蝸殼式熱風分離器三維流動數(shù)值模擬

蝸殼式熱風分離器三維流動數(shù)值模擬

風景噪聲源中的流速值模擬對了解強旋轉壓力流動的機理和設計的選定和設計非常重要。學者們采用多種湍流模型來研究旋風分離器強旋湍流流動,如代數(shù)應力(ASM)模型、k-ε湍流模型、Reynolds應力(RSM)模型和大渦模擬模型。從模擬結果和目前的計算機水平來看,以用Reynolds應力模型為宜。發(fā)表的模擬結果以時均流場為主,少數(shù)發(fā)表的Reynolds應力模擬結果和實驗結果一致性較差。大多數(shù)研究者忽略了灰斗的影響,對環(huán)形空間和排氣管內的模擬甚少。本文作者在充分的時均流場和Reynolds應力實測數(shù)據(jù)的基礎上,對分離器全空間,包括分離空間、灰斗、環(huán)形空間和排氣管內強旋湍流流動進行了數(shù)值模擬。1基于各向同性化模型的支護方案采用Reynolds應力輸運方程模型(DSM模型)模擬穩(wěn)態(tài)不可壓縮湍流流動,除了其時均連續(xù)和動量方程外,應力各分量輸運方程為οοt(ρuiujˉˉˉˉˉˉ)+οοxk(ρUkuiujˉˉˉˉˉˉ)=Dij+Pij+πij?εij.式中:左端2項分別為應力的時間變化率和對流項(用Cij表示),右端4項分別為應力擴散、剪力產(chǎn)生、壓力應變和應力耗散項。Pij無需模擬,對Dij和εij分別用Daly-Harlow模型和各向同性耗散模型,即:Dij=?οοxk[Csρkεukulˉˉˉˉˉˉοοxl(uiujˉˉˉˉˉˉ)]?εij=23δijρε.ε為湍流耗散率,其值由其輸運方程確定:οοt(ρε)+οοxi(ρεui)=οοxj[(μ+μtσε)οεοxj]+Cε112Piiεk?Cε2ρε2k.比較重要的是壓力應變項πij的封閉模型,涉及到Reynolds應力的預報是否合理。經(jīng)過分析對比,采用產(chǎn)生項和對流項各向同性化模型(isotropizationofproductionandconvectionmodel,IPCM)疊加壁面效應模型,并且針對強旋流動對其進行了改進,優(yōu)化了模型常數(shù)。即:πij=πij1+πij2+πij3?πij1=?C1ρεk[uiujˉˉˉˉˉˉ?23δijk],πij2=?C2[(Pij?Cij)?13δij(Pkk?Ckk)]?πij3=C′1εk(ukumˉˉˉˉˉˉˉˉnknmδij?32uiukˉˉˉˉˉˉnjnk?32ujukˉˉˉˉˉˉˉnink)k3/2C1εd+C′2(πkm2nknmδij?32πik2njnk?32πjk2nink)k3/2Clεd.以上各式中:ρ是體積質量;ui是脈動速度分量;Uk是平均速度分量;下標i、j、k、l、m表示空間坐標,其值為1、2、3;δij為Kronecker符號;μ為動力粘性系數(shù);μt為湍流粘性系數(shù);k為湍流動能,k=uiuiˉˉˉˉˉˉ/2;Cl=C3/4μ/κ;ni是垂直于壁面單元的第i個分量;d是和壁面的垂直距離;Cε1=1.48、Cε2=1.92、σε=1.0、Cs=0.24、C1=130、C2=0、C′1=150、C′2=0.3、Cμ=0.09、κ=0.419是模型常數(shù),均為作者通過數(shù)值實驗取的改進值。2旋轉分離器出口條件改進模擬對象為蝸殼式旋風分離器,如圖1所示。進氣口尺寸為122mm×63mm,筒體內徑為250mm,排氣管內徑為79mm。本文中,入口速度按實驗值給定,Vr=Vz=0,切向速度Vt=14m·s-1,k=3(VavgI)2/2=0.735m2·s-2,Reynolds正應力V′iV′i=2k/3=0.49m2·s-2,ε=C0.75μk1.5/l=17.021m2·s-3。其中:Vavg為入口處的平均流速;I=0.05是湍流強度;l=0.07DH為湍流特征尺寸;DH=0.087m為入口的水力直徑;Cμ=0.09。出口條件按充分發(fā)展管流條件處理,所有變量在出口截面處軸向梯度為零,即ue001οφ/ue001οz=0。