流场优化（共8篇）
流场优化 篇1
锥阀具有密封性能好、过流能力强、响应快、抗污染能力强等特点,已经获得了广泛的应用。流体在锥阀中的实际流动情况是十分复杂的,同时对锥阀的各种性能都会产生重大影响,其中包括能量利用率、作用于阀芯上的动力、流体的噪声等。所以,运用数值模拟方法对锥阀内部流场进行解析和了解锥阀内部流场的特性就显得相当重要了[1]。
1 模型建立
1.1 几何模型
外流式锥阀主要是由阀座和阀芯组成。尺寸为:d=10 mm,d1=d2=100 mm,d3=15 mm,d5=30 mm,d6=30 mm,a=45°,k为开度(见图1)。
对此模型的相关假设如下:
(1) 流体为不可压缩流体,即
(2) 假定锥阀阀芯与阀套配合精确,没有径向间歇,无泄漏;
(3) 不考虑流体质量力的影响;
(4) 假定系统内部流体无热传导现象;
(5) 壁面处无滑移,即固定壁面处速度为零;
(6) 流k-ε动状态为湍流,采用标准湍流模型。
1.2 数学模型
基本计算公式如下[2]:
湍流基本方程:
湍动能k:
湍流耗散率ε:
流量系数cd:
式中:A(k)—阀口的过流面积;
Q—流量;
ρ—流体密度;
Δp—进出口的压力差;
k—阀口开度;
a—锥阀的半锥角;
d—阀入口处直径。
2 计算网格与边界条件
2.1 计算网格
在PHOENICS的VR编辑器中建立计算的模型,选择柱坐标系,点击Menu(主菜单)中的Geometry按钮,在Grid Mesh Settings对话框中设置流场区域尺寸与网格分布,X方向设置为0.5,Y方向设置为0.035 m,Z方向设置为0.2 m。X方向的网格设置为1,Y方向的网格设置为80,Z方向的网格设置为200,网格节点为1 600个。计算次数设置为40 000次,经过反复试算,松弛因子为0.5时,收敛效果最佳[3](见图2)。
2.2 边界条件
基于流动的复杂性,我们对模拟流场进行了简化设置:此流场采用柱坐标系,X方向表示弧度,Y方向表示锥阀的轴向,Z方向分别表示锥阀的径向;流场内的流体为牛顿流体、流态为湍流,其中流体设为1 atm 下0 ℃的水。进、出口边界设为速度入口和压力出口,出口压力设为0。
3 模拟结果和改善
3.1 不同进口速度仿真结果
为了说明在阀口开度相同时,流量变化对外流式锥阀内部流场的影响。本文模拟了流量为20 L/min时阀内流场情况,X轴表示距入口距离用L,Y轴表示压力的变化值,用P表示[4](见图3,4)。
3.2 不同阀口开度的模拟结果
为了了解开度对外流式锥阀内部流场的影响,本文模拟了进口速度相同即流量相40 L/min时,锥阀开度5 mm时的阀内流场情况(见图5,图6)。
3.3 外流式锥阀的结构优化
从理论分析可知,漩涡的存在是各种阀类能量损失和噪音主要原因之一。从分析模拟计算结果来看,在外流式锥阀流道内形成了两个主要的漩涡,它们对外流式锥阀的能量损失和噪音产生起到到很大的作用[5]。
为了减小漩涡一,可以改变外流式锥阀的阀座结构,即改变K的大小;
为了消除漩涡二,可以改变锥阀阀芯的结构,消除漩涡的存在区域,即改变d大小。
3.4 流量系数的计算
流量系数值是指单位时间内、在测试条件中管道保持恒定的压力,管道介质流经阀门的体积流量,或是质量流量,即阀门的最大流通能力。阀门的流量系数是衡量阀门流通能力的指标,流量系数值大,说明阀门的流通能力大,流体流过阀门时的压力损失小(见图7,图8)。
如图7所示,流量一定时,随着阀口的开度增加,流量系数减少;当开度一定时,流量越大,流量系数越大。当开度增加到一定值时,随着开度的增加,压力变化不再明显,流量系数趋于平稳。阀门的流量系数是衡量阀门流通能力的指标,流量系数值大,阀门的流通能力大,流体流过阀门时的压力损失小。而图8中显示在相同的条件下,优化后的流量系数比优化前的流量系数大。优化后的锥阀的流通能力大,压力损失小,所以锥阀的优化方案是可行的[6]。
4 结论
(1) 利用PHOENICS软件对外流式锥阀的内部流场进行了数值模拟,分析了开度、流量变化对锥阀流动特性的影响。可知:流体在通过锥阀节流口处时,流速增加,压力减小;在阀芯和阀座的拐角处产生了漩涡,能量损失与漩涡的区域的强度、大小和过流断面的面积有关;在流量一定时,阀的开度增加,漩涡强度加大,噪音和能量损失增加;在开度一定时,流量增加,压差加大,漩涡区域越明显。
(2) 根据对模拟结果的分析,提出了锥阀的一种优化结构,即消除锥阀阀芯结构上的凹角、将阀座拐角处由直角转变为倒角,并对其进行CFD解析,验证了锥阀优化方向的可行性[5,6]。
(3) 计算了锥阀在不同流量不同开度下的流量系数,得到了流量系数和开度、流量之间的关系:在其他条件不变时,流量越大流量系数越大,即阀的流通能力越大;在其他条件不变时,流量系数随着开启度的增减而减小,当开启度增加到一定值时,流量系数趋于平稳。
(4) 计算了锥阀优化前后的流量系数,结果表明:在相同条件下,优化后的锥阀流量系数比优化前的流量系数大,即优化后的锥阀流通能力大,压力损失小。
参考文献
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[6]陶文铨.数值传热学(第二版).西安:西安交通大学出版社,2001
渔船在流场中失控漂移预报模型 篇2
【关键词】 渔船；失控；漂移；冲程；预报
我国现有渔船总数达100多万艘，是世界上渔船数量最多的国家，约占世界总数的1/4，其中海洋渔船总数达30多万艘。我国渔船虽然数量庞大，但普遍老旧，海难事故经常发生。渔船交通事故有很大一部分是由渔船失控漂移所引起的，而渔船失控漂移多半是由设备失灵或遇大风浪所致。渔船在失控以后，受流的作用任意漂流，容易导致碰撞、搁浅、翻船等事故发生。因此，有必要开展渔船失控后漂移的轨迹预报技术研究，以减小渔船交通事故发生的概率。在风浪较小时，渔船失控漂移后，其运动既受到惯性冲程的影响，也受到流的作用。有关受流作用下渔船失控后的运动轨迹推算的研究较少。有学者提出采用实船试验的方法研究渔船失控漂移运动，但这种方法涉及的费用昂贵。[1-2] 本文从渔船运动特点入手，建立失控渔船受流作用下的运动轨迹计算方程，并提出通过计算机实现预报其运动轨迹的方式。
