内部流场分析论文

内部流场分析论文（精选9篇）

内部流场分析论文 篇1

摘要：基于CFD对直通式调节阀内部流场进行了二维数值模拟,并得到了内部流动参数的可视化图形。对比25%和5%两种开度下,阀门处的压力,速度以及能量损失都存在很大的差异。25%开度下的压力、流速有明显的下降趋势,而5%开度下压力和速度则迅速变化。+两种开度下产生的涡流位置不同,5%开度下能量损失比25%开度下的要大。

关键词：调节阀,计算流体力学,CFD数值模拟

0前言

调节阀是一种起控制作用的阀门，由控制机构和增减流量的阀体够成。调节阀一般情况下为直通式的，分为2种：单座式和双座式调节阀，双座式的最大流通量大，在运行过程做更为稳定，故所能使用的场合更多。如今，在流体机械和工程领域，调节阀在诸多问题中起到重要作用。调节阀的基本工作原理是：通过感知动作信号，然后更具信号做出相应动作，即机械位移（如直线、转角等），由此改变阀门开度，达到控制相关参数的目的[1]。

现今我国对调节阀的性能研究工作比较少，由于起步晚，目前可用的理论知识和科技手段比较匮乏，而且进入科技人员和经费的投入也很少，主要依赖经验设计，参考国外的一些理论资料和样品进行产品开发，而自主产品研发工作很少。

随着计算机技术和硬件设备的日新月异，流体力学研究也越来越多的基于这一优势，逐步形成计算流体力学，计算机数值模拟已成为研究流体力学的三大方法之一，它不仅不受人力和实际工程环境制约，更重要的是可以得到整个负荷变化范围内的流动信息。基于计算机技术和计算流体力学，几十年来，也衍生了很多流体流动前后处理的适用软件，如techplot,grapher,gambit,ansys以及cfx等[2,3]除了功能齐全经济适用的专业软甲开发，在数值算法方面，进展也越来越显著，除了传统的TVD差分算法和SIMPLE算法，很多研究者也正专注于一些新观点以及新概念，计算机数值模拟的优势必将更加突出[4,5]。相比于从传统的机械角度出发，数值模拟更大程度上提高了调节阀的技术含量与产品质量，对于调节阀的不断优化和使用性能有深远意义。

1 数值模拟控制方程

湍流流动的瞬时控制方程如下：

标准k-ε两方程模型中

湍动耗散率ε表示为：

湍动黏度μt是k和ε的函数：

在标准k-ε模型中，常数C1ε、C2ε、Cμ、σk、σε为经验值，可通过试验得到：

当流动为不可压，且不考虑用户自定义的源项时，Gb=0,TM=0,Sk=0,Sε=0，这时，标准k-ε模型为：

方程（7）及（8）中的Gk展开式为：

2 直通式调节阀计算模型

图1为某一型号的直通式调节阀结构图，本文的主要工作是应用AutoCAD软件对该调节阀的不同开度建立模型，然后导入fluent软件的gambit模块划分网格，通过设置合适的计算方程，边界条件等进行网格节点上的数值迭代计算，最后得出该直通式调节阀25%,5%两种开度下的速度云图，压力云图，速度矢量图，并对图进行分析，以便对后续的流道优化做准备。其中边界条件为：阀前（密封面处）介质压力约为4.85 MPa，温度260℃；阀后管道压力为0.5MPa，温度为260℃。

2.1 流道几何模型的建立

本文利用autoCAD建模软件，对图1所示的直通式调节阀内部流道建立不同开度下的模型，经验证本模型在三维模拟和二维模拟下得出的结论对计算结果影响不大，故简化为二维模型。图2是调节阀开度25%时流道模型的二维图，图2中对阀芯和阀杆进行了简化，计入2种不同开度对流态影响的范围之内。

2.2 网格划分

本算例的流道模型简化为二维模型，所以直接使用gambit一体化生成四边形非结构化网格。图3是25%开度下调节阀流道模型的网格结构图，总共有90 531个网格。其中，通过网格无关性验证发现当网格个数达到9万多时网格疏密对技术结果影响不大，数值模拟计算结果已满足要求。

3 流场可视化分析

当残差曲线收敛后，进行流场可视化分析，主要是流道压力分布云图，速度分布云图及速度矢量图的分析。

3.1 25%开度下流场可视化分析

该调节阀25%开度下的压力分布云图和速度分布云图如图4、图5所示。由图可知，整个流场主要在水流通过节流处（即阀瓣处流通截面很小处，通过改变此处截面大小控制流量）时，压力和速度梯度发生剧烈变化，这是由于流通面积突然减小，根据伯努利方程可知速度迅速增大，并且从图中可知阀前后压力变化极大，变化梯度集中在节流处；在阀门管道进出口处，压力和速度又趋向均匀。由于进出口高度差相对很小，且进出口截面积相同，故流道的压降主要用于克服调节阀前后的阻力。

在25%开度下的速度矢量图、局部放大图如图6和图7所示。阀门进口处流速大小变化很小，且不出现径向的脉动现象。当水流经过节流处时，速度值变化很大，随着流通面积的减小，速度随之增大；水流通过节流处后，出现一段喷射现象，然后流束慢慢扩大，靠近出口处管径又逐渐均匀，流动状态也随之平稳。水流从节流处喷射进入阀腔中时，产生明显的涡旋现象，同时在出口处也同样生成漩涡，结合压力云图和总流方程可知，漩涡处能量损失很大。其中如图7，靠近出口处的漩涡，最为强烈，对比图4可知，此处也是流道中压强最低的区域。

3.2 5%开度下流场可视化分析

如图8、图9分别是5%开度下该直通式调节阀的压力云图和速度云图。从图中可看出，由于开度很小，阀芯与阀座间的节流段过流面积很小，阀前后的流动几乎被隔断，进出口流道的压强非常均匀，而进出口流道流体速度非常小，变化也很小。

