了10个具有代表性的监测点,如图6所示。从中选出3个更具代表性的点脉动压力时域图,如图7所示。
从图7可以看出,列车表面的脉动压力是随时间不断变化的力。而且列车头部和尾部脉动压力的变化明显高于中部车厢。 列车头部和尾部压力变化大约在- 11 N / m2~ 15. 5 N / m2之间,中间车厢脉动压力变化范围在- 8 N/m2~ 12 N / m2之间。这表明列车表面脉动压力的分布与列车的表面流态有关,而表面流态又由列车结构所决定。由于列车头部和尾部结构存在较大的曲率变化,使气流发生分离,形成涡流,从而导致了车头和车尾两个区域的脉动压力变化范围大于中间车厢。
5高速列车气流噪声频谱分析
通过脉动压力的时域曲线很难看出列车频谱的结构特性[12]。此时需要将求得的列车时域脉动压力转化为频域脉动压力,这里可以通过在Fluent声学模块中将时域曲线进行快速傅里叶变换得到。图8为变换得到的3个监测点的脉动压力级频谱图。
从图8可以看出各监测点气流噪声的频带很宽,在低频时气流噪声幅值均较大,随着频率的升高,各点的幅值都持续下降。由此可知: 气流噪声的能量在低频时较大, 在高频时较小。虽然3个点处流体流速稍有差别,但是脉动压力级频谱图却很相似。脉动压力在数值上稍有差别, 不过变化趋势差别不是很大。
高速列车脉动压力噪声是一种宽广连续谱噪声[13], 为更直观表现列车表面脉动压力的频谱特性,图9给出了列车运行速度为300 km/h时,4,6,8点A计权脉动压力级的1 /3倍频程频谱。从图9可看出脉动压力的能量主要集中在300 Hz到1 100 Hz频段范围内。由于脉动压力是气流噪声主要噪声源,可以推断高速列车300 Hz到1 100 Hz频段的气流噪声幅值相对较高。
6结语
通过使用Fluent软件对一定速度下运行的高速列车气流噪声进行了数值模拟计算并对结果进行了系统的分析,得到了高速列车气流噪声的一些特性和有效结论。
1) 列车高速行驶,车头周围流场会产生强烈的空气扰流,引起较为复杂的涡流流动,此时车头处的脉动压力最大。
2) 各点处总脉动压力级点随着所在位置的曲率变化的增大而增大,减少车体的曲率变化,可有效降低声压级。
3) 列车表面脉动压力在高频区较少,在低频区较大, 并随频率的增加而减少。
FLUENT数值分析 篇4
1.1 模拟模型的建立与网格划分
利用三维建模软件Pro-E建立模拟所用的叶轮模型和泵外壳模型, 如图1所示。叶轮的叶片数为7, 设计为后弯叶片式, 导叶的叶片数为10, 设计为径向式结构。利用FLUENT的前处理软件Gambit对模型进行网格的划分, 划分后的模型网格如图2所示。
1.2求解器设置
选取FLUENT软件中的3D模型求解。在MODEL-SOLVER中选取Pressure-Based求解, 采用标准的k-ε湍流模型, 各值保持默认设置。为使计算加快收敛, 在SOLVE-CONTROLS中, 采用SIMPLEC算法来计算压力-速度耦合 (Pressure-Velocity Coupling) 。在差分离散方法中, 压力方程选用标准格式 (Standard) 。为使单位表面计算值有二阶精度, 采用二阶迎风格式 (Second Order Upwind) 计算动量方程、湍动能方程与耗散率输运方程。在迭代计算的过程中, 打开残差监视器, 通过残差监视器判断计算是否收敛。各项的收敛标准设为0.001。
1.3 边界条件的设置
计算中采用了多重参考系, 叶轮为移动参考系, 其余为绝对参考系。