1 渔船失控漂移运动轨迹计算方程
船舶在失控漂移后，其运动轨迹不但受到冲程的影响，同时还受到风和流的作用。为了计算流对渔船运动的影响，有必要建立渔船失控随流漂移运动坐标系（见图1）。设船首尾线与Y轴的夹角称为偏航角€%Z，流向与Y轴的夹角称为流向角€%[。当在一定的通航环境下，渔船由于某种原因车、舵突然失灵，以致渔船失控，且又未采取或不能采取抛锚措施，船舶的运动过程可分为两个阶段：（1）惯性减速阶段，可用停车冲程理论分析船舶运动过程，计算有关数据；（2）随流淌航阶段，可根据设定的水流情况进行分析计算。
1.1 Y轴移动距离的计算（不考虑风）
1.1.1 失控时的船速计算
失控时的船速v0可用下式计算：
V=（1）
即 v0=（2）式中：V为渔船失控时的航速，m/s；U为渔船失控时的流速，m/s。
1.1.2 冲时的计算
由物理学知识可知，渔船的失控冲时应为无穷大，但在现实生活中，当船速减小到可忽略的程度（对船舶轨迹计算足够小），则可认为惯性冲程结束。冲时（T）是指从失控点开始到船速减小到可忽略程度所需的时间。其大小可按下式求取：
v=v0€積（3）
1.1.3 静水冲程
静水冲程（S'）是指在冲时T时间内，船舶沿船速方向移动的距离。可用下式估算：
S'=v0€積€穌t=v0€稵st （1-e）（4）
1.1.4 动水冲程
计算动水冲程时，应考虑船舶在冲时T内随流漂航的距离，因此，动水冲程（S）可用下式表达：
S= v0€稵st （1-e）+ U€稵€穋os（€%[-€%Z）（5）
1.1.5 冲 距
动水冲程在Y轴上的投影称为冲距（Sc）。其大小可按下式计算：
Sc= v0€稵st （1-e）cos €%Z+ U€稵€穋os €%[（6）
1.1.6 漂 距
漂距（Sp）是指惯性消失后，在流作用下继续沿Y轴方向漂移的距离。其大小可按下式计算：
Sp=U€穞p€穋os €%[=（Dsk-Sc）（7）
tp=Sp /（U€穋os €%[）=（Dsk-Sc） /（U€穋os €%[）（8）
式中：tp为流淌漂移时间，即船舶从停冲点（惯性消失点）移动的时间，s；Dsk为失控点至预计地点的距离，m。
当渔船对水移动时，其运动轨迹在Y轴上的距离可用式（6）计算；当渔船不对水移动时，其运动轨迹在Y轴上的距离应是式（6）与式（7）的叠加。
1.2 X轴移动距离的计算（不考虑风）
1.2.1 冲期流致漂移量
冲期流致漂移量（B1）是指船舶在整个冲时T时间内，在惯性与流的共同作用下沿X轴方向偏移的距离。其大小可由下式计算：
B1=v0€稵st （1-e）sin €%Z+ U€稵€穝in €%[（9）
1.2.2 流淌漂移量
流淌漂移量（B2）指惯性消失后，在流作用下，船舶在X轴方向移动的距离。其大小可由下式计算：
B2=U€穞p€穝in €%[=Sp€穞an €%[（10）
当渔船对水移动时，其运动轨迹在X轴上的距离可用式（9）计算；当渔船不对水移动时，其运动轨迹在X轴上的距离应是式（9）与式（10）的叠加。
2 计算机实现失控漂移轨迹流程
当tp>T时，即当时间大于冲时，渔船在Y轴上的行驶距离应是式（6）与式（7）的叠加；当tp 3 结 语 渔船受一定流场失控漂移后，其运动轨迹主要受到冲程及流致漂移的影响。当流淌漂移时间在冲时范围之内时，渔船运动轨迹可按式（6）和式（9）进行计算；当流淌漂移时间超过冲时，渔船运动轨迹可按式（6）、式（7）、式（9）、式（10）进行计算。按照图2所示流程，失控渔船运动轨迹预报完全可通过计算机实现。 参考文献： [1]王昌杰.河流动力学[M].北京：人民交通出版社，2000：34-41. [2]刘明俊.内河与引航[M].北京：人民交通出版社，1999：37-43. 1 几何及计算模型 含粉气流经由切向入口进入选粉机内部, 首先在下层分离空间通过撞击和沉降达到初分离效果, 之后经过圆环通道由径向流入动态分离器, 实现风粉二次分离。处理后的气流由轴向流出动态分离器, 转由水平出口流出选粉机。 为分析选粉机内部流场和压力场特性, 本文对选粉机内部的流场进行仿真分析, 按照1:1比例绘制选粉机内部结构并生成网格。整个模型划分网格单元数为1574656个, 节点数380090个, 计算条件选用120635m3/h风量, 即速度入口为16.2m/s。本模型中未考虑动态分离器本体结构。 本文通过对选粉机内部流场的分析, 获取内部压力分布, 进而分析局部压力损失和沿程压力损失, 同时结合动态分离器本体压力特性, 研究选粉机系统的压力分布特点, 从而提出选粉机结构优化方案。 2 计算结果分析 根据仿真计算, 选粉机全流程压降△P为2873.5 Pa, 其中选粉机入口至动态分离器压降△P1为490.4Pa, 动态分离器至选粉机出口的压降△P2为2383.1Pa, 可见选粉机入口至动态分离器之间的压力损失△P1并不大, 只占全流程压损的17.1%, 但含粉气流经过动态分离器转向水平送风道后, 局部压力损失急剧增大, 导致动态分离器至选粉机出口的压损△P2占全流程压损的82.9%。 图1为选粉机中动态分离器中心轴线所在截面速度分布, 可见圆柱及圆台段气流速度相对较小, 且分布较均匀。而由于动态分离器出口的倒圆台结构和单侧水平出口流道的影响, 含粉气流在流出动态分离器时, 截面流速分布出现明显不对称, 即接近水平流道侧流体流速较大, 最大流速达到65.3m/s, 而远离水平流道侧流体速度则较小, 约为0m/s~20m/s。 水平流道中流体以45m/s~69m/s速度贴壁流过, 而在水平流道中间区域存在一个停滞区, 是由流体高速运动带动中间区域流体回流而形成的, 导致该区域产生较大的能量耗散, 以上结论与现场调研水平出风流道下部存在明显积灰的情况一致。 