1、离心通风机内泄漏流量分析及结构改进 研究 汪义玲 南方风机股份有限公司 摘 要： 叶轮前盘与进风口之间的间隙导致出现内泄漏现象, 是离心通风机不可避免的 一种损失。通过对高、中、低压离心通风机的内泄漏流量进行计算, 发现内泄漏 系数 内明显大于通常设计的预计范围, 所以设计计算中不应忽略内泄漏流量 的影响。 本文还建议用叶轮流量来计算与叶轮有关的气动和结构参数, 以确保得 到更准确的风机设计和流动分析结果。另外, 工程实践证明:通过加装环状密封 弹片可以减小离心通风机的内泄漏损失, 使不同类型的离心风机效率分别提高 1% 5 %, 且其结构简单、制造安装方便、运行安全可靠, 可以考虑在工业离心
2、通风 机推广应用。 关键词： 离心通风机; 内泄漏; 叶轮流量; 节能; Structure Improvement and Internal Leakage Flow Analysis for a Centrifugal Fan Yi-ling Wang Nanfang Ventilator Co., Ltd; Abstract： The leakage flow through the gap between the front disc of impeller and the inlet causes an efficiency loss and cannot be neglected
3、in design calculations of centrifugal fans. The internal leakage flow of a high, middle and low pressure centrifugal fan are computed, to determine the internal leakage factor exceeding the range of normal design. An impeller flow rate is recommended to calculate the aerodynamic and structural param
4、eters of the impeller to ensure more accurate results for the fan design and flow field analysis. The engineering practice shows that the internal leakage loss can be reduced by adding an annular seal film, which allows to enhance the efficiency of a centrifugal fan of different type by 1%-5%. It ha
5、s the advantage of a simple structure, convenient installation and safe operation, such that it can be considered to be used in industrial centrifugal fans. Keyword： centrifugal fan; internal leakage; impeller flow; energy saving; 0 引言 风机是国民经济中耗电量较大的设备之一, 为了提高风机能效, 许多研究者为 此进行了大量研究。 其中多数研究集中于流动情况相对复杂
6、且对风机气动性能影 响较大的叶轮和机壳上。而对于进风口、机壳和叶轮前盘之间的三维空间区域的 流场关注并不多1。实际上, 该区域气流旋涡造成的速度场和压力场的变化将 直接影响内泄漏流量的大小, 进而影响到风机的整体效率。 1 风机内泄漏现象 为了保证离心通风机运行的可靠性, 静止件进风口与高速旋转的叶轮之间要留 有一定的间隙, 以下称之为叶轮进口泄漏间隙。 由于存在间隙和压差, 气体会在 风机内部形成如图 1所示的循环流动。 这部分循环气体在叶轮内接受叶轮叶片对 其所做的功使压力提高, 然后从叶轮出口进入叶轮前盘与机壳壁面之间的区域, 再通过叶轮进口泄漏间隙重新进入叶轮。 在回流过程中, 循环气
7、体损失掉原来已 经提高的压力, 在叶轮中重新接受叶轮叶片做功。 这种一直存在的循环流动现象 被称为内泄漏现象, 产生的损失被称为内泄漏损失。 可见, 减少内泄漏可以提高 风机效率。 图1 内泄漏示意图 Fig.1 Internal leakage diagram 下载原图 为了减少内泄漏损失, 文献2分析了风机机壳内加装两种不同类型防涡圈的改 善结果, 其结构如图2所示。 据研究分析, A型防涡圈的内泄漏量平均减小37.6%; 而B型防涡圈的内泄漏量平均减小45.6%, 两种防涡圈都大大减小了内泄漏, 且 B型防涡圈的效果优于 A型。 图2 加装防涡圈结构的风机 Fig.2 Fan with
8、anti-vortex ring 下载原图 这两种防涡圈因悬臂长, 装配时又要保障进风口和防涡圈两处与叶轮的配合关 系, 进而增加了加工装配难度和运行风险, 所以至今没有应用。 在风机行业的通用产品中, 已有部分系列的风机 (如:4-73、4-68、4-72) 在进 风口上加装整流圈, 其功能类似于防涡圈, 也起到了一定的防涡旋作用, 且方 便装配和保证安全运行, 工程应用性强。 加装整流圈的进风口如图 3 所示, 整流 圈的包络空间没有上述的防涡圈大, 减小的内泄漏量也有限, 这种结构一般用 于机壳宽度比较大的大流量风机中, 风机的实际效率都较高。 图3 整流圈与防涡圈结构的对比图 Fig.
