基于CFX的混流泵内流场数值模拟

蜗壳式离心泵内部非定常数值计算与分析施卫东;徐磊;王川;陆伟刚;周岭【摘要】为研究设计工况下蜗壳式离心泵内部瞬态流动的状态和规律,基于高质量结构化网格和快速成型技术,利用商业计算软件CFX对某型号蜗壳式离心泵进行了全流场非定常数值模拟.通过与定常数值模拟结果及试验结果比较,表明非定常数值模拟能够更为准确地预测蜗壳式离心泵的性能参数,其中扬程最大偏差在4％以内,效率最大偏差在3％以内.受叶轮-蜗壳耦合作用影响,蜗壳式离心泵内部压力脉动周期性明显,监测点压力脉动主频均为叶片通过频率.非定常下的压力场表明,各叶轮流道进口及中间位置的压力分布相近,靠近叶轮出口的压力分布差异明显;蜗壳内部存在明显的二次流动现象,并且随主流运动向前发展.【期刊名称】《农业机械学报》【年(卷),期】2014(045)003【总页数】6页(P49-53,60)【关键词】蜗壳式离心泵;非定常;性能预测;流场分布;压力脉动【作者】施卫东;徐磊;王川;陆伟刚;周岭【作者单位】江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013【正文语种】中文【中图分类】TH311引言由于蜗壳几何结构的非对称性，离心泵内部流动呈现出明显的非定常特性。

叶轮和蜗壳间的动静干涉作用对水泵效率、机组稳定性、振动噪声等都有着直接影响［1］。

近年来，随着计算流体动力学的不断发展，相关学者指出因叶轮、蜗壳相对位置不同，定常模拟结果与试验结果有较大差异。

基于非定常理论的性能参数预测、压力脉动分析、机组过渡过程分析和振动分析等日渐成为研究的热点。

本文基于高质量结构化网格，对某型号蜗壳式离心泵在不同工况下进行非定常数值模拟，以分析该方法预测性能参数的可行性。

同时，在设计点对内部脉动特性和流动规律也进行分析与探讨，以加深对瞬态流动特点的认识，为设计性能优良、运行稳定的泵类产品提供参考。

离心泵的空化流数值模拟与空化余量预测赖喜德;廖功磊;曾维国【摘要】空化余量是泵非常重要的性能指标之一,目前主要依靠试验来确定.如何在离心泵设计过程中较为准确地预测出必须的空化余量对优化设计和提高运行稳定性等方面十分重要.针对离心泵运行过程中发生空化时的流动特点,基于Rayleigh-Plesset方程来描述空泡生长和溃灭过程的空泡动力学模型,采用混合空化两相流模型和三维全流道两相流流动数值模拟技术,探索通过数值试验来预测空化余量的方法.对一低比转速离心泵进行全流道空化流数值模拟,通过改变NPSHa来模拟试验工况,数值模拟预测出各模拟试验工况下的扬程、叶片表面压力分布、叶片表面空化发生区域以及流道内空泡体积率分布,从而预测该泵的NPSHr,其预测结果与试验值的误差小于10％.%NPSHr is one of the most important performance of a pump, which is mainly derived from hydraulic model tests. How to accurately predict a pump' s NPSHr is a great challenge to optimize design and enhance operating stability. Based on cavitating flow feature inside a centrifugal pump, bubble growth and implosion are calculated from the Rayleigh - Plesset equation which describes the dynamic behavior of spherical bubble, filled with vapor and gas, as a function of the local pressure. A numerical simulation of two -phase flow with a homogenous mixture of gas and liquid inside a centrifugal pump was employed to explore the methodology of predicting NPSHr with numerical test approach. A numerical simulation for cavitating flow inside a low specified speed centrifugal pump was conducted in whole passage. The numerical test was carried out for the centrifugal pump at different operatingconditions by varying NPSHa, which is similar to hydraulic tests, NPSHr for this pump can be predicted from the head -drop curves which were computed by numerical simulation. Meanwhile, the pressure distribution on blades surfaces, districts where cavitation occurred, and vapor volume fraction inside the flow passage of a pump could be used to investigate the cavitating flows and helpful to determine NPSHr value. It showed that the predicted result agreed with the measured results by hydraulic tests and the maximum error was within 10%.【期刊名称】《西华大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2013(032)002【总页数】4页(P29-32)【关键词】离心泵;空化流;两相流;数值模拟;性能预测【作者】赖喜德;廖功磊;曾维国【作者单位】西华大学能源与环境学院,四川成都610039【正文语种】中文【中图分类】TH311空化流动是水力机械运行过程中在流道中普遍存在的一种复杂的流动现象。

基于Fluent 14.5离心泵内部流场数值模拟教程内容摘要：一、描述随着科学技术的进步，许多领域对水泵要求越来越高。

传统的设计方法已无法满足快节奏、高要求的现代社会。

随着计算流体力学（CFD）技术的发展，为水泵设计也带来了更好的研究方法。

应用CFD技术，通过计算机对水泵内部流场进行虚拟试验，可以快速获得外特性曲线，...一、描述随着科学技术的进步，许多领域对水泵要求越来越高。

传统的设计方法已无法满足快节奏、高要求的现代社会。

随着计算流体力学（CFD）技术的发展，为水泵设计也带来了更好的研究方法。

应用CFD技术，通过计算机对水泵内部流场进行虚拟试验，可以快速获得外特性曲线，并且能够更好的在设计阶段预测泵内部流动所产生的漩涡、二次流、边界分离、喘振、汽蚀等不良现象，通过改进以提高产品可靠性。

本教程采用IS80-65-125型水泵的水力模型，通过具体步骤希望广大同行能快速掌握运用Fluent对水泵进行CFD模拟的步骤方法。

二、建模采用Creo 2.0 M020（Peo/Engineer）进行建模。

本次教程不考虑叶轮前后盖板与泵腔间的液体（事实证明对实际结果有一定影响，为了教程方便因此不予考虑，大家可以在实际工作中加入对前后腔体液体），建模只考虑进口管部分、叶轮旋转区域部分、蜗壳部分。

对于出口管，可以根据模型的特征进行判别，本次模拟是由于出口管路对实际模拟结果影响很小，不存在尺寸急变等特征，因此去掉了出口管段，以减少网格数量。

建模如图所示：图1 建立流道模型三、网格划分建模完成后，导出*.x_t（或其他格式）格式，导入网格划分软件中进行网格划分。

网格划分软件有很多，各有各的优势，主要采用自己熟练的一种即可。

本次教程采用ICEM进行网格划分。

进口段为直锥型结构，采用六面体网格。

叶轮和蜗壳部分采用四面体非结构网格（也可以采用六面体网格，划分起来比较麻烦）。

对于工程应用，可以采用不划分边界层网格，划分边界层网格比较费时间，生成的网格数量也很高，但是从模拟的外特性曲线来看，差别不是很大，但是对于研究边界层流动对性能的影响，就必须划分边界层，对于采用有些壁面条件，也必须划分边界层（该部分查看其它教程）。