根据仿真结果可见, 现有选粉机出口结构 (包括出口处倒圆台结构和单侧水平出风口) 是导致选粉机出口区域流动分布极不均匀的原因, 并伴随有局部涡流, 导致选粉机内部压损大部分集中于该区域。 3 优化方案 基于以上选粉机内部流场特性, 本文主要针对压损较大的流动区域进行结构优化, 即拆除选粉机动态分离器出口的倒圆台结构, 增大出口流通面积, 缓解出口截面的速度分布不均匀性。 针对上述优化方案进行仿真计算, 优化改造后选粉机全流程压降△P’降至1792.2 Pa, 其中选粉机入口至动态分离器压降△P’1降至295.6 Pa, 动态分离器至选粉机出口的压降△P’2降至1496.6 Pa, 与改造前相比, △P’降低了37.6%, 其中动态分离器至选粉机出口的压降改善贡献约82.0%。同时动态分离器出口最大速度减小至56.5m/s, 降低约13.5%, 且出口区域的涡流影响区域减小, 明显改善了该区域的能量耗散。 经过实际生产测试, 采用上述优化方案改造后, 选粉机PO42.5水泥台时出力由改造前120 t/h提高至改造后的152 t/h, 明显改善了水泥磨系统出力问题。 4 结语 本文对水泥厂选粉机内部流场进行分析, 由于选粉机内部倒圆台结构和单侧水平出风流道设计导致选粉机下游压损较大, 占选粉机全流程压损的82.9%。针对上述问题, 本文提出了动态分离器出口结构改造方案, 有效改善了内部流场, 降低局部流速, 减小局部压损, 成功解决了水泥磨系统出力不足的问题, PO42.5水泥台时出力由改造前120 t/h提高至改造后的152 t/h。 参考文献 [1]马剑华.水泥选粉机的优化与改造.产业与科技论坛, 2013, 12 (6) :81-82. [2]陈绍龙.水泥工业选粉机的优化与优选.辽宁建材, 2007 (3) :39-40. 常在沙漠、油田、煤矿等灰尘“重灾区”工作的工程机械与重型卡车,需要装配一种沙漠空气滤清器,以满足延长发动机使用寿命的要求。 沙漠空气滤清器由纸质滤芯与多旋流管式粗滤器共同组成的一种双级干式空滤器,空气从进气口进入旋流管进行粗过滤,大部分灰尘受离心作用被滤出,并通过锥形管道导入集灰腔。粗滤后的气体再经过旋流管内管进入纸质滤清器,再进行进一步过滤[1]。 多旋流管式粗滤器的气流阻力是其性能的度量指标之一,应用计算流体动力学(Computational Fluid Dynamic,CFD)数值仿真分析软件STAR-CCM+,对其气流进行模拟已逐步成为重要手段。应用CFD与k-ε紊流模型,对空气滤清器入口部分进行压力、速度特性分析,优化入口结构[2,3];应用两相(灰尘和空气)流计算方法对不同结构旋流管的滤清效率比较分析[4];对空气滤清器的内部流场进行分析,优化内部结构[5,6];对锥形旋流管内部流场进行数值模拟,优化旋流管结构[7~9]。 本文应用STAR-CCM+软件,对一种新型结构形式的、重型卡车用的旋流管式沙漠空气粗滤器气流进行数值模拟,以分析其进气口与旋流管结构参数对空气流动阻力的影响,为该新型粗滤器结构的进一步优化与应用提供依据。 1 新型空气粗滤器及其计算模型 1.1 新型沙漠空气粗滤器 用于重型卡车上的新型旋流管式沙漠空气粗滤器包括旋流管组件与粗滤器上下壳体三部分,如图1所示。图1中新型粗滤器上壳体前面设有栅格式进气口,下壳体后面设有一组圆形进气孔,上下壳体连接后的侧面设有栅格式进气口。多个旋流管由支架固定构成旋流管组,旋流管组件将粗滤器壳体内部隔离成净化空气腔、含尘空气腔和集尘腔三部分。实验表明该新型沙漠空气粗滤器对于在沙漠、煤矿等灰尘“重灾区”作业的工程机械与重型卡车效果十分明显。 1.旋流管组;2.粗滤器壳体;3.净化空气腔;4.含尘空气腔;5.集尘腔 1.2 几何模型建立及网格划分 应用Pro/E建立的新型沙漠空气粗滤器的三维几何模型,用Hypermesh11.0软件对新型粗滤器数模进行几何清理,除去外面的支架结构以及对内部影响不大的结构部分,并生成面网格,其结果如图2所示。 采用Star CCM+7.06软件对此模型进行网格划分并且进行计算处理,使用trim网格,根据计算的需要,对旋流管区域进行加密,共生成体网格单元总数1800万个,网格模型如图3所示。 1.3 流场特性数学模型 在计算流体力学时应遵循质量守恒、能量守恒和动量守恒。实际情况下,空气在粗滤器中的流动为一种紊乱无序的湍流流动。因此,本文选用标准的k-ε模型对新型的沙漠空气粗滤器进行流场分析,并用雷诺时均N-S方程进行求解[10]。相关方程如下: 质量守恒方程: 式(1)中,ρ表示密度,t表示时间,ui是速度矢量,xi是位移矢量。 动量守恒方程: 式中,p为流体的压力,μ为流体的黏度,Si为动量方程广义源相,i和j为张量指标,取值范围为(1,2,3)。 雷诺应力方程: 式中,μt为湍流粘度(µt=Cµk2/ε),δij为流体变形率的张量分量。 标准k-ε方程中k方程: ε方程: 式中,σk、σε分别是k、ε方程湍流普朗特数,C1ε、C2ε是经验值,Gk是由于平均速度引起的湍流动能k的产生项。 为了使模型简化,设:1)空气为定常与不可压缩;2)空气的物性是各向同性的;3)粗滤器稳定工况下保持温度不变且整个流动过程不存在热交换。 本文使用Star CCM+7.06软件进行数值模拟分析,采用有限体积法将计算区域离散化,沙漠空气粗滤器控制方程采用时均N-S方程,压力—速度耦合采用SIMPLE算法,对新型沙漠空气粗滤器三维紊流流场进行单相(空气)计算和分析。 1.4 边界条件及初始值 在沙漠空气粗滤器外围流场中,压力为标准大气压P0= 1 . 0 1 3 2 5 × l 05P a ,温度T = 2 9 3 K ,空气密度ρ=1.225kg/m3,空气分子黏度μ=1.81×l0-5Pa.s,比热c=1006.0J/kg K。 1)入口边界:沙漠空气粗滤器入口采用相对压力边界,设为P=0Pa。 