在阀腔中背对出口一侧形成高速射流区，压强和速度分布杂乱无章。从阀前到阀后压强急剧减小，流体能量损失集中发生在节流段及阀腔部分，并且在阀腔处形成真空度。

在5%开度下的速度矢量图和局部放大图如图10、11所示，可以很直观的发现流体流过节流处后，形成大小不一的漩涡，整个阀腔局部损失很大，总能削弱明显。

4 结语

本文通过对直通式调节阀数值模拟得出压力、速度分布云图及速度矢量图，对比25%开度和5%开度下不同的压力大小和速度大小，以及出现不同涡流的位置，以下（下转第171页）为分析结果。

(1)25%开度下的阀处压力由大到小逐渐降低，并且在尾部由于涡流的存在出现了较大压降，流速则在阀前由于截面的减小随之增大，并在阀后开始降低，有明显的减小过程。

(2)5%开度下由于过流面积很小，阀处压力急剧降低，流速在阀处迅速增加形成高速射流产生真空，出现涡流前移现象，阀腔处能量损失增大。

(3）该直通阀相对于其他种类阀门具有一定优势，希望在条件允许的情况下可以对阀体内部压力、速度分布作进一步研究，从而更量化地揭示出流场高速区对阀门性能参数的影响。

参考文献

[1]张伟政,俞树荣,张希恒,等.调节阀内部流场的数值模拟与试验分析[J].兰州理工大学学报,2008,33(3):34-36.

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

[3]约翰D.安德森.计算流体力学基础及其应用[M].吴颂平,刘赵淼译.北京:机械工业出版社,2007.

[4]韩占忠,王敬,兰小平.FLUENT——流体工程仿真计算实例与应用[M].2版.北京:北京理工大学出版社,2010.

[5]傅德薰,马延文.可压缩湍流直接数值模拟[M].北京:科学出版社,2010.

内部流场分析论文 篇2

摘 要：采用STAR-CCM+软件对汽车内外流场进行仿真分析，判断影响整车性能的布置和造型设计要素。在整车开发设计阶段，通过对机舱内外气体的模拟仿真，得出造型及布置是否满足外部流场压力和舱内进风量设计要求，是否满足整车动力性、经济性等指标。

关键词：STAR-CCM+；流场；造型；整车性能

中图分类号：U462 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2016）05-0046-04

Abstract： Simulation analysis of the full flow field of a passenger vehicle by using STAR-CCM+. We can determine the layout and design elements that effect vehicle performance Whether to meet the vehicle power and economic indicators should be estimated according to simulation results. Those results can provide the basis of the further optimization of engine bay arrangement and styling in the design.

Key Words： STAR-CCM+； flow field； Styling； vehicle performance

1 引言

在整车开发设计阶段，外部流场与整车外观造型有着密切关系，机舱内部流场影响机舱内各部件的性能状态。由于气流的不确定性和整车自身系统模块化，整车内外环境都易存在“气体回流”和“局部漩涡”现象，影响发动机、冷却及空调系统等性能指标达成。因此如何优化整车内外流场，改善整车性能，成为整车前期开发阶段的重要课题。

整车前期设计阶段，无实车验证内外流场形态，且实验周期长，代价大，通过流体计算软件STAR-CCM+软件，分析整车外流场和机舱流场，为外部造型优化和机舱布置提供理论依据，通过优化整车设计和布置，改善机舱气流量，尽量避免气流泄漏、回流现象；通过优化造型，降低整车外部流场风阻效应，改善整车性能。

2 计算模型

2.1 基本理论

将气体视作黏性不可压缩，其控制方程为雷诺平均N-S方程，三维流场计算通过求解连续性方程、动量方程和湍流方程，得到流体在空间内的压力、速度、温度等信息[1]。

2.2 网格划分

仿真模型包括车身外表面、前后车轮、发动机舱、进气格栅、冷却模块、发动机、变速箱、空气滤清器、蓄电池、底盘系统、排气系统、转向系统等机舱及下车体大型布置零部件[2]。

应用STAR-CCM+对数模进行包面处理，对进气格栅、后视镜、前端冷却模块等对气流影响比较大的部件进行细化，形成封闭区域，共生成体网格约1894万。

2.3 设置边界及建立冷却系统模型

风扇转速采用多工况下的风扇额定转速。在计算中，冷凝器和散热器均采用了多孔介质的计算模型，在多孔介质模型中以均匀化的压力变化来代替平行流式换热器等复杂结构，从而简化模型，空气流速的变化由试验得到的曲线给定[3]。

计算汽车行驶时的流场分布，对于整车流场区域的进风口设定为速度入口边界，分别计算来流速度为60km/h、160km/h两种工况，出风口为压力出口边界，车身表面和地面车头后部均设为无滑移壁面，地面车头前部和其它流场计算域设为滑移壁面。散热器和冷凝器等冷却元件采用多孔介质模型来模拟气流。

3 流场分析及优化

3.1 外流场分析及优化

3.1.1 整车前部优化

由车身整体压力图可知，车身外部突出物、前部区域、前风挡玻璃下边缘及下车体迎风面的压力分布较大，增大了空气阻力。

如图2所示，机罩后边缘过低，空气压力有所增强，导致图3区域处，机罩与车窗下边缘出现漩涡区域，增加了风阻压力，在不影响造型边界的前提下，机罩边缘局部优化抬高，雨刮内收，避免高速气流对雨刮的冲击。

3.1.2 整车底部优化

如图4所示，从底部和尾部流线看，高速气流冲击后悬，并在油箱前方形成涡流。如图5-1所示，可增加适当高度的导流板平顺气流。如图5-2所示，下车体底部高度差过大，产生涡流区域，将后消声器横置，使得下车体底部布局平顺，减少底部涡流产生，使气流平顺。

3.1.3 整车尾部优化

如图9所示，优化之后，C柱区域与扰流板区域背压降低明显。

3.1.4 造型及布置优化效果

在优化之后，风阻系数降低3%，进而进一步降低风阻值，降低油耗值，风阻系数如表2所示：

水平截面Y=0的速度矢量如图10所示，从进气格栅进入的冷却空气一部分绕过冷却系统上下两端进入发动机舱，并在散热器上下端和后部形成一定的“涡流”，形成气流滞留[2]。