对旋轴流式喷水推进器内部流动数值模拟与分析王雪豹;潘中永;朱嘉炜【摘要】Without considering the change of nozzle diameter and steering gear, only the change of ship speed and rotational speed affect the internal flow in the running of the water-jet propeller.The full flow passage numer-ical simulation of a contra-rotating axial flow water-jet propeller was performed at different ship speed and rota-tional speed based on CFD method.A control volume of calculated fluid flow region of water-jet is defined,and streamlines and pressure distribution were illustrated by using SST turbulent model.The effects of ship speed and rotational speed of the propeller on the internal flow field of the water jet propeller are analyzed and compared. Simulation results indicate that flow field in water-jet propeller particularly around front impeller is greatly affect-ed by ship speed,fluid at speed,and the lower part of the front impeller has maximum speed.Velocity distribu-tion are basically the same at different rotational speeds,but varies only in numerical value.The change of rota-tional speed does not have a great impact on the internal flow of water jet propulsion,while the increase of the ro-tational speed stabilize the internal flow of the propeller.The flow state is basically the same after the rear impel-ler for different ship speed and rotational speed,flow velocity at the outlet increases with the increasing of ship speed,and the velocity distribution is basically the same.%在喷水推进器运行时,不考虑改变喷口直径以及转向装置,只有转速以及航速变化对喷水推进器内部流动产生影响.基于计算流体力学方法,以对旋轴流式喷水推进器为对象,并在进水流道底部加入计算所需流场控制体.使用SST湍流模型,对喷水推进器进行相同转速不同航速、相同航速不同转速下的全流道数值模拟,得到首级叶轮进口处、首次级叶轮轴向间隙、次级叶轮出口处和喷口处截面速度与压力分布,从而分析比较推进泵转速以及推进器航速对喷水推进器内部流场的影响.结果表明:航行速度对喷水推进器内部尤其是首级叶轮前后流动产生显著影响,流道内速度变化较大;首级叶轮进口处底部速度最大且对后续流动有影响;在航速不变时,速度分布基本相同,仅在数值上有所变化,单独改变转速并未对喷水推进器内部流动产生较大影响,增加转速使得推进器内部流动趋于稳定;流体流经次级叶轮后,速度与压力分布具有规律性,推进器航速及喷泵转速均不会对其产生较大影响.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2017(031)005【总页数】7页(P605-611)【关键词】喷水推进器;航速;转速;全流道;内部流动【作者】王雪豹;潘中永;朱嘉炜【作者单位】江苏大学国家水泵工程中心,镇江212013;江苏大学国家水泵工程中心,镇江212013;江苏大学国家水泵工程中心,镇江212013【正文语种】中文【中图分类】O35喷水推进是一种特殊的船舶推进方式,依靠推进泵喷出水流的反作用力驱动船舶前进[1-2]．与传统的螺旋桨推进相比,喷水推进器具有效率高、空化性能好、噪声小、变工况能力强等优点,被广泛应用于新型船舶系统中．对于喷水推进器内部流动的分析,文献[3]基于包含体积力在内的VOF自由表面模型,应用RANS求解器对喷水推进器流场进行计算,揭示了低速范围影响推力减额系数的因素．文献[4]对设计转速工况和自航工况时叶轮进出口以及导叶出口处压力脉动的时域与频域特性进行分析,发现在叶轮进口处有最大的压力脉动．文献[5] 发现URANS模型可以准确模拟喷水推进器性能,同时航行速度会导致进水流道效率降低．由于进水流道影响了流场均匀性[6-8],导致推进器后续流动受到很大影响,因此对叶轮、导叶以及喷口处的流动进行分析．文中以对旋轴流式喷水推进器为研究对象,采用RANS方程与SST湍流模型,对喷水推进器进行相同转速不同航速及相同航速不同转速下的数值计算．研究不同条件下首级叶轮进口、叶轮轴向间隙、次级叶轮出口以及喷口处的压力与速度分布,进而分析转速与航速对喷水推进器内部流动特性的影响．相较于普通轴流泵,对旋轴流泵具有运行工况范围大、运行高校区宽、空化性能好等特点[9-10]．作为喷水推进器的主部件，该对旋轴流泵的主要参数为:设计流量Q=0.35 m3/s,首级叶轮扬程为Hf=3 m,次级叶轮扬程为Hr=7.5 m．对旋轴流泵次级叶轮的比转速为ns=600,首级叶轮和次级叶轮转速为:nf=nr=1 450r/min．首级叶轮叶片数为5,次级叶轮叶片数为4,导叶叶片数为7，结构如图1．考虑到喷水推进器进流受到航速以及船底边界层等影响,在确定计算域时应选取喷水推进器内部过流区域及进水流道下方的流体作为流场控制体．综合考虑数值计算精度以及计算成本,控制体的长、宽、高分别为推进器叶轮进口直径的30倍、10倍、8倍[8]．图2为喷水推进器与流场控制体共同组成的数值计算域．2.1 网格划分使用ICEM CFD软件对几何模型进行网格划分,由于泵段部分结构复杂,对两级叶轮与导叶进行结构化网格划分,并对流动变化剧烈的区域(如进口唇部)进行网格加密以满足壁面函数要求,保证y+值为3～300．经网格无关性检验,发现当网格数在290万以上时,在转速nf=nr=1 450 r/min、航速U=0的条件下,出口流量与推力变化幅度较小,基本趋于稳定．考虑到计算精度和计算时长,最终确定网格数为2 929 340,网格无关性检验如表1．2.2 湍流方程采用雷诺时均法,引入SST湍流模型封闭RANS方程,该方程在近壁面采用原始的k-ε模型,在远壁面使用k-ω模型[11-12]，其计算公式为:式中：μt为湍流粘性系数;k为湍动能;ω为特定耗散率．k方程和ω方程如下:式中：σk,σω和uj分别为湍动能k,湍流频率ω的普朗特数和黏性系数．2.3 边界条件与参数设置在对喷水推进器数值计算前,需要对推进泵单独进行模拟,确定其性能并绘制性能曲线．模拟时,进口条件设置为总压进口,质量流量出口,通过调节出口流量计算不同工况下的结果．在进行喷水推进器全流域数值计算时，将船底上游来流面设置为速度进口,考虑到船底边界层的影响,采用wieghardt公式[13-14]计算边界层厚度：式中：雷诺数Re=Ux/ν，x为距船首的距离,ν为水的运动粘性系数．将推进器喷口与船底流场下游设为压力出口,数值近似于环境压力．首级叶轮与进水管之间,首次级叶轮与中间轴向间隙之间,次级叶轮与导叶之间的动静交界面设为Frozen Rotor,叶轮形成的壁面设为旋转边界,其余壁面采用无滑移边界．在CFX14.5软件中采用有限体积法对方程组进行离散,对流项采用二阶高分辨率格式,其他项采用二阶中心差分格式,将扩散项用形函数表示,分析类型为稳态,收敛精度设置为10-5．3.1 对旋轴流式喷水推进器性能分析对对旋轴流式喷水推进器进行不同转速及航速下的数值模拟,得到出口流量、推力随着转速与进流速度变化的关系，如图3和表2．其中knot为速度单位,1knot=1.852 km/h．在叶轮转速固定时,出口流量随着航速的增加逐渐变大,推力随着航速的增加逐渐减小.喷水推进器推力方程:式中：vj为推进器喷口处速度,v0为进流速度,α为伴流系数．式(5)表明在泵转速一定时,随着航速v0的增加,进流速度αv0也随之增加,由于vj 变化幅度较小,推力T逐渐减小．图3中在两级叶轮转速大小均为1 450 r/min的情况下,在航速为40 knot时推进器已经无法提供推力．在实际运行时,若需要提供额外的推力,则需增加转速．显然,航速的增加使得推进器的内部流场发生变化．3.2 固定转速,不同航速下流动分析为分析不同航速下喷水推进器内部流动状态,在首级叶轮进水口处、首次级叶轮间隙、次级叶轮出口及喷嘴处取4个截面(图4)．观察航速分别为0、20、30、40 knot时,截面1、2、3、4的速度分布(图5～8),以及截面1、2、3的压力分布(图9～11)，其中截面4喷口处压力为环境压力．由图5可以看出,随着航速的增加,截面处流体的流动速度也随之增加,截面1处最大速度从7m/s增加到13 m/s．除航速为0时,断面上速度分布均为下高上低,速度分布规律基本相同．这是由于受到进水流速影响,弯管进流导致顶部流线曲率较大,与底部有较大差异,产生惯性力差异从而出现流动分离．由图6可以看出,在航速为0和20 knot时,首级叶轮进口处截面速度分布较为均匀,出现5个高速区,与首级叶轮叶片数相同．