9、3 Comparison of fan with rectification ring anel anti-vortex ring 下载原图 2 通风机内泄漏的流量分析 2.1 离心通风机各个通流部件的流量 本文中所说的流量, 均指体积流量。 图4是离心通风机各个通流部件所通过流量 的分析图。图中Qin表示进入风机的流量, Qout表示由风机排出的流量, Q 内和 Q 外分别表示内泄漏流量和外泄漏流量。 图4 离心通风机各个通流部件的流量分析 Fig.3 Flow analysis of individual flow components of centrifugal fan 下载原图 从图
10、中看出, 严格讲, 离心通风机各个通流部件内的流量是不一样的。 根据流量 守恒定律, 通过进风口的流量为 Qin, 通过叶轮的流量最大, 为 通过蜗壳的流量则为 Qout=Qin-Q 外。 一般离心通风机的流量 (通常用Q表示) 是指进气风量 Qin, 即Q=Qin, 叶轮流量 Q 叶轮大于风机流量Q。 2.2 内泄漏流量在风机流量中所占的比例 令 内=Q 内/Q为内泄漏系数, 表示内泄漏流量在风机流量中所占的比例, 式中, D1为叶轮进口直径, m; 为叶轮进口泄漏间隙, m;为间隙边缘收缩系数, 一 般取=0.7;u2为叶轮外径的圆周速度, m/s; 为通风机的全压系数。 泄漏量Q 内=*
11、A*v。其中, 为间隙边缘收缩系数, 对于离心风机吸进口处 的间隙, 取=0.7;A 是指间隙处的泄漏面积, 泄漏处是一个直径为 D1、间隙为 的环形界面, A=*D1*;v是泄漏速度, 由风机蜗壳内的静压转变为泄漏动 压, 于是, (1/2) *v2=PS, 其中, 是气体密度, 后向风机蜗壳内的静压评 估为风机全压的PS=2/3P, 前向风机蜗壳内的静压评估为风机全压的 PS=1/2P。得 出: 与文献3中推荐的内泄漏流量公式一致。 按照上面公式, 分别选择前向高压小流量通风机 9-19No10D、后向中压中流量通 风机5-48No10D和后向低压大流量通风机 4-73No10D以及4-7
12、3No5A 通风机的样 本性能进行内泄漏及内泄漏系数计算, 计算结果见表1。 表1 4 种型号风机的内泄漏及内泄漏系数计算值 Tab.1 Internal leakage and internal leakage coefficient of 4 types of fan 下载原表 计算中, 叶轮进口泄漏间隙 分别按风机图纸设计间隙取值即理论间隙 5mm, 实际间隙8mm。根据风机行业的常规制造工艺, 提高安全转动需求的实际泄漏间 隙取值多为 8mm (工程中也存在更大间隙) 。通过上表可以看出:泄漏间隙 越大, 风机的内泄漏系数 内就越大;同型号风机, 随着工作点压力系数 P的增 大, 风机
13、的内泄漏系数 内也增大;对于同系列风机, 机号越小, 内泄漏系数 内反而就越大;不同系列风机的压力系数 P越高, 内泄漏系数 内就越大。 上表数据表明, 所计算的 4种风机中, 3种风机在不同工况的平均内泄漏系数都 大于10%, 而9-19 系列风机在个别运行工况中内泄漏系数甚至高达 26.6%。 因此 在风机的设计计算中内泄漏流量不应忽略或低估。 2.3 建议使用叶轮流量计算叶轮的有关参数 在离心通风机的设计和优化过程中, 经常要对叶轮的做功能力进行计算, 其中 后向叶轮的环流系数被经常用到 式中, z是叶片数;2A是叶片出口安装角;c2r是叶片出口气流绝对速度 c2的径向 分速度。需要计算
