流场设计范文
流场设计范文（精选12篇）
流场设计 第1篇
随着能源问题的出现,电厂风机运行的经济性越来越为人们所重视。因此,世界各国都在研究提高风机效率的方法[1,2]。弯掠叶片技术作为控制端壁二次流的重要手段,在轴流叶轮机械领域已取得一定的成功,但其在离心风机乃至离心压气机中的应用历史较短,作用机理也较轴流涡轮和压气机不同。张斌[3]等人的研究通过实验和数值模拟的方法发现离心风机中前弯优化叶片的增压比和效率均较原始叶片提高。Abraham Engeda[4]等人在离心式压气机中采用后掠叶片与直叶片进行比较,其研究发现随着流速减小流道出口处增压比变化不大;后掠叶片表面的压力载荷更为均匀。
本文将以数值模拟的方法,从离心风机叶轮的流动特点入手,利用三维叶片优化设计技术,改善叶轮流动状况;并基于离心风机内部流场的分析,对某型离心风机整体进行改型设计,以达到在保持原型流量和全压基本不变的情况下,提高离心风机效率的目的。
1 数值计算方法
叶轮网格由商业软件Numeca/AutoBlade模块拟合,Numeca/AutoGrid模块生成,采用的网格为O型结构化网格,近边界第一层壁面网格厚度为0.01 mm,保证了壁面上的y+值在湍流模型要求的范围内。叶轮叶片数为16,总网格数逾210万。鉴于风机机壳几何特征较为复杂,本文通过商业软件ANSYS/ICEM对其余流体域划分非结构化网格,边界层的加密采用加做棱柱层的方式。离心风机整体的网格数约为310万左右。计算采用ANSYS/CFX商业软件的流场求解器,采用k-ε湍流模型,差分格式采用高精度混合差分。设计工况参数为全压3 233 Pa,进口流量30 000 m3/h。所有计算方案均采用设计工况的气动边界条件,进口总温473 K,总压98 940.3 Pa,出口静压101 673 Pa,固壁为绝热、无滑移边界条件。
2 风机内部流动特点和优化设计
2.1 叶轮内部流动特点
在保持机壳出口静压不变的情况下,机壳的扩压作用将造成叶轮全周各位置叶栅出口的静压不等。当叶栅出口静压变化时,叶栅内的流动状况也相应的发生变化。图2为原型风机内,距后盘50%叶高处的马赫数等值线图。从图中可以看出,叶轮流道中发生分离流动,不同位置叶栅流道的分离尺度不同。其中,图中①位置是叶轮中远离机壳出口的位置,分离尺度较大。
选择叶轮中分离尺度较大的叶栅分析流道中的流场情况。图3为原型某叶栅流道吸力面和前后盘的极限流线图,由图中可以看出,叶栅流道中有尺度较大的分离流动发生,且结构较为复杂。从吸力面极限流线中看,流体进入叶片区域后即发生分离流动,且分流尺度较大,在距前缘60%弦长以后,发生分离流动的区域即覆盖全叶高的范围。综合分析前后盘以及吸力面的极限流线,流道自前盘起卷起两道旋涡,分别于距前盘约20%弦长和95%弦长处:20%弦长处的旋涡范围随着叶高的降低不断减小,且涡核位置不断向尾缘移动;当发展至约50%叶高以下,两道旋涡汇合成一道较强的旋涡,并逐渐止于后盘。分析不同叶高处的分离尺度:前盘处,由于20%处旋涡尺寸较大,前盘近前缘处分离尺度较大,且大于后半弦长分离尺度;越靠近后盘,分离起始点越向尾缘移动;约30%叶高处,分离起始点退至约50%弦长处;距后盘5%叶高处,分离起始点退至约80%弦长处,分离尺度大为减小。
2.2 优化设计
2.2.1 叶轮优化设计
根据叶轮中存在较大尺度分离流动这一特点,本文采用三维叶片设计技术对叶片进行改型设计。弯叶片在周向的积叠方式采用前缘积叠贝塞尔曲线,弯叶片积叠线在周向与径向的弯角分别为β1和β2[5,6,7,8,9,10]。弯叶片的作用机理在于改变静压沿叶高分布。叶片正向弯曲时,在叶片吸力面形成了两端压力高,中间压力低的“C”型压力分布。在此压力梯度下,端部的低能流体被吸入主流区,减少了附面层低能流体在吸力面与端壁的角区堆积,避免分离的发生,减少能量损失[11]。掠叶片在子午面内的积叠方式采用前缘积叠贝塞尔曲线,以前盘点作为起点,掠叶片积叠线在子午面内与径向的掠角分别为β1和β2。掠叶片的作用机理在于导致中径附近的流线偏移。叶片根部前掠、顶部后掠(后倾)的叶栅,在压力面,流线向叶顶偏移,在吸力面,流线向叶根偏移[12]。本文采用的三维设计叶片为正弯联合前掠叶片,角度变化如图4所示。
2.2.2 机壳优化设计
当叶片由于改型而造成其做功能力发生变化,叶轮的出口条件也需要相应进行调整以适应优化设计叶轮的工作条件。本文采用Pfleiderer机壳型线设计方法。Pfleiderer法中,可以通过改变curx=const中的x值来调节蜗壳开度A[13,14]。由于叶轮优化改性后风机全压值会有较大程度的改善,所以此处适当牺牲全压值来提高风机效率,取x值为1。并适当调整风机的蜗舌机构。
叶轮改型后,分离流动的控制将有效改善叶轮流道的流动情况,提高叶轮进出口的静压比。在相同的设计工况条件下,叶轮进口静压保持不变,叶轮静压比的提高将导致叶轮出口的静压较大程度的上升,进而使得风机出口静压上升,无法满足工程实际需要。因此,在叶轮静压比提高的同时,需要一定程度的降低叶轮进口静压,从而一定程度的降低叶轮出口的静压使得所得到的风机出口静压处在合适的大小。风机进口至叶轮进口的区域,流体并不受到外界做功,总温总压基本保持不变,想要降低风机进口的静压,就必须提高风机进口的动压能,在保持风机流量不变的前提下,就需要降低风机进口的通流面积。为了保证不影响叶轮内部的流动情况的同时减小叶轮进口的通流面积,本文采用将叶根切除尾缘叶高的40%来减小叶栅流道的通流面积。
3 原型、优化设计流场结构与气动性能对比
3.1 整体气动参数
给定的设计工况参数为全压3 233 Pa,进口流量30 000 m3/h。表1是原型和优化改型的数值模拟计算结果。原型设计工况数值模拟结果为全压3 176.38 Pa,较设计工况小1.75%;进口流量31 194.7 m3/h,较设计工况大3.98%。优化改型在设计工况点的数值模拟结果为全压3 274.46 Pa,较设计工况大1.28%;进口流量29 916.3 m3/h,较设计工况小0.28%。优化改型基本符合给定的设计工况,同时等熵效率和全压效率提高5%以上。
3.2 展向静压分布
图6所示的是弯叶片弦向中部的静压差△p沿叶高的分布,横轴为相对叶高,纵轴为静压△p(△p等于当地静压减去叶片中部的静压),从图中可以明显看出弯叶片对流道沿展向静压分布的影响。原型展向的静压分布较为均匀,靠近后盘处的静压最高值也仅较中部低20 Pa左右。正弯前掠优化叶片明显改变了静压沿叶高方向的变化,越靠近前后盘的静压越高,最大值比叶片中部高120 Pa以上,端区的静压梯度明显增大。这种压力分布将导致端区的低能流体向叶片中部迁移,端区低能流体减少,流动状况改善。
3.3 全周叶栅流动情况
从图7中可以看出,改型风机叶轮中的分离流动已基本受到控制,流场改善明显。叶轮部分流道压力面略有分离,究其原因为叶轮入口略有负冲角所致。
3.4 变工况特性
风机的性能曲线如图8所示。由于风机的流动特点,当流量减小时,风机气动参数在一定范围内波动,图中曲线在流量减小时出现分叉,即为气动参数的波动范围。从图中可以看出,优化改型的全压效率明显较原型升高,最高达到91.5%左右,平均较原型升高6%左右。全压则与原型基本一致,原型和优化改型的全压差值最大不超过100 Pa。
4 结论
本文采用三维叶片技术优化改型某型离心风机,将原型的直叶片改型为前掠正弯叶片;同时采用Pfleiderer机壳型线设计方法对机壳进行优化,并调整了蜗舌结构;分析风机内部流场,采用根切的方式使得优化设计风机在提高效率的同时依然保持原型的全压和流量。优化设计风机叶轮的分离流动受到极大控制,整机全压效率和等熵滞止效率均提高5%以上。
塞式喷管流场计算 第2篇
采用NND差分格式,对塞式喷管轴对称流场进行了数值模拟.通过流场分析,可以对塞式喷管火箭发动机有清楚的认识.计算表明,NND格式有很好的分辨率;无粘和有粘的情况流场结构和性能相差悬殊;塞式喷管的自适应能力很好.