但在航速为30 knot以及40 knot时,截面2处的速度有较大不均匀度,速度分布与截面1基本相同,但速度差异性减弱,说明截面2受到截面1处流动传递性影响．图7中,不同航速下截面3处流动规律性明显,不同航速下均出现了4个高速区,与次级叶轮叶片数相同．高速区与低速区分布基本相同,仅在数值上略有变化．图8为不同航速下喷口处速度流线图,表明流体在流经导叶后,速度分布已经较为均匀,流动趋于平稳．图5～8表明:首级叶轮进出口处流动受航速影响较大,且航速越高,流动越紊乱．而流经次级叶轮后流动状态基本相同,航速对次级叶轮及导叶附近区域流动影响有限．由图9可以看出,除航速为0时,截面1上高压区均出现在底部,表明水流在进入首级叶轮之前已经发生流动分离．在有航速时,截面1的低压区均位于轴上方,说明此处流体具有较大的绝对速度．结合图5中截面1的速度云图,可以认为此处流体具有较大的径向速度以及较小的轴向速度,即有旋涡产生．图10中不同航速下截面2压力分布并无明显规律性．除航速为0时,截面2处流动均较为混乱,压力梯度不均匀,在底部出现低压区,但不同航速下压力分布基本相同,说明在喷水推进器运行时,此处流场随航速变化较小．将图10与图6结合发现,截面2处底部流速相对较大,顶部不再出现低压区,说明此处流动已经没有明显的旋涡,即来流流经首级叶轮后,径向速度减小,而轴向速度增加．图11表明截面3处的压力分布已经较为均匀,不同航速下高压区与低压区较为分明,存在数值上的差异．出现4个明显的低压区,与次级叶轮的叶片数相同．结合图7与图11发现，流体流经次级叶轮后流动状态基本相同,航速并未对叶轮及导叶处流动产生较大影响．但在首级叶轮前后,流动较为紊乱．为定量分析进水管内流动状态,引入速度不均匀度系数式中：Q为截面的体积流量;u为各单元dA上的速度为截面平均速度．ξ的大小对应着流动的不均匀性,ξ越大,速度就越不均匀,反之则越均匀．图12表明：首级叶轮进口处速度不均匀性总体随着航速的增加而增加.3.3 固定航速,不同转速下流动分析为分析转速对喷水推进器内部流动的影响,表2中,在航速为40 knot时,低转速已经无法提供推力,同时考虑到无航速时流动的特殊性．对航速为40 knot时喷水推进器不同转速下内部流动进行分析，见图13～16,其中首级叶轮与次级叶轮转速相同,旋向相反．图13(a)中,速度分布呈现上低下高的分布规律,表明在低转速下,经进水流道后的不均匀进流使得推进器内流动变得不均匀．图13(b、c、d)表明:随着转速的增加,靠近首级叶轮进口处流动变得均匀,在高转速下截面上半部开始出现高速区域,各部分速度分布开始趋于均匀．图14中截面2速度分布变化规律与首级叶轮进口处基本相同:随着转速的增加,截面2即两级叶轮间隙处速度分布趋于均匀．相较于首级叶轮进口处,此处流体经首级叶轮做功后,流动不均匀度减少,高速区与低速区差别相较截面1较小．图15表明:当航速一定时,流体经两级叶轮做功后,流动较为有序，速度分布规律与均匀进流下喷水推进泵内速度分布基本一致．图16中,流体经导叶整流后,基本以匀速流出. 图17中,各截面处速度不均匀度系数随着转速的增加逐渐减小,表明在航速一定时,增加转速使得喷水推进器内流动变得均匀．此外,在航速及转速一定时,从首级叶轮进口到喷口,推进器内流动不均匀性逐渐降低,流体经两级叶轮做功以及导叶整流后,进水流道导致的非均匀进流得到抑制．文中对对旋轴流式喷水推进器进行了在相同转速不同航速、相同航速不同转速下的数值模拟,并获得首级叶轮进口、首次级叶轮间隙、次级叶轮出口以及喷口处速度与压力分布,进行了对比分析,结果表明:(1) 在转速相同时,航行速度对喷水推进器内部尤其是首级叶轮前后的流动产生显著影响．不同航速下首级叶轮前后流动差别较大．(2) 在航速相同时,转速对喷水推进器内部流动影响有限,对流道内速度与压力分布影响较小．在高转速下,推进器内部流动趋于稳定．(3) 流体流经次级叶轮后,流动趋于稳定,航速与转速只对数值大小有影响,速度及压力分布规律较为一致．经过两级叶轮做功后，不均匀进流得到抑制，航速与转速的变化对此处速度与压力分布影响较小．*通信作者：潘中永(1973-)男，副研究员，博士, 研究方向为流体机械及工程研究.E-mail：***********.cn【相关文献】[ 1 ] 金平仲. 船舶喷水推进[M]. 北京:国防工业出版社, 1986.[ 2 ] BULTEN N. A breakthrough in waterjet propulsion systems[C]∥International Maritime Defence Exhibition and Conference.Doha:DIMDEX,2008.[ 3 ] ESLAMDOOST A. The hydrodynamics of waterjet/hull interaction [J]. Chalmers University of Technology, 2014.[ 4 ] 常书平, 王永生, 魏应三, 等. 喷水推进器内非定常压力脉动特性[J]. 江苏大学学报(自然科学版), 2012, 33(5): 522-527. DOI:10.3969/j.issn.1671-7775.2012.05.006.CHANG Shuping, WANG Yongsheng, WEI Yingsan, et al. Pressure fluctuation of unsteady flow in waterjet[J]. Journal of Jiangsu University(Natural Science Edition), 2012, 33(5): 522-527. DOI:10.3969/j.issn.1671-7775.2012.05.006.(in Chinese)[ 5 ] TAKAI T, KANDASAMY M, STERN F. Verification and validation study of URANS simulations for an axial waterjet propelled large high-speed ship[J]. Journal of Marine Science and Technology, 2011, 16(4): 434-447. DOI:10.1007/s00773-011-0138-x.[ 6 ] PARK W G, YUN H S, CHUN H H, et al. Numerical flow simulation of flush type intake duct of waterjet[J]. Ocean Engineering, 2005, 32(17): 2107-2120.DOI:10.1016/j.oceaneng.2005.03.001.[ 7 ] BRANDNER P A, WALKER G J. An experimental investigation into the performance of a flush water-jet inlet[J]. Journal of Ship Research, 2007, 51(1):1-21.[ 8 ] JUNG K H, KIM K C, YOON S Y, et al. Investigation of turbulent flows in a waterjet intake duct using stereoscopic PIV measurements[J]. Journal of Marine Science and Technology, 2006, 11(4): 270-278. DOI:10.1007/s00773-006-0236-3.[ 9 ] FURUKAWA A, CAO Y C, OKUMA K, et al. Basic and experimental study of contra-rotating axial flow pump.[J]. Transactions of the Japan Society of Mechanical Engineers, Series B, 2001, 67(657): 1184-1190. DOI:10.1299/kikaib.67.1184.[10] 倪永燕, 刘为民. 泵喷水推进器研究进展[J]. 船海工程, 2013, 42(5): 1-5.DOI:10.3963/j.issn.1671-7953.2013.05.001.NI Yongyan, LIU Weimin. Overview on research of water-jet propulsion[J]. Ship & Ocean Engineering, 2013, 42(5): 1-5. DOI:10.3963/j.issn.1671-7953.2013.05.001.(in Chinese)[11] MOMOSAKI S, USAMI S, WATANABE S, et al. Numerical simulation of internal flow ina contra-rotating axial flow pump[J]. IOP Conference Series: Earth and Environmental Science, 2010, 12: 012046. DOI:10.1088/1755-1315/12/1/012046.[12] 潘中永, 袁寿其. 泵空化基础[M]. 镇江:江苏大学出版社, 2013:1-470.[13] SVENSSON R, GROSSI L. Trial result including wake measurements from the world's largest waterjet installation[C]∥International Conference on Waterjet Propulsion: Latest Developments, Amsterdam (The Netherlands),1998.[14] 刘承江, 王永生, 张志宏, 等. 喷水推进器推力的CFD计算方法研究[J]. 计算力学学报, 2008, 25(6): 927-931.。

