張春晉，孫西歡※,2，李永業(yè)，張學(xué)琴

（1. 太原理工大學(xué)水利科學(xué)與工程學(xué)院，太原 030024；2. 晉中學(xué)院，晉中 030600；3. 章丘黃河河務(wù)局，濟(jì)南 250200）

0 引 言

低壓管道灌溉技術(shù)是利用低壓管道替代明渠進(jìn)行田間輸水的灌溉方式[1]，是一項(xiàng)高效節(jié)水的灌溉措施[2]。但是農(nóng)業(yè)灌溉一般是從天然河道與湖泊中進(jìn)行取水，致使低壓管道輸送的灌溉水體中常存在大量的泥沙與細(xì)小雜質(zhì)顆粒。當(dāng)?shù)蛪汗艿垒斔畷r(shí)，極易造成泥沙與雜質(zhì)等固體顆粒在管道底部的沉積，長期運(yùn)行將會(huì)導(dǎo)致管道堵塞，降低管道的使用壽命[3]。目前解決該問題的主要措施是加大管道的輸水流量[1]，提高流體的湍動(dòng)強(qiáng)度和流體攜帶泥沙顆粒的能力，但該方式會(huì)在一定程度上增加輸送管道系統(tǒng)的能耗損失。針對上述問題，許多專家學(xué)者提出采用螺旋流來有效克服低壓管道輸水中存在的高濃度與低能耗之間的矛盾。螺旋流輸固的原理是利用管道螺旋流的周向旋轉(zhuǎn)將沉積于管道底部的粗顆粒拖拽于“主流”，從而提高輸送濃度，降低輸送能耗。螺旋流的形成方式包括切向進(jìn)流、繞流導(dǎo)葉及旋轉(zhuǎn)管道3種方式[4]。切向進(jìn)流與旋轉(zhuǎn)管道需要對管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行較大程度的改造，故多采用繞流導(dǎo)葉產(chǎn)生螺旋流。

近年來，許多國內(nèi)外學(xué)者對管道內(nèi)安裝導(dǎo)葉形成螺旋流的起旋方式進(jìn)行了大量研究。李永業(yè)等[5-7]采用模型試驗(yàn)探討了起旋器內(nèi)部流速與渦量的水力特性，并采用羅斯比數(shù)和?？寺鼣?shù)分析了水流旋轉(zhuǎn)強(qiáng)度。孫西歡等[8-9]對圓管螺旋流局部起旋器出口斷面處周向流速與軸向流速分布進(jìn)行了研究。蘭雅梅等[10-11]應(yīng)用理論方法分析了起旋器內(nèi)部流場水力特性并結(jié)合不可壓縮流體的運(yùn)動(dòng)方程推導(dǎo)出渦量動(dòng)力學(xué)方程。張少峰等[12-14]建立了水平固液循環(huán)流化床系統(tǒng)，探討了起旋器安放角與安放位置對流化床內(nèi)部固體顆粒的影響效應(yīng)。崔寶玲等[15]探究了起旋器入射角度對旋進(jìn)旋渦流量計(jì)壓力損失的影響，并對 3種入射角度的旋進(jìn)旋渦流量計(jì)內(nèi)部流場進(jìn)行了數(shù)值模擬。強(qiáng)浩明等[16-18]探討了起旋器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并采用不西內(nèi)斯克假設(shè)建立了螺旋流數(shù)學(xué)模型。張仙娥等[19-21]研究了繞流導(dǎo)葉產(chǎn)生螺旋流在管道內(nèi)的衰減過程、沿程阻力系數(shù)及起旋器出口斷面處流速分布。上述成果主要針對圓管內(nèi)壁安裝導(dǎo)葉的起旋方式。雖然該結(jié)構(gòu)能夠增強(qiáng)管道流體的湍動(dòng)強(qiáng)度，提高流體的挾固能力，但是導(dǎo)葉一般僅安裝在管道的進(jìn)口位置處，引起的起旋范圍有限，不利于長距離輸固，并且管道內(nèi)壁加工導(dǎo)葉也較為困難。針對上述起旋器的不足，本文提出了一種導(dǎo)葉式起旋裝置：螺旋流起旋器。該起旋裝置是將具有一定扭曲角的導(dǎo)葉安裝在圓柱狀料筒的外側(cè)壁面，并在料筒前后端面處布置互成 120°的支撐體。該起旋裝置可布置在管道的任意位置，從而增強(qiáng)管道內(nèi)流體的起旋范圍與強(qiáng)度。

