流體力學(xué)結(jié)課論文

..離心通風(fēng)機氣體流動的流體力學(xué)分析摘要:本文從流體力學(xué)的角度進行了詳盡的分析研究,介紹了風(fēng)機的選型對抽風(fēng)量的影響,探討了管路系統(tǒng)中的摩擦阻力、局部阻力、風(fēng)管直徑大小、彎頭的曲率半徑等對風(fēng)量風(fēng)壓的影響；同時介紹了離心風(fēng)機特性、抽風(fēng)系統(tǒng)的管網(wǎng)特性,管網(wǎng)中實際阻力與風(fēng)機額定風(fēng)壓及風(fēng)量的關(guān)系；應(yīng)用計算流體力學(xué)軟件FLUENT對4-73№10D離心式通風(fēng)機內(nèi)部的三維氣體流動進行了數(shù)值模擬分析,重點分析了各個部分的壓強和速度分布。關(guān)鍵詞：管網(wǎng)特性；離心式通風(fēng)機；三維數(shù)值模擬；壓力場；流場1引言由于通風(fēng)機流場的試驗測量存在許多難,使得數(shù)值模擬成為研究葉輪機械流場的一種重要手段。隨著計算流體力學(xué)和計算機的快速發(fā)展,流體機械的內(nèi)部流場研究有了很大的進展,從二維、準(zhǔn)三維流動發(fā)展到全三維流動。Guo和Kim用定常和非定常的三維RANS方法分析了前向離心通風(fēng)機流動情況；Carolus和Stremel通過CFX針對風(fēng)機進風(fēng)處的湍流分析得出壓強和噪聲的關(guān)系；Meakhail等利用PIV試驗方法和CFX模擬相結(jié)合的方法對葉輪區(qū)域進行了分析。但是很多的研究者都是選取某一個流道或單元作為研究對象,從而忽略了蝸殼的非對稱性導(dǎo)致流動的非軸對稱性,或者把實際風(fēng)機模型簡化無法得到真正的內(nèi)部流場。本文運用商業(yè)軟件FLUENT6.3,對4-73№10D離心式通風(fēng)機在設(shè)計工況下進行定常三維流動數(shù)值模擬,捕捉內(nèi)部流動現(xiàn)象,揭示風(fēng)機流動實際情況,為風(fēng)機的進一步改進,擴大運行工況提供理論依據(jù)。2抽風(fēng)系統(tǒng)的流體力學(xué)分析2.1摩擦阻力對抽風(fēng)量和風(fēng)壓的影響空氣沿通風(fēng)管道內(nèi)流動時會產(chǎn)生兩類阻力,一是由空氣和管壁間的摩擦所造成的摩擦阻力〔又稱沿程阻力；二是空氣經(jīng)過風(fēng)管內(nèi)某些部件〔如彎頭、三通、吸風(fēng)罩、蝶閥等時發(fā)生方向和速度的變化以及產(chǎn)生渦流等原因而產(chǎn)生的局部阻力。圓形風(fēng)管單位長度的摩擦阻力可按下式計算：式中：Pmr——圓形風(fēng)管單位長度的摩擦阻力,Pa/m；λ——摩擦阻力系數(shù)；ν——風(fēng)管內(nèi)空氣平均流速,m/s；ρ——空氣的密度,kg/m3；D——圓形風(fēng)管的直徑,m。在計算這兩類阻力時,通常是按照層流狀態(tài)來取摩擦阻力系數(shù)λ的,這時,沿程的壓力損失與空氣流速的一次方成正比,當(dāng)流速增大超過臨界流速Re＝2300時,風(fēng)管內(nèi)的空氣流型變?yōu)槲闪鳡顟B(tài),則管內(nèi)沿程的壓力損失與空氣流速的1.75～2.0次方成正比,也就是說,沿程阻力增加了近1倍。