从仿真图来判断冷却系统上下端存在一定的漏风现象。这些气体“泄漏”及“涡流”影响了散热器和冷凝器的散热功能。不利于舱内热空气的顺利排出，恶化散热效率，导致整车性能下降。

如图13和表3所示，通过整车内流场优化仿真，修改导流板结构，冷凝器、散热系统的进风量都明显提高[5]，进一步提高了散热器、中冷器、冷凝器的性能，优化后整车性能与同级别车辆相比，处于优势。

4 结论

本文通过更改机舱和下车体部件、修改整车外部造型，优化整车内外流场，达到了一定的效果，结论如下：

（1）基于流场仿真分析结果，分析不同的造型和布置方案，可提高整车性能，加快开发速度，减少试验次数与费用[6]。

（2）整车设计阶段，通过内外流场仿真分析技术，发现机舱内部气体存在泄漏和回流现象，外部造型局部背压过大，存在涡流，影响整车性能达成。

（3）在实际开发中，为设计人员进一步优化造型，改善机舱布置提供了理论依据，整车内外流场都得到了明显的改善。

参考文献：

[1]陈皓.某款乘用车外流场及发动机舱内流动分析[C].CDAJ-China .中国用户论文集 .2010.

[2]刘芳.发动机舱流场仿真分析[R]. 第七届中国CAE工程分析技术年会.2012.

[3]戴澎凯.基于CFD的轿车发动机舱前端流场优化[C].机械研究与应用.2012.

[4]刘希东.某SUV车动力舱内流动分析[C].CDAJ-China .中国用户论文集 .2009.

[5]詹佳.基于机舱流场仿真分析的空调降温性能优化[R]. CDAJ年会论文. 2011.

内部流场分析论文 篇3

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.

内部流场分析论文 篇4

关键词：杯形阀；流场分析；流量系数

一、前言

转炉煤气干法除尘系统是一种现代化的净化和回收转炉煤气的工艺方法，是目前国内转炉煤气净化回收的主流技术，与传统的煤气湿法除尘相比具有节水、节电等优势，节能效果明显、且无二次污染，回收煤气质量优于原湿法除尘系统。

杯形阀作为转炉煤气干法除尘系统中的重要设备，其作用是对煤气回收、放散两种状态的切换，实现煤气的净化回收和合理利用。通过对杯形阀门进行流场模拟分析，得出较为准确的流量系数，从而优化阀门的结构设计，以期达到预期的流态，使干法除尘系统煤气压力波动尽可能减小，对实际生产有很积极的作用。

二、杯形阀的结构特点

杯形阀由回收杯形阀、放散杯形阀两种，分别实现回收、放散功能；结构由伺服油缸、导流筒、阀体、下锥管、阀板、阀杆等部件组成。

三、杯形阀的流场模拟及结果分析

（一）理想状态下的流量系数曲线。杯形阀的流量曲线取决于导流筒的形状和阀门的开度，其中导流筒的形状是根据工况压力和阀门开度流量特性经三维模拟分析、设计的。理想状态下的流量系数曲线如下图：（图1）

曲线大致可分为三段：第一段为曲线，流通面积随行程增加而等比例增加，使阀门从关闭状态到开启50%左右时的流量保持等百分比流量调节特性；第二段为直线，流通面积随行程增加而线性增加，使阀门从50%开度左右到80%开度左右时的流量保持线性流量调节特性；第三段为曲线，流通面积的增加随行程增加而相应减小，使阀门从80%开度左右 到100%开度时的流量保持近似平缓增加的流量调节特性。

准确的阀门流量曲线往往需要通过实验方法测得。然而对于可压缩性气体而言，由于通过阀门后其压力、温度、容积等状态参数都将产生变化，所以相关的测试流量系数的技术和试验装置比较复杂，而且成本很高，费时费力。随着计算机技术的发展，计算流体动力学CFD方法得到广泛应用，通过计算机模拟流态分析法可方便准确的模拟并计算出阀门流通能力，得出阀门的流量系数。这样即可为我们设计杯阀时提供相应的理论依据，又能节省大量的时间及人力物力等成本

（二）流量系数的理论计算式。流量系数Kv的定义是：流体流经阀门产生单位压力损失（1bar）的体积流量，用每小时立方米表示。在美国流量系数用Cv表示，既流体流经阀门产生单位压力损失（1psi）的体积流量，用加仑/分表示。

流量系数Kv与Cv的换算公式：Kv=1.156Cv。

对于可压缩流体流量系数的计算公式为：

当Δp/P1<0.5FL2时

Kv=■■

当Δp/P1≥0.5FL2时

Kv==■■

式中 Kv——流量系数（m3/h） Qv——体积流量（m3/h）

ρ——流体密度（kg/ m3） P1——阀前压力（bar）

P2——阀后压力（bar） t——介质温度，℃

FL——压力恢复系数

y——■■

（三）建立杯阀模型并进行网格划分。利用Solidworks三维建模软件对杯阀进行三维流道建模。由于计算流体动力学分析属于大型数值问题求解，因此为了缩短求解时间，建模时应避免模型过于复杂，以免影响分析速度。因此只需画出阀体、阀板、导流板及管道的简单模型。然后，应用ANSYS workbench仿真计算平台中的ICEM模块进行网格划分。再将网格导入到CFD仿真模拟软件Fluent中进行分析。

（四）设置边界条件及运行结果。根据标准中对流量系数测定实验的规定，同时参考实际实验中提供的资料及工况数据，设定出适当的边界条件，边界条件的设置我们可以根据阀门流量系数的定义来选择，即阀前阀后压差为1bar。求阀门各个开度时的流量。例如：阀门全部打开时流态云图及流量系数如下。（图2为流态云图）

