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通風(fēng)機的物理模型

某600 MW 機組配套的兩級動葉可調(diào)軸流一次風(fēng)機，流體計算域包括從集流器到擴壓器的內(nèi)部通道，固體計算部分為葉輪葉片部分。原風(fēng)機每級導(dǎo)葉數(shù)目為23 片，改造方案圍繞導(dǎo)葉數(shù)目進行。風(fēng)機動葉片和導(dǎo)葉片數(shù)目通常是互質(zhì)的，可以減少上游氣流對下游的沖擊，減少氣流脈動及噪聲。改造方案成組減少或者增加導(dǎo)葉片，其中導(dǎo)葉數(shù)目減少為方案一至方案三，導(dǎo)葉數(shù)目增加為方案四至方案六?；谳S流風(fēng)機軸向可以分區(qū)的結(jié)構(gòu)特點，通風(fēng)機采用分區(qū)法將流體計算區(qū)域劃分為集流器區(qū)、級動葉區(qū)、級導(dǎo)葉區(qū)、第二級動葉區(qū)、第二級導(dǎo)葉區(qū)和擴壓器等6 個部分，因為動葉區(qū)內(nèi)流動較復(fù)雜，故采用尺寸函數(shù)對動葉區(qū)進行加密，而其他區(qū)域采用較為稀疏的網(wǎng)格。在模擬中進行了網(wǎng)格無關(guān)性驗證，通風(fēng)機分別采用260 萬、380 萬、560 萬和820 萬等網(wǎng)格數(shù)對風(fēng)機氣動性能進行計算，在保證較好的計算精度和計算成本的前提下，確定網(wǎng)格數(shù)為560 萬，在此網(wǎng)格數(shù)下時間成本和模擬精度好。運動方程為三維定常雷諾時均N-S 方程，采用可有效解決旋轉(zhuǎn)運動和二次流的Ｒealizable k － ε 湍流模型，通風(fēng)機的動葉區(qū)采用多重參考系模型。在數(shù)值模擬中，以集流器入口和擴壓器的出口作為整個計算域進出口，邊界條件為進口速度和自由流出。進出口流量殘差小于10 － 5，各方向的速度及k、ε 等參數(shù)的殘差小于10 － 4，認為當(dāng)前計算達到收斂要求。

從通風(fēng)機不同位置和X、Y、Z三個方向的周向振動來看，風(fēng)機下部固定在底座上，比其他三個周向位置振動小。風(fēng)機頂部水平振動為嚴重，主要為1159.86赫茲和1351.40赫茲、1828.22赫茲等高頻振動。總體而言，通風(fēng)機振動主要是兩級葉輪葉片通過頻率與1159.86赫茲之和引起的，其次是高頻氣動力引起的振動和風(fēng)機基頻的倍頻。風(fēng)機振動主要為1351.40赫茲、1640.75赫茲、189.91赫茲和238.82赫茲。風(fēng)扇基頻的第四個頻率189.91赫茲與風(fēng)扇罩的第五階固有頻率193.70赫茲相似。可能發(fā)生共振。應(yīng)通過優(yōu)化風(fēng)機結(jié)構(gòu)來避免共振，以避免風(fēng)機的基頻和倍頻。

1）對通風(fēng)機機殼前六階固有頻率進行模態(tài)試驗。風(fēng)扇基頻的第四個頻率與外殼的第五個固有頻率相似。應(yīng)通過優(yōu)化風(fēng)機結(jié)構(gòu)來避免共振。

2）風(fēng)機進出口振動較小，振動頻率主要為風(fēng)機基頻及其倍頻。兩級葉輪和電機振動較大，主要是由流場氣動力引起的高頻寬帶振動引起的。

3）由于風(fēng)機下部固定在底座上，產(chǎn)生的振動小于周向位置。風(fēng)機頂部的水平振動為嚴重?？梢钥紤]在頂部安裝一個減震器以減少振動。

當(dāng)通風(fēng)機葉頂間隙形狀發(fā)生變化時，不可避免地會引起葉頂及其附近的吸力面和壓力面流場的分布。由于葉尖間隙的存在，泄漏流將與通道內(nèi)的主流混合，在吸入面頂角形成泄漏旋渦。通風(fēng)機與方案3相比，方案2具有幾乎相同的區(qū)范圍，但葉尖間隙較大，有利于防止動靜部件之間的摩擦，而方案6具有明顯的性能退化，易于分析其損耗機理。為此，分析了三種葉尖間隙：均勻間隙、方案2和方案6。旋渦是描述旋渦運動的重要特征量，其大小可以反映旋渦的強度。在間隙均勻的情況下，渦量分布從葉片前緣到后緣呈下降趨勢，流入量能有效地粘附在吸力面上，因此通風(fēng)機渦量相對較小。由于主流與泄漏流的相互作用，葉片頂端的渦度比吸力面大得多，較大渦度出現(xiàn)在吸力面拐角處和葉片頂端附近。中間葉片頂部渦度強度明顯增大，這是由于間隙收縮導(dǎo)致葉片前緣泄漏面積增大，導(dǎo)致泄漏流量增大，主流與泄漏流量的混合程度增大，渦度強度增大。通風(fēng)機葉尖間隙的大小沿流動方向減小，即葉片葉尖越靠近殼體，泄漏旋渦越靠近葉片上部和中部。副作用減少。