对于本计算模型, 共需设置三个边界条件, 分别是进口边界, 出口边界和壁面边界。
进口边界设置:根据泵使用的一般情况, 把进口边界设置为质量入口边界 (Mass-Flow-inlet) 。由实际的工况决定表中的质量流速和质量流量, 总温, 压力和流动方向等具体数值。湍流计算选取水力直径和湍流强度, 其数值大小根据理论计算
出口边界设置:因不知道出口的速度和压力, 因此出口边界设置为自由出流边界条件 (Outflow) , 保证流动是完全发展
壁面边界条件:壁面边界设置为无滑移的固壁条件 (Wall) 。
1.4 泵工况与流体性质参数
泵的工况及流体性质参数如表1所示, 流体为清水。
2 模拟计算的结果与分析
2.1 压力计算结果及分析
图3为模拟计算后, 叶轮处的压力分布图。由图中可看出, 在流动方向上, 叶轮内的压力是逐渐增加的。压力最大值出现在泵体内的周围附近, 压力在导叶后的区域数值略有下降。由此分析, 在流动方向上, 叶轮内的压力的增加, 这是由于叶轮以旋转的方式做功。在泵体内, 流体的能量变化由动能变为势能, 出现最大压力值。在导叶后, 流体因水力损失, 导致压力值有所下降。
2.2 流场模拟分布
图4为模拟计算后, 叶轮处的流场分布图。从图中可以看出在叶轮处流体的三维空间速度大小分布和流向趋势。由图中可看出, 叶轮的绝对速度最大为16.7m/s。在叶轮出口附近, 靠近叶片吸力面和叶轮前盘附近, 特别是在这两个面的交汇处附近, 流体的相对速度比较低, 形成尾迹区。在压力面附近的流体的相对速度比较高, 形成了射流区, 出现射流-尾迹结构。同时, 由于导叶叶头处的干扰, 叶轮的出流在该处出现了与叶轮运动方向相反的逆流。在导叶内, 流体的速度在凸面略高于凹面。
3性能预测与实验验证
对于离心泵, 其扬程, 泵级轴功率, 泵效率可用下列公式计算。
泵扬程计算公式[1]:
H=Pout-ρgPin
式中:Pout为流体在出口处单位面积上的平均总压力, Pa;
Pin为流体在入口处单位面积上的平均总压力, Pa;
ρ为流体密度, kg/m3;
g为重力加速度, m/s2。
泵级轴功率计算公式[2]:
式中:M为作用在叶轮上的转轴的力矩, N·m;
n为泵的转速, rpm。
泵效率计算公式[1]:
η=Nρg HQ
式中, Q为泵的体积流量, m3/s。
根据有关文献[3], 在计算扬程和效率时, 容积效率ηV取0.96, 圆盘摩擦效率ηm取0.96。
根据上述公式, 结合模拟数值, 得出泵的流量-扬程, 流量-轴功率和流量-效率预测曲线。同时, 为把模拟计算得到的预测结果与实际的实验结果作对比, 在阳江市新力工业有限公司的水泵测试站对离心泵的性能进行实际测试, 得到实际测试的性能曲线。
图5, 图6, 图7为模拟数值计算结果与实际测试结果的对比。
从以上图可见, 模拟预测值和实际测量值吻合十分好。模拟预测值能比较准确地反应泵的实际工作状况。
4 结论
1) 使用FLUENT模拟软件能有效地描述离心泵叶轮的工作状况;
2) 通过模拟计算预测曲线和实际测试数值十分吻合, 说明在泵设计的参数优化过程中, 模拟计算软件能起到很好的辅助作用。
参考文献
[1]王秀勇, 王灿星.基于数值模拟的离心泵性能预测[J].流体机械, 2007, 35 (10) :9-13.
[2]张淑佳, 朱保林, 林锋, 等.基于仿真分析的离心泵特性曲线计算[J].中国机械工程, 2006 (8) :46-48.