基于FLUENT的离心泵内流特性数值模拟研究
赵瑜;高玉莹;江琦;叶合欣;张建伟
【期刊名称】《广东水利水电》
【年(卷),期】2024()2
【摘要】离心泵作为高速旋转机械,其内部复杂的流动形态越来越受关注。

该文依据某工程数据,基于FLUENT软件建立离心泵三维流体域数值仿真模型,分别对离心泵在0.2Q d(Q d为该离心泵设计流量)、0.4Q d、0.6Q d、0.8Q d、1.0Q d、1.2Q d 6个不同流量工况下的内部流动特性进行模拟计算,并将计算所得流量-扬程和流量-效率曲线与真机试验结果进行对比,计算结果与试验结果最大误差为4.71%,从而证实了数值仿真结果的可靠性。

通过对压力和速度分布分析可知:离心泵内部静压和流速随流量增加而降低,叶片前缘存在负压区,易引发汽蚀、振动、噪声等不良结果。

相较小流量工况,设计工况下泵内速度分布更加均匀。

对泵内流态进行多角度分析,对离心泵的结构优化设计有一定的借鉴意义,可为类似工程提供参考。

【总页数】8页(P61-67)
【作者】赵瑜;高玉莹;江琦;叶合欣;张建伟
【作者单位】华北水利水电大学水利学院;广东省水利水电技术中心
【正文语种】中文
【中图分类】TH311
【相关文献】
1.离心泵内流场空化特性的数值模拟研究
2.基于FLUENT的氯乙烯泄漏扩散特性数值模拟研究
3.基于Fluent的均流孔板阻力特性数值模拟研究
4.基于FLUENT数值模拟的离心泵内冰浆两相流流动特性分析
5.基于fluent数值模拟的离心泵汽蚀问题研究
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结构参数对三维拉伐尔喷管流场分布影响的数值模拟袁培;许旺龙;吕彦力;付云飞【摘要】采用流体动力学软件ANSYS CFX，对不同结构参数的三维拉伐尔喷管的流体流场分布影响进行数值模拟分析，得到喷管内天然气流场的分布曲线。

分析结构参数对拉伐尔喷管内流体流场分布的影响，并对不同的喷管结构参数进行均匀设计，选出最优结构参数。

研究结果表明：喷管结构参数变化对喷管流场有不同程度的影响，入口直径对流体的流场分布影响较小，喉部直径和出口直径对喷管内流场分布的影响很大。

通过均匀设计试验可知，在一定的结构参数范围内，拉伐尔喷管的最优结构参数是入口直径 Di=70 mm，喉部直径 Dt=6 mm，出口直径 Do=20 mm。

【期刊名称】《油气田地面工程》【年(卷),期】2015(000)009【总页数】3页(P31-33)【关键词】拉伐尔喷管;结构参数;数值模拟;均匀设计【作者】袁培;许旺龙;吕彦力;付云飞【作者单位】郑州轻工业学院能源与动力工程学院;郑州轻工业学院能源与动力工程学院;郑州轻工业学院能源与动力工程学院;郑州轻工业学院能源与动力工程学院【正文语种】中文天然气在开采、集输和加工过程中，天然气中的水蒸气易凝结为液态水，当天然气中的酸性气体硫化氢和二氧化碳等溶于液态水中时，形成酸性溶液，会腐蚀和堵塞天然气管线中阀门及仪表等装置。

利用喷管的超音速分离技术对天然气脱水是防止酸性溶液和天然气水合物形成的有效措施[1-2]。

宋婧[3]对喷管的超音速分离技术进行了详细分析和研究，通过数值模拟，得出了超音速喷管内部流动参数和凝结参数的变化规律，以及超音速喷管几何结构参数变化对超音速分离效果的影响规律。

文闯等[4]研究了喷管的收缩比、收缩半角和扩张半角对天然气超音速喷管分离性能的影响，增大收缩比和收缩半角可以有效改善喷管分离性能，但收缩半角大于30°时，改善效果不明显，扩张半角对分离性能有显著影响。