目前，螺旋流起旋器內(nèi)部流場的研究還鮮有涉及，原因是螺旋流起旋器內(nèi)部流場水力特性較為復(fù)雜，尤其是導(dǎo)葉近壁面區(qū)域。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的日臻成熟，數(shù)值模擬被廣泛用于求解多種復(fù)雜的水力學(xué)問題。本文采用Fluent 12.0對不同導(dǎo)葉長度條件下螺旋流起旋器內(nèi)部流場的水力特性進(jìn)行數(shù)值模擬，以期為螺旋流起旋器內(nèi)部流場水力特性的研究提供一種研究手段，同時(shí)也為螺旋流起旋器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供參考。

1 螺旋流起旋器工作原理

螺旋流是一種渦線和流線相重合的特殊流動(dòng)，渦旋運(yùn)動(dòng)理論中湯姆生定理和斯托克斯定理明確指出，理想流體中旋渦與速度環(huán)量均不能自行產(chǎn)生與消亡，只有改變流體的運(yùn)動(dòng)軌跡，形成速度環(huán)量，才能產(chǎn)生渦強(qiáng)均勻的螺旋流[22-23]。螺旋流起旋器工作原理：流體在導(dǎo)葉的作用下產(chǎn)生逆向阻力與垂向升力，逆向阻力引起外環(huán)流體被擠向料筒與導(dǎo)葉之間的空腔，使得導(dǎo)葉內(nèi)側(cè)近壁面處壓強(qiáng)急劇升高。而垂向升力使得導(dǎo)葉外側(cè)壁面處流體的流線扭曲程度增大，從而在管道內(nèi)形成穩(wěn)定的速度環(huán)量與渦強(qiáng)均勻的螺旋流。同時(shí)，螺旋流起旋器的料筒在支撐體作用下與管道保持同心位置，引起管道斷面束窄，導(dǎo)致流體湍動(dòng)強(qiáng)度增加。因此，導(dǎo)葉產(chǎn)生的螺旋流與斷面束窄增加的湍動(dòng)強(qiáng)度共同提高了流體的挾固能力。

2 材料與方法

2.1 試驗(yàn)裝置與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

為了更好地驗(yàn)證Fluent 12.0模擬結(jié)果的可靠性，本文對不同導(dǎo)葉長度條件下螺旋流起旋器內(nèi)部流場進(jìn)行了模型試驗(yàn)。試驗(yàn)裝置是由動(dòng)力裝置、控制裝置、試驗(yàn)管道及回收裝置4部分組成[10]，試驗(yàn)裝置如圖1所示。

圖1 試驗(yàn)裝置Fig.1 Test equipment

動(dòng)力裝置由試驗(yàn)水箱與離心泵 2部分組成，控制裝置由電磁流量計(jì)、控制閥、制動(dòng)裝置3部分組成。試驗(yàn)管道包括有機(jī)玻璃管段與鋼管段2部分，管道全長30.26 m，內(nèi)徑100 mm，壁厚5 mm，不同管段間均采用圓形法蘭密封連接。回收裝置包括螺旋流起旋器投放口與塑料集車箱 2部分。試驗(yàn)時(shí)，離心泵將試驗(yàn)水箱內(nèi)的水體抽至鋼管段，隨后將螺旋流起旋器從投放口投入試驗(yàn)管道，借助流體推力將螺旋流起旋器送至預(yù)先設(shè)定的試驗(yàn)測試斷面，采用螺絲釘固定螺旋流起旋器的支撐體。閉合螺旋流起旋器投放口，調(diào)節(jié)流量控制閥使流體進(jìn)入有機(jī)玻璃管段，待流量穩(wěn)定后再進(jìn)行試驗(yàn)測量。試驗(yàn)結(jié)束后將螺旋流起旋器隨水流送至塑料集車箱，從而離開試驗(yàn)管道，與此同時(shí)，流體再次流回試驗(yàn)水箱形成閉合回路。