FLUENT数值分析 篇5
气缸是发动机压缩过程中最主要的工作部件, 对缸内气流流动数值模拟也显的格外重要, 同时由于目前随着柴油机转速逐渐提高, 柴油机的动力、经济性指标和环保指标的提高也越来越受到人们的重视[1]。而这些性能指标的提高在很大程度上受限于燃料的燃烧程度。气流动状态则对柴油机燃烧室内的混合气生成的质量有着很大的影响。
随着有限元技术的成熟, 在包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛的运用[2] 。有限元技术在汽车发动机零部件设计上的应用也越发成熟。计算流体动力学的应用可以提高直喷柴油机进气道设计的整体性能, 探求气道内每一点气体流动的变化, 使我们了解相应流场的微观结构。同时可以缩短研发周期, 大大推动柴油机工业的发展[3]。
2 数学模型的建立
2.1 气体流动的控制方程
本文主要是对螺旋进气道的进气流动进行模拟分析, 忽略了流体流动与外界的热交换, 其流动特性主要用连续性方程和动量守恒方程来描述。
连续性方程:
u, v, w为流动速度分量。
动量守恒方程:
写成一个式子 (i方向) :
ρ为流体密度, p为压力, υ为运动粘度, Ui为i方向的速度分量。
以上各式中, U表示速度在各个方向上的分量u、v、w; υ为水的运动粘度, m2/s;ρ为水的密度, kg/m3;
2.2 湍流模型
湍流是三维非稳态带旋转的不规则流动, 在湍流中, 各层流体相互掺混, 流体质点作不规则的运动。本文采用的是标准k-ε方程。
标准k-ε方程是个半经验的公式, 是从实验现象中总结出的。该模型假设流动为完全湍流, 分子粘性的影响可以忽略, 因此只适合完全湍流的流动过程模拟。相对应的输运方程为:
k方程右边第二项为由于平均速度梯度引起的湍动能k的产生项Gk。Gb是由于浮力引起的湍动能k的产生项, 对于不可压缩流体Gb=0。YM代表可压湍流中脉动扩张的贡献, 对于不可压流体, YM=0。根据Launder等的推荐值及后来的实验验证, 四个经验常数分别取:C1ε=1.44, C2ε=1.92, σε=1.3, σk=1.0。C3ε为可压流体流动计算中与浮力相关的系数。对于不可压且不考虑用户自定义源项时, Gb=0, YM=0, Sk=0, Sε=0, 方程可简化为:
3 几何模型及网格模型、边界条件建立
3.1 几何模型建立[4]
本文以某型号柴油机为原型, 建立简化的二维几何模型 (如图1) , 其中发动机缸径为135mm, 活塞冲程为140mm, 连杆长度275mm, 余隙为1.2mm, 燃烧室形状为ω型, 发动机转速1800r/min。
3.2 网格模型边界条件及边界条件建立
网格的数量和质量严重影响着模拟计算结果, 网格数量过少, 计算误差较大, 难以得到准确的计算结果, 网格数量过大, 则会增大计算量, 增加计算时间。因此, 在进行后续计算时需要进行网格无关性考核如图2所示。
(a) 网格示意图 (b) 无关性考核
由图2可知, 分别考察了在300°CA和360°CA时, 在各个网格数量下缸内压力变化值, 显然在网格数量为1.2万时, 再增加网格数量计算结果变化将不会很大, 因此网格数量选择1.2万进行计算。
边界条件设置应该尽量与实际条件吻合, 以确保计算的结果的可靠性。本文活塞顶部设置为移动Wall, 汽缸壁设置为变形Wall, 气缸顶部设置为固定Wall, 如图3所示。
4 计算结果分析
内燃机转速对缸内气流流动有着很大的影响, 本文主要研究了在不同内燃机转速下缸内压力场及湍动能变化情况。
4.1 不同转速下的压力场分析
如图4所示给出了内燃机转速分别为1200r/min, 1800r/min, 2500r/min时在270°CA时压力场分布图。
