叶片出口角范文（精选4篇）
叶片出口角 第1篇
叶片出口角是离心泵叶轮的重要几何参数之一,对泵的扬程、效率以及性能曲线形状等都有比较重要的影响。因此,对叶片出口角影响的研究成果也颇多[1,2,3,4,5],但至今仍未搞清楚叶片出口角对离心泵性能曲线形状影响规律。随着计算机技术以及计算流体力学的迅速发展,数值模拟、理论分析和实验研究共同构成了研究流体流动的重要方法:一方面它可以节省实验的资源;另一方面它可以显示不能从实验工具中得出的流动特性的细节[6,7]。为此,采用商业软件FLUNENT6.2对4台不同比转速离心泵在不同叶片出口角下的离心泵内部流场进行了多工况耦合数值模拟和能量性能预测,分析了叶片出口角的变化对离心泵性能曲线形状的影响,并进行了实验验证。
1 控制方程、边界条件及研究模型
1.1 控制方程
对于不可压流体,相对定常流动,雷诺时均控方程(RANS)可表示为
标准k-ε方程为
μt=Cμρk2/ε
其中,μt为涡粘性系数,pk为湍动能k的生成项,Cμ=0.09,σk=1.0,σε=1.3,C1=1.44,C2=1.92。
1.2 边界条件
1)进口条件:
假定进口速度uin在轴向均匀分布,具体数值由流量与进口面积比值给定;进口湍动能k和湍流耗散率ε由下式给定,即
kin=0.005u
其中, l=0.07Dinlet,Dinlet为叶轮进口直径。
2)出口条件:
采用自由出流边界条件。
3)固壁条件:
在固壁处采用无滑移边界条件,在近壁区采用标准壁面函数。
1.3 研究模型
选取4台离心泵作为研究对象,各个模型的性能参数和结构参数如表1所示。采用Pro/E进行泵的叶轮、蜗壳等过流部件的三维造型,并对叶轮进口和蜗壳出口都进行了一定的延伸,以降低边界条件对内部流场的影响;采用GAMBIT对模型的各过流部件进行了混合网格划分并检查了网格质量。经检查,网格的等角斜率和等尺寸斜率都小于0.9,网格质量良好。模型网格数经过相关性检查,当计算外特性的变化小于1%时认为网格数影响可忽略,计算收敛精度为10-5。
2 性能预测模型
泵能量性能预模型为
实际扬程H=(Pout-Pin)/ρg
式中 Pout—蜗壳出口总压;
Pin—叶轮进口总压。
水力效率ηh=ρgQH/Mω
式中 Q—流量;
M—叶轮扭矩;
ω—角速度。
容积效率[8]ηv=1/(1+0.68n
总效率η=[1/(ηvηh)+ΔPd/Pe+0.03]-1
式中 Pe—输出功率,Pe=ρgQH;
ΔPd—圆盘摩擦损失,计算方法见文献[9]。
3 研究结果与分析
3.1 研究结果
图1给出了各模型设计点扬程和效率随出口角变化的曲线。
3.2 结果分析
由图1可知,对于模型1和2,随着出口角的增大扬程曲线越来越趋于平坦且模型1较模型2更为明显,这说明出口角变化对大流量点的扬程影响较大。模型1和2的效率曲线随着出口角的减小(相对于设计角度)其高效区范围也在减小且高效区范围偏向小流量点;但随着出口角的增大泵效率曲线的高效区范围没有明显增大,不过其高效区范围开始偏向大流量点,同样模型1比模型2更为明显。对于模型3,随着出口角的变化扬程曲线的趋势变化较小,即叶片出口角对大流量点、设计点和小流量点扬程影响基本相同。模型3的效率曲线随着出口角的增大(相对于设计角度)并没有发生明显的变化;而随着出口角的减小其高效区范围明显减小,尤其大流量点的高效区范围。对于模型4,不论出口角增大还是减小,扬程曲线都会变得更加陡降;同样,模型4的效率曲线也不论出口角的增大还是降低,其高效区范围都会变小且变化较大。
从上面的分析可以看出,叶片出口角的变化对高比转数离心泵的扬程曲线形状影响最为突出,低比转数离心泵次之,对中等比转数离心泵的扬程曲线的形状影响最小;叶片出口角的变化对高比转数离心泵的效率曲线的形状影响最为明显,对中低比转数离心泵的效率曲线的形状的影响次之。同时可以看出,叶片出口角对效率曲线形状的影响要比对扬程曲线形状的影响更为复杂。
4 实验验证
4.1 实验模型