在計算中將旋風分離器的出口管路加長,以保證充分發(fā)展條件的成立。對近壁網(wǎng)格點用壁函數(shù)來近似處理。計算網(wǎng)格節(jié)點共有30273個。將修正的湍流模型加入到FLUENT6.0平臺上,選用QUICK差分格式和SIMPLE算法求解。數(shù)值模擬結果和文中的激光Doppler測速儀(LDV)測量結果進行對比,以檢驗數(shù)學模型的可行性。3結果與分析3.1軸向速度和內旋流場圖2為預報的切向速度與實測值的對比,二者吻合得較好。預報結果顯示切向速度為Rankine渦結構,軸對稱性較好,呈現(xiàn)典型的強旋流動特征。實測的切向速度沿軸向向下幾乎沒有衰減,灰斗內(z=792mm和z=922mm截面)的最大切向速度值比分離空間的還要大,這是因為空間的突縮使旋流在灰斗內增強。預報的切向速度則沿軸向略有衰減。軸向速度預報值也和實測值符合(圖3),在軸線上呈單峰形,流場分為外側下行流與內側上行流兩個區(qū)域,軸對稱性較好。軸向速度預報值也是沿軸向衰減,尤其到了灰斗的中下部,預報的軸向速度最大值只有實測值的一半。圖4和圖5分別為切向和軸向正應力分布。預報值與實測值吻合很好。切向與軸向正應力分布形態(tài)類似,被內外旋流的交界面分為內外兩區(qū),在外區(qū)沿半徑基本是一個定值,內區(qū)的正應力則隨半徑的減小而增大,軸線附近達到最大。在大部分區(qū)域,切向正應力大于軸向正應力,顯示出強旋流的各向異性特征。另外,預報值和實測值都顯示,在排塵口附近(z=688mm截面)和灰斗內靠近排塵口處(z=792mm截面)的Reynolds正應力值明顯比其他位置的要大。這是因為排塵口附近,分離器內下行流中有一部分氣體將進入灰斗,而后從中心部位折返向上,再次進入分離器和錐體下端,與該處高速旋轉的內旋流混合,產(chǎn)生巨大的速度梯度;另外此處存在若干偏心的縱向環(huán)流也對其有影響?；叶穬软敯甯浇灿锌v向二次環(huán)流。3.2切向速度分布圖6為環(huán)形空間3個縱剖面內切向速度分布(參見圖1)。圖中橫軸和縱軸交點就是排氣管外壁所在位置。預報值和實測值吻合很好?？梢钥闯?切向速度由外向內逐漸增大,其變化比排氣管以下空間內的平緩,除了壁面附近,可以認為符合準自由渦分布。切向速度在兩側壁面附近陡降,說明壁面附近速度梯度很大,形成一個速度剪切層,從而極易形成壁面二次渦,且速度“剪切層”對具有粘附性的顆粒在排氣管外壁的沉積有重要的影響。另外,切向速度分布在環(huán)形空間是非軸對稱的,在180°方位縱剖面的值明顯高于在0°和270°方位縱剖面的值。從0°方位縱剖面到180°方位縱剖面,蝸殼式旋風分離器的環(huán)形空間的徑向寬度逐漸縮小,促使切向速度加大;而從180°到270°,環(huán)形空間的徑向寬度不變,因氣流向下進入分離空間造成切向速度減小。圖7為180°方位縱剖面z=-85mm截面處的軸向速度、切向正應力和軸向正應力分布,預報值和實測值接近。Reynolds正應力分量相差不大。3.3旋轉流中心軸向速度分布排氣管內預報的切向速度和正應力與實測值在趨勢上一致。Reynolds正應力預報值和實測值(圖8c、d)都顯示出切向正應力和軸向正應力的值很大,分布形態(tài)仍然是中心高、邊壁附近低,而且切向正應力大于軸向正應力,說明排氣管內湍流仍然是各向異性的。預報和實測都顯示排氣管內切向速度仍然是內外旋流分布(圖8a),此處旋流的衰減并不嚴重,這是影響分離器壓降的一個主要因素。預報和實測的軸向速度在定性上不同(圖8b)。實測的軸向速度分布與排氣管以下空間內的分布形態(tài)迥異,在旋轉流的幾何中心,軸向速度很小,但隨半徑的增大,其值急劇增大,靠近壁面又有所降低;在中心軸線附近預報的軸向速度值較低,靠近壁面其值下降至0。這表明湍流模型尚有待改進。4正應力分布分布1)本文改進了湍流模型的數(shù)值模擬結果,特別是Reynolds應力的模擬結果,給出了分離器全空間流場的模擬結果。2)排氣管以下的分離空間和灰斗內,預報值與實測值吻合很好。正應力分布顯示出湍流的各向異性,排塵口和灰斗內靠近