经分析，阀门全开时阀门入口平均

流量Qv为266 m3/s

空气密度ρ=1.293kg/ m3；

阀前压力P1=2.01325bar；

阀后压力P2=1.01325bar

介质温度t=20℃。

压力恢复系数FL=0.55，根据已知数据求得Δp/P1=0.475>0.5FL2=0.15

因此可根据公式求得流量系数Kv=32267，Cv=27912。

根据上述过程可以求得阀板在各个开启行程时的流量系数，绘制出阀门流量系数曲线图，如（图3）所示

（五）结果分析。通过计算机模拟仿真得到的结果与实际结果会存在一定的差异，主要有以下原因：（1） 实际生产后的阀门与仿真模型不一致（实际加工存在误差、建模简化过程中存在误差等）；（2） 边界条件和使用条件不一致（实际测量压差及流量值的取值点离阀门中心位置的距离不同，受现场操作空间限制）；（3） 实际测量时，流量及压力等实际值存在误差。

结语：在设计过程中利用流体动力学分析方法结合三维软件的应用，通过对杯阀的流态模拟分析，可以简单、快速地计算出阀门的流量系数，从而为杯阀结构的改进提供了理论依据，避免了建造实验设备所需的大量人力、物力和财力，为企业节约了大量的成本。

参考文献：

[1] 成大先.机械设计手册.北京： 化学工业出版社.2008.

内部流场分析论文 篇5

离心泵是输送液体或使液体增压的通用水力机械,被广泛使用于国民经济发展的诸多领域。离心泵内部流场的研究,多年来一直受到专家学者们的高度重视,由于其内部流道形状复杂,液体经过时呈现复杂的三维非定常流动等因素,一直以来很难通过某种实验方法对其观察与测定。近年来,计算机技术、数值计算方法及流体动力学理论等的快速发展,数值模拟方法开始应用于离心泵的内流机理研究,且对泵的优化设计、改善其水力性能都具有很重要的现实意义。

目前,利用数值模拟方法对离心泵的单个过流部件研究的较多,考虑到离心泵的整体性不容忽视,本文以ISG65-125型离心泵为研究对象,对离心泵全流场数值模拟,通过计算,分析离心泵的内流规律。

1 研究对象建模与网格划分

本文根据所选离心泵的叶轮与蜗壳的结构参数,选用专业CAD软件UG NX7.0,对叶轮与蜗壳的流场区域分别造型,并完成装配,图1即为装配模型。

实体造型结束,将其导入FLUENT的前处理软件Gambit,由于模型的几何形状复杂,采用适应性好的三维非结构化网格对其进行网格划分,如图2所示。所得单元总数为314886个,其中叶轮流场模型划分生成105200个网格单元,螺旋形压水室流场模型划分生成209686个网格单元。

2 离心泵内部流场数值模拟

2.1 控制方程

离心泵内部液体的运动属于三维非定常流动,符合Navier-Stokes控制方程,其表达式如下:

连续性方程:

动量方程:

式中:ui表示在三个坐标方向的速度矢量,u、v、w表示流速在三个坐标方向的分量。

2.2 湍流模型

离心泵内部流动为湍流状态,常用时均方程与湍流模型相结合进行求解。本文选用的标准k-ε模型为:

湍动能k:

耗散率ε:

式中:μt为湍动粘度系数,且Mκ是由速度梯度导致的压力源项,可表示成:湍流的耗散率可表示成:为经验值,分别取值为1.44、1.92、0.09;δκ、δε分别为跟湍动能k和耗散率ε相对应的经验系数,分别取值为1.0、1.3;Sk、St为用户自定义源项。

2.3 边界条件

离心泵叶轮液流入口平面设置为速度入口VELOCITY_INLET类型,出水段出口平面为出流OUTFLOW类型,叶轮出口面与蜗壳进水面均设为INTERFACE边界条件。

离心泵内部流动是可动区域的流动问题,选用FLUENT中提供的多重参考坐标系(MRF)来分析,叶轮出水边界为旋转动边界,蜗壳进水边界为静边界,叶轮流场区域与蜗壳流场区域分别设置为运动坐标系与固定坐标系。

2.4 计算方法

采用标准SIMPLE方法求解动量方程,湍流模型的离散采用二阶迎风格,方程迭代计算采用欠松弛,欠松弛系数的选择如表1。

3 计算结果及分析

计算中所使用的离心泵的工况及流体物性等参数,如表2所示。

3.1 离心泵内部流场速度分布

如图3、4所示分别为离心泵在三种工况下的速度矢量图、中间截面速度等值线云图。从图中可看到,离心泵的出口液流速度与入口流量正相关,前者随后者的增加而增大。小流量工况下,叶轮转速高,速度梯度变化较快,液流的流动变的不稳定,液流的出口流速变得很小,易造成大的能量损失;大流量工况下,泵出口位置,有局部区域受较大冲击,液流速度变化大,呈现出不规则流动,易发生回流和涡旋。

3.2 离心泵内部流场压力分布

如图5所示为离心泵在三种工况下的压力等值线云图。三种不同流量工况相比较来看,离心泵全流场区域的压力基本上是随着泵入口流量的增大而增大的。三种工况下,离心泵压力分布趋势无明显差异,只是在流量越小的工况下,叶轮进口区域的负压状况就越明显,负压区就越大,因此不难发现规律:流量越小越容易导致汽蚀发生。流量由小变大的过程中,离心泵中的最高压力并没有出现在预想的出水口位置,而是向压水室的周边位置发展,这样会导致出水口处压力的减小,造成较多能量的损失。

由以上分析可知,高于额定工况或低于额定工况运行,离心泵都无法达到其最佳的工作效果,同时甚至会造成离心泵使用寿命的缩减,因此应尽量保证离心泵在额定工况下工作。

4 离心泵的性能预测

经过计算得到的三种工况下离心泵的扬程、轴功率、水力效率见表3。

从三种工况下的离心泵性能预测值不难看出,离心泵在大流量工况无法满足预期扬程,在小流量工况下水力效率为三者最低,而在设计工况下运行既能够达到预期扬程,同时水力效率为三种工况下的最高。

5 模拟结果与试验结果对比

额定工况下,数值计算得到的离心泵出口总压力为206348Pa,进口总压力为9732.9Pa,扬程为21.46m,与物理模型额定工况下的试验值22m很接近,误差仅为3%;效率78%与物理模型额定工况下的试验值72%较接近,误差为8%。