2)出口边界:沙漠空气粗滤器出口气流可以认为是均匀分布的,分析的流体为理想状态下的不可压缩的空气。根据给定的汽车发动机流量要求和出口截面几何尺寸,可以确定出口空气的速度。流量Q=1600m3/h,出口截面积S=31827.5mm2,计算得出口空气速度为v=13.964m/s。 3 )对称面边界:沙漠空气粗滤器的对称面取为symmetry对称边界条件。 4)壁面边界:采用无滑移条件,壁面速度为0。 模型经验常数取值为:σk=1.0,σε=1.3,C1ε=1.44,C2ε=1.92,Cμ=0.09。湍流强度I=0.03,湍流粘性比ε=2。 2 计算结果与分析 1)新型沙漠空气粗滤器进气口压降模拟计算。下面针对沙漠空气滤清器三个进气口在流量为1280m3/h、1600m3/h、1920m3/h分别进行模拟计算。侧面栅格孔总进气面积为S=10184mm2,斜度为40°,数量为;前面栅格孔面积S=592mm2,斜度为35°,数量为32;后面圆孔尺寸D=8mm,数量为240。根据模拟计算结果,由三个进气口里外压力差分别计算各进气口的气流压降,其结果如表1所示。 (单位:Pa)流场优化 篇3
流场优化 篇4
2)旋流管压降模拟计算。沙漠空气粗滤器单个旋流管气流流场的模拟方法为:由流体不可压缩条件知,进气口气流流量等于出气口,据此分别计算入口、出口的气流流速作为其边界条件,其结果如表2所示。
3)旋流管组件压降模拟计算。新型沙漠空气粗滤器的旋流管组件由66个旋流管组成,进气管口圆环外径D1=36mm,内径D2=24,出气管口直径d=14mm。模型采用压力进口边界,设为P=0Pa;出口边界为速度,依据通过流量和出气口截面面积(S=31827.5mm2)计算,其值及旋流管组件压降模拟计算结果如表3所示。如图4所示是流量Q=1600m3/h时旋流管组件压力分布情况。
4)新型粗滤器压降模拟计算结果分析。由表1、表3可知,新型沙漠空气粗滤器的总压降为进气口与旋流管组件压降之和,其结果如表4所示,表中也列入实验结果。
由表4可知,新型沙漠空气粗滤器数值模拟结果较实验值小,这是因为实验是在多相(空气、尘粒、水等)条件下进行的。但随着气流量的增大压降也增大,趋势是一致的。单个旋流管的压降较旋流管组件小,这是因为旋流管组件中各旋流管之间的阻挡所致。
3 空气粗滤器结构优化
1)进气口结构优化。由表1可知,三个进气口的压力损失后面圆孔最大,前面栅格次之,侧面栅格最小,因此对粗滤器壳体后面圆孔进行优化。优化的结果为:圆孔数量为275,圆孔直径Φ=9,压力损失减小8.25%。
2)旋流管组件结构优化。对于单个旋流管,增大其结构参数(如管径)能减小其压力损失;对于旋流管组件,减小旋流管结构参数,增多旋流管数量,使旋流管组件中各旋流管之间的阻挡面积减小,能减小旋流管组件的压力损失。优化的结果为:旋流管组件旋流管数量为106,进气管直径D=32mm,出气管直径d=11mm,旋流管组件的压力损失减小16.71%。
4 结论
应用CFD软件对新型沙漠空气粗滤器的内流场进行了数值模拟计算,从而得到了速度场、压力场等信息,并与试验测量结果进行对比,得出以下结论:
1)在稳定情况下,沙漠空气粗滤器的流动仿真结果和试验测量结果吻合比较理想,说明数值模拟结果精度足够,所建的计算模型合理。
2)随着流量的增加,进气口与旋流管组件对空气流动的阻力会有增长,合理选择进气口、旋流管参数与数量能有效的减小空气流动压力损失。
3)通过分析提出了新的改进方案,数值模拟结果表明,改进方案在发动机负荷范围内粗滤器具有较好的流阻特性,在流量为1600m3/h时,压力损失降低了24.96%。
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流场优化 篇5
目前在特种车及危险品运输车辆中, 发动机排气系统会有特殊要求, 通常采用前排气或者上排气结构。以防止汽车在运输过程中因排气引发的危险因素。但因运输道路状况和底盘高度的限制, 对前排气的离地间隙要求较为严格, 为了满足系统要求, 同时解决离地间隙的问题, 消声器的设计需要对箱体结构进行相对应的处理, 以保证足够的离地间隙或废气排放位置要求。在设计前排气消声器时, 因空间位置和结构的限制, 内部腔室和穿孔管的布置形式都是设计中的关键。如果设计不合理, 常常会出现损坏率高, 背压大的现象, 从而引起发动机各项性能指标降低, 油耗大等现象, 损坏企业形象。根据图1中给出的汽车排气系统背压和发动机性能曲线图入手, 从设计初始阶段降低排气背压, 优化排气系统结构, 是提升发动机性能和解决排气系统故障以及降低成本的正确选择。
1 设计原则与思路
为了能准确把握设计优化的思路, 本文利用流体分析软件辅助设计消声器的内部结构。优化遵循降低流速和改善流动状态两个原则, 尽量减小压力损失和再生噪音[1]。利用计算机协同设计技术, 可以大大的缩短设计周期, 减少设计成本。避免走弯路。分析前期, 利用CATIA建模软件建立异型前排气消声器的三维模型图, 并对其内部结构按实物1:1建模。分析过程中, 考虑该消声器实际损坏位置集中在第一腔室进气口位置, 设计优化主要从进气管布置形式及隔板形状入手, 改进后增加了进气管插入深度, 在进气管段布置了一段穿孔管, 以改善第一腔室的湍动能, 减少腔室内部气体压力损失[2], 降低噪音。建立该消声器优化后的模型, 通过反复分析比较, 最终确立设计改进后模型, 并用CATIA进行实际比列建模, 其中穿孔管孔位呈十字交错布置。
2 建模及前处理
(1) CATIA软件具有强大友好的建模模块, 可以实现复杂实体内部结构的可视化建模过程控制, 方便修改和避免错误。改进前后消声器模型如图2所示。两个方案主要是在进气管和隔板位置有不同改进, 隔板将消声器整个腔体分割为四部分, 每个腔体容积依次减小, 因为该消声器在实际装车中需要悬挂在车辆保险杠下方, 考虑一定要求的间隙, 所以整个腔室做成了平地椭圆状。为了更好的实现分析, 在同等穿孔率的前提下, 穿孔管孔径取为孔之间距取20mm。改进前后穿孔管处共312个孔, 改进后进气管处增加108个小孔。