由图4可知, 在270°CA时, 不同转速下的压力场分布情况基本相同, 在活塞顶部两侧压力值最大, 在气缸内部中心处压力值最小。同时在不同内燃机转速下, 不同曲轴转角的缸内平均压力基本相同, 图5给出了1200r/min时缸内平均压强变化曲线, 如图所示, 随着曲轴转角从180°CA增加360°CA, 活塞由下止点移动到上止点, 缸内气体逐渐被压缩, 压力成指数形式增加, 由0.1MPa增加到4.4MPa。
4.2 不同转速下的湍动能分布
本文给出了内燃机分别在1200r/min、1800r/min、2500r/min转速下工作时, 不同曲轴转角的湍动能。湍动能是衡量湍流混合能力的重要指标, 在发动机工作过程中, 湍动能直接影响的发动机在燃烧过程的性能, 湍动能大的地方, 燃气混合较为均匀, 燃烧性能较好, 反之则可能导致燃烧不充分或者爆燃爆震等情况。
如图6所示, 分别给出了在270°CA下, 不同内燃机转速时的湍动能分布趋势图, 由图6可知, 在不同内燃机转速下, 湍动能分布趋势基本相同, 在气缸中心处湍动能最大, 在接触壁面处湍动能分布最小。
图7所示, 给出了在不同内燃机转速下, 缸内平均湍动能随曲轴转角变化曲线。如图所示, 在同一转速下, 随着曲轴转角的增大, 缸内湍动能逐渐增大, 在340°CA曲轴转角时, 达到最大值。且随着转速增大, 缸内平均湍动能增加趋势明显, 当内燃机转速分别为1200r/min、1800r/min、2500r/min时, 缸内最大湍动能 (340°CA) 分别为10.43m2/s2、24.49 m2/s2、48.66 m2/s2。
5 结论
本文利用fluent软件, 对内燃机工作时的压缩过程进行了数值模拟, 分别研究了在内燃机转速为1200r/min、1800r/min、2500r/min时, 缸内压力场及湍动能分布变化情况。得到以下结论:
(1) 随着曲轴转角的增大, 缸内压力逐渐增大, 在1200r/min转速下, 缸内压力从0.1MPa, 增加到4.4MPa, 且内燃机转速对缸内压力分布影响很小。
(2) 随着曲轴转角增大, 缸内湍动能逐渐增大, 在340oCA曲轴转角时达到最大值, 且随内燃机转速增大, 缸内湍动能变化越加明显, 内燃机转速分别为1200r/min、1800r/min、2500r/min时, 缸内最大湍动能分别为10.43m2/s2、24.49 m2/s2、48.66 m2/s2。
摘要：本文利用Fluent软件, 对某型号内燃机压缩过程进行了瞬态数值模拟。模拟过程中, 对内燃机计算网格模型进行了相应的考核, 说明了网格模型的合理性。研究了在不同内燃机转速下的缸内压力场及湍动能在不同曲轴转角下分布情况及变化趋势。
关键词：Fluent,瞬态,压力场,湍动能
参考文献
[1]张国庆.内燃机进排气过程数值模拟[C].太原:中北大学, 2013.
[2]杨忠敏.车用动力柴油化的技术研究与开发方向[J].柴油机设计与制造, 2004, (01) .
[3]王东, 黄震, 张有等.螺旋进气道三维流场数值模拟[J].计算机辅助工程, 2007, (09) .
FLUENT数值分析 篇6
注浆技术能够达到改善岩土体的物理力学性质的目的[1]。虽然注浆已经经历了飞速的发展, 但是注浆理论仍远远落后于工程上的实践, 理论的完善与进展是相当缓慢的[2], 其中动水及静水条件下的裂隙突涌水注浆理论虽然取得了初步发展, 但同样滞后。注浆数值模拟研究同样落后于工程实践。
本文采用室内试验与FLUENT数值模拟相结合的研究方法[3], 用山东大学研制的准三维裂隙注浆模型系统得到在动水条件下注浆过程中浆液产生的注浆压力随浆液扩散的分布规律, 同时验证FLUENT裂隙注浆堵水模型的浆液扩散形态及静压分布.