作 者：刘金合 宋明德 作者单位：北京航空航天大学,国家计算流体力学实验室,北京,100083 刊 名：空气动力学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：ACTA AERODYNAMICA SINICA 年，卷(期)： 20(4) 分类号：V231.3 关键词：塞式喷管 EULER/NS方程 数值模拟
渔船在流场中失控漂移预报模型 第3篇
【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. 关键词：煤型铀矿,疏水花管,数值模拟,正交试验 0 引言 我国某地煤型铀矿的顶板多为含水率8%~16%的泥质胶结细粒砂岩。这种泥质砂岩的含水率在8%左右时, 砂岩固结较为坚硬, 顶板支撑十分方便;砂岩顶板疏水, 若是地下动水, 可采用上游截流的办法, 对于地下静水, 则采用钻孔泄水和坑内外引排水等办法, 但疏水效率太低, 延误工期[1]。强化疏干机是一种负压抽气吸水式装置, 主要由移动小车、安装在移动小车上的剪叉式液压升降平台、负压抽气吸水装置、水箱、疏水花管清理装置和2个夹轨器及平行安装在剪叉式液压升降平台顶部的2根燕尾槽、数个疏水花管装置、疏水软管、T型换向阀、排水管、集水装置、疏水花管清理装置出水管和疏水花管清理装置进水管组成[2]。根据实验室条件设计较为合理的砂箱 (尤其是内部花管) 来模拟现场疏水实验, 砂箱内部花管结构及箱体内负压直接影响到疏水的效果。研究砂箱内部流场的分布规律, 可为日后工程运用提供一定参考。为此应用Fluent软件Biot固结理论的流固耦合模型对内部 MANUFACTURING INFORMATIZATION仿真/建模/CAD/CAM/CAE/CAPP 流场进行模拟计算;根据计算结果得到砂箱内的速度或压力分布规律, 揭示内部流动的主要特征。 1 砂箱及花管结构设计 本文设计的砂箱尺寸为长300 mm、宽300 mm、高1 000 mm。箱体的顶板与底板均开有密封槽, 为了方便取样检测, 采用侧面和底部都可拆卸的设计方式, 所以砂箱的侧面钢板也开有密封槽。同时, 由于箱体与砂岩的摩擦因数明显小于砂岩与砂岩之间的摩擦因数, 为了尽量与实际情况接近, 在箱体底部的内侧均焊有一圈50 mm×50 mm×4 mm的角钢, 以防止砂岩由于与侧板摩擦因数过小而滑落塌陷, 影响试验结果。砂箱顶板采用密封设计, 同时顶板上部还有进气阀。顶板之所以采用这种结构形式, 是因为实际砂岩层较厚, 实际的疏水过程中砂岩内的空气流通受限, 一定会产生负压, 把顶板设计成既可密封又可进气的形式更能模拟实际情况。 砂箱的尺寸大小是通过对花管在给定负压下的影响半径所决定的, 而负压的影响半径通过压降试验及相关公式得知, 在距离负压中心180 mm处压力分布很小了, 疏干试验装置均匀分布数根花管, 在保证每一根管的真空负压影响半径能够互相衔接并在结构体下部形成一个真空层前提下, 确定管间距为300 mm即试验条件下砂箱截面尺寸, 对于工程运用时, 会就现场实际情况将试验条件下的参数扩大一定倍数。 内部的疏水花管侧面的小孔垂直间距采用三段式结构[3], 即每段的小孔采用不同的垂直间距, 其结构如图 1 所示。 1.立柱2.花管接头3.底板4.花管5.箱体6.吊耳7.顶板8.排气阀9.箱体内侧角钢10.螺栓组 2 内部流场分析模型 2.1 流固耦合模型应用基本假定[4] 1) 孔隙介质, 在石英砂、纳长石、黏土、云母的孔隙中充满水介质;2) 单相流, 全饱和;3) 基于广义Biot固结理论;4) 液体在砂箱内部为定常流动;5) 气体在速度入口截面上均匀分布, 且充满该截面同时运动方向与截面垂直。 2.2 物理模型简化 砂箱的整体尺寸选择及内部花管的设计是疏水效率的重要影响因素, 分析主要截取砂箱中花管内腔建模, 尺寸为砂箱内部的实际尺寸, 如图2所示。 3 流场分布的影响因素分析 针对在负压作用下使饱和多孔介质中水从花管渗流而出, 运用Fluent13.0软件进行仿真分析, 采用有限体积法求解, 控 制方程、连续方程和湍动能方程均采用二阶迎风格式, 并选用隐式格式, 用SEMPLE算法处理压力与速度之间的耦合。计算中流体介质设为空气, 设定入口为常压入口, 出口为压力出口, 湍流强度为5%, 由于花管小孔沿X方向开孔, 故阻力系数X方向比Y方向大1 000倍, 主要考虑X方向的压降, 从而着重考虑花管内部速度及压力分布情况, 通过迭代200次后流场计算残差为10-5。 3.1 花管直径 不同直径的花管流场分布特性如图3所示。由图3 可见, 随着花管直径的不断增大花管顶部内速度越大。当花管直径过小时花管顶部速度较低, 因花管壁面对水流的阻碍作用较大易造成同样含水量情况下从该花管内所流出水的时间较长。由矢量轮廓图可得出, 当花管直径过大时, 虽然花管顶部小孔速度增大, 但其产生的涡流强度增大, 同时花管中下部流场分布的对称性较差。因此, 最佳花管直径为20 mm。 3.2 花管长度 不同长度的花管流场分布特性如图4所示。由图4可见, 随着花管长度的增加, 花管内部速度特性的分布范围越小。即在负压相同情况下, 负压在花冠内的影响长度是相同的。当花管的长度500 mm时, 速度轮廓图分布较均匀, 即疏水后砂岩自上而下各段的含水率相差不大, 砂岩通体固结;当花管的长度800 mm时, 花管上部速度较大且分布均匀, 下部速度较小且分布也较少。因为花管长度已经接近砂岩的高度, 疏水后砂岩上部速度大疏水效果好、下部则较差, 从而上部固结较好, 下半部分砂岩比较湿软难以固结;当疏水花管长度只有300 mm时, 顶部砂岩与花管的距离太远, 不但疏水时间长, 而且疏水效果也不理想。因此, 花管的最佳长度为500 mm。 仿真/建模/CAD/CAM/CAE/CAPP MANUFACTURING INFORMATIZATION 3.3 负压 不同长度的花管流场分布特性如图5所示。由图5可见, 随着负压增大, 压力在花管内分布范围越大。由于负压太小, 疏水效果肯定最差;负压过大, 大部分疏水小孔会被堵塞, 疏水效率也会下降, 因此此处不再对负压为-0.084MPa及-0.09 MPa考虑。故此处负压大小选-0.078 MPa。 3.4 小孔分布情况 不同小孔分布的花管流场分布特性如图6所示。由图6可见, 只有花管上部小孔速度变化较大, 越往下小孔的速度基本没有太大变化。花管垂直方向小孔排布越密, 花管下部小孔附近速度越大, 但疏水小孔太密, 易形成一个大通道, 下部小孔速度、压力反而变小。因此, 花管的最佳小孔分布情况为60 mm, 30 mm, 15 mm。 4 实验方法与实验测试分析 4.1 正交试验 根据疏水试验中的负压、疏水花管长度、通径及疏水小孔垂直间距4个疏水工艺参数, 选择4因素正交表, 同时根据前期大量对比试验选取了3个水平, 得到因素水平表如表1。 在不考虑交互作用的情况下, 本次研究应选择L9 (34) 正交表。根据以上条件进行正交试验分析[5], 试验结果如表2。 由表2可知, 正交试验5的平均含水率为9.05%是9组正交试验中最优结果, 但通过极差计算分析得到的最优组合为A2B2C2D1没有在上述9组中出现过, 故做一组验证试验。 4.2 实验测试分析 为验证优化效果, 采用实验研究方法对上述最优参数进行一次验证实验测试。经疏水试验, 拆除砂箱底板吊起砂箱, 发现砂岩全部固结无塌落, 取11个砂岩样品进行含水率检测, 得到砂岩的平均含水率为8.35%, 比正交试验中任意一组都低。 5 结论 由Fluent数值模拟及正交试验验证, 疏水花管的直径为20 mm, 长度为500 mm, 负压为-0.078 MPa, 小孔垂直间距为 (60, 30, 15) 是其最优疏水工艺参数, 其中花管的直径和长度为主要影响因素, 而小孔垂直间距为次要影响因素。研究结果为强化疏干机结构的优化与改进提供了理论依据。 !!!!!!!!!! 参考文献 [1]王开华.煤型铀矿的开采技术[M].北京:原子能出版社, 1991. [2]周为民, 王开华, 雷泽勇, 等.负压抽气吸水式强化疏干机:中国, CN103147794A[P].2013-06-12. [3]周为民, 王开华, 雷泽勇, 等.