螺旋流起旋器由料筒、導(dǎo)葉及支撐體 3部分組成，如圖2所示。料筒由5 mm厚的有機(jī)玻璃管加工而成，兩端采用螺紋蓋密封。支撐體由細(xì)圓柱體與薄鋼板 2部分組成，并呈120°等間隔布置在料筒前后端面。支撐體使螺旋流起旋器與管道保持同心，降低流速變化造成的顛覆問題，如圖2a所示。導(dǎo)葉由3 mm厚度的有機(jī)玻璃通過木質(zhì)模具加工而成，并與支撐體交錯(cuò)布置在料筒外側(cè)壁面。導(dǎo)葉長邊與料筒外壁面連接，短邊將垂直于料筒壁面。長邊在管軸線方向的投影與短邊被定義為導(dǎo)葉的長度與高度。料筒側(cè)面展開圖中以螺旋流起旋器后端面邊線的任意點(diǎn)作為基準(zhǔn)點(diǎn)，沿料筒軸線方向每增加5 mm線段向外偏斜遞增相同的角度，線段交點(diǎn)連線即為導(dǎo)葉在料筒壁面的安放軌跡，線段偏斜的最大角度為導(dǎo)葉安放角度，如圖2b所示。導(dǎo)葉扭曲方向是從螺旋流起旋器后端面到其前端面逆時(shí)針布置。螺旋流起旋器后端面導(dǎo)葉短邊與其臨近支撐體夾角為60°，而前端面處導(dǎo)葉短邊夾角由導(dǎo)葉安放角所確定。為了降低螺旋流起旋器導(dǎo)葉引起的能耗損失，導(dǎo)葉前端加工成鈍型，后端加工成翼型。

圖2 螺旋流起旋器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖Fig.2 Structure design diagram of spiral flow generator

2.2 試驗(yàn)測試裝置與數(shù)據(jù)處理

采用南京納飛特流體技術(shù)有限公司的七孔探針、蘇州軒勝儀表科技有限公司的壓力傳感器及成都泰斯特電子信息有限公司的標(biāo)準(zhǔn)動(dòng)態(tài)壓強(qiáng)采集盒聯(lián)合測量不同試驗(yàn)測試斷面處的流速與壓強(qiáng)分布規(guī)律。

七孔探針針頭部直徑為 2.54 mm，其對流場擾動(dòng)較小，并具有較高試驗(yàn)測量精度。試驗(yàn)測量時(shí)，將七孔探針針頭從測試斷面預(yù)設(shè)的試驗(yàn)測孔插入管道，并保持 1孔朝上，4孔朝下。七孔測針原理[5]是從7個(gè)測值中遴選出最大值，并計(jì)算流場在該測點(diǎn)處的流速與壓強(qiáng)值。七孔探針的測孔通過透明橡膠軟管與壓力傳感器相連接，再將壓力傳感器采集到的壓強(qiáng)數(shù)據(jù)通過標(biāo)準(zhǔn)動(dòng)態(tài)壓強(qiáng)采集盒及時(shí)存儲(chǔ)于計(jì)算機(jī)。用 Microsoft Office Excel 2013對試驗(yàn)測量得到的試驗(yàn)測試斷面流速與壓強(qiáng)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，并采用 Suffer 11.0、 Origin 9.0等軟件對數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析。