刘雪东等[5]采用CFD方法模拟了水在不同结构参数的拉伐尔喷管中对空化效果的影响，结果表明，在几个结构参数中，喉部直径的改变对喷管空化特性的影响最大。

FFU内部结构优化的数值模拟和试验王军锋;胡维维;张铮;吴琦【摘要】采用数值模拟和试验相结合的方法对风机过滤单元(fan filter unit,FFU)的内部结构进行了优化.利用CFX软件获得内部流场分布,对比模拟结果与实测结果,发现误差在可接受范围内,证明了模拟结果的可靠性.基于节能和均匀送风的原则对FFU的内部流场进行了分析,提出了优化方案.对造成漩涡的流道突扩结构进行了修改,通过模拟发现漩涡明显消失,流动更加顺畅.重新设计了导流装置,解决了导流板出口的切线方向的速度远大于其他区域的问题,实现了均匀送风.改进了实际设备,并用FFU性能测试台进行了测试,结果表明:优化之后的FFU出风更均匀,静压更高,在高风速工况下空气动力效率也得到提升.【期刊名称】《江苏大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2014(035)004【总页数】6页(P391-396)【关键词】风机过滤单元;内部流场;数值模拟;结构优化;导流装置【作者】王军锋;胡维维;张铮;吴琦【作者单位】江苏大学能源与动力工程学院,江苏镇江212013;江苏大学能源与动力工程学院,江苏镇江212013;江苏大学能源与动力工程学院,江苏镇江212013;江苏大学能源与动力工程学院,江苏镇江212013【正文语种】中文【中图分类】TU834.8风机过滤单元是一种具有过滤功效、自带动力的模块化的末端送风装置.风机从FFU顶部将空气吸入并经过滤膜过滤，过滤后的洁净空气在整个出风面以(0.45±0.000 9)m·s-1的风速均匀送出，以满足洁净室对空气质量的要求.FFU方式比常规的空调机组集中送风方式节省运行成本30%以上［1-2］.在性能方面，其风量、余压、噪声、效率等参数之间相互关联、相互制约［3］，目前存在的问题是 FFU内部流道的不合理导致流动的紊乱，产生了大量的能量损耗及噪声，同时导流装置的不合理设计导致出口风速的不均匀，严重影响了室内的净化效率.而对FFU内部结构进行优化设计能有效提高整体性能和能量利用率［4］.笔者选取了一款国内应用比较广泛的FFU进行研究，旨在为FFU的节能设计及性能优化提供一定的参考.试验研究的方法能够真实地反映设备的运行状况和一些外特性，林忠平等［5］通过试验对FFU的结构组件对性能的影响作了探讨，Liu Junjie等［6］采取加均流板的形式来保持风机过滤器机组的面风速均匀性及减少面风速的湍流度.但单纯的试验方法不能直观显示内部流动，较难提出有针对性的优化方案.数值模拟能预测出内部流场［7-10］，国内外关于FFU数值模拟的文献主要集中在FFU对室内气流组织的影响上［11-13］，单纯对FFU内部进行模拟的研究很少.而且模拟结果与实际情况也会存在有一定误差，笔者采用数值模拟与试验研究相结合的方法，利用CFX软件模拟FFU内部流场，然后提出优化方案，并再次模拟以确认修改的有效性，最终将修改方案应用到实际产品中，并用检测平台来评价其性能.1 数值模拟1.1 物理模型准确的几何模型是数值模拟的基础，直接影响到数值计算结果的精确性和可靠性.由于后期需要对模拟结果进行试验验证，所以物理模型完全按照实物尺寸进行建立，如图1所示.图1 物理模型使用三维软件pro/e进行建模，模型分为5个部分:入口、叶轮、主体、过滤器和出口.入口和出口都进行了加长，以保证进、出口流体都能达到稳定状态，有利于计算的收敛.使用ICEM划分网格，其中入口、叶轮、过滤器和出口这4部分由于结构比较规则，划分为结构化网格，即每个单元都为六面体，这样网格数量就较少且有利于计算的收敛.对于主体部分，由于内部结构比较复杂，划分成结构化网格比较困难，故采用非结构化网格，每个网格单元都为四面体.各部分之间使用Interface(交界面)进行连接.1.2 数学模型FFU内部的流动是典型的湍流流动，选用的湍流模型是标准k-ε模型.k-ε模型需要求解湍动能及其耗散率方程.湍动能输运方程是通过精确的方程推导得到，但耗散率方程是通过物理推理，数学上模拟相似原形方程得到的.该模型假设流动为完全湍流，分子黏性的影响可以忽略.因此，标准k-ε模型只适合完全湍流的流动过程模拟，对于壁面区域采用壁面函数法.1.3 模型设置求解及边界条件工作流体设为25℃的空气，各物性参数为软件自带参数.入口采用速度入口边界条件，根据实测数据确定入口来流的平均速度为3.2 m·s-1，出口采用压力出口边界条件，平均静压为0 Pa.过滤膜阻力为120 Pa，采用多孔介质模型，阻力系数设为10 050 kg·m-4.壁面采用无滑移壁面边界条件，近壁区的处理采用壁面函数法.各区域之间采用交界面进行连接，具体连接模式为GGI模式.2 模拟结果可靠性验证计算结果的准确性是后续优化的基础，因此首先必须要验证计算结果.为了验证数值模拟的有效性，将计算结果与试验数据进行了对比.试验验证示意图如图2所示.图2 试验验证示意图在FFU的出口处设置了9个观测点，分别对比这9个点上的速度.x为水平方向长度，vn为速度，计算的结果可以用软件直接显示，采用热线风速仪进行测定得到试验结果，模拟结果和试验结果对比如图3所示，两者还是存在一定的误差，造成误差的原因主要包括数值仿真计算中的误差和测试中的误差.总体上两者数据吻合较好，误差在可接受的范围内，表明使用CFX来对FFU模型进行数值模拟得到的内部流场分布是可靠的.图3 模拟结果和试验结果对比图3 结构参数优化3.1 流道优化为提高FFU的技术性能，降低阻力和噪声，在模型上对FFU进行优化设计.首先分析涡漩产生的原因，然后对模型进行适当的修改，再通过计算结果来判断优化后的效果，重复这一过程，直到达到最佳的效果.v为流速，S形流道出口处涡漩如图4所示.图4 S形流道出口处涡漩图S形流道突扩处的涡漩产生的原因是突扩结构处的流体产生了回流，被称为突扩回流.相关学者对影响回流的一些参数进行了广泛而深入的研究，普遍认为控制回流的主要因素包括:流动状态(层流、湍流)、初始速度分布、自由来流的湍流速度和突扩比等.由于流道面积的突然扩张，在面积变化的截面后存在回流、分离、重附和剪切等流动现象，会引起压力降低和能量损失，初始流道结构如图5所示.图5 初始流道结构因此对这一部分的优化主要集中在突扩结构的消除上，优化后的流道结构如图6所示，去除了这一突扩结构，流道几何形状缓慢变化.图6 优化后的流道结构修改成渐扩结构后，流道的截面积会逐渐增大，又由于流量是不变的，流速将逐渐变小，根据伯努利方程:式中:z为高度;p为压力;ρ为流体密度;g为重力加速度;C为常数.流道水平放置，故z不变，在速度v减小的情况下，压力p逐渐增大，因此随着流道的扩张，压力逐渐增大，在该区域内存在较大的压力梯度，流体从高压端流向低压端，流道出口区域会发生回流.为解决这一问题，可以将流道截面积设计成相等，在流量一定的情况下，流道各处的流速相等，各处压力也趋于相等，不会出现大的压力梯度，就不会出现回流现象.等截面流道模型如图7所示.图7 等截面流道模型在流道逐渐扩张的过程中将高度逐渐减少，得到的精确方程为式中y为竖直方向长度.按图7修改好模型之后再次进行计算，待计算收敛之后对结果进行分析，回流现象消失，所有的流体都同向运动，且十分流畅，达到优化的效果.优化后流道的整体速度矢量图如图8所示，涡漩全部消失，流动变得十分顺畅，有效减少流道阻力.图8 优化后流道的整体速度矢量图3.2 导流装置优化FFU中导流板的作用是将S形流道流出的空气导入到下层空间，再经过过滤器进入室内，此过程中既要保证能量损失尽量小，又要保证送风的均匀性.因此导流板的弯曲角度和开孔数量及大小对送风状态有很大的影响.该型号的FFU的导流板弯曲角度为35°，笔者使用数值模拟的方法对比了弯曲角度分别为20°，35°，50°这3 种情况下的流动状态，得出了3种导流板形式下的流动状态的速度矢量图如图9所示.图9 导流板角度在20°，35°，50°时的速度矢量图单独观察图9a-c可以发现:在弯曲角度为20°时，左侧壁面附近区域有少量漩涡;弯曲角度为35°时左侧壁面附近出现漩涡;弯曲角度为50°时在导流板的正上方出现漩涡.