矿山沉积砂岩顶板静水的疏干方法及疏水花管:中国, CN103726873A[P].2014-04-16. [4]董志高, 胡嫣然, 杨辉, 等.ANSYS基于Biot固结理论流固耦合模型及应用[J].工程地质计算机应用, 2009 (3) :7-12. 圆柱/翼型干涉流场的试验研究 在风洞出口低速流中,以NACA0012尾缘钝化翼型为模型,利用粒子成像测速系统,研究了圆柱/翼型结构干涉流动时翼型前缘、近壁和尾缘区域的流场.试验结果表明,由于上游圆柱引起的卡门涡街和翼型相互干涉,在翼型前缘存在大尺度涡的变形、拉伸和破裂,在翼型表面近壁区域和尾迹流场中仅存在小尺度湍流涡,由此可以推断翼型前缘可能是干涉噪声的`主要声源区. 作 者：解克 李晓东 林大楷 XIE Ke LI Xiao-dong LIN Da-kai 作者单位：北京航空航天大学,能源与动力工程学院,北京,100191刊 名：飞机设计英文刊名：AIRCRAFT DESIGN年，卷(期)：29(4)分类号：V23关键词：圆柱/翼型干涉 涡系 PIV 关键词:条形煤仓数值模拟流场影响 中图分类号:TQ019文献标识码:A文章编号:1674-098X(2011)06(a)-0052-02 目前,条形煤仓在大型港口散货堆场的应用越来越多,条形煤仓不但对仓内煤炭起尘具有较好的抑制作用,而且对条形煤仓外部堆场的风速流场也具有较大的影响。本文利用CFD数值模拟的方法着重研究了条形煤仓对仓外风速流场的影响效果,并计算出条形煤仓对其下风向的风速影响距离。从而证明条形煤仓不但可以消除仓内的煤炭起尘,而且对仓外的风速流场也具有较好的抑制效果。本次计算以某煤码头一期工程为模型进行三维建模。 1 计算模型 1.1 模型的控制方程组 本文采用RNG模型[1],是在标准模型的基础上演变而得到的。其RNG模型的控制方程组如下: 式中: RNG模型方程中的常数一般取,,,,。 式中,是笛卡儿坐标,为时间,是空气密度,是动力学粘性系数,是湍动能粘性系数,、、、是时间平均速度、静压、湍动能、湍动能耗散率[2]。 1.2 三维模型的建立 整个计算模型为底面半径1500m,高200m的16边形棱台。条形煤仓尺寸为1152×131m,高度52m。条形煤仓每间隔50m设一个消防通道,煤仓两侧采用敞口设计。仓内及仓外煤堆模型均采用标准煤堆,堆高17m,煤堆数量为6列,7排。 1.3 网格的生成 网格剖分时,将计算区域分成24个区,每个区分别生成网格,每个区的网格视实际需要,采用不同的生成方式,最后所得网格类型:部分为六面体网格,部分为金字塔网格[3],体网格数约320万,如图1。 1.4 数值模拟计算结果 通过一系列的计算可以模拟出风流越过条形煤仓后速度变化的矢量图,如图2。从图中可见,整体场区内风速变化。堆场西侧由于布置了52m高的条形煤仓,使来流风速经过条形煤仓后迅速抬高,并在仓后有很大一段的风低速区,这说明了条形煤仓对于堆场内的风速降低具有明显的作用,同时对于抑制粉尘也具有较明显的影响[3]。 2 条形煤仓对其下风向风速流场影响 以来流为W风向(速度入口为x负方向）为例,场区周围的流场如图3,从X=-836.5截面图中可以明显看到,来流遇到条形煤仓后速度出现急速抬升,并在条形煤仓的背风区形成回流区。条形煤仓将仓前的大涡湍流梳理成条形煤仓后的小涡湍流,使大量的平均运动能量变成小涡旋的乱流运动能量,引起气流结构的改变[4]。同时从截面图中可以看出经过条形煤仓以后,速度明显降低;来流经过煤堆以后有很大一段低速区,这说明了条形煤仓对于来流风速的降低具有较明显的影响效果。 3 条形煤仓对其下风向压力流场影响 从图4Y=-836.5壓力截面云图中可以看出,风流经过条形煤仓后压力有明显的减小,形成压力跳跃,同时,来流在煤堆迎风面形成了比较明显的压力驻点。来流遇到条形煤仓后形成比较明显的压降,而后又遇到煤堆形成了较小的压降。直到来流通过了所有的煤堆后,压降消失,并恢复到初始的压力状态。这说明了条形煤仓对场区内的压力具有明显的影响效果。 4 条形煤仓的掩护距离 风流再附距离是风流掩护距离的重要标准。强风透过风障后大部分风量被向上排开,并与主风流在风障顶部汇集成更高速风流,这部分高速风流与紧邻风障下方后的低速风流速度差很大,沿下游形成风速梯度很大,旋涡强度很高向低处发展的较长的条带区。在此条带区内高速风流和低速风流间产生强烈的动量交换和能量交换,使下部风流风速提高,很快恢复到来流风速,此即风流再附[5]。 通过提取条形煤仓后的风速数据,在模型坐标中量出风流再附的距离,即条形煤仓后的低速区的X正方向距离为1051.2m,条形煤仓高为52m。从而得出,条形煤仓的掩护距离约为其高度的20倍。 5 结语 通过对场区内的速度和压力的计算分析可以看出,条形煤仓对于场区内的风速降低具有比较明显的效果,条形煤仓的掩护距离约为其高度的20倍。另外条形煤仓后成了比较明显的压降,使场区内外形成压力差,使风流的能量大量损失。对条形煤仓外堆场的粉尘具有一定的抑制作用。 参考文献 [1]王福军.计算流体力学分析.北京:清华大学出版社,2004,9 [2]Pereramd,she lterbehind two dimensionalsolid and porousfences[J].J wind Engind Aerodyn,1981,8:93-104. [3]张光玉,詹水芬,赵宏鑫.防风板抑尘效果数值模拟与风洞实验对比研究[J].水道港口,2007,28(4):286-288 [4]丛晓春.开放性露天堆场扬尘规律与抑尘措施的研究[D].上海:同济大学博士学位论文,2004. 随着计算流体力学( CFD)［3］的发展,其与传统设计方法相结合的趋势已成必然,CFD技术已经发展到完全可分析三维粘性湍流及漩涡运动等复杂问题的程度,过去一些主要借助于基本理论分析和物理模型试验的问题,均可借助CFD手段在计算机上实现。文中介绍了稳压罐的结构、流体分析软件Fluent的特点和稳压罐设计流程,提出了流场分析在稳压罐设计中应用的方法。通过实例建立稳压罐的模型,然后使用Fluent对其进行数值模拟分析,并监测出口的流量稳定度从而说明稳压罐的稳压性能。 1稳压罐结构、Fluent软件特点和设计 1. 1稳压罐的结构 稳压罐是利用罐内的隔板和气室空间的空气压缩性来减小流量波动的一种装置［4］。如图1所示,其内部有一个竖隔板和3个横隔板,竖隔板把稳压罐分为进水腔和出水腔,横隔板上有许多圆孔。罐前的水泵将水流通过脉动的形式打入罐内进水腔,水进入稳压罐之后受竖隔板的缓冲阻隔上下流动,再经过横隔板与压缩空气的作用,紊流强度进一步减小,进入出水腔后以溢流的方式流入直管道。横隔板上的圆孔还可以消除水流中的气泡,减小气泡对流量的影响。 1. 2 Fluent软件的特点 Fluent是目前国际上比较流行的商用CFD软件包,其基于CFD软件群的思想,从用户的需求角度出发,针对各种复杂的流动和物理现象,采用不同的数值方法和离散格式,在特定的领域内使计算速度、稳定性和精度等方面达到最佳组合,从而可高效地解决各领域复杂流动的计算问题［5］。Fluent软件包括用于生成网格的前处理器,用于计算的求解器和用于数据处理、 可视化的后处理器。 1. 3稳压罐设计流程 在传统的研发设计过程中,通常需要制造出稳压罐的物理模型,通过大量的试验数据来分析其出口的稳压性能是否符合设计要求。若不符合要求则需更改理论计算中的参数,修改模型并重新试验,如此往复直到其符合设计要求,设计流程如图2所示。这种传统的设计方法成本昂贵,耗费时间和人力,并且对于复杂问题无法作分析解。鉴于此,提出了理论计算与计算流体力学相结合的设计方法,设计流程如图3所示。 2稳压罐模型 2. 1稳压罐的计算域模型 现有小型水流量标准装置稳压罐设计要求如下: 进出水管直径d = 20 mm,最大流量qmax= 4. 8 m3/ h,罐内最大压力pmax= 0. 5 Mpa,其压力波动 δp0. 1% ,流出隔板的速度v0. 16 m/s,有效流通面积为10s进水管, 水位高度h > 10d,出口流量稳定度0. 1% ~ 0. 2% 。 根据试验分析［6］可知,当竖隔板与稳压罐进水端面之间的距离为1 /3罐直径时,出水管的流量最稳定,稳压罐封头采用标准椭圆形封头,通过流体力学理论［7 － 9］计算,可得到稳压罐的各个重要参数。由于模型比较复杂和Gambit建模的缺陷,所以使用Solidworks建立其计算域模型,如图4所示。 