数值模拟得到的泵性能值都略大于试验结果,各项数据误差均属于可接受范围。数值计算的结果稍大于试验值,主要原因在于数值计算没有考虑泄漏引起的容积损失、泵轴承填料函中的机械摩擦损失和泄漏液体与叶轮之间的圆盘摩擦损失。

6 结论

利用FLUENT6.3软件,结合计算流体动力学理论,对ISG65-125离心泵三种工况下的内流状况进行了数值模拟。通过对计算结果的观察、分析,总结了离心泵的内流规律。通过对比,得出离心泵在额定工况下运行效果最佳。同时,将数值模拟结果与实验结果相比较可知,扬程、效率的预测值与实验值接近程度较好。

用数值模拟方法对离心泵内部流动情况进行分析,借助模拟结果对离心泵进行结构优化和性能预测,是一种方便快捷的研究途径,可在工程应用中推广使用。

参考文献

[1]关醒凡.现代泵技术手册[M].北京:宇航出版社.1995.

[2]王福军.计算流体动力学研究[M].北京:清华大学出版社,2004.

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[5]谢洁飞,李香桂,杨辉.基于CFD的离心泵内部流场数值模拟与性能预测[J].中南林业科技大学学报,2010,30(3):129-132.

内部流场分析论文 篇6

关键词：温室,雾化喷头,速度场分析,压力场分析,ICEM,FLUENT

0 引言

近年来,为满足不同季节都有新鲜蔬菜、水果供应的需要,我国温室总面积达到了40万hm２多［１］。温室内长期密闭、光照不足、高温、高湿,极易产生病虫害。目前,我国农药喷洒水平普遍处于落后状态,农药喷洒过程涉及的有关理论研究不足,农药的利用率很低,大部分的农药都流失到土壤、河流及空气中,对环境造成了严重污染［２］。因此,改善施药技术和提高农药喷雾性能尤为重要。

农药喷洒最关键的是液体的雾化过程,液体雾化的质量直接决定了农药利用率的高低。喷头是喷雾机实现喷雾作业的终端件,喷头类型的选择是由农药品种和目标物的表面所决定的,而我国95%以上的喷雾器上仍使用圆锥雾喷头［３］。喷头在喷雾装置中起着非常关键的作用,决定着施药量、雾滴大小和均匀度等［４］。喷头对流体的控制是以流体在喷头内腔中流动的运动学和动力学规律为基础的,所以喷头的正确设计需要掌握喷头内腔流体的流动状况及流体与喷嘴的固体壁面之间的动力学关系。国内学者对喷头进行了大量的研究,用各种不同的数值方法(有限元法、边界元法、流线法等)分析喷头内部流场。袁寿其［５］等人用有限体积法对全射流喷头内部流场特性进行数值模拟,并与试验结果相比较,得到全射流喷头内部流场在直射和附壁状态下的速度矢量图。本文通过研究3WZ-25型动力喷雾机使用的Y1/4AT-19V雾化喷头,进行喷头内部流场仿真,为今后结构优化奠定基础。

1 建立模型

1.1 几何模型

喷头几何模型如图1 所示。喷头有4 个矩形入水口,入口尺寸长L１=2mm、宽B１=1.5mm、高H１=1mm;喷头出口为锥直形,出口直径D２=0.66mm、长度L２=1mm、锥角α=45°。直射孔产生直流经过对流混合在一起形成具有直射流和旋流的强烈紊流运动,经过喷头形成细水雾。

1.2 网格化分

本文运用ICEM软件划分网格。ICEM具有强大的处理复杂模型能力和网格质量高等优点,可以实现任意复杂的几何体进行非结构网格划分或对简单几何体进行六面体结构网格划分。在划分网格时,考虑到计算边界结构和流场的复杂性,采用三角形非结构网格,可以有效消除结构网格中节点的结构性限制,提高计算的灵活性与准确性。划分网格如图2所示,生成的网格总数为个183 900个。

1.3 输出网格

完成模型的创建和网格的划分以后,选择求解器并输出网格。本文使用默认的求解器直接输出网格。

2 数值计算

2.1 输入并检查网格

启动FLUENT三维单精度求解器,输入上文所保存的网格文件并对其进行检查。因为在ICEM建模时所使用的长度单位为mm,而FLUENT默认的是m,因此在检查完网格后需对单位进行更改。

2.2 计算模型

本文主要研究水在喷头内部的流动特性。假设流体为连续、等温、不可压缩牛顿流体流动［６］,必须满足连续性方程。其连续方程为

其中,vｘ、vｙ、vｚ代表x、y、z方向的速度分量;ρ代表液体密度。

动量守恒方程为

式中xｉ—分别代表各坐标分量x、y、z;

μi—x、y、z方向的平均相对速度分量;

p—相对于包括了湍流动能k和离心力的压力;

εｉｊｋ—张量;

μｅ—有效粘性系数。

由于喷嘴口的横截面积急剧收缩,射流在流经此处时呈高速湍流状态,因此采用标准的K -ε方程［７］,其湍流动能K与耗散率ε的表达式分别为

2.3 边界条件与计算方法

研究基于有限体积法对控制方程进行离散,动量方程、湍动能方程和湍动能耗散率均采用一阶迎风差分格式进行计算。采用标准K-ε湍流模型进行数值计算。

根据3WZ-25 型动力喷雾机正常工作压力为2.0MPa,设置入口边界条件为Pressure-inlet、出口边界条件为Pressure-outlet、壁面设置为wall。

3 计算结果与分析

3.1 压力场分析

喷头在2、2.5、3MPa时,Z截面的压力场分布分别如图3~图5所示。

从图3~图5可以看出:入口压力增加,喷头内部压力增加,喷头出口从锥形面过渡到直形面过程,横截面积减小,速度增大,压力逐渐减小。在出口直形面末端,压力达到负值,有助于抽吸上游水。