通常把風(fēng)管內(nèi)壁看作是水力光滑管,即管壁的絕對粗糙度K＝0.1mm來計算的,而實際上,使用一段時間后,風(fēng)機葉輪、風(fēng)管、彎頭、傘形抽風(fēng)罩、折流板氣水分離器等處內(nèi)壁沾滿了油漆,這時風(fēng)管內(nèi)壁已經(jīng)變成了水力粗糙管〔或稱阻力平方區(qū),管壁的絕對粗糙度值K≈0.9～3.0mm；這時,單位長度實際摩擦阻力P′mr應(yīng)為計算單位長度摩擦阻力乘以修正系數(shù)β,即：P′mr＝β×Pmr假設(shè)：風(fēng)管內(nèi)空氣流速為10m/s,絕對粗糙度值K＝0.1mm,則：修正系數(shù)β＝〔Kν0.25＝〔0.1×100.25＝1〔1式中：K——風(fēng)管內(nèi)壁絕對粗糙度,mm；ν——風(fēng)管內(nèi)空氣流速,m/s。再假設(shè)：風(fēng)管內(nèi)空氣流速不變,仍為10m/s,但絕對粗糙度值K＝1mm,則：修正系數(shù)β＝〔Kν0.25＝〔1×10>0.25＝1.78〔2也就是說,這時單位長度風(fēng)管內(nèi)的摩擦阻力是原來的1.78倍。再假設(shè)：風(fēng)管內(nèi)空氣流速為10m/s,絕對粗糙度值K＝2mm,則：修正系數(shù)β＝〔Kν0.25＝〔2×100.25＝2.114〔3這時,單位長度風(fēng)管內(nèi)的摩擦阻力是原來的2.114倍。還有一個很重要的原因是,很多廠家在使用水簾噴漆室時,不添加或不按時按量添加漆霧絮凝劑,再就是不定時打撈漆泥漆渣,水中大量的漆泥隨著循環(huán)水流掛在折流板、擋水板、渦旋板、風(fēng)管內(nèi)壁上,使得內(nèi)壁絕對粗糙度大幅增加,摩擦阻力也增加了許多倍。這就是眾多的噴漆室使用一段時間后風(fēng)壓下降、抽風(fēng)量減小、漆霧外溢的原因之一。筆者認(rèn)為,設(shè)計時風(fēng)壓選擇不能僅僅放10％～20％的余量,而是最好增加80％左右的富余量；要定期清理風(fēng)機葉輪、蝸殼、風(fēng)管、折流板等抽風(fēng)系統(tǒng)內(nèi)的漆泥,而這是許多廠家不注重的,應(yīng)對操作人員進行使用和維護的培訓(xùn)。2.2局部阻力的影響在風(fēng)道中流動的流體,在通過彎頭、閥門、變徑管等處,方向和斷面積大小發(fā)生改變,有可能產(chǎn)生渦流損失或碰撞損失,這些稱為局部阻力。風(fēng)道部件的局部阻力可按下式計算：式中：ΔP——風(fēng)管部件的局部阻力,Pa；ξ——局部阻力系數(shù)；ν——風(fēng)管內(nèi)空氣平均流速,m/s；ρ——空氣的密度,kg/m3。在一般通風(fēng)系統(tǒng)中,由于風(fēng)管中各部件形狀不一,局部阻力系數(shù)很難計算,通常通過試驗測定,而后查表確定。而實際風(fēng)管系統(tǒng)由于管徑、流速、介質(zhì)、曲率半徑、漸擴角等大小不一,一旦有1個參數(shù)變化,其管路系統(tǒng)中實際局部阻力也是變化的。例如,折流板汽水分離器在使用一段時間后,表面會沾上漆泥,使得局部阻力增大,空氣流速下降；斷面面積變小,又使得空氣流速加快,空氣中含漆霧顆粒增加,空氣密度增大,局部阻力系數(shù)也會變大,在這種狀況下,氣體會產(chǎn)生漩渦,氣流變成紊流狀態(tài),這些因素都會導(dǎo)致折流板處的局部阻力增大、抽風(fēng)量下降。局部阻力系數(shù)ξ是針對某一過流斷面平均流速而言的,但是,各種管件的局部阻力損失,不是發(fā)生在流動的某一斷面上,而是發(fā)生在一段長度的流段中,如果2個部件相隔太近,那么它們之間就會相互影響,這時流動的狀況就復(fù)雜了,就不能用手冊中給定的ξ來計算了。因為,手冊中的ξ值都是在沒有其它阻力影響的條件下測定的。例如：為了降低噴漆室的高度,在噴漆室后部頂上,往往是1個傘形吸風(fēng)罩和蝶閥、彎頭及風(fēng)機吸風(fēng)口直接連接,中間很少有直管過渡,這時,這一流段的局部阻力就不是幾個部件的阻力相加那么簡單了。