(2) CFD模型抽取
在完成三维模型的建立之后, 我们需要利用三维建模软件或者CFD前处理建模软件进行流体区域的抽取, 为数值模拟准备模型。本文在CATIA软件中利用布尔运算完成流体区域的抽取工作, 将模型另存为STP格式, 然后导入Star-ccm+进行分析前处理。
(3) 网格划分
实体导入Star-ccm+后, 其整个体区域是一个整体, 还需要将其用特征曲线分割, 从而生成独立的面区域。Star-ccm+具有功能强大的网格生成器, 可自动划分多面体网格、四面体网格、Trimmed网格。本文中面网格采用非结构化网格再生, 用多面体单元对消声器流动区域进行离散, 生成多面体体网格。Base Size设为200mm, Surface Size中最小尺寸设为1mm, 对优化前后个模型统一采用同样处理方法, 分别划分。划分结果示意如图3所示。
(4) 边界条件
边界条件的正确选取是数值模拟能否成功准确的要素, 考虑到是结构优化, 对流场的关注较重要, 在分析过程中, 选取三维稳态气体进行计算, 利用k-ε模型进行模拟计算, 采用二阶迎风格式迭代, 残差收敛标准设为10-4。入口边界条件设为速度入口, 出口设为压力出口。气流速度设为20m/s, 出口压力为0 Pa[3]。
3 结果对比分析
通过分析, 我们可以得到消声器内部任意一点处的流场参数, 有利于指导改进设计。从消声器截面压力云图4可以看出, 改进后的结构压力损失降低了近2kPa, 第一腔室中压力损失得到了有效控制, 湍流明显减小, 整个消声器内部压力从进口到出口以此降低, 压力突变范围小。
图5中改进前第一腔室中涡流明显, 压力损失大, 主要是由于腔室结构为简单扩张式, 气体在腔室中压力骤变引起[4]。另外隔板将整个腔体分为四部分, 气流出口面积急剧变小, 引起中心穿孔管气流速度大, 达到60m/s。考虑上述原因, 对进气管部位增加穿孔结构同时优化隔板结构, 改进后, 第一腔室中压力减小, 排气出口范围增大, 穿孔管中心的气流速度明显减低, 同时气流经过穿孔板对第二、第三腔室中的气流起到引流作用[5], 减小了腔室中的涡流范围, 消声器整体腔室内部速度降低20m/s, 降低了流速过高带来的噪音和因为二次流产生的二次噪声。
为了更好的掌握消声器内部的流动状态, 在中线穿孔管轴线处取20个观察点, 由分析结果通过Star-ccm+中的Plot功能, 实现观察点参数的可视化。通过整理可以得到改进前后的各项参数线图, 图6是穿孔管轴线处湍动能改进前后的对比图, 由图中可以看出, 改进后穿孔管中心的湍动能降低了20J/kg, 进出口段湍动能数值过渡平滑, 湍流减小。通过改进流体湍动能的分布, 可以有效的控制流动区域中的漩涡产生, 尽量避免因为漩涡带来的压力损失。
从图6中可以看出, 改进前湍动能最大出现在靠近尾管处的区域, 主要集中在第四腔室, 由图5的速度矢量图也可以看出该区域涡流明显。由此可知, 穿孔管在第四腔室中与尾管分离, 不同速度梯度的气体融合, 相互扰动, 是造成湍动能增大的原因。
4 小结
1、通过对改进前后的消声器进行建模、分析, 得出在进气管段增加穿孔管结构, 有利于优化第一腔室流场, 降低压力损失;
2、隔板上增加穿孔可以增大气流过流面积, 同时对其他腔室起到引流作用, 降低湍动能, 减少涡流。
3、第四腔室中尾管与穿孔管分离, 气体速度梯度增大, 不同方向的流动相互扰动, 使得气体能量转化为热量耗散, 利于消声器内部消声功能的提高, 但是气体湍流同时也产生了压力损失, 需要进一步优化。
4、消声器设计中尽量避免截面积骤变发生, 如果需要可以利用穿孔管实现排气截面积变化需要。穿孔段与避免距离小的地方, 穿孔率可以减小, 并根据情况, 适当调整穿孔位置和角度, 有利于气流流动。
摘要：针对车辆排气系统发生的故障, 同时考虑发动机降油耗项目, 基于Star-ccm+对实际装车中的消声器进行了分析优化。建立并分析了该消声器优化前后的三个模型, 对其内部穿孔管的位置和布置形式进行了调整。分析得到了较好的内部结构布置形式, 进气管的插入深度及穿孔结构对消声器的内部流场起到了优化作用。
关键词：汽车工程,消声器,Star-ccm+,数值模拟,设计优化
参考文献
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[4]李继峰, 汽车排气系统的CAE分析及开发设计研究[D], 合肥工业大学硕士学位论文, 2010
流场优化 篇6
多级离心泵具有扬程高、占地小等优点,目前已在石化、农业、矿业、电力、海水淡化等领域有着广泛的应用,对多级离心泵内部流场进行研究及优化设计对提高效率、提高安全性等目标具有参考价值和现实意义。
CFD技术在模拟流场和优化设计中得到了越来越广泛的应用。设计人员可以通过CFD技术在计算机上模拟流体机械内部的流场,通过流场反馈的信息,发现设计中的不足,对设计进行修改优化,进而得到水力性能优良的水泵,由于省去了模型制作和试验的环节,这使得水泵设计周期明显缩短,成本大大降低。
分析CFD计算的流场,主要判断压力在流场内分布是否均匀,因为压力的分布反映的是叶片上载荷的分配;速度是否合理,流线和线型是否吻合,有没有撞击,有无漩涡,二次回流的大小等因素,因为这些都意味着损失[1]。
本文基于雷诺时均N-S方程和扩展的标准k-ε湍流模型,对原型多级离心泵首级的内部流场进行数值模拟,通过反馈的流场信息对原型泵进行优化设计。
1 原型数值模拟
1.1 三维模型及网格划分
利用Fluent的前处理软件Gambit对多级离心泵首级的叶轮和导叶进行三维造型(主要参数见表1、2、3),然后进行网格划分。计算区域包括叶轮进口延长段,叶轮流道,导叶流道,反导叶流道,出口延长段五部分,由于叶轮是空间扭曲形状,整个流道较复杂,所以采用非结构化四面体网格进行网格划分,叶轮的网格总数为10万左右,导叶的网格总数为40万左右。