3.2 速度场分析

喷头在2MPa时,Z截面的速度场分布如图6 和图7所示;喷头在2.5MPa时,Z截面的速度场分布如图8和图9所示;喷头在3MPa时,Z截面的速度场分布如图10和图11所示。

从图6、图8和图10可以看出:入口压力增加,出口速度明显提高;流体流经收缩锥面,轴向速度均增大,在锥形面和直形面连接处轴向速度急剧增加,并且通过直形通道进一步加速,使轴向速度达到最大;在出口近壁面处速度明显小于中心处速度,原因是由于壁面存在摩擦力,所以近壁面速度减小。从图7、图9和图11可以看出:液体经过4个入口,到达交汇处形成直射流和旋流使液体加速,液体进入直径稍大的旋转室,提高射流的径向速度,喷雾的旋流特性增强,从而有利于提高喷头的雾化角［８］、增大细水雾的覆盖范围;液体经过锥直形出口喷出,进一步提高细水雾的径向动量和出口流量。

4 结论

1)采用FLUENT软件中的K-ε湍流模型对喷嘴内部流体进行数值模拟,能够较好地模拟喷嘴内部流体的旋流产生和加速现象。

2)在压强不同的条件下,对喷嘴内部流体压力场和速度场进行分析,得到了如下结论:增加入口压力,出口速度显著提高;但同时液体的旋流特性强度会减弱,影响雾化角和雾化范围。

3)喷嘴入口的布置和出口形状对液体起到了很好的加速作用,能够满足雾化时所需的动量要求。

内部流场分析论文 篇7

关键词：涡轮增压器,叶片,流场,CFD数值模拟

引言

涡轮增压器实际上是一种空气压缩机,通过压缩空气来增加进气量。它是利用发动机排出的废气惯性冲力来推动涡轮室内的涡轮,涡轮又带动同轴的叶轮,叶轮压送由空气滤清器管道送来的空气,使之增压进入气缸。叶轮是高速旋转件,轮缘切线速度高,对结构强度的要求也很高,并且叶轮中的流动情况非常复杂,对叶轮的设计水平要求也高。离心压气机属于叶轮机械,叶轮机械的性能在很大程度上取决于内部流动情况。因此,必须对其内部流场的细微结构和能量损失发生机理进行深入的研究, 才可提高其气动性能,从而使叶轮机械气动设计提高到一个新的水平。然而,叶轮机械内部流动是实际中遇到的最复杂的流动之一,常规的试验研究和测量技术已经无法精确显示这些复杂的非定常流动现象,所以对于离心压气机内部流场的研究是一项既有理论价值又有应用价值的研究课题。当今对非定常、跨音速和粘性三维流场的研究构成了现代叶轮机械的主要研究方向,认清这些流动现象发生、发展的规律,对缩短叶轮机械设计周期、降低设计风险、改善叶轮机械气动性能以及探索叶轮机械气动设计的新方法都具有重要意义。

本文根据叶轮部分的通流尺寸参数,首先采用UG NX软件生成初步的叶片及流道三维外形三维实体模型,并在IECM CFD软件中生成网格模型,然后在ANSYS - CFX软件中设置边界条件、选择合适的计算模型、设置收敛准则等,对涡轮叶轮部分进行流动数值模拟分析。

1仿真模型的建立

1.1几何建模

本次造型通过UG NX来实现三维实体造型。 根据叶轮机械内流动过程旋转周期的特点,叶轮的每一片叶片的运转情况完全相同,故在本次研究中, 只需取叶轮中的一片进行详细分析,为了分析涡轮内的流场特点,需同时做出这一叶片所处的气体流道的实体模型。如图4. 1,图中透明部分即为叶片, 其余部分为流道( 包括进口与出口延长出来的部分) 。

1.2三维有限元网格模型的建立

在IECM CFD软件中导入上步所得的IGES文件,对其进行四面体网格划分。首先,模型误差定义为0. 001,接着对导入的实体模型各部分进行分类定义,在parts处通过create part命令分别定义出上面up、下面down、入口inl、出口out、两个周期面per1、per2及叶片表面blade,同时定义出所有线的集合curves,点的集合points,在入口流道内取一点body,以便在CFX中选择计算域。接下来,即是通过mesh命令生成网格。其中,叶片的进出口maxinum size设置为0. 1,叶片表面及流道的进出口maxinum size设置为1,其余各面设置为3。这样做是为了区分网格的疏密,即在结构不同部位采用大小不同的网格,这是为了适应计算数据的分布特点。 在本身尺寸较小的部位或者计算数据变化梯度较大的部位( 如上面的叶片进出口处等) ,为了较好地反映数据变化规律,需要采用比较密集的网格。而在计算数据变化梯度较小的部位,为减小模型规模,则应划分相对稀疏的网格。接着,点击complete mesh即生成计算网格,如下图2和3中所示。

然后,用Pre - Mesh Quality命令对该网格进行质量检查并用Smooth命令对网格质量进行优化。 网格划分后,生成314463个网格及55986个节点, 经网格检测,结果如图4所示,在0 ~ 0. 2之间无柱状物,网格质量比较好。

2计算区域边界条件的设定

两大叶片之间的流场边界主要分为入口、出口、 叶轮壁面和固定壁面。根据叶轮工作时的特点,还需要使整个流场沿叶轮的转轴有一个角速度,让流场中的气体受到离心力的作用。

边界条件设定如表1所示:

入口条件设定为压力入口边界类型,入口压力1. 9atm,入口温度900K,本文中的模型为1 /8叶轮流场,入口的方向为沿矢量( - 10,0,0) ,即沿着X轴方向以10m/s的初速度进入涡轮增压器中,这样设定就是为了体现流体是沿着叶片方向进入涡轮叶轮的。出口条件设定为压力出口边界类型,气体出口压力为一个大气压。

叶轮壁面条件设定为相对静止壁面,相对于整个流场静止,而流场则绕叶轮的旋转轴,即Z轴以45000r / min的角速度转动,且角速度矢量方向沿Z轴负方向,叶轮周围壁面全部设定为绝热壁面,蜗壳的壁面为静止的绝热壁面,且壁面全设置为无滑移壁面。