实验模型设计点参数,如表2所示。图2为实验叶轮及实验方案,其中实验叶轮皆为快速成型的塑料叶轮,实验方案与研究方案相同。实验在江苏大学流体机械工程技术研究中心1级精度离心泵开式实验台上进行。各实验参数均由计算机采集并进行数据处理分析。
4.2 实验结果与分析
图3给出了各个角度下实验泵的实验性能曲线和CFD预测性能曲线。通过分析计算可知,无论是设计点还是非设计点,不同出口角下模型的预测结果与实验结果非常接近,预测误差较小。其中,扬程预测最小误差为0.29%,最大误差为5.96%,平均误差为3.37%;效率最小误差为0.02个百分点,最大误差为5.46个百分点,平均误差1.42个百分点。另外,预测性能曲线与实验性能曲线的趋势基本保持一致且预测结果和实验结果都表明出口角为35°时泵的运行效率最高。这说明上面对叶片出口角影响的分析是可靠的。
5 结论
采用商业软件FLUENT,对4台不同比转速的离心泵模型在不同叶片出口角下的内部流场进行了多工况叶轮和蜗壳耦合数值模拟,研究了叶片出口角对泵性能曲线形状的影响并进行了相关的实验验证。
研究表明:
1)叶片出口角对高比转速离心泵的性能曲线形状影响最为明显;
2)随着叶片出口角的增大,低比转速泵扬程曲线变的更为平坦,中等比转速泵扬程曲线趋势变化较小,高比转速泵扬程曲线变的更为陡降;
3)对于低比转速和中等比转速的泵,随着叶片出口角的增大,效率曲线的高效区范围没有明显增大;但随着叶片出口角的减小,效率曲线的高效区范围明显减小。对于高比转速泵,不论出口角增大还是减小效率曲线高效区范围都会变小。
摘要：采用FLUENT,在多重参考坐标系下,利用有限体积法对雷诺时均Navier-Stokes方程进行数值离散,选用标准k-ε湍流模型和SIMPLEC方法求解,对4台不同比转速离心泵在不同叶片出口角下的内部流场进行了叶轮和蜗壳的多工况耦合数值模拟,研究了叶片出口角对离心泵扬程曲线和效率曲线的影响并进行了实验验证。研究给出了性能曲线随叶片出口角变化的规律并指出叶片出口角的改变对高比转速泵的扬程和效率曲线形状影响最为明显。研究结果对离心泵的选型和性能改进具有一定的指导意义。
关键词：离心泵,叶片出口角,性能曲线,CFD
参考文献
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叶片安放角对离心泵外特性的影响 第2篇
叶片型线是决定叶片实际形状重要的几何要素。离心泵叶轮的水力设计过程中, 关键的一步就是在平面方格网上绘制流线的展开图。一般可以通过三种方式改变叶片型线[1]: (1) 固定叶片进口角, 改变出口角和包角; (2) 固定叶片出口角和包角, 改变进口角; (3) 固定叶片进口角和出口角, 改变包角。文献[2-5]以离心泵或离心油泵为例, 用上述三种方法验证了叶片型线对离心泵性能存在一定影响。此外, 还有采用贝塞尔曲线[6]、样条曲线[7]、曲线和直线段组合[8]和圆弧[9]等方法设计叶片型线, 但这些方法也仅限于叶片型线绘制方法的研究, 而未考虑各轴面叶片安放角对离心泵性能的影响。为此, 本文以叶轮一元设计理论为基础, 研究了各轴面叶片安放角的变化规律对离心泵性能的影响。
1 研究方案
本文以某单位设计的比转数ns=132的单级单吸离心泵M-132-200为例, 其性能参数和基本尺寸见表1。
定义为包角为处安放角沿包角变化时的加速度, 如图1。叶片进口边、流线中点、叶片出口边, 当时, 选取叶片安放角加速度θ1;当时, 选取叶片安放角加速度为θ2。当θ1>θ2时, 叶片安放角的变化规律为先急后缓;θ1<θ2时, 叶片安放角的变化规律为先缓后急;θx=const时, 安放角均匀变化。且当θx和取值改变时, 亦可得到不同叶型。
在此为基础上, 保证进、出口安放角及包角不变, 新设计了4种不同的型线, 其安放角的变化规律如图2所示。 (其中b图叶片安放角变化规律介于图a和图c之间) 为方便研究, 按照图a变化规律设计得到的叶轮以“A”表示, 同理, 对应图b、图c和图d变化规律得到的叶轮以此类推, 如图3所示。
2 数值模拟及方法