阻力系數(shù)ξ會有變化,管道中會產(chǎn)生漩渦,主流受到壓縮或擴散,流速分布會迅速改組,黏性阻力和慣性阻力都會顯著增大。2.3風(fēng)管直徑大小對風(fēng)速的影響管內(nèi)空氣流速在6~14m/s為宜,最好不超過10m/s。有些制造商為節(jié)省材料成本,將風(fēng)管直徑做得很小,使管內(nèi)風(fēng)速過大,甚至達到24m/s,使得風(fēng)阻急劇增大,當(dāng)軸功率一定時,抽風(fēng)量會下降,導(dǎo)致漆霧無法抽出去。例如,某企業(yè)為外地某廠生產(chǎn)的2臺噴漆室,抽風(fēng)效果一直很差,漆霧外溢嚴(yán)重,2次更換風(fēng)機后,仍然無法解決問題,筆者到現(xiàn)場發(fā)現(xiàn),風(fēng)機風(fēng)管直徑設(shè)計太小,風(fēng)管內(nèi)的摩擦阻力和局部阻力都陡然增大,導(dǎo)致抽風(fēng)量嚴(yán)重下降,結(jié)果僅僅更換了大直徑的風(fēng)管就徹底解決了問題。還有,風(fēng)機出風(fēng)口至風(fēng)管排氣口長度問題,一般應(yīng)將排風(fēng)管接出車間外屋頂2m以上高度,以利用大氣壓差。目前常見的問題是一些設(shè)計人員設(shè)計時往往只考慮風(fēng)機進風(fēng)段的阻力問題,不考慮風(fēng)機出風(fēng)段的風(fēng)阻,更不考慮室外排風(fēng)管的高度,這是欠妥的。2.4彎頭的曲率半徑對局部阻力系數(shù)的影響90°的風(fēng)管彎頭其局部阻力系數(shù)ξ與風(fēng)管彎曲的曲率半徑與與風(fēng)管直徑之比R/D成反比,R/D越大,ξ值越??；如：R/D為1時,ξ為0.23,R/D為2時,ξ為0.15,R/D為2.5時,ξ為0.13,當(dāng)R/D大于2.5時,減少效果就不明顯了。一般應(yīng)采用R/D為2.0~2.5,這樣局部阻力系數(shù)ξ可小些。需要說明的是,這里所指的風(fēng)管彎頭是指的光滑圓風(fēng)管,在制造中,一般都是分成5段制作,放樣、滾圓,再咬邊或焊接成一個整體〔俗稱蝦米彎,而這樣一個90°的蝦米彎頭,其阻力系數(shù)比光滑園風(fēng)管彎頭的又要大,如：R/D為1時,蝦米彎的ξ值為0.33,R/D為2時,ξ為0.19,而這是設(shè)計者們通常忽視的地方。更有些廠家為降低造價,多采用R/D為1,這是不可取的。這些地方累積起來,管網(wǎng)系統(tǒng)的壓力損失就大了。風(fēng)管彎頭的局部阻力系數(shù)ξ同時還與彎曲角度成正比,如彎曲角度越大,則阻力系數(shù)越大,一般應(yīng)盡量采用45°、60°和90°的彎頭。3抽風(fēng)系統(tǒng)的管網(wǎng)特性及工作點分析3.1離心風(fēng)機特性離心風(fēng)機即使在轉(zhuǎn)速相同時,它所輸送的風(fēng)量也可能各不相同。系統(tǒng)的壓力損失小時,要求的風(fēng)機風(fēng)壓ΔP=ξ2ν2ρ就小,則輸送的風(fēng)量就大；反之,系統(tǒng)的壓力損失大時,所要求的風(fēng)機風(fēng)壓就大,則輸送的風(fēng)量就小。風(fēng)機的特性曲線見圖1。從中可看出,風(fēng)機可以在各種不同的風(fēng)量下工作。在抽風(fēng)系統(tǒng)中,風(fēng)機將按其特性曲線上的某一點工作,在此點上,風(fēng)機的風(fēng)量與系統(tǒng)中的壓力得到平衡,由此也確定了風(fēng)機的風(fēng)量。