1 岩体裂隙注浆堵水模型
1.1 建立岩体裂隙注浆堵水模型
数值模拟的目的是建立一个模拟在动水条件下裂隙注浆的模型。通过Fluent前处理软件Gambit建立三维注浆几何模型及网格划分, 其中长方体是模拟裂隙, 宽度为2m, 长度为4m, 厚度为0.02m。圆柱体是模拟注浆管, 长度为1m, 半径为0.025m。
1.2 不同注浆速度的数值模拟
岩体裂隙注浆堵水模型取动水和浆液的两相流, 动水速度取0.6m/s, 浆液速度分别取0.6m/s和1.6m/s, 分别取注浆35s和注浆100s时的相液扩散形态表明:注浆速度为1.6m/s时与注浆速度为0.6m/s时扩散形态及变化完全一致, 先在动水条件下呈近似椭圆型扩散, 稳定后呈现U型扩散;注浆速度为1.6m/s时比注浆速度为0.6m/s时扩散范围更广, 开度更大。
从压力曲线可以得到以下规律: (1) 入水口处到注浆管处水的静压基本保持不变; (2) 注浆管处的浆液静压变化很大, 到注浆孔处, 浆液的静压与水的静压基本相同。 (3) 从注浆管到出口, 静压呈衰减变化, 到达出口处静压变为零。
2 裂隙注浆模型试验
2.1 试验装置
研制的室内注浆模型考虑到模型试验的条件与原型的相似性, 模型试验的结果与原型的相似性, 所以要求研制的装置必须满足模型试验的一般理论, 即相似理论, 试验系统选用室内注浆模型试验装置, 注浆模型试验装置共分为以下几个部分:模型架, 注浆动力系统, 进水出水系统, 录像监测系统。其中注浆试验模型架模拟的裂隙上层面是由一整块高强度的钢化玻璃组成, 模型的框架是使用不锈钢框架;裂隙下层面主要包括三个面, 由上到下为找平层、填充层和承力层。表面找平层是预先埋设压力、流速和温度三种传感器的环氧树脂层。通过该系统采集的数据能够实时记录下流速和地下水压力, 并且记录浆液扩散迹线形态。
2.2 试验初始条件
本动水试验采用水灰比 (W/C) 为1:1.5的水泥浆液, 用搅拌机搅拌15min后通过注浆系统注入, 采用动水初始流速为0.6m/s, 注浆孔的半径为0.025m, 持续注浆2min, 浆液法向流速取0.6m/s、1.6m/s两种工况。
2.3 数据记录
本次试验记录数据分别为浆液扩散形态和静压分布。其中浆液扩散直接采用录像记录方式进行记录。本实验通过压力传感器对注浆过程中压力分布进行记录, 从而能够得到注浆过程的静压分布情况, 本实验得到的静压分布曲线不是完全平滑的, 主要是由于传感器分布密度小所导致的。
3 模拟结果与试验结果对比及分析
3.1 扩散形态结果对比及分析
室内试验注浆扩散形态:浆液进入稳定扩散状态后, 其扩散区域是稳定不变的, 即浆液的稳定扩散形态都呈现标准的U形。
由裂隙注浆模型试验可得到以下规律: (1) 在试验注浆刚开始进行的时候, 注浆孔周围浆液的流动的状态是紊流的, 而且浆液流速较快。随着注浆量的增加, 浆液的扩散范围是逐渐变大, 但是扩散范围也是有一定极限的, 即其扩散范围到一定程度便不再增加了。 (2) 在充填扩散范围与动水接触面上, 有一个过渡扩散区, 该区域呈现紊流状态, 并且该区域的浆液是不断的从紊流状态向层流状态转化的, 随着注浆量的增加, 这种转换是不断加快的。在过渡扩散区内, 会出现浆液析水分层的现象。 (3) 最稳定的是最外层流场, 水和浆液都属于层流状态。而且在试验中, 可以明显的看到稳定的流线, 浆液分层明显, 但是水和浆液不相互干扰, 水的流场相对较稳定, 浆液的流场也是相对稳定的。 (4) 浆液的扩散始终没有将整个裂隙充满。由比较可知, Fluent模型相液也分层, 由里到外依次为充填扩散区, 过渡扩散区和分层扩散区, 且未完全充填整个裂隙。模型模拟结果与试验结果基本一致。
3.2 静压分布结果对比及分析