用PRO/E对研究对象进行实体建模, GAMBIT划分适应性强的非结构化网格, 导入FLUENT6.1软件对4台泵的内部流场进行数值模拟。采用的控制方程包括连续方程, Reynolds时均Navier—Stokes方程 (RANS) 。湍流模型使用标准k-ε模型。采用SIMPLEC算法, 实现压力场和速度场的耦合求解。边界条件的设置见文献[4]。进口条件采用速度进口条件, 假定进口速度均匀分布, 具体数值由流量与进口面积比值给定。对4台泵用数值模拟对其外特性预测。
3 结果分析
叶片安放角由先缓后急向先急后缓的趋势变化, 在小流量时, 效率逐渐增大。大流量时, 效率逐渐降低, 且泵C效率的变化梯度较大。设计工况下, 离心泵A的效率比离心泵C的效率约低2%, 如图4所示。这是由于从进口到出口, 离心泵叶片间的流道是扩散型的, 在叶轮的出口处, 若安放角变化较急, 则增加了流道的面积变化率, 引起扩散角的增大, 从而导致了水力损失的增加, 而在叶轮进口处这种现象的影响相对较小。
4 结论
随着叶片安放角由先缓后急向先急后缓的趋势变化: (1) 小流量的情况下, 效率逐渐增大。大流量的情况下, 效率逐渐降低。设计工况下叶轮A的效率比叶轮C的效率低约2%。 (2) 随着流量的增大, 其扬程的差值越来越大, 在设计工况情况下, 离心泵A的扬程比离心泵C的扬程高约1.8m。 (3) 叶片安放角加速度有待于进一步定量化。
参考文献
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提高叶片加料出口水份的稳定性 第3篇
薄板烘丝机筒壁温度是控制卷烟内在质量稳定性的关键环节,由于目前烘丝机的工作模式是固定热风温度,调整筒壁温度确保出口水份达标,作为上游工序,叶片加料出口水份的不稳定将直接导致烘丝机筒壁温度的不稳定。目前,制丝车间存在叶片加料工序出口水份批次内差异大的现象,从制丝工艺流程来看,叶片加料出口水份批次内差异大是造成薄板干燥入口水份批次内差异大的主要因素。本文旨在从分析影响叶片加料出口水份稳定性的原因着手,探求补偿蒸汽对出口物料水份的影响,提出改进措施,构建稳定叶片加料出口水份的控制系统。
1 系统实现
1.1 叶片加料机批次内水份变化趋势分析
叶片加料机热风温度无法达标时,将开启补偿蒸汽对风温进行补充。如温度仍无法达标,则补偿蒸汽开度会逐渐变大,蒸汽中的水份将直接导致出口物料水份的冲高。调查中发现:
1)随机抽取的批次均存在明显的水份冲高现象。图1、图2为典型例子:该批次出口物料水份发生了两次明显的变异,造成出口水份呈现为三个台阶,而补偿蒸汽阀门开度变化和水份的变化时机正好吻合。
2)循环热风中混有雾化料液。如图3所示:热交换器阀门开度(蓝色曲线)已经达到73%(设定上限值),但循环热风温度(绿色曲线)却仍持续走低,不能达到55℃的温度设定值,这说明,经过连续生产,换热器的换热效率有下降趋势,不能够满足实际生产的需要。
打开热交换器和热风风机蜗壳,发现烟尘、料液等污垢粘附在风机叶轮和换热器表面,造成热风风速变化和换热器换热效率下降,影响热风温度,此时设备不得不开启补偿蒸汽增温,最终影响出口物料水份。
1.2 实施措施
1.2.1 在风机两侧加装料液收集装置,提高热风系统工作效率,减少对补偿蒸汽的依赖
步骤1:在热风风机两侧加装料液收集装置。在风机出风口对侧开口,在外部用不锈钢加工废料收集盒,并保持风机的密封性。风机启动后,含有料液的热风沿叶轮切线方向进入热风管道中参与生产,叶轮的离心作用将料液和灰尘甩出风机,在收集盒中沉降。收集盒下部安装电磁阀,生产间歇期打开,将废料液和灰尘排出。
步骤2:在叶轮上方安装清洗喷头,在收集装置上安装清洗管路,对叶轮进行清洗,料液和被清洗下来的污物顺着下水管道排走。
只要设备开机,热风就一直在被清洁,效果良好,同时对风机叶轮进行在线实时清洗,保证了风机风量和风速的稳定。
1.2.2 建立水份控制系统,实现出口物料的水份精准控制
叶片加料机没有水份控制系统,利用现有的加料管路对物料进行水份补偿,可以解决料头水份偏低的问题,并在生产过程中通过适量的水份补充,提高物料批次内水份的稳定性。