整体观察图9可以发现这种导流方式存在的几个典型问题:①无论怎么改变导流板的角度，均会出现气流回旋现象，表现在FFU的整体性能上就是在出风口的部分位置会出现出风不均匀现象;②导流板的切线方向上的速度远大于其他位置的速度，表现在出口速度上就是图3所示的双驼峰现象，导致出风极不均匀，出风均匀性是评价FFU的性能的一个最直观的指标，直接影响到室内的净化效率.出风的均匀性主要影响室内气流组织形式，GB 50457—2008《医药工业洁净厂房设计规范》规定100级以上的洁净室的气流流型应采用单向流，出风均匀性好的FFU能形成良好的单向流，不会在室内产生漩涡，减少污染物的堆积，净化效果明显提升;③都在左下角的直角转弯区域形成了一块流动速度很小的区域，该区域极易形成漩涡，导致能量的损失以及噪音的形成.综上所述，该导流板的作用不够理想，不能满足实际的要求，需重新设计导流板，重新设计的导流装置如图10所示，新的导流装置由2部分组成:① 一个环形的等截面的流道，能够将空气顺畅地导入到上层空间;②带条缝的导流板，导流板上的条缝数量及宽度由导流板上方的区域占整个出口区域面积的比例决定，以确保出口风量的均匀.另外导流板末端水平，流出的空气不会直接撞在过滤膜上，因此不会出现图3所示的双驼峰现象，出口速度将会比较均匀.修改后的导流矢量图如图11所示，导流板的导流效果非常明显，出风十分均匀.图10 修改后的导流装置图11 修改后的导流矢量图4 试验验证为检验优化设计的合理性，将原FFU按上述的修改方案进行了修改，并用FFU性能测试台进行性能检测，FFU性能测试台如图12所示，可进行余压、定风量、定转速检测，依据GB/T 1236—2000《工业通风机用标准化风道进行性能试验》测试的性能参数包括风量、机外余压、转速、功率、空气动力效率、电压和电流等，同时得出完整的性能曲线.图12 FFU性能测试台为量化地评价出风的均匀性，将距离出口平面0.15 m处的平面上均匀布置27个测点，如图13所示，图中尺寸单位为mm.图13 出口测点分布图引入不均匀度作为评价指标.出风不均匀度为式中:vi为任一点实测风速;¯v为平均风速;N为测点数.用式(3)表征出口速度的不均匀性，其值越大表示出风越不均匀.GB 50591—2010《洁净室施工及验收规范》中规定洁净室中气流不均匀度不大于25.00%.按照式(3)计算得优化前出风的不均匀度为23.84%，优化后出风的不均匀性达到19.63%，说明新的导流装置能有效提高出风的均匀性.优化前后静压与面速度的关系如图14所示，在额定转速下变换风量得到不同静压值，优化后静压值有所提高，在面速度为0.45 m·s-1时静压提高了30 Pa左右，说明流道的改进提升了FFU的性能，可以应用在静压需求更高的场合，可以使用更高效的过滤膜.空气动力效率是指一定流量下推动空气流动的功率占总输入功率的百分比，表征了能量的有效利用程度.空气动力效率与面速度之间的关系如图15所示，由于高效过滤膜的阻碍作用，空气动力效率整体处于较低水平.空气动力效率的变化分为2个阶段:① 面速度较小时，优化前后的空气动力效率变化不大;②当面速度大于0.4 m·s-1时，优化后的效率明显高于优化前，这是由于流道阻力与速度的平方成正比，随着速度的增大，流道的阻力变得越来越显著，此时阻力较小的流道空气动力效率更高.图14 优化前后静压与面速度的关系图15 优化前后空气动力效率与面速度的关系5 结论1)运用数值模拟的方法可以有效地模拟FFU的内部流场，并可以观察到FFU内部涡漩产生的具体区域.2)通过对模拟结果的分析，修改了S形流道的突扩结构，并保证流道截面积相同，这样就可以消除突扩结构造成的涡漩，并且不产生回流现象.重新设计了导流装置，得到了更加均匀的出流.3)使用FFU性能测试台对优化前后FFU性能进行对比，可以发现优化后的FFU出风更均匀，具有更高的静压，在风速较高时空气动力效率也更高.参考文献(References)【相关文献】［1］徐玉党，沈晋明.室内污染控制与洁净技术［M］.重庆:重庆大学出版社，2006.［2］洪玉忠.探讨FFU净化单元在生物制药洁净室的应用［J］.医药工程设计，2008，29(6):44-47.Hong Yuzhong.Discussion ofapplication ofFFU cleaned unit in cleaning room used in biological pharmacy［J］.Pharmaceutical ＆ Engineering Design，2008，29(6):44-47.(in Chinese)［3］林忠平，肖小野，潘冬梅，等.风机过滤单元 (FFU)的性能试验研究［J］.建筑科学，2009，24(8):51-56.Lin Zhongping，Xiao Xiaoye，Pan Dongmei，et al.Experimental study on the performance of fan filter unit［J］.Building Science，2009，24(8):51-56.(in Chinese)［4］Xu Tengfang，Jeng boratory evaluation of fan-filter units'aerodynamic and energy performance［J］.Journal of the IEST，2004，47(1):116-120.［5］林忠平，肖小野.风机-过滤器单元结构组件对其性能影响的初步探讨［J］.暖通空调，2010，40(8):144-148.Lin Zhongping，Xiao Xiaoye.Preliminary study of fanfilter unit performance relating to the constituent components［J］.Heating Ventilating ＆ Air Conditioning，2010，40(8):144-148.(in Chinese)［6］Liu Junjie，Tu Guangbei，Ma Jiuxian.Study on various rectifiers for fan-filter units ［J］.Transactions of Tianjin University，2002，8(2):119-124.［7］杨敏官，冯浪，高波，等.偏心搅拌槽内高浓度浆液颗粒的悬浮特性［J］.江苏大学学报:自然科学版，2012，33(6):643-648.Yang Minguan，Feng Lang，Gao Bo，et al.Particle suspension performance of high concentration solution in eccentric stirred tank［J］.Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition，2012，33(6):643-648.(in Chinese)［8］田飞，施卫东，张启华，等.2叶片潜水搅拌机叶轮内部流场特性［J］.江苏大学学报:自然科学版，2013，34(4):395-398.Tian Fei，Shi Weidong，Zhang Qihua，et al.Inner flow characteristics at impeller of submersible mixer with two blades［J］.Journal of Jiangsu University:Natural Science Edition，2013，34(4):395-398.(in Chinese)［9］Keylock C J，Constantinescu G，Hardy R J.The application of computational fluid dynamics to natural river channels:eddy resolving versus mean flow 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基于CFX的微型喷气发动机燃烧室流态研究摘要:10 cm量级的微型喷气发动机具有广泛的应用前景。