但正是風(fēng)機的這種自動平衡的性能,致使有時在實際情況下,風(fēng)機的風(fēng)量和風(fēng)壓滿足不了設(shè)計要求。圖1風(fēng)機的特性曲線3.2抽風(fēng)系統(tǒng)管網(wǎng)特性風(fēng)機在抽風(fēng)管路系統(tǒng)中工作時,其風(fēng)量、風(fēng)壓等參數(shù)不僅取決于風(fēng)機本身的性能,還與整個管網(wǎng)系統(tǒng)的特性有關(guān)〔管網(wǎng)特性曲線及工作點見圖2。管路系統(tǒng)的總阻力由系統(tǒng)中各種壓力損失的總和、吸入氣體所受壓力與排出氣體所受壓力的壓力差〔當(dāng)由大氣吸入氣體并排出大氣時,壓差等于0和由管網(wǎng)排出時的動壓3部分組成,即圖中的P2＝f2〔Q曲線所示。更多情況下,管路特性曲線只取決于管路系統(tǒng)的總阻力和管網(wǎng)排出時的動壓,且二者均與流量Q的平方成正比；管路特性曲線P2=f2〔Q和風(fēng)機的性能曲線P1＝f1〔Q的交點D也就是風(fēng)機的工作點。當(dāng)管網(wǎng)中實際阻力大于風(fēng)機的額定風(fēng)壓時,則風(fēng)量會減少；反之,當(dāng)管網(wǎng)中實際阻力小于風(fēng)機的額定風(fēng)壓時,則風(fēng)量會增大〔管內(nèi)特性曲線與風(fēng)機性能關(guān)系見圖3。

圖2管網(wǎng)特性曲線及工作點圖3管內(nèi)特性曲線與風(fēng)機性能曲線如上所述,噴漆室在使用一段時間后,由于管網(wǎng)系統(tǒng)中阻力逐漸變大,風(fēng)機漸漸無法克服系統(tǒng)的壓力損失,致使抽風(fēng)量逐步降低,無法將過噴的漆霧及有機溶劑抽出,造成漆霧外溢到車間里；同時,噴漆室內(nèi)工件表面附近的空氣中充斥著粒徑大小不等的漆霧顆粒,很多黏在工件表面,影響表面噴涂質(zhì)量。還要指出的是：一般風(fēng)管系統(tǒng)中的局部阻力計算是建立在一個理想的管網(wǎng)結(jié)構(gòu)和靜態(tài)的模型基礎(chǔ)上的,但實際上多種結(jié)構(gòu)設(shè)計本身的不足和在使用過程中動態(tài)的變化,使得所計算的局部阻力和實際使用中的風(fēng)阻差別很大,這也是現(xiàn)今一些噴漆室的問題所在。4流場控制方程的建立通風(fēng)機內(nèi)流速較低,可視為不可壓縮流動,以恒定角速度旋轉(zhuǎn)的葉輪中,當(dāng)選用與葉輪一起旋轉(zhuǎn)的非慣性坐標(biāo)系來描述相對運動時,可認(rèn)為葉輪內(nèi)的相對運動是定常的。因此葉輪內(nèi)不可壓縮,均質(zhì),密度為常數(shù)的連續(xù)性方程和運動方程為<1>質(zhì)量守恒方程<2>動量守恒方程式中W——相對速度；P——壓強f——質(zhì)量力；μ——粘性系數(shù)；R——半徑；-2ω×W——哥氏力；-ω×<ω×R>——離心力。<3>湍動能方程<4>湍動能耗散率方程<5>湍流粘度系數(shù)方程式中C1,C2,σK,σε,Cμ——經(jīng)驗常數(shù)；Ui,Uj——i,j方向的速度；Xi,Xj——i,j方向的節(jié)點坐標(biāo)；ρ——流體密度；P——壓力；Fi——體積力；η,ηt——層流和湍流的粘度系數(shù)；K——湍動能；Ε——湍動能耗散率。5計算對象及邊界條件5.1風(fēng)機模型參數(shù)分析對象為4-73№10D離心通風(fēng)機,由進氣室、集流器、葉輪和蝸殼組成。