1.2 计算方法
把计算网格导入到FLUENT里,采用三维定常湍流计算,应用连续性方程和三维N-S方程模拟流动,采用标准的k-ε模型,对方程进行封闭,动静耦合采用多重参考坐标系(MRF)模型,选用非耦合隐式分离式求解器,对基本方程的离散离差分项采用下面的格式:速度项、紊动能项、紊黏系数项采用二阶迎风差分格式,压强项采用二阶中心迎风差分格式。迭代过程采用欠松驰因子[4]。
1.3 边界条件
进口边界采用速度进口,流动方向与进口截面垂直。出口边界采用压力出口。与流体相接触的壁面均采用无滑移固壁条件,靠近边壁区采用标准壁面函数。计算过程中考虑重力对流场的影响。
2 原型设计中的流场分析
2.1 叶轮的流场分析
图1、2、3是不同工况下的相对速度分布图,从图上可以看到,大流量工况下,叶片的相对速度方向几乎与叶片型线方向一致。而在小流量工况下,包括设计工况下,相对速度的方向与叶片工作面上都形成了一个夹角,即流动方向不与叶片型线方向一致。从这一分布情况可以推断该设计可能采用了加大流量法对叶轮进行了优化设计。图4显示了叶轮内的相对速度分布图,流线基本与型线吻合,无明显撞击。图5是叶轮进口到出口的压力分布,从图上可以看出从进口到出口压力分布呈线性均匀增加。
从以上分析说明原有叶轮型线经过加大流量法进行了优化设计,设计的型线较为合理。
2.2 导叶及反导叶的流场分析
图6显示了在正导叶的喉部位置,流体与型线有明显的撞击。图7显示了反导叶出口处有明显的漩涡。该径向导叶的设计存在明显的问题,即叶轮与导叶的匹配程度较低,这也是工业生产中常见的问题。
3 导叶与反导叶部分的优化设计
孔繁余等[2]指出导叶设计的好坏对离心泵的性能有较大影响,其中,导叶喉部面积对离心泵性能影响重大。决定正导叶喉部面积的3个主要参数(正叶片数、喉部宽度a3、进口轴面宽度b3)共同影响着水泵的性能。文献[2]借鉴面积比原理,提出了离心泵径向导叶正叶片参数的优化设计方法,即利用数学关系式来确定径向导叶正叶片参数,计算公式[2]如下:
式中:z为正导叶叶片数;a3为正导叶喉部宽度;b3为导叶进口轴面宽度;δ3为正叶片入口厚度;α3为进口安放角;D2为叶轮外径;b2为叶片出口宽度;2为叶轮出口排挤系数;β2为叶片出口角。
图8为正导叶主要设计参数示意图。
文献[2]指出导叶式离心泵模型在面积比系数yd=1.71~1.85、叶片数z=5~7时泵性能较好。本文利用原型泵的叶轮与导叶设计参数代入公式(1)、(2)、(3),计算结果如表4。
从表4的计算结果可以看出,1号和3号模型的面积比系数均超出了1.71~1.85这个范围,由于面积比系数yd能够综合反映影响导叶喉部面积的主要因素,因此根据表4的计算结果优先选择2号模型为优化设计后的导叶模型,取反导叶的叶片数和正导叶叶片数相等,其他参数不变。
4 优化设计后的流场分析
图9是叶轮正导叶及反导叶的静压力分布,从图9中可以看出,叶轮从进口到出口压力逐渐增加。在螺旋线部分压力沿流动方向基本不变,在扩散段压力逐渐升高。过渡段的压力较扩散段略有降低,在整个过渡段压力基本不变。进入反导叶后,静压值有所降低。整个反导叶部分压力基本不变,反导叶出口部分压力略有降低,这主要是因为出口做了延长处理,过流面积减小,动压变大,静压略有降低。
图10为叶轮与正导叶及反导叶的速度分布图,从图10中可以看出,从叶轮进口到出口速度逐渐增大,导叶内的流速逐渐降低,从计算结果看,导叶可以起到很好的收集流体,降低流速的作用。反导叶内的流速几乎不变,在出口处由于作了延长处理,出口速度略有增大,但无明显漩涡。由于叶轮的旋转作用,叶轮与导叶的相对位置在不断变化,叶轮出口流速受圆周方向的影响也在不断变化,致使叶轮的相对流场出现不对称的状态。
从图11和图12可以看出,导叶经过优化设计后,在正导叶喉部位置的流线和正导叶型线吻合较好,没有了明显的撞击。反导叶出口处漩涡消失。优化设计后的导叶更适合水流的流动特性。
经过性能计算,优化后的模型在设计工况点扬程为26.6m,比原型提高了0.6m,效率46.8%,比原型提高了1.3%。
5 实验验证
为了验证数值计算结果的有效性,将原型多级离心泵的首级数值计算结果与试验数据作了比较,如图13所示。数值计算的结果在设计工况下与试验数据吻合较好,在大流量工况下,偏差也较小。只有小流量工况下偏差较大。主要是因为小流量工况下存在进口回流以及由此产生的泄漏量及损失没有计算在内,因此误差较大。另外,采用节点数平均法进行性能计算,也会产生误差[5]。从总体上来看,采用数值计算方法来分析流场和预测该多级导叶式离心泵的性能是可行的。优化后的模型因投入较大未作样机。
6 结论
(1)本文利用CFD对多级离心泵进行优化设计,通过对原型离心泵首级流场分析发现:叶轮内部压力分布较均匀,流线与叶片型线基本吻合,特别在大流量时,流线与叶型吻合较好,没有明显的撞击,因此推断该叶轮采用了加大流量法进行了优化设计;但导叶与叶轮的配合程度较低,导叶喉部流体与型线有撞击,反导叶出口有明显的漩涡。通过借鉴面积比原理,对原导叶进行优化设计,重新对修改后的多级离心泵进行全流场的数值模拟,可以看到撞击不明显,漩涡消失,更符合流动特性,经过性能计算,优化设计后的模型比原型在设计工况下扬程提高0.6m,效率提高1.3%。
(2)利用CFD对离心泵进行流场分析及改型设计切实可行,可以显著提高离心泵的设计质量,大大缩短离心泵的开发设计周期,减少模型制作和试验费用。
参考文献
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[2]孔繁余,宿向辉.离心泵径向导叶正叶片参数的优化设计[J].农业工程学报,2012,28(23):40-43.
[3]宫恩祥,周生贵.基于CFD的反渗透海水淡化高压泵的性能预测[J].排灌机械,2009,27(2):100-104.