紧凑的结构使其燃烧室中回流区的形成及冷却气的混合距离有限,导致燃烧室出口温度过高。

基于ANSYS/CFX程序平台,对一种直流环形燃烧室的流态进行了数值模拟。

通过对流场结构的分析,讨论了射流孔的不同流量分布对回流区和混合区的影响,并研究了燃烧室入口不同流量对射流孔流量分布的影响。

结果表明,数值模拟能反映出燃烧室流态的变化,对微型喷气发动机燃烧室的结构设计具有重要的工程应用价值。

关键词:数值模拟微型涡喷发动机环形燃烧室10 cm量级的微型喷气发动机具有结构简单、成本低廉的优点[1],在一些特殊领域作为动力装置有着广泛的应用前景[2]。

由于发动机结构的紧凑导致燃烧室空间窄小,如何在有限的空间中保证燃烧稳定并且有效的进行冷气掺混以降低燃烧室出口温度,成为这类发动机研究的关键问题,要解决此问题必须在燃烧室中建立适合小尺寸燃烧室结构的流态[3]。

对于大型发动机燃烧室的一些结构并不适用小型发动机燃烧室,如通常采用的旋流器与射流孔共同形成回流区来保证燃烧稳定,但在小发动机燃烧室中一般不用旋流器,而是以射流形式形成回流区[4]。