在Pro/E中建立模型,為解決問題的方便,在整機的裝配中讓絕對坐標(biāo)和相對坐標(biāo)處于同一位置,原點位于葉輪后盤中心外壁上,X軸負(fù)方向為蝸殼出口方向,Y軸負(fù)方向為蝸殼的進氣方向,Z軸正方向為進氣室進口方向。葉片后傾,進、出口角分別為32°、45°,葉輪內(nèi)徑720mm,葉輪外經(jīng)1000mm,葉片進口寬350mm,葉片出口寬250mm,進氣室吸風(fēng)口為1300mm×600mm,蝸殼寬650mm,出風(fēng)口為900mm×650mm,葉片12個,轉(zhuǎn)1200r/min。5.2網(wǎng)格劃分在GAMBIT中對流道區(qū)域劃分網(wǎng)格如圖4所示。由于風(fēng)機結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,采取四面體和六面體網(wǎng)格相結(jié)合的方式劃分,網(wǎng)格共計676045。葉輪流動區(qū)域采用旋轉(zhuǎn)參考系MRF坐標(biāo)法；葉片、前盤和后盤采用相對靜止參考系；進氣室、集流器和蝸殼采用絕對靜止參考系。圖44-73№10D通風(fēng)機整體網(wǎng)格5.3計算方法及假定<1>假定流動是穩(wěn)定、粘性、不可壓縮；流動過程中忽略質(zhì)量力作用；<2>葉輪進口和集流器間有間隙,但在計算中處理為0,避免間隙區(qū)域壓力梯度過大；<3>旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下離散方程采用壓力速度耦合SIMPLE算法,湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε方程,使用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法。5.4邊界條件進口：按照容積流量計算所得,采用均勻進口,速度12.6m/s。出口：設(shè)置壓力出口靜壓為大氣壓,空氣密度為1.2kg/m3。6結(jié)果分析6.1靜壓分析由圖5可看出,靜壓從進口至出口逐漸變化,在蝸殼外壁面達到最大,由于出口存在流動損失而使此處的靜壓有所下降,這與文獻[6]結(jié)論相符。由圖5a可知,由于受到蝸殼的非軸對稱性影響,蝸殼較低靜壓處與葉輪中心不在同一軸上；由圖5b可知,在進氣室的拐彎處和蝸舌處,由于這兩者的形狀發(fā)生變化,導(dǎo)致靜壓較低。圖5〔a整機蝸殼壁面后視靜壓分布圖5〔b整機蝸殼、進氣室前室靜壓分布6.2Y軸方向靜壓分析Y軸為葉輪中心軸,葉輪后盤與蝸殼外壁有40mm的間隙,在Y軸方向截取面：Y=-20mm如圖6a；Y=150mm如圖6b；Y=250mm如圖6c；Y=350mm如圖6d。從4個圖中看出,葉輪壓強分布并不因為葉輪的軸對稱而對稱,漸擴螺旋蝸殼是非軸對稱的,葉輪進口處靜壓最低。葉輪內(nèi)靜壓中心偏向蝸殼擴大處,出葉輪后靜壓逐漸增大在蝸殼外壁達到最大。由于流動損失的存在,靜壓沿著蝸殼出口逐漸降低。圖6〔aY=-20mm后盤與蝸殼外壁間隙中間面靜壓圖6〔bY=150mm葉輪軸向中間面靜壓圖6〔cY=250mm葉輪出口與前盤接觸軸向面靜壓圖6〔dY=350mm葉輪進口與前盤接觸軸向面靜壓6.3葉輪區(qū)域靜壓分析葉輪區(qū)域的靜壓分布如圖7所示。圖7〔a葉輪壁面靜壓〔b葉輪區(qū)域前盤和葉輪出口靜壓葉片非工作面和前盤附近,特別是兩者的交匯區(qū)域積累了一個低能流體區(qū),靜壓、相對速度均較低,此處形成了尾跡區(qū),但是尾跡區(qū)不是完全的"死水區(qū)",有流體通過只是速度較低。葉片工作面和前盤附近的流體靜壓、相對速度均較高,此處形成了射流區(qū)。