其中,稳压罐直径D = 215 mm,高度h = 430 mm, 竖隔板高度h1= 288 mm,3个横隔板在竖隔板顶端与进水管中心线之间平均分布,横隔板上圆孔直径从上往下分别5 mm,8 mm和10 mm,圆孔按顺排方式布置,其间距分别为8 mm,13 mm,16 mm,气室空间容积为0. 021 23 m3。 2. 2稳压罐的数学模型 稳压罐内上部是压缩空气,下部是水,气液分界面为自由界面,这种自由层流动的形式适合采用VOF模型［10］。所以,选择VOF模型进行流场的数值模拟。 稳压罐入口最大流速为4. 25 m/s,根据雷诺数方程 式中,υ 是水的运动粘度为1. 737 × 10－ 6m2/ s,U是进水管最大流速,L是进水管直径。 由于式( 1) 中雷诺数48 935 > 2 000,因此选择湍流模型。在工程中常用的湍流模型是k - ε 双方程模型,通过比较发现,模RNGk - ε 型的数值模拟结果更接近,而标准k - ε 模型的偏差较大且更难收敛。所以,选择RNGk - ε 模型作为流场仿真的湍流模型。 3 Fluent流场分析 3. 1划分网格 建立好稳压罐的计算域模型之后,导入Gambit中划分网格。如图5所示,流动方向与网格线方向一致, 为了提高数值模拟结果的稳定性和加快迭代收敛,将稳压罐网格进行区域划分,在封头和横隔板部分使用非结构性网格,在其他部分采用结构性网格,并对横隔板圆孔部分进行加密。 3. 2边界条件 水泵产生的流量波动可看作是按正旋规律变化的,,其中,为水泵出口的平均流量,Δq为振幅,约为的5% ,f取水泵出口的压力脉动频率。因此将图5中左侧入口面设为质量流量入口( mass - flow - inlet) ,并用用户定义函数( UDF) 编写流量信号［11］。对于出口边界条件,为减小数值模拟的计算量,在出水管20d处选择一个垂直于流动方向的面, 施加流动出口边界条件( outlet) ,在这样的位置,流动是充分发展的,沿流动方向没有变化。 3. 3其他设置 为提高解的稳定性,将可压缩的空气设置为主相, 将不可压缩的水设置为次相,参考压强位置设置在空气一侧。同时考虑水流受到重力的影响,在y轴方向设置重力为- 9. 81 m2/ s。在求解器设置中,压力速度耦合采用PISO方案。在运算环境设置中,打开Implicit Body Force,部分平衡压力梯度和动量方程中的体积力,提高解的收敛性。在监测设置中,将监测面设在稳压罐出口50 mm与水流方向垂直的面上。在初始化设置中,使用patch命令将气液分界面标示出来［12］,如图6所示。 3. 4计算结果 经迭代计算,得到稳压罐内速度云图如图7所示。 如图7所示,进口的水流速度较快,水流经进水管进入稳压罐后撞击到竖隔板上,流速迅速下降,其中一部分水流向下流动,并在稳压罐的左下方形成漩涡,大部分水流向上流动,经3层横隔板后,水流速度降到最低,整个稳压罐内看不出明显的流动。在出口位置,水流速度增大,可认为水流是从罐内溢流出来的。 对于流量稳定度可用量化指标［13 － 14］进行描述 式中,( qi)max、( qi)min、qi分别为监测面的最大、最小和平均流量,单位为m3/h,其中, 将监测面得到的数据代入式( 2) ,其结果如表1所示。 从表1中的Ipi值可知,稳压罐出口的流量稳定度符合设计要求。 4结束语 在水流量标准装置稳压罐的设计过程中,先通过传统理论计算得到稳压罐的结构,再结合计算流体力学软件Fluent进行流场分析,对比数值模拟的结果来验证所设计的稳压罐是否符合要求。通过以上实例可看到,此方法缩短了设计周期,节省了研发资金,是一种行之有效的设计方法。 摘要：介绍了稳压罐的结构和Fluent软件的特点,提出了Fluent在设计中应用的方法。通过实例,对稳压罐进行了理论设计和数值模拟分析,得出了其出水口位置的流量稳定度,验证了稳压罐设计的合理性。结果表明,传统理论设计与计算流体力学相结合的方法是行之有效的。 关键词：潜水搅拌器,优化设计,搅拌流场,工程应用 随着社会的进步和经济的发展, 城市规模日益扩展, 工农业生产用水量急剧增加, 致使环境不断恶化, 水资源污染及浪费严重。潜水搅拌器[1]作为主要的污水处理设备, 主要被用于使介质均化, 产生悬浮液流以及保持介质水平流动的一般工农业过程中, 如:污水处理中的平衡池、活性池、消毒池等。在上述各种过程中, 叶轮的搅拌和推流起到重要的作用, 不同类型或参数的叶轮所造成的搅拌和推流效果差别很大[2,3]。随着计算机技术的发展, CFD技术以其速度快、经济性好以及能提供全流场流动信息细节的优点在搅拌设备的开发和设计中受到重视。本文利用FLUENT软件对基于环流理论设计的潜水搅拌器搅拌流场进行数值分析 (其三维造型如图1所示) , 旨在揭示其内部流动的规律, 为其优化设计提供基础信息。 1 模拟方法和技术 1.1 控制方程 搅拌流场的数值模拟采用三维不可压雷诺平均N-S方程组, 并以标准k-ε湍流模型使方程组闭合。其控制方程[4,5,6]为: (1) 连续性方程 (2) 动量方程 (3) 湍动能方程 (4) 湍动能耗散率方程 上述各式中:ui (i=1, 2, 3) 为沿i方向的速度分量;fi为沿i方向的质量力;p为压力;ρ为流体密度;v为流体的运动黏性系数;Pr为湍动能生成率。 1.2 边界条件 (1) 进口边界条件。 采用运动坐标系, 将叶轮设置为旋转体。由质量守恒定律和进口无旋的假设, 确定进口相对速度。进口压力假设在进口截面上分布均匀。 进口截面上的湍动能kin及湍动能耗散率εin的取值按下列公式: 式中:vin为进口轴向速度;yin为近壁计算点到壁面的距离。 (2) 出口边界条件。 假定出口边界处流动已充分发展, 出口区域离开回流区较远, 则有: (3) 固壁边界条件。 固壁上满足无滑移条件:u、v、w=0。流壁面条件采用壁面函数边界条件。在接近固体壁面区, 壁面迫使流动产生较大的速度梯度, 适应于湍流充分发展的k-ε湍流模型在此区域需进行修正。 (4) 压力边界条件。 固壁压力取第二类压力边界条件: 1.3 求解技术 控制方程使用有限体积法进行的离散, 采用二阶迎风格式。控制方程采取分离式求解器隐式方案进行求解, 选用SIMPLEC算法。 2 计算结果及分析 2.1 搅拌流场分析 对潜水搅拌器搅拌流场进行数值计算[4,5,6,7,8,9,10], 并用Fluent自带的后处理模块进行显示、分析。 三维流速矢量分布如图2所示, 虽然搅拌流场的三维流速矢量分布比较混乱, 但还是可以从立体空间的角度感受其搅拌流场的大致形态。可以看出:液体一方面被高速旋转的叶轮“甩出”, 另一方面还受到叶轮的挤压作用, 因此在叶轮附近形成高速流动区, 速度值较大, 并且带有较强的轴向分量。利用升力线、升力面理论产生旋向射流, 以中心较快速度向外做扩展运动。 为了更清晰、准确地描述搅拌流场的流动情况, 对搅拌流场进行沿轴面和轴截面方向进行剖面分析即截取空间流场的截面来更准确地分析搅拌流场的情况。 图3、4为按轴面方向剖分截面取两个叶片后所得到的速度矢量分布和流线分布, 从图中能够比较清楚地看出潜水搅拌器搅拌流场的速度分布情况。 从图3中可以看出, 叶轮出口外侧有一定的旋向射流场, 这与潜水搅拌器的搅拌原理是一致的。即搅拌器叶轮在电机的驱动下旋转搅拌液体产生旋向射流, 利用沿着射流表面的剪切应力来进行混合, 使流体以外的液体通过摩擦产生搅拌作用, 在极度混合的同时, 形成体积流, 应用大体积流动模式得到受控流体的推流输送。由图4, 可以看出潜水搅拌器所产生的搅拌流场是按照类似椭圆形的等速度线向前推进的, 这与国外潜水搅拌器生产厂商所提供的流速分布资料相一致。 为了更清楚地来描述搅拌流场的速度矢量, 对搅拌流场沿推进方向的横截面进行截取, 截面位置选取在距离进口边1 m的位置, 其速度矢量分布如图5所示。从图中可以看出, 在潜水搅拌器推进方向上的速度矢量是向四周发散的, 这与轴面的流动情况一致, 即汇聚成体积流后, 再利用剪切力的作用使受控体积沿搅拌推进方向运动。从轴截面流线分布图 (图6) 中, 不难发现该截面上的速度流线是按照空间上的类似圆形分布, 等速度地向前搅拌推动液体, 达到受控体积的流动和输送。 2.2 不同安装深度对搅拌流场的影响 由于潜水搅拌器的安装定位具有很大的灵活性, 结合工程实际 (江苏征润州污水处理厂搅拌池) , 就安装深度h=3 m和h=5.72 m (即叶轮外径距离池底0.1 m) 的两种情况进行计算分析 (图7) 。 