步骤1:如图4,建立出口水份、理论加水量的数学模型,编写控制程序,利用加料机前水份仪数据计算加料机理论加水量,并通过加料机后水份仪进行PID控制。
根据加料机理论加水量公式:
例:红旗渠(银河之光)出口水份SP=19.8,入口水份SP=18.0。由于使用蒸汽作为引射蒸汽,流量系数设定为0.70。PID控制调节范围设定为±50kg/h。
步骤2:对现有加料管路进行改造,为水份控制系统的建立提供硬件基础。如图5所示,叶片加料机有两个料罐及加料管路系统,料罐出料口安装两个三位两通阀及一条连接管路,允许任意一个料罐内的料液通过任意一条加料管路进行加料。改造后需达到一个料罐加水,一个料罐加料并可以互换的目的。为避免连接管路窜料,我们将该段管路拆除。
经计算,加水管路流量约为100 kg/h (±50kg/h),故加料泵能力应大于150 kg/h,该N1——000L——H07型加料泵额定流量为500kg/h,能够满足最大加水流量要求。加料泵电机控制频率范围是5～50 Hz,对其最小流量进行测试,当电机频率固定在5 Hz时,加料管路流量为39 kg/h左右,其最小流量同样满足加水最小流量的要求。
水份控制系统建立后后,经过10个批次的生产验证,最终确定流量系数为0.65,PID控制范围±50kg/h。
2 应用效果
热风风机料液收集装置和叶片加料出口水份控制系统建立以后,叶片加料出口水份稳定性大大提高,料头部分水份偏低和过程中水份冲高现象得到了明显的缓解。
图6为随机抽取一批黄金叶(金满堂)叶片加料出口水份进行了调查(生产时间60min,采样时间间隔3 min),从数据和趋势图来看,叶片加料出口水份稳定,效果良好。
3 结语
叶片出口角 第4篇
现以某微小型燃气轮机的高负荷离心压气机为研究对象,对五种不同叶片扩压器安装角和无叶扩压器时进行了数值计算,并对不同情况下离心压气机的性能及叶片扩压器流场结构进行了较为详细的分析。
1 研究对象及方法
研究对象由带分流叶片的离心叶轮和径向扩压器组成,主叶片和分流叶片均为15片,径向扩压器叶片为23片,其中叶轮进口直径为149.0 mm,进口高度为32.9mm,出口直径为215.0 mm,出口宽度为13.5 mm,径向扩压器进口直径为240.6 mm,叶轮转速为45 000 r/min。压气机示意图如图1所示。
叶片扩压器安装角的设计角为17°(和切向夹角),通过绕叶片扩压器前缘中点分别顺时针和逆时针各旋转2°和5°(旋转轴与压气机轴线平行),得到新的扩压器安装角,新的扩压器进口安装角分别为12°、15°、17°、19°和22°。
使用NUMECA软件中的AutoGrid模块生成计算网格,离心叶轮叶顶间隙中使用蝶形网格,其展向给定13站,其它区域和五种不同安装角下的径向扩压器均使用H型网格,周向、展向和流向均满足多重网格要求。径向扩压器网格数约为34万,离心压气机总网格数约为124万,采用无叶扩压器时总网格数约为140万。经过对比验证,计算网格密度均满足网格无关性要求。
使用NUMECA软件中的FINE/Turbo模块进行数值计算,选用Spalart-Allmaras一方程湍流模型。工质采用实际气体,壁面采用绝热无滑移边界条件,进口给定总温、总压和进口气流方向,出口分别在大流量条件下给定平均静压,小流量条件下给定质量流量,通过逐渐提高背压和减小流量直至计算无法收敛,得到压气机特性线。
2 计算结果分析
2.1 总体特性分析
图2为五种不同叶片扩压器安装角及使用无叶扩压器下离心压气机在设计转速下总体性能曲线对比,曲线名对应扩压器形态或角度。
由图2可知,叶片扩压器安装角从15°逐渐增大到22°,堵塞流量变化并不明显,扩压器安装角为22°和使用无叶扩压器时压气机的堵塞流量相等,由此可知,此两种情况下堵塞喉道在离心叶轮尾部,而其他四种情况下的堵塞喉道均位于叶片扩压器前部,其中以安装角为12°时堵塞最为明显,使得压气机通流能力大大降低。
随着扩压器安装角的增加,压气机的特性线整体向右方偏移,即压气机的通流能力逐渐增加。从安装角为15°、17°和19°来看,随着安装角的增大,压气机特性线整体向右上方移动,即压气机等熵效率变大,总压比升高,整体性能增加,但压气机的工作裕度却逐渐减小,即变工况性能降低。