Fisher和Thpo-ma用顏料做離心泵葉輪中的顯示試驗,曹淑珍等用PIV法進行三維流動測定,根據(jù)流動照片也驗證這一區(qū)域的存在。這就是后來吳XX等學(xué)者所說的射流-尾跡流動結(jié)構(gòu)。6.4葉片靜壓分析葉片工作面圖8a上的靜壓比非工作面圖8b上的高且分布明顯不同：葉片工作面上靜壓分布不均,由分布可看出85%以上的做功來自于工作面；非工作面上靜壓分布較均勻,從葉片根部向頂端逐漸增大。在單個葉道內(nèi),兩側(cè)壁附面層中的氣流前進的速度比較低,氣體受到壓力差的作用從高壓區(qū)流向低壓區(qū),這種流動與主氣流方向垂直從而產(chǎn)生了二次流。圖8〔a葉片工作面靜壓分布〔b葉片非工作面靜壓分布6.5整機全壓分析包括全部外壁時無法看清內(nèi)部全壓分布,取圖9所示分析。圖9壁面全壓側(cè)視圖從圖9很清楚地看出全壓的變化分布情況,特別是在集流器和葉輪區(qū)域變化最為明顯。在集流器處全壓很低這是由于氣流從軸向開始向徑向轉(zhuǎn)變而產(chǎn)生的。葉輪區(qū)域依賴葉輪做功,全壓在葉道內(nèi)逐漸升高,且在葉片工作面出口處達到最大,進入蝸殼后由于流動損失存在又逐漸降低。這兩個區(qū)域流動情況差別很大,這是由于流道的位置不同和蝸殼的非對稱性引起的。所以對整個通風(fēng)機來說,不能單單研究某個部分或?qū)δ硞€流道計算,因為這不但難反映整體流場的實際情況,而且計算的邊界條件也很難確定,這就為計算的準(zhǔn)確性、合理性帶來困難。6.6流道區(qū)域速度分析此區(qū)域速度大小變化不太明顯,但是受旋轉(zhuǎn)的后盤和靜止的蝸殼壁的共同作用使這部分流體產(chǎn)生了扭曲,流體旋轉(zhuǎn)的中心接近蝸舌處與葉輪內(nèi)的流動完全不在同一軸上,這是整機模擬得到的又一重要現(xiàn)象。在前盤和蝸殼間的流體速度變化較明顯,氣流在葉輪出口處突然擴壓,導(dǎo)致氣流速度降低與主流氣體發(fā)生沖擊擾動,從而在蝸舌處產(chǎn)生了二次流風(fēng)機葉輪中截面上的速度分布,從中看出流體從葉輪進口到葉輪出口方向速度逐漸增大,出葉輪后速度逐漸降低。在靠近蝸殼出口處的葉輪通道內(nèi)的速度比其他部分的葉輪通道內(nèi)速度小,因此計算風(fēng)機葉輪通道流場的時候,假設(shè)每個葉輪通道都是相同的也是不對的。蝸殼出口處,可看到在出口的右下角有二次流的現(xiàn)象出現(xiàn),此處位于蝸殼擴大一方近蝸舌處,是受到蝸殼出口流道的主流和蝸舌處的擾流共同作用而產(chǎn)生。從渦流的位置來看,上部渦流比較靠近蝸殼的前壁面處,下部渦流比上部渦流強烈,且靠近蝸殼后壁面處。對圖綜合分析,可以得出流體在蝸殼內(nèi)不是以平流流出,而是以麻花狀旋流狀態(tài)流出。看出在蝸殼出口流道內(nèi)有回流產(chǎn)生,并且由此圖可以清楚的看到流體不是平流而是扭曲著旋流流出。顯示氣流在進氣室內(nèi)的變化不大,且在進入葉輪中心后流動比較均勻,流速隨著葉片的方向逐漸增大,在前盤一方的蝸殼擴大處有二次流產(chǎn)生且比較明顯。同時也可以看出在后盤和蝸殼壁的間隙處、蝸舌處二次流較多較強,所以此處的噪聲比較大,可為噪聲的分析提供理論依據(jù)。蝸殼出口的延伸部分很明顯的有股較強的氣流,這也是吳XX等所說的尾流—射流結(jié)構(gòu)。7結(jié)論本文有針對性地對離心通風(fēng)機內(nèi)部湍流場進行三維數(shù)值模擬,觀察了離心通風(fēng)機內(nèi)部流動情況,重點分析了流道內(nèi)部各個部分的壓強和流場,得出如下結(jié)論：<1>發(fā)現(xiàn)了由于整機的非軸對稱性而產(chǎn)生了流體區(qū)域的壓強和流速的非軸對稱性。