14、 c2r值带入求解。 在蜗壳设计中, 为了更合理地确定蜗壳型线的螺旋角, 要计算叶轮出口气流绝 对速度c2的方向角, 也需要计算c2r。 另外, 叶轮设计中确定叶片进口安装角时, 为了减小或合理确定其进口的气流 冲角, 需要计算叶片进口气流相对速度 w1的方向角。为此要准确计算叶片进口 绝对速度c1的径向分速度c1r。 根据上面分析, c2r, c1r的计算公式应为: 式中, D1和D2, b1和 b2, 1和2分别为叶片进出口的直径、宽度和阻塞系数, 外=Q 外/Q为外泄漏系数。 在使用上述公式计算叶轮叶片进出口的径向速度c1r和c2r时, 目前比较常用的做 法是选取泄漏系数 ( 内+ 外)
15、 =0.010.05, 甚至存在完全忽略泄漏流量的影响, 直接用风机流量Q=Qout取代叶轮流量Q 叶轮进行计算的情况。根据上面分析, 即使 忽略外泄漏的影响, 实际离心风机的 内也已明显大于 0.010.05。所以本文建 议在进行c1r和c2r的计算时, 能够依据实际情况对Q 内或 内进行计算, 使Q 叶 轮更符合实际, 以期得到更准确的风机设计和流动分析结果。 3 环状密封弹性薄片结构 由表1 分析可以看出, 减小泄漏间隙, 内会降低。作者对进风口进行了一种 新的结构尝试, 如图 5所示, 在进风口外筒壁上加装环状密封弹性薄片。 该弹片 可以反弹内泄漏的主气流, 改变了内泄漏主涡旋的流动方
16、向, 同时弹片与原进 风口对叶轮前盘进口形成了迷宫密封效果, 理论上能有效阻止内泄漏, 提高风 机效率。 图5 通风口加装环状密封弹性薄片 Fig.5 Inlet add ring seal elastic thin 下载原图 密封弹片可采用薄薄的铜片、不锈钢片、铝合金片或有一定硬度的橡胶均可, 按 图5环绕铆接在进风口外壁上。密封弹片厚度很薄, 金属材料约0.10.3mm, 有柔韧性, 与叶轮进口圈间的间隙 可以减小至 1mm。 当高速旋转叶轮与弹片即 使发生摩擦时, 也有向后塑变的能力和空间, 几乎没有安全隐患。 经试验验证, 4-73No10C风机使用该结构的进风口效率提高1%2%;对于
17、高压力系 数的9-19系列风机, 加装密封弹片后效率能提高 3%4%。 该结构比防涡圈及整流圈耗材少、 制造方便, 而其安装定位可以通过进风口的相 对位置来保证。 但密封弹片在气流冲击和振动的交变负荷的长期作用下, 铆钉的 连接强度、疲劳寿命、薄板的安全可靠性等需要经验证后方可在各类离心风机当 中推广使用。 4 结论 1) 由于离心通风机内部存在内泄漏现象, 导致叶轮流量大于风机流量。而实际 内泄漏流量和内泄漏系数明显大于通常的预期和一般设计文献的取值范围。 因此 建议在离心通风机的设计计算中不应忽略内泄漏流量的影响, 并用叶轮流量来 计算与叶轮有关的气动和结构参数, 以确保得到更准确的风机设计和流动分析 结果。 2) 环状密封弹性薄片密封方案, 结构简单、制造安装方便、运行安全可靠, 可 以减小内泄漏损失, 使不同类型的离心通风机效率分别提高 1%5%, 有利于离 心通风机的节能应用推广。 参考文献 1李新宏, 何慧伟, 宫武旗, 等.离心通风机整机定常流动数值模拟J.工程 热物理学报, 2001, 23 (4) :453-456. 2李春曦, 雷泳, 王松岭, 等.离心风机三维流场动力学特性和泄漏损失特性 研究J.热能动力工程, 2005, 20 (5) :517-520. 3李庆宜.通风机M.机械工业出版, 1981.