此外,大型发动机上的压力喷油嘴在小型发动机上也难以实现,小型发动机多采用蒸发管形式的喷油嘴。

基于小型发动机的自身特点,导致其燃烧室的设计出现多种样式,从国内外的报道中可看出燃烧室的结构比较多样[5]。

各种结构都有各自的优点,如何选取一种性能较佳的燃烧室,只能综合分析其结构特点对流场的影响,然后确定不同参数的影响以改进设计[6]。

本文利用ANSYS/CFX程序平台对一种直流环形燃烧室的流态进行了数值模拟研究。

通过改变射流孔的面积,对比分析了燃烧室的流态变化,并在不同燃烧室进口流量下,对火焰筒壁面射流孔的流量分配进行了研究,其结果可为工程应用提供指导。

1 燃烧室结构设计计算采用的燃烧室结构如图1所示,火焰筒内外壁面为圆柱形,外壁直径96 mm,内径22 mm,轴向长度70 mm。

高速列车齿轮箱内部流场数值分析胡袁;徐宏海;魏领会;周传超【摘要】For the gearbox of the high-speed train, this research established a theoretical calculation model of gearbox internal flow field. The fluid simulation software FLUENT is used in the numerical simulation of theoretical model in order to obtain variation regularity of the gearbox internal flow field; three-dimension model of the gearbox internal flow field is built with DM module in ANSYS. The simulation of gear rotation in gearbox is performed by loading UDF (User Defined Functions); dynamic mesh technology, standard turbulent model, standard wall functions and volume of fluid two phase model are applied in the simulation of one mode gearbox internal flow field. The result shows that when the gear teeth are in the engagement moment, the fluid inside the box is squeezed, which makes the pressure increasing, and from the moment of engagement, when the volume near the gear teeth increases, the pressure drops suddenly and then negative pressure appears; the velocity of oil-air mixture in gear meshing area is the highest, the combination of gear rotation and gravity has lead the lubricating oil slide into the flow channel to lubricate the gear.%针对某型髙速列车齿轮箱,建立其内部流场的理论计算模型,为获得齿轮箱内部流场的变化规律,利用流体仿真软件FLUENT对理论模型数值求解,在ANSYS的DM模块中建立齿轮箱内部流域的三维模型,通过加载UDF实现对齿轮转动的模拟,采用动网格、标准湍流仿真模型以及标准壁面函数法和VOF 两相流模型对某工况齿轮箱内部流体流动进行仿真分析.结果表明:齿轮轮齿进入啮合瞬时,挤压箱内流体,使得压力增大;脱离啮合瞬时,齿轮轮齿附近容积增大,压力骤降出现负压;齿轮啮合处箱体内部流体瞬时流速最高;润滑油可以在齿轮搅油和重力作用下,进人流道对齿轮轴承进行润滑.【期刊名称】《北方工业大学学报》【年(卷),期】2018(030)002【总页数】6页(P45-50)【关键词】高速列车;齿轮箱;流场;FLUENT;动网格【作者】胡袁;徐宏海;魏领会;周传超【作者单位】北方工业大学机械与材料工程学院,100144,北京;北方工业大学机械与材料工程学院,100144,北京;北方工业大学机械与材料工程学院,100144,北京;北方工业大学机械与材料工程学院,100144,北京【正文语种】中文【中图分类】TH132高速列车是系统工程，列车传动系统是其重要组成部分，齿轮箱是传动系统的关键部件.高速列车作为交通工具，安全平稳运行是其重要考量标准.随着列车的发展，行车速度大幅提升，在列车高速运行情况下齿轮箱内温度场平衡温度升高，尤其轴承在高温状态下若没有得到充分润滑降温将直接影响运行安全.本文针对齿轮箱内部流场的分析对润滑流道的结构设计和改进，提高轴承及齿轮润滑效果具有重要意义.国内关于齿轮箱内部流场分析的研究较少.任崇会等人采用FLUENT软件对齿轮箱内部流场进行了模拟分析[1],但未给出用户自定义函数(User Defined Functions,简称UDF)的具体编写内容；董春锋等人运用FLUENT动网格和两相流技术对齿轮箱油浴润滑两相流体流动状态进行仿真与分析[2]，但其对整体仿真内容描述并不系统、具体.国外虽然研究起步较早，但关键技术文献尚未公开，文献集中在对于齿轮泵内部流场的研究，如Guillaume等人针对齿轮泵二维内部流场模型提出了内部流场分析[3]，并且对齿轮泵振动的产生原因进行了研究；Vernet等人为了提高齿轮泵整体性能，采用试验法对齿轮泵内部复杂流场进行分析.[4]关于流场数值模拟计算，目前运用较为广泛的有FLUENT、CFX和Pumplinx.马桂超等人采用CFX计算混流泵内部流场，但在计算结果中未能给出泵内流体的分布，而对于齿轮箱、齿轮泵而言，内部流体分布是内部流体仿真计算的重要分析结果之一，因为齿轮箱关系到润滑流道的分布设计，齿轮泵则关系到流量的监测．[5]杨忠坤等人采用Pumplinx对齿轮箱流场进行了仿真计算，从处理结果可得，相较Pumplinx，FLUENT的后处理更为丰富、完善.综上，采用FLUENT对齿轮箱内部流场进行数值仿真计算能够获得较为全面的结果．[6]本文采用FLUENT软件对齿轮箱内部流场的理论计算模型进行数值求解，以研究齿轮箱内部流场的变化规律.在ANSYS的DM模块中建立齿轮箱内部流域的三维模型，通过加载UDF(User Defined Functions)实现齿轮箱中齿轮的转动，运用动网格方法、VOF两相流模型(Volume of Fluid Model)、k-ε湍流模型和标准壁面函数法对某型齿轮箱的内部流体流动进行模拟，研究结果为改进齿轮箱流道结构，提升轴承及齿轮润滑效果提供理论指导.1 数学模型建立1.1 流动控制方程齿轮箱内部润滑油和空气流动形成的流体近似为黏性流体，流动中符合质量守恒定律和动量守恒定律，内部流体流动假设为不可压缩流体流动，在分析中不考虑温度对内部流场的影响，具体见控制方程(1)和控制方程(2)．[7]连续性方程：·V=0(1)流体的运动方程：(2)式中：ρ为密度，t为时间，u为速度分量，p为压力，μ为分子粘性系数.1.2 动网格模型为了达到预期的仿真效果，尽量还原齿轮箱内部流场的真实情况，则必须采用动网格，动网格的理论计算方程如式(3)所示．[8](3)式中：φ为通用变量；Vs为控制体积；Ls为控制体积的边界；u为流体时均速度；ug为动网格边界移动速度；Γ为扩散系数；n为表面Ls上方向朝外的法向向量；qφ为源项.在网格更新过程中为了保证网格质量，采用扩散光顺和网格重构的联合光顺方法，可以防止网格畸变率过大，同时可以避免网格尺寸变化过于剧烈.在扩散光顺中，网格更新通过求解扩散方程得到，扩散方程如式(4)所示．[9] ·(γ(4)式中：为网格运动速度，γ为扩散系数网格重构光顺方法是将网格畸变率大于标定值的网格或尺寸变化过大的网格集中在一起，运用内部网格生成算法得出较高质量的网格替换原网格，如果新产生的网格无法达到要求，则会放弃新划分的网格结果.两种扩散方法均存在优缺点，采用联合光顺方法可以达到优势互补.1.3 湍流模型考虑湍流后，瞬时速度分解为平均速度与脉动速度之和，使动量守恒方程中多出雷诺应力梯度项，动量守恒方程组因此不封闭而无法求解，为了能够解出动量守恒方程组，在理论基础上，根据经验公式得出湍流模型模拟雷诺应力梯度项，使得方程组得到数值解.目前应用广泛的湍流模型为k-ε湍流模型，此模型适合高雷诺数的湍流区域，在靠近壁面流速较慢的区域采用壁面函数法.本文采用标准k-ε湍流模型和标准壁面函数法模拟齿轮箱内部湍流，此模型组合计算量适中，有较多的数据积累且精度较高.其中标准k-ε湍流模型控制方程见公式(5)和公式(6)．[10]Gk+Gb-ρ ε-YM(5)(6)式中：Gk为平均速度梯度产生的湍动能，Gb为由于浮力影响引起的湍动能产生项，YM为可压缩湍流脉动膨胀对总的耗散率的影响.湍流粘性系数μt计算公式如式(7)所示：(7)式中经验常数选取：C1ε=1.44，C2ε=1.92，C3ε=0.09，Cμ=0.09，湍动能和耗散率普朗特数分别为σk=1.0,σε=1.3.1.4 两相流模型仿真计算中采用VOF两相流分析模型，VOF方法的关键之处在于引入相函数F描述相界面.相函数表述为液体相在局部控制体中所占的体积百分比，具体控制方程如式(8)所示．[11](8)式中：t表示时间，ui表示速度分量，xi表示在x轴方向上的位移分量.其中，当F=0时，则表示局部控制体中不存在液体相；当F=1时，则表示局部控制体中充满液体相；当0<F<1时，局部控制体中流体的物性参数则通过式(9)进行计算．[12]Φ(xi,t)=F(xi,t)Φf+[1-F(xi,t)]Φg(9)式中：Φf表示液体相物性参数，Φg表示气体相物性参数.2 内部流场数值计算2.1 网格划分齿轮箱的主要结构参数如表1所示.表1 齿轮副主要结构参数项目参数项目参数传动比2.517大齿轮齿宽65mm小齿轮齿数29齿轮法向模数7mm大齿轮齿数73齿轮压力角20°小齿轮齿宽67mm 螺旋角20°利用ANSYS FLUENT中DM模块建立此型号齿轮箱内部流域仿真三维模型，由于齿轮箱内部流域整体复杂，包括加强筋、流道在内存在诸多细节结构，为了提高网格适应性，保证初始网格质量，将模型导入ICEM模块中，采用四面体非结构网格进行网格划分．初始网格数量为811552个，节点数为179119个，网格扭曲度小于0.742，在动网格计算中可有效避免出现负体积网格.2.2 物性参数及边界条件润滑油的动力粘度μ为0.16Pa·s，密度ρ为866kg/m3,空气设置为不可压缩理想气体，动力粘度μ为1.7894×10-5Pa·s，密度ρ为1.225kg/m3.小齿轮以45m/s 的速度逆时针旋转，初始状态油气两相分布如图1所示．图1中蓝色代表润滑油，上部分为空气，灰色部分为齿轮外表面和齿轮箱内壁面.齿轮外表面和箱体内壁面设为固定壁面边界条件.图1 油气初始状态2.3 UDF编译为了描述高速列车运行时齿轮箱内齿轮的转动，通过在FLUENT仿真计算中加载UDF实现.UDF的具体内容如下.#include "udf.h"DEFINE_CG_MOTION(smallgear,dt,vel,omega,time,dtime){Domain*domain;domain=Get_Domain(1);omega[1]=ω1;}DEFINE_CG_MOTION(biggear,dt,vel,omega,time,dtime){Domain*domain;domain=Get_Domain(2);omega[2]=-ω2;}其中ω1和ω2表示的是两个齿轮的角速度，方向相反.2.4 数值解法及离散格式在流场求解中针对瞬态计算，采用压力基求解法.压力速度耦合方程计算采用PISO 算法，该算法经过两步校正可以较大幅度提高计算精度且对时间步长选取的适应性较强，对不可压缩流动和可压缩流动均有较高的适应性．[13]压力采用PRESTO 离散格式，梯度采用基于单元体的最小二乘法离散格式，其余均采用二阶迎风离散格式.时间步长的计算选取是仿真的关键，应具体考虑2个方面因素，首先时间步长的选择不应影响最终的仿真结果，其次在计算过程中可获得有规律且质量较高的网格[14].故针对本次计算工况，时间步长设置为5×10-6s.3 仿真结果分析3.1 齿轮箱内压力分布图2为齿轮箱中间截面压力场分布云图，从图2中可以看出齿轮轮齿进入啮合瞬时，齿轮箱内部流体受到齿轮对挤压，附近容积减小导致压力增大，从而出现局部高压.齿轮脱离啮合瞬时，齿轮对附近容积增大，压力骤降出现负压.图2 齿轮箱内压力分布3.2 齿轮箱内流体速度场从图3可以看出，齿轮轮齿周围的流速较高.齿轮啮合点处速度最高，主要是因为流体在齿轮啮合点处连续不断受到齿轮对的挤压又分离，容积在较短时间间隔下从大到小不断变化导致.3.3 齿轮箱内瞬时流体分布由图4可以看出，大齿轮将位于齿轮箱底部的润滑油带起，飞溅至箱体壁面，部分润滑油可以顺着箱体壁面经由挡油筋板通过油道进入轴承进油孔对大小齿轮轴承进行润滑，在重力的作用下润滑油存在延齿轮箱壁面和流道向下流动的趋势，并在中心水平面附近较为集中，对轴承进油孔的位置分布设计具有重要影响.图3 内部流体速度矢量图图4 齿轮箱内瞬时流体分布流线图是对齿轮箱内流体运动轨迹的具体描述，从图5中可以清晰的看出润滑油可经由挡油筋板通过流道进入轴承进油孔对大小轴承进行润滑，初步说明达到齿轮箱流道设计要求.图5 齿轮箱内部流体三维流线图4 结论本文研究某型齿轮箱内部流场的变化规律，采用仿真软件FLUENT对建立的齿轮箱内部流场的理论计算模型进行数值求解.通过对仿真计算结果的综合分析，润滑油在齿轮搅油和重力的作用下可较为顺利地经由挡油筋板通过流道进入轴承孔对大小齿轮轴承进行润滑，从而初步验证了挡油筋板的功用和流道设计的合理性，重力对轴承进油孔位置分布设计有重要影响.齿轮箱内压力和速度分布关系到轴承孔进油量和齿轮箱迷宫密封设计，齿轮箱内压力和速度的明显变化均出现在齿轮轮齿啮合处.在齿轮轮齿进入啮合瞬时出现局部高压，脱离啮合瞬时压力骤降出现负压，齿轮箱内部流体的速度最高点则位于齿轮啮合点处.齿轮箱内部流场的研究对齿轮箱润滑油流道细节结构设计和改进具有重要参考价值.参考文献【相关文献】[1] 任崇会，魏静，马跃.基于动网格的齿轮箱内部流场数值模拟[J].机械强度,2013,35(6):789-790[2] 董春锋,林腾蛟,何泽银.基于动网格的齿轮箱内部流场数值模拟[J].机械研究与应用,2011(2):17-19[3] Houzeaux G, Codina R. 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