3数学模型

由于要进行涡轮的温度分析,所以考虑能量方程。

3.1能量方程

3.2湍流模型

湍流模型选 为k - Epsilon模型,湍流强度 选5% 。

( 1 ) k方程[3]

( 2 ) 方程[3]

4计算结果分析

假设两个叶片表面1和2,过叶片表面1与表面2之间的相对运动流线所组成的流面,即为S1流面,如图5所示。由过几何中位线的相对运动流线组成的流面,即位S2流面,如图6所示。本文对所取S1、S2流面上的温度、压力、马赫数的流场分布图变化规律进行分析。

4. 1S1、S2流面温度分布

涡轮叶片的最高温度为977. 467K,低温度为655. 379K。

如图7 ~ 10所示为S1,S2流面的温度云图分布,针对S1流面着重在0. 1、0. 5、0. 9处进行了分析。从图中可以看到气流由入口到出口温度的变化趋势大致是由高到低的分布,只是在叶片的前缘附近和流道拐角处出现了温度最高值区域,这是由于气流突遇障碍物( 叶片) 流速突然减小,而任一截面上气体的焓和气体流动动能的和恒为常数,即滞止焓,故此处焓突然增加,温度升高。此外,滞止温度即总温,静温和速度c被绝热滞止后所达到的温度。 滞止压强即总压强,可看成静压强为p,速度为c的流体被等熵滞止后得到的压强。

用公式表示如下:

滞止焓:

h*= h + c2/2滞止温度:

T*= T + c2/2c0滞止压强:

P*= ( T*/T )k/k = 1P

经过叶片前缘后,流面的温度沿流面逐渐下降, 直到叶片尾缘温度出现了急剧减小,出现温度的最低值,这是由于在此处产生了激波。所谓激波,即在叶栅的出口处,出现了跨音速气流,形成局部跨音速区,产生激波。由上滞止焓公式可知,此处速度达到跨音速,温度出现最小值。而后气流流速下降,在后面的流道中温度有所回升。

4. 2S1、S2流面压力分布

图11 ~ 14所示为S1,S2流面的压力云图分布, 同对温度进行分析时相同,对S1流面取了0. 1,0. 5,0. 9三处进行着重分析。从图中可以看出压力变化也基本呈现出从高到低的趋势,在入口段,气体压力基本保持不变,流过叶片的过程中压力逐渐减小, 压力极小值发生在叶片尾缘,而后压力逐渐上升 。 对比上面的温度变化趋势可以看出,温度同压力的变化趋势基本一致 。

若将此处的气流视为理想气体。对理想气体来说,在理想状况下有:

P = ρRT在流动过程中,近似认为气体密度不变,R为理想气体常数,则认为压力与温度近似成正比例关系,故压力分布与温度分布应该是近似的,与上文得到的仿真结果吻合。

4.3S1、S2流面马赫数分布

图15与图16所示为S1、S2流面的马赫数分布图,从图中可以看出,流面的马赫数在叶片前缘和流道拐角处出现极小值,而在叶片侧面流速逐渐增大, 在叶片尾缘出现了流速的极大值 。 接着,速度又减小至平稳 。

这是因为首先,气流在叶片前缘出现了滞止,速度下降至最小,接着气流速度开始增大,直至在尾缘处出现激波,速度达到最大。接着,叶片出口边处附面层的分离,在尾缘处形成涡流区,即尾迹,在尾迹区内气流的压力和速度与主流区相差较多,经相互的扩散掺混,使叶栅后的气流逐渐变得均匀。均匀化后的气流速度低于原来主流的速度,使动能受到损失,即尾迹损失,即有速度减小。

同时,据上面的滞止焓公式,若将气流视为理性气体,速度c与温度T的变化趋势保持相反。从上面图示与分析中,可以看出仿真效果与理论完全相符。

5结论

内部流场分析论文 篇8

基于以上原因,需要对高排逆止阀的内部流场进行深入研究,减小流动阻力及震动,降低噪声,解决阀门在小工况下阀瓣不能平稳开启并发生震颤的问题。考虑到该阀门必须在高温情况下工作,因此对比分析了常温(20℃)与高温(375℃)两种状态下的内部流场。

1 建模及相关设置

1.1 数值模拟研究对象

按照该高排逆止阀的工程,用Solid Works建立流场分析用三维模型,阀门的通称直径为40(NPS)。为保证进、出口流场的稳定性,在计算过程中分别对逆止阀进口添加长为5倍直径的管道,出口处添加加长为10倍直径的管道。

应用网格划分软件GAMBIT,采用四面体结构进行网格划分,划分网格数量为850万。

1.2 相关设置

流场分析采用FLUENT软件,计算中选择湍流方程模型Realizable。

选取水蒸汽作为流动介质,密度为5.307kg·m-3,动力黏度为26.59×10-6kg·s-1·m-1。假定介质为黏性牛顿流体,不考虑重力影响,并且阀门与周围环境没有热交换。阀门进出口采用压力边界条件,通过调节出口压力改变阀门流量。壁面采用无滑移边界条件,即假定相对于固体壁面的流体切向分速度和法向分速度均为零。压力速度的耦合采用SIMPLEC算法,各控制方程的离散采用二阶迎风格式。阀门在阀口各开度下的进口压力都是5.81MPa。管道进口速度为33m·s-1。

2 高温状态(375℃)数值模拟结果分析

图1是阀门在不同阀口开度时内表面的压力分布图。从图1中可以看出,阀口的开启程度越大,阀瓣两侧的压差越小,也就是阀瓣所受到的力矩作用也就越小。

图2是阀门在不同开启角度时轴面上的速度矢量分布情况。从图2中可以看出,速度矢量线在阀腔内的入口处是平行的,表明这时候流体的流动比较稳定。当流体进入收缩段后,流速逐渐增高,当流体流到阀瓣位置时,流体分成了几个部分经过阀瓣流出。中间区域的流体会直接冲击阀瓣,阀瓣迎流面处的流速明显下降,此时流体的质点的流动方向发生变化,形成局部回流现象,加上后面继续冲击阀瓣的流体,两者混合后再次流过阀瓣,最终都以绕流形式经过阀瓣,导致流程延长,这就造成了能量损失,还有一部分流体绕流到阀瓣的侧面和背面,最后直接进入出口阶段。从图2中还可看出,随着阀口开启程度的增加,阀瓣背后的旋涡运动区域减小,流动更加顺畅,这也是阀口开启程度越大阻力系数越小的原因。