由裂隙注浆模型试验可得到静压规律: (1) 注浆孔处静压最大, 随着扩散距离的增大静压一直衰减, 直到衰减为零。 (2) 静压衰减在注浆孔处最显著, 随着扩散距离的增大, 衰减速率在减缓。 (3) 注浆速度增大, 静压分布也明显增大。
模拟与试验静压分布对比可知, 试验结果普遍比模拟结果偏大, 推断原因为:在实际的扩散过程中由于水泥颗粒的沉积作用, 颗粒会不断沉积, 以致堵塞裂隙, 阻止浆液的扩散;但是在数值模拟中在计算两相流体运动时, 水泥颗粒的沉积作用是没有考虑进去的, 沉积作用对浆液扩散的阻力是不存在的, 所以试验结果比计算结果偏大。模拟静压分布所得基本规律与试验静压分布基本一致。
4 结论
本文利用Fluent建立岩体裂隙注浆堵水模型, 并通过山东大学研制的准三维裂隙注浆模型系统验证裂隙注浆堵水模型的浆液扩散形态及静压分布。通过室内试验得到了裂隙注浆过程中的一系列基本规律, 如浆液扩散形态规律和浆液静压分布规律, 对裂隙注浆技术做了一些有意义的探索。
摘要：介绍运用fluent成功的建立岩体裂隙注浆堵水模型, 并通过山东大学研制的准三维裂隙注浆模型系统验证裂隙注浆堵水模型的浆液扩散形态及静压分布。通过室内试验得到在动水条件下注浆过程中浆液产生的注浆压力随浆液扩散的分布规律。
关键词：Fluent,水泥浆液,注浆扩散形态,压力分布规律,模型试验,数值模拟
参考文献
[1]李术才, 李树忱, 张庆松等.岩溶裂隙水与不良地质情况超前预报研究[J].岩石力学与工程学报, 2007, 26 (02) :217-225.
[2]王玉钦, 冀焕军, 杨永利.煤矿井下动水注浆堵水实践[J].煤炭科学技术, 2007, 35 (02) :30-33.
[3]曹胜根, 刘长友.高档工作面断层破碎带顶板注浆加固技术[J].煤炭学报, 2004, 29 (05) :545-549.
FLUENT数值分析 篇7
从能源发展的历史来看, 水电、核电得到了人们的有效利用。但是随着能源不断耗尽、价格波动, 电热锅炉受到人们的青睐。在目前电力能源的特点看来, 由于电是无法存储的, 而用电又存在峰谷差, 使得低谷电时期浪费了大量的电能。电锅炉蓄热式采暖技术的提高, 可以将不能存储的电能转化为可以存储的热能, 这样就可以解决能源的失调问题, 提高人们对自然资源的有效利用。废热和余热的回收, 与民用的有效互补在节能领域有广阔前景, 已经成为世界范围内的研究热点[1,2]。
蓄热包括显热蓄热和潜热蓄热, 显热蓄热是通过加热蓄热介质提高温度, 将热能存储其中。据资料显示, 显热蓄热的应用比较广泛。通常有液体和固体两种方式蓄热, 欧美一些国家在显热蓄热方面已经研究出很大成果, 其中以瑞典最为突出[3]。潜热蓄热主要在冰蓄冷方面, 比如空调领域[4,5]。由于我国的实际现状和技术问题, 在潜热蓄热领域还有待提高, 但是在显热蓄热方面已经成熟了, 热水蓄热技术在生活中得到验证[6,7]。考虑到液体水的物性参数, 比如导热系数、比热容这些使设备的体积大、温度低等不足。针对这种情况, 本文以某电器厂的某一高炉的热风炉为例, 根据蓄热体和气体之间的传热原理, 建立数学模型, 应用计算机求解, 从中得到蓄热体放热的参数。这对进一步优化蓄热式换热器的设计与运行有重要的指导意义。蓄热体在加热过程中, 主要以电阻丝的辐射以及高温空气与蓄热体的热传导为传热方式, 在蓄热体冷却过程中, 以低温空气与蓄热体的对流为传热方式。根据蓄热体与空气的导热建立能量平衡方程, 然后采用有限元方法离散化, 进行迭代求解。本文对蓄热体传热过程的数值模拟目的在于了解蓄热体的传热特性, 以此确定经济合理的加热和冷却时间等运行参数。
1 蓄热体物理模型的建立
固体蓄热式电热锅炉装置的工作原理如图1所示。