从对比图中可以看出:流场的基本形态和运动规律大致相同, 不同之处在于, 接近池底安装的潜水搅拌器在池底面形成高速流动区, 对池底进行射流冲刷, 这将有助于防止池底固体颗粒沉积, 对池中介质进行均质处理。 2.3 不同轮毂比对搅拌流场的影响 轮毂直径与叶轮直径之比称为轮毂比, 是潜水搅拌器叶轮设计中的重要参数, 其大小的选取对潜水搅拌器的水力性能和抗气蚀性能有着重要影响, 故本文改变潜水搅拌器叶轮的轮毂比, 根据经验的设计理论和方法分别取0.2、0.3、0.4, 分析其对搅拌流场的影响 (图8) 。 通过对上述对比图的分析比较, 可以看出:轮毂比小的搅拌器叶轮对搅拌流场的推进速度较大, 而且分布也较均匀, 总体效果较好。但与此同时, 轮毂小的搅拌器在叶轮处的旋涡也较大, 这对潜水搅拌器的搅拌效果也有一定的影响。因此, 在今后的设计过程中, 需适当地选取潜水搅拌器的轮毂直径, 这对潜水搅拌器搅拌推流的速度大小和分布都有一定的影响, 故本潜水搅拌器的优化结果为轮毂比0.2。 3 工程应用 根据优化设计所得的实体造型, 生成工程图纸, 经研究确定采用某种抗磨损聚氨酯作为叶轮的材料, 经过模具精密制造、叶轮铸造和加工, 得到抗磨损的聚氨酯叶轮 (如图9) 。在镇江市征润州污水处理厂现场, 将所设计叶轮安装到搅拌器上, 进行试运行, 工作电流正常, 搅拌和推进效果很好。 4 结 语 对潜水搅拌器搅拌流场的数值模拟结果表明:搅拌器叶轮运行时产生旋向射流, 按照类似椭圆形的等速度线向前推进;接近池底安装的潜水搅拌器有助于防止池底固体颗粒沉积, 对池中介质进行均质处理;轮毂比小的搅拌器总体的推进速度较大, 且分布较均匀, 故选取轮毂比为0.2。应用上述研究结果对潜水搅拌器进行实际制造并予以现场运行, 工程应用效果良好。 参考文献 [1]王显, 高卫东.潜水搅拌器在污水处理领域中的应用[J].给水排水, 1997, 23 (2) :55-56. 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[9]侯拴弟, 张政, 施力田.轴流式搅拌器湍流运动特性[J].化工学报, 2000, 51 (20) :259-263. 排气消声器是减小内燃叉车排气噪声的主要手段[1],其消声性能的提高对于降低内燃叉车排气噪声有重要的作用。在实际工况中,排气消声器内部通过的是高速高温气流且实际结构往往比较复杂,气流流速和温度变化较大,对消声器的声学性能有很大的影响[2]。 计算机技术的发展使得有限元仿真方法为分析消声器的声学性能提供了便利。宫建国[3]利用有限元仿真方法分析了常温常压状态下一汽车排气消声器的声学性能,并进行了结构改进。袁启慧[4]在对某车排气消声器进行优化设计时,利用有限元仿真方法分别分析了平均流速、恒温状态下的声学性能。董红亮[5]以消声器内部平均温度相近(±5℃)的单元为一个集合,将温度数据考虑进声学计算中,利用有限元法研究了温度对某内燃机排气消声器声学性能的影响。袁守利[6,7]将消声器内部温度场数据和声学网格耦合,利用有限元仿真方法分析了某汽车排气消声器的声学性能,并对消声器结构进行了优化设计。 但是,对于最高速工况下内燃叉车排气消声器的声学性能仿真分析,将消声器内流场及温度场进行简化处理,或仅考虑气流、温度单一因素的影响,会产生较大的误差。 本研究针对某内燃叉车最高速排气噪声过大的问题,采用Fluent软件对消声器在该工况下的内流场进行计算,并直接将内流场数据和声学网格耦合,以避免流场数据的简化,更加准确地计算考虑气流和温度影响时消声器的传递损失,研究气流和温度同时作用时对消声器声学性能的影响。依据仿真分析结果,对消声器内部结构进行改进设计,改善其声学性能。 1 内燃叉车排气消声器结构 笔者研究的内燃叉车排气消声器内部结构示意图如图1所示。 该消声器内部有3个腔室,并通过进气管、过渡管和排气管连通在一起。第二腔分别与进气管前段穿孔、过渡管穿孔形成两个共振消声结构;进气管后段穿孔为小孔消声结构。左端为消声器进气口。 2 排气消声器内流场仿真分析 2.1 流场分析理论 消声器结构内部气体流动一般是采用湍流模型来进行计算分析[8]。反映湍流脉动量对流场影响的湍流动能方程和湍流应力方程可通过标准k-ε湍流方程得到,其表达式为: 式中:k—湍动能,m2/s2;ε—湍动能耗散率,m2/s3;μ—动力粘度,Pa·s;μt—湍流粘度,Pa·s;ui,uj—时均速度,m/s;u'i,u'j—湍流的脉动速度,m/s;ρ—介质密度,kg/m3;Prt—湍动Prandtl数,可取0.85;gi—重力加速度在第i方向上的分量,m/s2;β—热膨胀系数;C1ε,C2ε—经验常数;σk,σε—湍动能k和耗散率ε对应的Prandtl数。 根据Launder等推荐值[9],它们的取值分别为:C1ε=1.44,C2ε=1.92;σk=1,σε=1.3。 2.2 仿真计算及结果分析 本研究以Fluent软件作为仿真分析工具,划分排气消声器流体域的网格模型,单元最大边长为9.01 mm,并在网格模型上施加相应的边界条件。入口处定义气流速度为100 m/s,进气温度为503 K;出口处定义相对大气压的参考压力为0 Pa;管壁视为无滑移壁面,设置壁面粗糙度和对流换热系数分别为0.5μm和30 W/(m2·℃)。计算收敛后得到排气消声器在截面Ⅰ(经过进气管和中间过渡管的轴向截面)和截面Ⅱ(经过中间过渡管和排气管的轴向截面)上的速度分布云图如图2所示,温度分布云图如图3所示。 由图2可以看出,气流以100 m/s的速度由消声器入口流入进气管,由于管上穿孔和管末端封闭,一部分气体从离入口最远的几排小孔平均以111 m/s速度沿径向流出到第三腔内,并经过复杂运动后流进中间过渡管。另一部分气体直接流到封闭端面,并因端面的阻力作用形成了回流,回流的气体又从离封闭端面较远的小孔以150 m/s速度流入第二腔内,然后撞击壁面及隔板后流进中间过渡管上的小孔中。这样从进气管内流出的两部分气体在中间过渡管内交汇,并使得中间过渡管的出口处气流速度达到120 m/s左右。从中间过渡管出来的气体在第一腔内沿着前端面板和侧壁分散流入排气管,排气管入口处的流速分布不太均匀,高的一侧达到了103 m/s,低的一侧则只有59 m/s,不过离入口越远速度越趋均匀,最终气流以93 m/s的速度进入大气。 由图3可以看出,排气消声器内各个区域温度变化较大,进气管内的温度高达502.9 K,随着气体的流动,温度逐渐减小,并出现较大的温度梯度。第三腔中的温度由进气管流出时的501 K降到489 K。过渡管内的气流温度在轴向上温度变化不是很大,只有2℃左右,在径向从穿孔开始位置到出口处温度变化幅度较大,达到11℃左右。第一腔内温度梯度变化较大,在中间过渡管的出口区域温度稍高,在494 K左右,在中间过渡管的出口与排气管入口之间靠近中间隔板区域温度最低到483 K。此外,第二腔内由于气流量少,温度变化梯度只有4℃,排气管内的温度基本保持一致,在489 K左右。 3 声学性能分析 3.1 内流场数据和声学网格耦合关系的建立 本研究将内流场分析网格和声学网格叠加到同一个坐标系中,建立内流场数据和声学网格的耦合关系。声学网格上的节点称为目标节点,以目标节点为球心,半径为D的球面范围内的N个内流场网格节点上的数据作为源数据求得目标节点上的值[10]。节点数据之间的关系可以表示为: 式中:Ttarget—目标节点值;Ti—源节点上的值;di—目标节点和源节点间距,mm。 这个数据的耦合过程也称为内流场数据向声学网格上的映射过程。为保证映射的准确性,常常在流场计算和声学计算中采用同一套网格,即在对排气消声器进行声学仿真计算时,采用流场分析的网格模型,这样使数据映射的过程中节点相对应,可以直接采用流场网格节点的流速和温度数据,保证边界的准确性。 进行声学计算时,声学网格模型的最大单元尺寸Lmax应小于分析求解的最高频率fmax对应最小波长的1/6,即Lmax应满足下式: 式中:c0—消声器中声波的速度,m/s。 试验得到仿真分析的最高频率为2 100 Hz,对应的最大单元尺寸为26.98 mm。流场分析的网格模型满足声学计算要求。 3.2 传递损失 本研究选择传递损失TL作为排气消声器声学性能的评价指标。