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流场优化 篇7
在连续铸轧生产中,中间包不仅充当熔液的分配器,而且也是提供熔液中非金属夹杂上浮和排除的重要场所,可见,其内熔液的流动方式对非金属夹杂的去除影响较大。中间包作为一种连续操作的反应器,它与转炉、电炉及钢包等间歇操作反应器的概念不同。中间包内基本是熔液的流动,其冶金功能包括炉与炉之间熔液的衔接、熔液中夹杂物的去除、温度和成分均匀化等都是在流动的熔液中进行的。因此,为了充分发挥中间包的各种冶金功能,必须掌握中间包内熔液流动的基本特征[1,2,3,4,5]。但是,直接测定高温熔液的流场很困难,因此对其流场进行数学模拟研究,其目的在于了解中间包内流场的特征,优化中间包的设计参数,改进中间包内部结构,以提高连续铸轧坯的质量。但由于中间包属于流动现象比较复杂的反应器,其内入口与出口的湍动比较剧烈,而其它区域较弱,因此,要对中间包内的流场作出准确的数学描述,湍流模型的选择和应用、计算技术的运用和边界条件的确立都很重要。
1 数学模型的建立
1.1 中间包流场模型的建立
选取的研究对象为2流薄板坯连续铸轧中间包,中间包是一个高800mm、下底3500mm、上底3100mm的梯形。入水口在离下底边左边500mm处、出水口在下底边右边200mm处。其结果示意如图1所示。
1.2 控制方程
中间包内熔液流动是较复杂的湍流流动过程,因此,在建立控制方程时要进行一定的假设[6,7]:(1)中间包内铝合金熔液为稳态、不可压缩的粘性流体;(2)忽略中间包熔液的液面波动及熔液表面渣层的影响;(3)忽略温度对熔液密度的影响[8],即ρ为常数。
考虑到中间包内铝合金熔液的密度为常数,描述铝合金熔液在中间包内湍流传热的微分方程,包括连续性方程、动量方程、湍流模型和能量方程。
连续方程:
动量Navier-Stokes(N-S)方程:
式中:p为压力,Pa;ρ为流体密度,kg/m3 ;μeff为有效粘度系数(可由湍流模型来确定),Pa·s。
K方程:
ε方程(湍流动能耗散率方程):
式中:GK为湍流动能产生项,
能量方程:
式中:ST为源项,无内热源时为零;Γeff为有效扩散系数,可表示为μeff=μl+μt。
1.3 边界条件
①熔池表面,忽略表面渣层的影响,假设液面为自由液面,在自由液面上所有的变量梯度为零,自由表面无剪切力。
②中间包入口处,假设铝合金熔液流动是一维的,流股速度方向垂直于自由表面,速度由拉坯速度和入口断面积计算求得,并假定入口断面上速度分布均匀。
③中间包壁面,在靠近固体墙的区域,采用壁面函数理论来处理速度ui、K、ε,同时在与固体墙接触的节点上采用无滑移边界条件。
2 模拟结果、分析及优化
图2为连续铸轧中间包内无流动控制装置时铝合金熔液流动速度场的模拟结果。
从没有挡堰、挡坝情况下中间包内流场的矢量图可以看出,在中间包内只形成一个环流,熔液从水口进入中间包后一部分在侧墙的作用下形成了一个环流,另一部分迅速地流向出水口,然后流向结晶器,因此不利于杂质的上浮,要采用挡堰和挡坝。
图3为连续铸轧中间包内有流动控制装置时铝合金熔液流动速度场的模拟结果。
可以从中间包有流动控制装置时的流场分布看出,在中间包内加上堰、坝装置后,熔液的流动状态发生很大变化。曲于堰的存在,则把熔液的注入流区限制在较小范围内,新注入中间包的熔液在此区域充分混合,成分、温度都能均匀化,然后再经坝流向中间包的出水口。熔液越过坝后,首先向液面方向流动,再沿中间包的上部向两侧流动。这样,中间包内注入流两侧也各形成一回流,但回流的方向与没有加堰坝时形成的回流方向相反。中间包内熔液的这种流动可将其中夹杂物带向液面,有利于夹杂物的上浮与去除,从而改善了熔液质量。
2.1 挡堰与入水口之间的距离对中间包流场的影响及优化
在中间包内设置堰能引导熔液转向下流动,阻止表面回流,并使熔液湍动显著部分集中在注入流区,下游形成流动平稳的熔池。坝的作用是阻挡流体沿包底的流动,使流动方向转向上方。因此,堰设于坝的上游才能改善中间包流动的效果;反之,坝在堰的上游,会使包底铺展流动更严重。设置堰时,下游须设置坝以抑制沿包底的流动。挡堰与入水口之间的距离对中间包流场的影响如图4所示。
在图4(a)中,挡堰左侧的流场环流区发育不好,不能充分地将杂质物体带到液面。在图4(b)中,挡堰左侧的环流区发育良好,很平稳的一个环流;在图4(c)中,挡堰左侧的环流区不是很平稳。所以,挡堰距入水口800mm是比较好的选择。
2.2 挡堰和挡坝之间距离对中间包流场的影响及优化
湍流控制器与堰-坝组合使用可得到一种较理想的流场模拟结果,但是堰-坝之间的距离对流场的分布也有很大的影响。挡堰和挡坝之间的距离对中间包流场的影响如图5所示。
从图5(a)、(b)可以看出,挡堰左侧的流场发育都很好。其原因是,挡堰的高度和挡堰距离入水口的距离都是一样的,所以此环流区的发育基本都一样,差别就在挡堰右侧的区域。从图5(a)可以看出,熔液从挡堰底下流向并越过挡坝的那部分熔液流动速度很快,冲击力也很大,很不利于杂质的上浮,因为流动不够平稳。图5(c)中的熔液流动很平稳,但是在挡堰和挡坝之间形成了一个死区,不利于冶金,而且由于冲击力太小,越过挡坝流向液面的熔液不能充分上浮,不利于杂质的上浮。从图5(b)可以看到,中间包中的熔液流动比较平稳,有利于杂质的上浮,是一个比较好的选择。
2.3 挡堰相对高度对中间包流场的影响及优化
堰-坝组合使用可得到一种较理想的流场模拟结果,同样本研究模拟了挡堰相对高度对中间包流场的影响,通过分析对模型进行了必要的优化。挡堰相对高度对中间包流场的影响如图6所示。
从图6(a)可以看出,挡堰左侧的环流区很明显发育得不好。从图6(c)可以看出,流场左侧环流区发育得很好,但是越过挡坝的流向液面的那部分熔液流动太快,流场不平稳。而图6(b)显示,环流区发育得很好,很平稳。
2.4 挡坝相对高度对中间包流场的影响
堰-坝组合使用可得到一种较理想的流场模拟结果,同样本研究模拟了挡坝相对高度对中间包流场的影响,通过分析对模型进行了必要的优化。挡坝相对高度对中间包流场的影响如图7所示。
从图7(a)可以看出,越过挡坝流向液面的熔液很大一部分不能充分到达液面;从图7(c)可以看出,熔液可以充分到达液面,但是流动速度过快;从图7(b)可以看出,流场明显改善,熔液流动平稳,而且杂质可以很充分地上浮。
3 结论
(1)通过对连续铸轧中间包流场的模拟可知,对于未设置流动控制的中间包,中间包内熔液的流动状态不利于夹杂物的上浮和排除;而设置流动控制装置后,熔液流动状况明显改善,有利于提高连续铸轧坯的质量。设置堰-坝则可改变中间包内熔液的流动轨迹,增加熔液上浮去除杂质的机会,延长熔液的平均停留时间。