安装角为22°时,压气机并没有延续等熵效率增加的趋势,工作裕度基本与安装角为19°时相同,但等熵效率和总压比却出现了较大的下降,最大总压比甚至低于安装角为15°时的参数;安装角为12°时,压气机的等熵效率和总压比均出现了大幅下降,并且同时没有延续工作裕度增加的趋势,反而有所降低,这说明径向扩压器此时已经严重阻碍了压气机的通流能力。
压气机使用无叶扩压器时等熵效率和总压比普遍低于有叶扩压器(安装角为12°时除外),而工作裕度并没有太大优势,基本与安装角为15°和17°时持平,由此说明,在此高负荷离心压气机中采用有叶扩压器是合理的,且安装角17°～19°是一个最合理的范围。
2.2 三种不同安装角下叶片扩压器内部流动分析
以下分别对安装角为12°、17°和22°下叶片扩压器在各自近堵塞点工况、近设计点工况及近失速点工况下的流场进行分析。
由图3可以看出,在近堵塞点工况,安装角从小变大时,扩压器内部流动有逐渐变好的趋势,这主要是由于安装角的增加,使得叶片扩压器喉道面积变大、气流的通流能力增强,在径向扩压器扩张角不变的同时,气流流通面积变化率减小,降低了堵塞效应和扩压损失。在安装角为12°和17°时,径向扩压器流道产生拉瓦尔喷管效应,即气流有一个先减速后加速,最后再减速的过程,其中尤以安装角为12°时效应最为明显,气流经过扩压器喉道后,即在叶片吸力面中前部开始向压力面偏转,导致叶片吸力面尾部产生回流区,其最小的等熵效率值也反映了小安装角时的大速度梯度会造成更大的流动损失。但在安装角为22°时拉瓦尔喷管效应消失,气流始终处于减速增压的过程,这同时也验证了安装角为22°时,压气机的堵塞喉道在离心叶轮尾部的结论。
由图4可以看出,在近设计点工况,安装角为12°时,径向扩压器的拉瓦尔喷管效应大大减弱,堵塞效应得到缓解,虽然气流在经过扩压器喉道后在叶片吸力面中前部就开始往压力面偏转,但近堵塞点工况叶片吸力面尾部的回流区几乎消失。安装角为17°和22°时流动情况基本相同,径向扩压器的拉瓦尔喷管效应完全消失,平缓的流通面积变化避免了流动分离产生,气流始终处于平稳的减速增压过程,这也保证了此两种径向扩压器安装角下高负荷离心压气机均能在较高性能下稳定工作。
由图5可以看出,在近失速点工况,安装角为12°时,径向扩压器具有一定的负攻角,其拉瓦尔喷管效应完全消失,也即堵塞效应消失,与近堵塞点工况和近设计点工况相似,气流在叶片吸力面依然有过早的折转,但叶片吸力面尾部的回流区消失。安装角为17°时,流动基本处于零攻角,但此刻气流已经开始在扩压器吸力面堆积,整个扩压器流道开始逐渐变得不均匀。安装角为22°时,径向扩压器具有较小的正攻角,扩压器流道前部气流在叶片吸力面堆积的更为严重,流道中后部气流逐渐向叶片压力面偏转,整个气流流动极不均匀,流场结构发生恶化,这也是随着安装角继续变大压气机效率也变大趋势终止的原因。
3 结论
(1)随着叶片扩压器安装角增大,压气机特性线整体向右移动,也即通流能力逐渐增加,直至和使用无叶扩压器时堵塞流量一致。
(2)叶片扩压器在合适的安装角范围,随着进口安装角的增大,压气机等熵效率变大,总压比升高,但工作裕度却逐渐减小。过大的安装角使得工作裕度减小的同时效率也明显下降,而过小的安装角由于堵塞作用,效率急剧下降的同时工作裕度也不会继续增大。
(3)叶片扩压器在安装角为设计安装角17°时,具有较高的效率和较大的工作裕度,在安装角19°)时,具有最高的效率和稍小的工作裕度。相比于有叶扩压器,无叶扩压器时效率较低,而且工作裕度基本与设计安装角时持平,因此,在此处采用有叶扩压器是合理的,且安装角17°～19°是一个最合理的范围。
(4)叶片扩压器安装角直接决定气流的通流面积,应该尽量避免扩压器拉瓦尔喷管效应产生,也即离心压气机堵塞喉道避免在叶片扩压器中出现,径向扩压器应该保证合理的流通面积变化率,使气流处于平稳的减速扩压过程,大速度梯度会造成较大的流动损失。
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