传递损失表示出口为无反射端时,消声器进口处的入射声功率级LWi与出口处的透射声功率级LWt之差。传递损失体现的是消声部件本身的固有属性,不受声源以及外界环境的影响,只与消声器本体有关。 式中:Wi,Wt—消声器进口和出口处入射声功率和透射声功率,W;pi,pt—消声器进口和出口处的入射声压和透射声压,Pa;Si,St—消声器进口和出口的截面积,m2。 3.3 仿真计算及结果分析 本研究利用声学有限元软件分别对常温常压状态和耦合内流场数据两种情况下的排气消声器声学性能进行仿真计算。笔者应用管道声模态作为入口边界条件,即以管道声模态形式的一束压力波入射到管道端口来模拟声源;出口定义为无反射边界层[11];不考虑排气消声器壁面吸声性能,即壁面视为刚性壁面。 耦合内流场数据下排气消声器的传递损失曲线与常温常压下的相比,整体向高频移动,且随着频率的增大偏移越明显。其中,低频处的两个消声低谷分别从200 Hz和540 Hz移动到260 Hz和720 Hz,低频处的一个消声峰值从260 Hz移动到320 Hz。此外,耦合内流场数据后消声器中低频处的峰值消声量基本没有变化,高频处的峰值消声量变化明显,原1 600 Hz处的峰值消声量为19 d B,由于温度的影响,偏移到1 980Hz,相应的消声量增大到80 d B,因为气流的作用引起穿孔声阻抗变大,导致高频区域有较大的消声量。 分别计算得到上述两种情况下排气消声器的传递损失如图4所示。 由耦合内流场数据下的消声器传递损失曲线发现,消声器高频区域传递损失较大,消声效果较好;但是中、低频区域的消声量普遍偏低,传递损失多数在20 d B以下,并且在720 Hz处出现明显的通过频率,整体的消声效果较差,说明该排气消声器在设计方面存在一些不足。 4 排气消声器改进设计 本研究依据该内燃叉车排气消声器声学性能仿真分析结果,对排气消声器内部结构进行改进设计。针对共振消声结构,重新排列穿孔位置,并减小穿孔孔径及穿孔率,同时在排气管壁上开孔增加一个共振消声结构;针对小孔消声结构,增加小孔消声穿孔管的长度,重新排列小孔位置,增加小孔间距,并减小小孔直径。改进后排气消声器的结构如图5所示。 本研究对改进后排气消声器的流场、温度场和声学性能进行计算,得到耦合内流场数据下的传递损失,并与相同条件下的原排气消声器传递损失对比,对比结果如图6所示。 改进后排气消声器的传递损失曲线在350 Hz~820 Hz、1 240 Hz~1 660 Hz频段明显高于原排气消声器,但在860 Hz~1 140 Hz频段的消声能力变差。但是,从整体上看,改进后的排气消声器的消声效果要明显优于原排气消声器。 5 内燃叉车排气噪声测试试验 依据标准“内燃机排气消声器测量方法”(GB/T4759.2009)[12],本研究采用现场测量法,对内燃叉车排气噪声进行测试分析。测试设备采用比利时LMS公司的LMS Test.lab测试分析系统。传声器布置在排气管口,与排气管轴线成45°夹角,距管口的距离d=0.5 m处,并指向排气口。传声器的测量位置如图7所示。 本研究取3组测试数据的平均值作为排气口噪声A计权声压级的试验结果如表1所示,并对排气口噪声信号进行谱分析。 安装原排气消声器与改进后排气消声器的内燃叉车排气噪声的A计权声压级如表1所示,排气噪声由原来的86.46 d B降低到83.39 d B,降了3.07 d B,排气消声器的改进效果明显。 流场设计 第4篇
圆柱/翼型干涉流场的试验研究 第5篇
条形煤仓外风速流场数值模拟研究 第6篇
流场设计 第7篇
流场设计 第8篇
流场设计 第9篇
安装原排气消声器与改进后排气消声器的内燃叉车排气噪声的频谱图如图8所示。
内燃叉车的排气噪声主要集中在1 600 Hz频率以内,其中,在350 Hz~810 Hz频段,安装改进后消声器的排气噪声声压幅值降低。这与图6中用耦合内流场数据下的仿真结果在350 Hz~820 Hz频段传递损失曲线上升是对应的,间接地验证了仿真计算的正确性,同时也说明了在消声器声学性能仿真分析时,不能忽略气流和温度因素的影响。
6 结束语
本研究对某内燃叉车排气消声器的内流场、温度场和声学性能进行了计算,根据计算结果对排气消声器内部结构进行了改进设计,并试验测试了叉车的排气噪声,得出以下结论:
(1)改进后的排气消声器消声效果优于原排气消声器,排气噪声降了3.07 d B(A),说明了分析方法和设计方法的正确性。
(2)通过将消声器内流场数据与声学网格直接耦合后进行声学计算的方法,避免了流场和温度场数据的简化,可以得到排气消声器在实际工作状态下的传递损失。
(3)气流流速的增大和温度的升高会使消声器的传递损失曲线向高频方向移动,随着频率的增大偏移量增大,且高频处的传递损失增大,在消声器声学性能仿真分析中,必须要同时考虑气流和温度因素的影响。
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流场设计 第10篇
关键词：气流流场,仿真分析,滚筒,气力式排种装置,优化
0 引言
滚筒排种部件是气力式滚筒蔬菜精密播种装置的主要工作部件,在滚筒的外围分布着与穴盘窝穴相对应的吸孔,在滚筒内部设有正负两种气压室。播种装置在工作时,风机将负压室的空气吸走;种子靠负压室与大气压之间的压力差而吸附在滚筒口上,并随滚筒滚动。当种子随滚筒转到与负压室隔开的正压室时,负压力被去除,种子靠重力的作用落入目标穴盘中。由于现有的气力式滚筒蔬菜精密播种装置的播种性能还不理想,滚筒关键部件的一些设计形式还需要进一步研究。为此,利用CFD分析软件Fluent分别对滚筒排种部件的3种孔型的吸孔气流流场进行数值模拟以及仿真分析,并结合实际问题,确定了滚筒吸种部件吸种孔型的最佳优化方案,为优化改良吸力精密播种装置提供了依据与参考。
1 滚筒排种装置的吸孔优化方案
为确定合理的吸孔直径的尺寸范围,在模拟中选用大禹牛角王辣椒种子作为实验种子,随机取出50粒种子,分别测出其长度与宽度,计算后得到平均尺寸:长度为4.12mm,宽度为3.33mm。测量值,如表1所示。根据辣椒种子的直径测量值,结合按位设置的实际情况,将外滚筒的吸孔直径设定为1mm,内滚筒的吸孔直径设定为1.5mm。
根据蔬菜种子的物理特性,并结合播种的实际情况,确定直孔、沉头孔和锥形孔3种气孔形状和各种吸孔的相应尺寸,如图1所示。
2 滚筒吸种装置气孔流场仿真
2.1 利用软件Gambit进行前置处理
Gambit软件是面向CFD的专业前处理器软件,它包含全面的几何建模能力。Gambit强大的布尔运算能力为建立复杂的几何模型提供了极大的方便。Gambit网格划分方法的选择完全是智能化的:当选择一个几何区域后,Gambit会自动选择最合适的网格划分算法,使网格划分过程变得极为容易。Gambit可以生成适应Fluent 5,ANSYS等求解器所需要的网格。
由于3种孔型模型相对简单,所以在Gambit中直接建模,以确定要进行计算的几何区域;然后,分别设置Quad和Quad/Tri对3个几何区域进行离散化,即进行网格划分,设置速度入口、出口和壁面等边界条件;最后,输出Mesh文件并保持,完成前置处理,退出Gambit软件。
2.2 软件Fluent进行模拟计算求解
选择并行版本的二维单精度求解器Fluent 2d,将Mesh文件导入并检查网格,调节单位。选k-ε双方程湍流模型,并将其计算模型的求解参数设置为压力基求解器、定常等。计算中,默认的流体是空气,并设定为不可压缩工作介质。选择默认的操作环境设置,并忽略重力影响。然后,设置边界条件,速度入口选择velocity_inlet边界,流速为20m/s,湍流强度5%和水力直径1mm,出口为outflow边界,并选择默认设定。将求解控制参数、初始化设置都按照软件默认值设置,将残差收敛标准改为0.000 001,并选取Plot动态显示计算残差走势并保存。最后,选择迭代1 000次进行计算,收敛后保存计算结果。
2.3 软件Fluent仿真分析的结果
按照前面的操作,分别对吸孔的3种孔型方案进行了流场仿真分析,得到了3种孔型的流场速度矢量分布以及压力的分布云图与速度云图。分析结果的比较,如图2～图4所示。