其中耐火材料就是蓄热体, 是由耐火砌块砌筑而成, 蓄热体在纵向分布排列许多大小一致的方孔, 电阻丝穿过蓄热体通过电阻生产的高温加热蓄热体。当蓄热体达到一定的温度停止加热开始保温, 工作的时候, 通入温度低的空气进入蓄热体通道, 从入口到出口, 空气得到加热, 得到的热空气就可以利用了。图2为蓄热体的外观和局部放大图, 外观尺寸为7590mm×2430mm×13110mm, 每个蓄热通道的尺寸为110 mm×65 mm, 每个蓄热通道壁的尺寸为225 mm×195 mm, 纵向和横向的耐火砖尺寸在相邻通道间的尺寸相同。而且在一个蓄热体中存在大量这样的通道, 流体流经时与蓄热体进行热交换, 彼此间的热交换状态几乎是一样的, 因此本文取一个蓄热通道作为研究对象, 对其建立数学模型。
2 蓄热体数学模型的建立
2.1 条件假设
通道任一截面处, 气流速度恒定即为入口速速, 温度分布均匀;对流换热系数恒定, 不随时间、温度及位置的变化而变化;流体与蓄热体的各物性参数恒定;各个蓄热通道的气流情况一致。
2.2 数学模型
2.2.1 空气吸热过程
蓄热体加热后, 温度场均匀化, 冷空气进入蓄热体通道的过程就是冷空气被加热的过程[8]。冷空气通过蓄热体通道时, 空气自身能量的增加量等于空气焓值的增加量加上空气与蓄热体之间的对流换热:
2.2.2 蓄热体放热过程
冷空气通入蓄热体的过程, 蓄热体被视为热源, 放出热量。蓄热体放热过程时, 能量发生变化, 蓄热体的放热量等于对流传出蓄热体的热量加上蓄热体自身因导热传出的热量:
式中:ρa为空气的密度;Cpa为空气的定压比热容;Ta为空气温度;ua为空气流速;αa为空气与蓄热体表面之间的对流换热系数;Tcs为蓄热体的温度;CS为蓄热体的比热容;Ms为蓄热体的质量;λs为蓄热体导热系数;As为蓄热体截面的面积。
3 利用Fluent对蓄热体数值模拟
3.1 模型建立
由于蓄热体通道数量较多, 模型尺寸过大造成计算量太大, 分析模型可知, 通道的几何尺寸一致, 且每个通道横截面是轴对称的, 里面气体的速度, 压力和温度的分布都具有对称性, 为减少计算量, 取单个通道截面的1/4和长度方向的三维空间体积作为计算区域 (如图3) , 是较为合理且符合“简化物理模型, 便于数值计算”的原则。蓄热体中的材料为黏土砖, 其主要物理性质如表1所示。
3.2 Fluent求解
本文基于Workbench 14.0工作平台下的Fluent模块作为求解环境, 它集建模、离散化、求解、后处理于一体, 操作方便。Fluent求解问题的基本思想为[9]前处理、中间计算和后处理3个部分。前处理是对将要模拟的实体对象进行几何模型的构建, 网格划分过程;中间计算是指通过各种条件、参数和运算方法的设定来求解数值模拟中数学方程的计算过程;后处理是利用图表等一些形式对计算结果进行显示的过程。流程图如图4所示。
蓄热体与气体的换热过程温度场求解是耦合求解过程。气体单元通道的入口给定速度ua=2 m/s和温度条件T=190℃, 通道内流体采用标准湍流模型K-ξ, 出口给定压力条件P=0 Pa, 蓄热体外表面和对称面定为绝热, 蓄热体给定初始温度Tcs=650℃, 蓄热体和空气接触面定为耦合面, 传热按瞬态过程处理, 用SIMPLE算法求解耦合关系, 设置迭代次数和收敛残差, 对离散化的气体能量方程进行求解, 得到气体在流通通道内的温度分布, 由气体与固体之间的对流换热以及固体内部的导热方程得到区域的温度分布, 以此次结果作为初始场开始下一次的计算, 进而得到每个时间步长内气体与蓄热体的温度分布。
3.3 求解结果