由图3所示的旋涡强度的分布图可知,当阀口的开启程度增加时,整个流道内的旋涡强度逐渐减小,能量损耗减小,这与图2的流动显示结果一致。

3 常温状态(20℃)数值模拟结果分析

保持其他设置不变,设置温度为20℃进行分析,分析结果如下。图4、图5、图6为温度为20℃时的流场分布情况。与高温状态下的流场分布进行对比可以看出,压力场及速度矢量场分布没有明显的差异,而不同温度状态下的旋涡强度差异明显,在低温状态下漩涡强度要明显减小。

4 结论

1)由上述分析可知,此阀门开启过程中流场稳定,在全开状态时能量损失较小,流阻较小,流通性能好。而且高温对阀瓣两侧压力分布及阀门内部速度矢量的影响较小,对阀门内部涡流的影响较大,因此高温状态下阀门的能量损失比常温状态下大,高温状态比低温状态更容易产生噪声。

2)随着阀门开启程度的增加,阀瓣两侧的压差逐渐减小,阀门的阀瓣所受到的力矩作用也就越小,阀门进出口压降亦随之减少。

3)由于开启时逆止阀阀瓣受力较大,阀门的摇杆结构设计要合理,强度要足够,避免由于力矩过大而破坏。

摘要：在高温状态和常温状态两种工况下,采用FLUENT软件中可实现的k-?湍流模型进行内部流场模拟,得出高排逆止阀在阀瓣不同开度下所受到的压力分布和阀门内部的速度矢量图以及漩涡强度图。从这些图中可以得出,阀门的压力损失随着阀门开度的增大而减小,常温状态下和高温状态下两者的压力场及速度矢量场分布没有明显差异,但是在漩涡强度上常温状态比高温状态要小。从图中也可看出阀门在开启时阀瓣受力较大,因此要注意在高排逆止阀摇杆结构设计时应防止力矩过大而造成损坏。

关键词：高排逆止阀,流场,数值模拟,能量损失,常温与高温状态

参考文献

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

汽车分动器内部流场的数值模拟 篇9

汽车分动器在工作过程中, 齿轮转动之间的相互关系对分动器的性能有很大的影响, 所以对固体齿轮周围的流体润滑油流场的研究显得尤为重要。所以本文在流固耦合及流体动力学的理论基础上[1], 对分动器进行三维建模, 采用CFD方法对其进行模拟仿真分析[2], 从而直观地显示齿轮润滑油流体的运行状态, 为分动器的设计提供参考依据。

2 分动器的建模

分动器的齿轮传动部分由两级齿轮传动组成, 分动器的三维模型如下图1所示。

为了便于计算机在分析时节省时间, 对其进行简化处理[3]。首先本文仿真是针对其一级齿轮进行的, 所以将二级齿轮的传动部分进行简化, 其次将支承轴及轴承、油封、气孔、放油孔等部门也进行简化。将简化的CAD三维实体模型导入ANSYS中, 导入的模型如下图2所示。

对导入ANSYS中的三维实体建立流场模型。对分动器模型进行包裹, 在内外腔的分型面进行切割, 将除壳体内流体模型的其他部分全部抑制剔除, 最终得其流体模型。将DM模块处理完成的分动器壳体内流体几何模型导入Mech中, 对其进行网络划分, 采用四面体网络[4], 划分完成后网络共62240个节点, 287326个单元。

3 分动器内部流场数值模拟

首先设置其边界条件和物理参数, 以实际工作状况为基础, 设置大齿轮的逆时针方向的转速为300r/min。分动器齿轮在转动过程中, 不同时刻分动器壳体内部的流体分布是截然不同的, 0.06时, 部分齿轮油被甩离齿面;0.12s时, 润滑油被甩到分动器壳体上, 起到降温、冷却的作用。

下面分别分析一下不同时刻分动器内部流体的速度场和压力场的矢量图:

3.1 分动器内部流体的速度场

如图3为不同时刻的分动器内部流体的速度矢量图。

齿轮开始转动时, 在齿轮的底部出现了流体速度的最高值, 齿轮接着转动, 最高值也随着齿轮转动的方向变化, 在齿轮啮合点处, 速度始终保持较大值。最大值的变化随着齿轮的转动一直在变化, 但是均出现在轮齿的边界处, 并且在齿轮啮合点处啮合区的流速最大。齿轮转动过程中流体速度的最大值是有波动的, 但在齿轮加速过程中整体趋势是上升的。

分动器壳体内部流体的流动动向及流动状态通过图4不同时刻的流线图来表示。

齿轮在转动的过程中, 其内部的流动变得杂乱, 并且在轮齿的啮合部分出现了涡旋现象, 使得流体速度最大值出现于齿轮啮合区。

3.2 分动器内部流体的压力场

如图5为齿轮转动不同时刻的压力云图。

通过不同时刻分动器壳体内流体齿轮转动的压力云图可知, 齿轮在转动的时候, 流体内部的压力值在向啮合区转移的同时, 是逐渐波动增大的, 在与齿轮接触区域一直保持较高值。

4 结论

本文通过对汽车分动器内部流场的数值模拟 (包括分动器内部流体的速度场和压力场) , 可得出齿轮转动过程中流体速度的最大值是波动的, 但在齿轮加速过程中整体趋势是上升的, 而壳内的压力变化也较大, 随着齿轮的转动逐渐出现小幅波动并稳定的波动在一定范围内[5], 且啮入点附近的压力变化相对较小、较平稳。此分析结果为分动器的设计提供了参考依据, 也可以缩短设计周期、降低设计风险、改善及提高分动器的性能。

参考文献

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