比较3种孔型的速度流场矢量,可以看出,3种孔型内部流场分布都比较均匀,但孔型2沉孔的入口孔腔内有涡流产生;各种孔型的气流入口处速度方向分布也有所差异。孔型1直孔的流场入口处的速度分布主要集中沿着X轴的正方向,而对于与X轴成一定夹角的范围内的种子的吸附有所忽略;孔型2沉孔的流场入口处的速度分布虽然与X轴约成60°的夹角,但在气流入口的孔腔处有一定程度的涡流现象,回应相吸附效果。相比前两种孔型,孔型3的在流场入口处的速度方向分布和空腔内的流场分布相对均匀。所以,从3种孔型的速度流场矢量图来看,孔型3锥形孔腔最为合适。
比较3种孔型的腔内的速度分布云图可以得到:流场入口处气流的速度相对原始吸附速度都有一定程度的损耗;但在3种孔型中直孔的出口速度最大为5.93m/s,锥型孔的出口速度最小为3.81m/s,三者之间相差不大,并且流场入口速度最小的锥形孔的入口处的速度也能完成吸种的功能。所以,在速度大小方面,3种孔型都满足条件;但直孔的速度值最大,吸附力也最大,效果最好。
比较3种孔型内部的流场压力分布云图和半轴流场入口处压力剖面XY散点图可知,3种孔型流场入口处的压力分布有着很大的差异。直孔的的流场入口的压力分布在中心位置的最小,而只是在入孔边缘处压力较大;但结合其入口处的流速方向,其吸附力的作用没有得到最大的利用。孔型2沉孔的流场入口处的压力最大值是在靠近吸孔边缘处,并且会在该处产生涡流,也影响吸附力的利用。只有孔型3锥形孔的压力最大值分布在吸孔的中轴位置,对吸附力的应用最大;而且相对于直孔和沉孔的内部压力最大值处是远离吸孔边缘的这种分布方式,锥形孔内部流场中最大压力分布在紧贴出口处的边缘,这种压力分布对吸种功能的完成最有利。
综合以上对3种孔型的流场矢量方向、内部流场速度分布和内部以及流场入口处的压力分布分析可得:直孔孔型虽然在流场入口处的流速最大,但是其流场中的速度方向单一,并且其压力分布也不能达到充分利用吸附力的目的;而第2种孔型,在流场中产生了影响非常大的涡流,这对于流速和压力的分布都有极大的影响,所以也不是最优的选择。相比之下,锥形孔型在流场速度矢量方向上和压力分布上都是最佳选择;只是流场入口处的速度大小不太理想,但也完全能够完成吸附种子的功能。
3 结论
本文利用Fluent软件分别对3种孔型进行了流场的仿真模拟,结合滚筒气力式排种部件的工作原理,分别从3种孔型的内部流场矢量分布、内部流场的流速分布以及流场入口处的压力的分布进行了比较分析。通过模拟分析发现,在吸孔孔型的选择上,应该考虑到流场入口处的速度矢量分布,最好是速度方向能与吸附方向构成一定角度,这样吸附面积就相对增加;另外,出口截面积越大,则流体速度从原始吸附速度传递到流场入口时的速度损耗越大,流场入口处的吸附速度就相对较小。在吸孔流场入口处的孔型设计上,必须减少能产生涡流的设计,这样才能有效地利用吸附力。在一定范围内,孔腔的形状对压力的分布也有一定影响,类似于锥形孔型的这种外张式的孔腔,吸附压力相对集中于吸孔流场入口的边缘,这样的孔型更有利于吸附的利用,吸种效果更加明显。
结合3种孔型流场的模拟仿真分析的理论结果和排种过程中实际问题,本文选定了锥形吸孔为最佳的孔型方案。
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流场设计 第11篇
摘 要： 垂直轴风力机气动性能研究是风力机设计、实验的重要部分，对其运动状态下的流场进行分析是观测垂直轴风力机性能重要环节.基于NACA0012对称翼型，建立二维几何模型并进行模拟计算.采用k-ω SST湍流模型及滑移网格技术，通过CFD软件数值计算得到达里厄型直叶片垂直轴风力机运行时周边流场分布情况.通过比较不同方位角下流场涡量以及升、阻力系数得出：在方位角为105°附近时，翼型下表面产生流动分离，并导致失速；下风区翼型运行的流场由于受到上风区尾流的影响，翼型周围没有产生明显的流动分离.
关键词： 垂直轴风力机； 动态流场； 气动性能； 失速
中图分类号： TH 311 文献标志码： A
垂直轴风力机气动性能研究是风力机设计、实验的重要部分[1-2].直叶片垂直轴风力机是一种特殊的风力机[3]，在运行时有着复杂的气动特性.垂直轴风力机气动性能主要是研究其动态特性，在旋转过程中攻角不断变化[4-6]，叶片周围出现分离流场，以及由此引起叶片周围涡形成、脱落呈周期性变化.
文献[7]针对不同厚度NACA系列翼型垂直轴风力机性能进行分析，得出NACA0012系列翼型的风能利用系数最高.徐夏等[8]通过数值模拟法和流管模拟法分别计算并分析了垂直轴风力机风轮气动性能，两种方法的计算结果吻合较好，说明了两种方法计算的可靠性，但对垂直轴风力机的气动性能以及风轮周围流场未作详细的说明.文献[9]采用雷诺平均N-S方程和k-ω SST模型对垂直轴风力机风轮进行二维模拟，分析比较了三叶片和五叶片在不同风速下风轮周围压力的分布，但仅简单说明了流场压力分布，而没有详细分析.文献[10]比较得出滑移网格技术在模拟垂直轴风力机周围流场这种非定常流场尾流最小流速时优于多流管理论模型.李岩等[11]通过风洞试验和可视化实验研究，得出叶片间干涉影响了叶片周围的流场和压力，这种影响降低了风力机的气动力矩.
本文针对达里厄型直叶片垂直轴风力机，基于NACA0012对称翼型，建立风力机风轮二维几何模型，采用滑移网格技术，湍流模型选用二阶k-ω SST模型，利用CFD软件进行数值模拟，模拟达里厄型风力机在运行状况下的气动性能特点.
1 模型及计算过程
图1为NACA0012对称翼型在雷诺数Re=7×105、尖速比λ分别为1～7时攻角α随方位角ψ的变化关系.其中，攻角的定义式为
从图1中可看出，随着叶片尖速比增加，叶片攻角范围也更趋于平坦；尖速比为1时攻角变化范围为-90°～90°，而尖速比为7时攻角基本处于很小的变化范围内.从式（1）中可看出，这是由于当尖速比越大时，叶片所受相对来流风速中切向线速度所占比重上升导致的.
达里厄型垂直轴风力机叶片需两面受风，所以一般选择对称翼型，NACA对称翼型运行失速的攻角范围一般为12°～14°[4].从图1中可看出：当尖速比分别为1、2时，叶片绝大部分时间处于失速状态；当尖速比分别为3、4时，风力机运行攻角范围为-20°～20°，叶片绝大部分时间处于非失速状态；而当尖速比大于4时，虽然叶片绝大部分时间处于非失速状态，但对应攻角较小，升力及转矩较小.因此，本文选择风力机运行尖速比为4.
1.1 湍流模型
对垂直轴风力机的二维数值模拟采用k-ω SST湍流模型.该模型具有良好的稳定性和收敛性，是由原始的k-ω模型发展而来。该模型湍动能k和耗散率ω简化后的输运方程为
式中：ρ为空气密度；t为时间；ui为流体速度，i=1，2；xi、xj分别代表x、y方向，j=1，2； Gk～为平均速度梯度湍动能；Gω为耗散率ω相关项；Γk、Γω分别为k、ω的扩散率；Yk、Yω分别为k、ω的湍流耗散项；Sk、Sω均为源项；Dω为正交扩散项.
1.2 控制方程
对于特定垂直轴风力机，因旋转速度相对于风速较低，可视空气为不可压缩流体.风力机叶轮周围流动可由不可压缩N-S方程控制.
1.3 计算域及网格划分
达里厄型垂直轴风力机叶轮实际结构复杂，在运用CFD软件模拟时需对其结构进行简化.由于对流场进行瞬态模拟，故采用二维计算将比三维计算节省时间，且计算结果仍能反映风力机的气动规律[12].
CFD计算主要采用滑移网格技术描述旋转风轮.将计算域划分为3个域，简化后的垂直轴风力机二维几何模型如图2所示，图中：Z1、Z2、Z3分别为内流域、主体旋转流域和外流域，3个域之间的交界处设置交界面；R1为内部流场半径；R3为外部流场半径，R3=10R1；外部流场尾部尺寸ae、cd均为R1的20倍；R2为主体旋转流域的半径；ω0为转速；V∞为来流速度.计算域网格划分如图3所示，对翼型表面区域网格进行了局部加密，叶片壁面处y+为0.9～9.5，满足黏性流计算对壁面网格的要求.加密网格经网格无关性验证后得计算域的网格总数为53 214.
流体介质为空气，密度ρ=1.225 kg·m-3.入口边界设置为速度进口，给定来流速度V
SymboleB@ =10 m·s-1，计算雷诺数Re=6.85×105，马赫数Ma=0.03.整体上、下边界ae、cd以及前端abc设置为速度进口；后端边界egd设置为压力出口；叶片部分设置为无滑移壁面；af、cf为不动的虚拟壁面.
2 计算结果和分析
2.1 尾涡气动性能
垂直轴风力机在运行状态下其气动性能和静态情况下的气动性能明显不同.动态情况下翼型
周围绕流流场与相同工况下的静态绕流流场有着明显的差别，同时翼型升、阻力系数也有显著差别.