蓄热体和空气的换热是一个动态的过程, 根据工厂的实际需要, 换热有预热阶段, 给定预热时间为15 min, 15 min之后正常工作, 正常工作的时间为1 h, 在正常工作期间空气经过加热后的出口温度不低于550℃。热交换的工作过程如图5所示。
在初始时刻温度下降很快, 原因是所给的空气流体初始温度温度和蓄热体温度一样, 如图6所示。工作到900 s时, 出口温度又有一个快速下降的过程, 这和实际的工况有关, 这时的空气流体入口速度为2.5 m/s。速度增加后相应的出口温度减小, 符合理论值, 如图7所示。
4 结论
本文是基于Workbench平台下的流体 (Fluent) 模块对蓄热体加热空气的数值模拟, 蓄热体的物理模型尺寸大, 根据模型特征做了简化处理的同时在划分网格时做了细化处理, 这样提高了运算的精度。蓄热体实际工作的过程有加热、保温、放热、保温、再开始加热的循环过程, 放热过程是蓄热体工作的核心过程。为此笔者通过生产实际数据的指导, 赋予模型的模拟的理论条件和蓄热体工作的实际条件相差很小, 得到的理论结果和实际工况有微小的差别, 对实际生产有一定的指导意义。模拟的过程也有不足之处, 蓄热体入口的流体没有做动态变化的度的反馈来调节入口流体的速度得到一个闭环控制系统, 这样模拟结果更加符合实际的生产情况。
摘要：在能源紧张的环境下, 蓄热式电锅炉利用低谷电加热蓄热体耐火砖材料将不能存储的电能转化为热能暂时贮存起来, 通过二次换热转化为用户可以利用的能源。蓄热体工作过程分为加热、保温、放热、保温、再加热的循环过程。放热过程是蓄热体工作的主要阶段, 放热量的大小和时间长短直接影响设备的工作状态。通过对蓄热体模型的简化, 建立三维模型, 采用ANSYS Workbench中的Fluent模块对蓄热体的放热过程做了数值模拟, 得到了蓄热体放热过程出口温度的分布情况。得到的结果和某工厂的电锅炉实际工作温度和时间相吻合, 通过对蓄热体材料、加热时间等一些参数的设置得到的模拟结果对实际生产具有一定的指导意义。
关键词：固体蓄热,低谷电,Fluent,热传递,数值模拟
参考文献
[1]Silverman J.Energy storage-a vital element in mankind, s quest for survival and progress[M].Oxford:Pergamon Press, 1980.
[2]Hasnain S M.Review on sustainable thermal energy storage technology[J].Energy Conversion and Management, 1998, 39 (11) :1127-1138.
[3]庄斌舵, 陈兴华.蓄热 (冷) 器[J].能源研究与利用, 2000 (3) :31-34.
[4]张正国, 余晓福, 王世平.潜热储能系统的传热及热力学优化研究[J].新能源, 2000 (8) :24-26.
[5]Zhang Yuwen, Faghri A.Heat transfer enhancement in latentheat energy storage system by using an external radial finned tube[J].Journal of Enhanced Heat Transfer, 1996, 3 (2) :119-127.
[6]黄飞, 陶进庆.论电热锅炉发展的必要性[J].能源研究与利用, 2000 (1) :12-13.
[7]郭永葆.电热锅炉技术概述[J].山西能源与节能, 2001 (1) :28-32.
[8]钮坤.蓄热式高温空气发生器的试验研究[D].上海:同济大学, 2007.
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