后盤與蝸殼間隙中的流體流動的中心偏向蝸舌處,葉輪區(qū)域內(nèi)部壓力場和流場的中心不是沿中心軸方向,而是偏離中心軸。蝸殼內(nèi)部整體的流動像扭曲的麻花狀旋流流出；<2>結(jié)果顯示葉片和前盤間,蝸殼出口處存在尾流-射流現(xiàn)象；<3>靠近葉輪前盤的葉片處所受全壓偏高于葉根處的壓力。工作面上的壓力大于非工作面葉片上的壓力,由于壓力差的產(chǎn)生,從而使流體從高壓向低壓流動產(chǎn)生了軸向的二次流現(xiàn)象。參考文獻[1]曹淑珍,祁XX,張義云,等.小流量工況下離心風(fēng)機蝸殼內(nèi)部的三維流動測量分析[J].XX交通大學(xué)學(xué)報,2002.[2]吳XX,陳慶光,劉樹紅.通風(fēng)機和壓縮機[M].清華大學(xué)出版社,2005.1.[3]徐寶仁.變頻調(diào)速泵特性與節(jié)能的探討[J].農(nóng)業(yè)裝備技術(shù),2008.[4]孫宏雁.高壓變頻技術(shù)在生產(chǎn)用水系統(tǒng)中的應(yīng)用[J].一重技術(shù),2008.[5]郭立君.泵與風(fēng)機[M].北京中國電力出版社,2004.[6]楊乃喬.液力調(diào)速與節(jié)能[J].節(jié)能與安全,2008.[7]關(guān)凡醒.現(xiàn)代泵技術(shù)手冊[M].北京:北京宇航出版社,1995.[8]機械工業(yè)部第四設(shè)計研究院.油漆車間設(shè)備設(shè)計[M].北京:機械工業(yè)出版社,1985.[9]陸耀慶.供暖通風(fēng)設(shè)計手冊[M].北京:出版社,1987.[10]XX冶金建筑學(xué)校.通風(fēng)工程[M].北京:出版社,1981.[11]陸耀慶.供暖通風(fēng)設(shè)計手冊[M].北京:出版社,1987.[12]蘇福臨,鄧滬秋.流體力學(xué)泵與風(fēng)機[M].北京:出版社,1985.[13]王嘉冰,區(qū)穎達.多翼離心風(fēng)機的內(nèi)流特性及其噪聲研究[J].流體機械,2004[14]劉路.翼離心風(fēng)機葉輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究[D].XXXX:XX工業(yè)大學(xué),2009.[15]王維斌.對旋式通風(fēng)機全流場內(nèi)壓力脈動及氣動噪聲特性的數(shù)值研究[D],XXXX:XX科技大學(xué),2009.[16]陳懷修,李嵩.利用三維數(shù)值模擬改進離心通風(fēng)機設(shè)計[J].風(fēng)機技術(shù),2003.[17]張莉,王啟杰,陳漢平.離心葉輪機械內(nèi)部非定常流動的數(shù)值計算[J].風(fēng)機技術(shù),2004．[18]王福軍,張玲,張志閩.軸流泵不穩(wěn)定流場的壓力脈動特性研究[J].水利學(xué)報,2007.[19]邵杰,劉樹紅,吳墑鋒,吳XX.軸流式模型水輪機壓力脈動試驗與數(shù)值計算預(yù)測[J].工程熱物理學(xué)報,2008.[20]張梁,吳偉章,吳XX,陶星明,劉樹紅.混流式水輪機壓力脈動預(yù)測[J].大電機技術(shù),2002.[21]吳墑鋒,吳XX,劉樹紅.軸流式水輪機擺度對壓力脈動的影響[J].工程熱物理學(xué)報,2007.[22]王福軍.計算流體動力學(xué)分析.北京:清華大學(xué)出版社,2004.[23]童秉綱.孔祥言,鄧國華,等.氣體動力學(xué),北京:高等教育出版社,1995.