图4给出了风力机叶轮尾迹涡发展过程.从整个流场的涡量图能够清晰地观察到每个周期下涡发展、脱落及耗散的过程.从图中可看出，翼型在不同方位角下，由于翼型所处的流场不同，流场影响翼型附近涡的发展，导致翼型周围涡的发展不同.翼型运行至方位角为60°～120°时，翼型直接受来流风，翼型近壁面的涡流发展比较平缓；当翼型运行至方位角为180°时，开始进入受上风区（方位角为0°～180°）尾流影响区域.从图4中可看出，翼型的运动扰乱了前一翼型的尾迹涡，由于受上风区影响此时产生的尾迹涡的尺度逐渐演变.
为了深入探究风力机叶片周围流场分布，图5给出了不同方位角下翼型涡量流线图.从图中可看出：当翼型方位角为0°～60°时，翼型尾缘还没有出现流动分离，翼型尾缘涡量大，翼型周围流线沿着翼型发展，没有出现漩涡，流线发展较为平滑；当翼型运行至方位角为90°～120°时，翼型吸力面流线出现漩涡，翼型内侧出现流动分离，且吸
力面形成涡的尺度逐渐增大.对比此时的涡量图发现，翼型尾缘涡量较大.方位角大于150°后，翼型尾缘漩涡逐渐消失，翼型周围流场渐渐变得均匀.在下风区（方位角为180°～360°），翼型周围流场变化不是很剧烈，在翼型尾缘没有出现方位角为90°～120°时的大漩涡，只有在方位角为210°时尾缘出现小尺度涡，之后尾缘的小尺度涡一直维持至方位角为270°时消失.方位角大于300°后，翼型开始逐渐进入迎风区.从图5中可看出，流场中流线发展基本是沿着翼型周围发展.可见，由于上风区尾流的影响，导致下风区尾缘处的漩涡没有得到充分发展，没有出现和上风区一样的大尺度漩涡.由此可见，上风区运行的翼型产生的尾流抑制了下风区流场的发展.
2.2 动态升、阻力系数
动态情况下，翼型升、阻力显示出不同的特性.图6分别给出了翼型动态升、阻力系数Cl和Cd随方位角的变化关系.从图6（a）中可看出，方位角为0°～180°时升力系数为负，表示此时升力与正攻角方向相反，在方位角为105°时达到最小，结合图5可看出，在此方位角下，翼型周围流动发生分离，导致其升力下降.方位角为260°左右时升力系数达到最大，由图5可知，在此方位角附近，翼型周围也没有出现分离流动.从图6（b）可看出，动态阻力系数在方位角为105°左右时达到最大，升力系数也是在此方位角下达到最小，可见在方位角为105°左右时，翼型失速.
图7给出了垂直轴风力机的升阻比随方位角的变化关系.从图中可看出，方位角为30°～150°时升阻比最小.从图4中可看出，在此方位角时翼型发生流动分离，所以产生的升力较小，阻力较大.在方位角为270°～360°有较大升阻比，此时翼型处于上仰阶段，翼型周围流体基本不分离，提供了较大的升力.
3 结 论
通过对达里厄型直叶片垂直轴风力机风轮、翼型周围涡量以及翼型周围流线进行了分析比较，得出翼型在不同方位角下的气动性能是不同的.
（1） 翼型在不同方位角下，翼型周围流场不同，在上风区出现流动分离.由于受上风区尾迹涡的影响，下风区翼型的运动状态较为平稳，没有产生明显的流动分离.
（2） 在上风区翼型运动至方位角为90°～120°时，翼型尾缘区产生明显的漩涡，说明此时产生了流动分离，翼型失速.
（3） 流动分离导致导致升力系数下降，阻力系数上升，翼型失速.
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天窗开启状态流场分析 第12篇
风的振动噪声是气动噪声的一个重要组成部分, 它是由汽车天窗开启后而产生的, 它频率低但强度却很高, 虽然它不易被人耳听到, 但它产生的脉动压力却使乘客感到烦躁和疲倦。根据查阅文献和以前项目经验, 这种现象的强噪音通常发生在车速40km/h-65km/h左右, SPL>100d B (A) 。针对天窗的应用, 当汽车天窗打开时, 车厢内就形同空腔。在车顶开口的前部边缘, 车外高速通过的气流和车内相对静止的气体之间存在一个剪切层。当车内外气流的速度差超过一个临界值后, 剪切层就会处于不稳定的状态, 最终形成漩涡, 并周期性地散发, 随着气流一起向后流动。当漩涡撞击到天窗开口的后缘处, 涡旋破碎, 产生一个向四面传播的压力波。传到车外的一部分压力波到达开口的前缘, 将再次引发涡旋的脱落, 形成反馈回路。这个过程每秒钟会重复很多次, 并且引起剪切层产生一个特定的振动频率, 如果这个频率与车厢的固有频率相同, 将会发生共振, 这种类型的共振称为赫姆霍兹共鸣, 即天窗的风振现象。通常这个振动频率不在人的听力范围内, 但是乘客仍然能够感觉到一股强烈的脉动压力, 长时间处于这样的环境中会使人疲倦和烦躁不安。
本文利用计算流体力学软件STAR-CCM+对某车型进行了整车外流场的计算, 通过对汽车天窗附近速度场以及各截面速度场分析, 对该车前唇扰流板, 前后轮扰流板, 以及后扰流板的组合优化进行评价。
1、建立计算模型
1.1 物理模型
流体流动要受物理守恒定律的支配, 基本的守恒定律包括质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒定律。
(1) 质量守恒方程 (连续方程)
通常在对外流场模拟的时候应用较多的是RNG k-ε湍流模型。在这种模型中, 通过在大尺度运动和修正后的黏度项体现小尺度的影响, 将小尺度运动从控制方程中移除。在对Navier-Stokes方程进行雷诺时均化处理时, 引进了新的变量项ui′u′j (雷诺应力项) 。为使方程组封闭, 必须对雷诺应力做出某种假定, 在大量的实验基础上推导出雷诺应做出某种假定, 在大量的实验基础上推导出雷诺应力方程如下[3]。
1.2 几何模型
由于计算结果的精确度与网格单元的大小密切相关, 但是网格数量受计算机硬件制约严重, 故只能对模型做局部加密细化, 例如近气格栅, 发舱内部冷却系统等部件需要细化, 对仿真结果影响不大的区域网格则需渐进粗化。在ANSA中进行几何处理并划分面网格如图1、图2所示。
在前处理后导入STAR-CCM+中进行Surface Remesher以及体网格的生成[4]。生成流体计算域, 域基本尺寸为:车前3倍车长, 车后7倍车长, 宽度4倍车宽, 高5倍车高。外流场体网格采取三个区域加密, 控制尺寸分别为60mm、80mm、120mm, 如图3所示, 以及后视镜区域局部加密控制尺寸为15mm。
1.3 初始边界条件
入口采取速度边界条件 (车速20km/h、60km/h、80km/h) , 出口为压力边界, 其他壁面为滑移壁面, 地面为非滑移壁面。
2、模型计算结果
2.1 初始模型
根据相关工程师提供的整车几何模型, 建立整车外CAS、详细的内饰模型 (包括座椅和假人模型) 、完整的天窗模型及与天窗连接的白车身和顶盖内饰板模型, 如图1所示。
2.2 计算结果
车速20km/h时, 气流进入天窗上部的风速较小, 遮阳板下部风速几乎为零, 对车内噪声影响几乎为零, 如图4所示;车速60km/h时, 从天窗上部和遮阳板上部进入的气流流速都较大, 并在天窗后部形成交汇, 增强内饰空腔形成的脉动压力, 导致噪声明显, 如图5所示。
车速80km/h时, 从天窗上部和遮阳板上部进入的气流流速都较大, 并在天窗后部形成交汇, 如图6所示。但是在试验过程中, 没有出现噪声 (讨论分析是由于风速增大, 气流引起内饰板的频率与内饰板的振动频率不同, 不能形成振动, 进而不会出现驾驶内噪声) 。
通过对天窗开启状态下, 车速分别为20、60、80km/h的分析中发现, 车速为60km/h时, 天窗附近的流场变化较为激烈, 存在风振的危险。
2.3 优化分析
天窗开启状态下, 可以改善风振的方法主要有以下几种, 如图7、8、9所示:
1.在天窗空腔前缘增高导流板;
2.选择不同的天窗导流板方案, 如锯齿形、网状等;
3.控制天窗玻璃的最大开启行程。
本文采用方案1来优化天窗开启状态下的风振。模型风速为60km/h。对比优化前后流场的变化情况。
因为涡流是产生风振的噪声源, 通过导风板与车表面高度差增加到1.2cm后, 避免天窗前的涡流, 减弱或避免了内饰与车体间空腔形成的脉动压力, 如图10、11所示;通过抬高导风板高度, 使得气流进入天窗上部的风速较小, 遮阳板下部风速几乎为零, 进而降低了对风振影响, 如图12、13所示。
3、结论
通过抬高导风板的高度, 可以减少天窗附近的涡流, 进而削弱风振影响, 满足驾驶舒适性要求。在项目开发的过程中, 要寻找合适的优化方案来避免风振现象, 通过更改天窗行程也是易实现, 低成本的解决方法。然而, 在项目的初期, 选择开天窗的合理位置、天窗导风板的结构尤为重要。
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流场设计范文
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