(2)堰-坝组合使用可得到一种较理想的流场模拟结果,但是因其安装次序、组合数量和相对位置的不同则产生的效果亦大不相同。通过模拟研究,确定堰与注流口间距为800mm、堰与坝间距为400mm、挡堰相对高度为550mm、挡坝相对高度为350mm时所得铝合金液体的净化效果最佳。
参考文献
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流场优化 篇8
烟气连续排放检测系统 (简称CEMS) 正是在这一背景下应运而生, 经过环境监测机构比对监测合格并正常运行的CEMS系统, 其出具的数据可以作为排污申报核定、排污许可证发放、总量控制、环境统计、排污费征收和现场执法等环境监督管理的依据3。
目前, 江苏省装机容量300MW以上火电厂都已安装CEMS, 主要监测因子有颗粒物、气态污染物 (含SO2、NOx等) 和有关排气参数 (含氧量、温度、湿度和流速流量等) , 监测数据与环保部门联网, 实时传送。按照《固定污染源烟气排放连续监测技术规范》 (HJ/T 75-2007) 要求, CEMS测定位置应避开烟道弯头和断面急剧变化的部位, 当安装位置不能满足要求时, 应尽可能选择在气流稳定的断面。但大部分电厂的CEMS在实际安装过程中受条件限制, 很难满足要求。监测断面流场不稳定的情况下, 惯性运动导致烟气流速分布不均匀, 很难选取有代表性的取样区域, 且火电厂CEMS烟气流速测量均为单点取样, 因此, 比对合格率较低, 影响主要污染物总量减排实时统计工作。
本文就烟气流速比对合格率低的问题展开分析, 采用计算流体动力学软件Fluent对烟道流场进行模拟分析, 找出高中低流速区域分布, 用多点监测烟气流速的测量方法, 提高测量精度, 并通过手工监测来验证模拟结果, 为CEMS取样点的设置提供参考依据。
一、江苏省300MW以上电厂CEMS流速测量现状调查
为进一步加强对重点污染源的监督管理, 及时了解和掌握重点污染源污染物排放情况, 为主要污染物总量减排、环境统计、污染监督等环境管理重点工作提供基础数据, 江苏省环境监测中心根据环保部相关文件的要求, 对全省300MW以上火电厂开展了监督比对监测工作。
2011年全年江苏省环境监测中心实际完成412台次机组比对测试工作, 烟气流速的合格率仅为20.4%~36.5%, 烟气流速合格率处于较低水平。
烟气流速合格率偏低, 主要是电厂的CEMS在实际安装过程中普遍受条件限制, 不能完全满足《固定污染源烟气排放连续监测技术规范》的要求, 如安装位置没有完全避开烟道弯头和断面急剧变化所产生的影响, 存在所测断面气体流量变化大, 有气体湍流影响的问题, 由于CEMS烟气流速为皮托管单点法测量, 其测量值代表性较差, 且对仪器维护要求相对高, 直接影响烟气流量测量的准确性。
二、多点监测烟气流量测量方法
由于流速场分布不均导致同一监测断面存在高中低流速区域, 在不同负荷工况条件下高中低流速区域也不同, 皮托管单点法流速测量很难找到固定的取样代表性区域。笔者在研究目前主流的烟气流速测量手段的基础上, 结合电力企业现有的技术条件, 提出一套符合运行监控和环保监测精度要求的流量测量方法, 即多点监测烟气流量的测量方法, 以满足运行监控和环保监测精度的要求。
多点监测烟气流量测量方法是指在烟道断面具有代表性流速区域进行布点而实现多点监测, 通过各测点流速值进行算术平均后输出烟道断面平均流速, 根据烟道结构、风量、烟温等边界条件, 通过Fluent软件对烟道流场进行模拟分析, 获取监测断面流速分布区域。根据Fluent软件模拟分析的烟道断面高、中、低流速区域作为布点依据, 在将在线流速监测设备安装在相应的流速区域并获得断面平均流速的一种方法。
2.1现场示范点
对南京化工园某电厂4号烟囱入口流场模拟分析结果, 在4号烟囱入口烟道断面布设多台烟气流速仪, 并通过手工比对对多点监测烟气流量测量方法的准确性进行验证。依据Fluent软件模拟分析得出的烟道流速分布区域, 在高、中、低流速区域进行布点, 流速测量设备选用南京埃森环境技术有限公司生产的VPT511BF-A在线流速测量设备, 在水平烟道上布置了5个监测点位, 监测点分布情况如图1所示。
图1多点监测烟气流量测量方法现场布点情况
2.2手工比对测试及评价依据
采用S型皮托管进在环保测试孔上进行监测, 与多点监测烟气流量测量方法测得的平均流速进行手工比对, 比对依据参考HJ/T75-2007《固定污染源烟气排放连续监测技术规范》7.2参比方法验收内容中附录D的技术指标要求, 对比对监测结果进行评价。
(1) 当流速>10m/s时, 相对误差不超过±10%;
(2) 当流速≤10m/s时, 相对误差不超过±12%。
2.3比对结果分析
比对结果如图2所示。
图2多点网格流速在线测量系统与手工测量值比对
多点监测烟气流量测量方法获得的断面平均流速为11.4m/s, 与S型皮托管手工测试值11m/s非常接近, 两者的相对误差为4%, 符合《固定污染源烟气排放连续监测技术规范》 (HJ/T75-2007) 的流速比对要求。从各监测点位来看, 最低流速为2.6m/s, 最高流速在16m/s, 流场分布呈现高、中、低流速区域。流速实际测量值与Fluent软件模拟分析结果存在一定差异, 原因在于Fluent软件分析时采用的边界条件较为简单, 因此在模拟分析值上存在一定出入, 但根据模拟分析得出的流速分布区域与多点监测烟气流量测量方法较为吻合。
针对国内大多数电厂烟道布设不规范, 流速场分布不均匀的现象, 单点测量难以满足烟道流速测量准确性的要求, 参考根据Fluent软件流场分布及手工网格采样原理提出多点监测烟气流量测量方法, 在同一烟道截面上布设多台流速仪, 通过手工比对和在线式多点流速仪在线监测的比对验证, 比对合格率高, 流速相对误差低于5%。多点监测烟气流量测量方法可有效解决单点测量难以代表断面真实流速的问题, 为发挥污染源在线自动监测系统的监测、监控作用, 保证其监测数据的科学性、准确性、可靠性提供依据。
三、结论
通过以上研究表明, 对于流速场分布不均匀的烟道, 监测断面存在高、中、低流速区域, 用多点监测烟气流量的测量方法, 可明显提高测量精度, 取样具有更好的代表性, 能够满足运行监控和环保监测精度的要求。
摘要：本文以江苏省装机容量300MW以上火电厂为例, 分析其CEMS流速测量现状, 就烟气流速比对合格率低的问题展开分析, 提出一套多点监测烟气流量的测量方法, 可明显提高测量精度, 取样具有更好的代表性, 能够满足运行监控和环保监测精度的要求。
关键词：火电厂,流场,优化
参考文献
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