2.3 試驗(yàn)方案

本文的試驗(yàn)測試段位于試驗(yàn)裝置的平直管段，全長5.8 m。試驗(yàn)測試段進(jìn)口斷面距離制動(dòng)裝置4.7 m，出口斷面距離下游彎管段2.7 m，螺旋流起旋器中心距離試驗(yàn)測試段進(jìn)口斷面2.5 m，如圖1所示。本文在螺旋流起旋器內(nèi)部流場區(qū)域設(shè)置4個(gè)試驗(yàn)測試斷面，1#、2#、3#和4#斷面分別距試驗(yàn)測試段進(jìn)口斷面2.6、2.65、2.7及2.75 m。試驗(yàn)測試斷面設(shè)置7個(gè)水平測孔，間距15 mm。測點(diǎn)布置在測孔水平延長線與5等分測環(huán)的交叉點(diǎn)，共43個(gè)測點(diǎn)。試驗(yàn)時(shí)，每個(gè)試驗(yàn)測點(diǎn)重復(fù)測量3次，并取平均值。

為了研究不同導(dǎo)葉長度對螺旋流起旋器內(nèi)部流場水力特性的影響，本文設(shè)定了4種導(dǎo)葉長度進(jìn)行模型試驗(yàn)，分別為L=0.025 m、L=0.050 m、L=0.075 m以及L=0.100 m。導(dǎo)葉安放角度30°、導(dǎo)葉高度0.015 m及葉片數(shù)3。料筒長度0.1 m，直徑50 mm。由于模型試驗(yàn)中的管道流量為50 m3/h，使得試驗(yàn)測試段進(jìn)口斷面處的壓強(qiáng)約為13 kPa。

3 螺旋流起旋器數(shù)值計(jì)算方法

3.1 控制方程

螺旋流實(shí)際流場是強(qiáng)旋湍流場，湍流的重要特征是隨機(jī)性，流體內(nèi)的各種物理參數(shù)均隨時(shí)間與空間發(fā)生變化。螺旋流動(dòng)從宏觀角度看將趨向于穩(wěn)態(tài)流動(dòng)，但其實(shí)質(zhì)仍為非穩(wěn)態(tài)[24]，因此，本文將采用非穩(wěn)態(tài)進(jìn)行計(jì)算。笛卡爾直角坐標(biāo)系下，對于不可壓縮黏性流體，其連續(xù)性方程和雷諾時(shí)均方程可表示為[25]

式中 t為時(shí)間，s；ρ為流體密度，kg/m3；ui和 uj為速度分量時(shí)均值，m/s；和為速度分量脈動(dòng)值，m/s；i和j為1、2、3；p為壓力時(shí)均值，N/m2；μ為流體動(dòng)力黏度，Pa·s；xi和xj為坐標(biāo)分量，m；S為動(dòng)量方程廣義源項(xiàng)。

RNG k-ε湍流模型對湍動(dòng)黏度進(jìn)行修正，并考慮平均流動(dòng)中旋流流動(dòng)情況，可以較好地處理高應(yīng)變率及流線彎曲程度較大的流動(dòng)，比標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型求解旋流流動(dòng)更加可靠。另外RNG k-ε模型還可以求解低雷諾數(shù)管道流動(dòng)，與標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)相結(jié)合可有效模擬螺旋流起旋器近壁面的二次流動(dòng)。為此，本文采用RNG k-ε湍流模型。

RNG k-ε湍流模型的控制方程可表示為[26]

式中 k為湍動(dòng)能，m2/s2；ε為湍流耗散率，m2/s3；μeff為有效黏度，Pa·s；為湍流黏性系數(shù)，Pa?s；Gk為平均速度梯度引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)，m2/s2；Cε1和 Cε2為湍流模型系數(shù)，Cε1=1.42，Cε2=1.68；αk和αε分別為 k和 ε的普朗特?cái)?shù)，αk=αε=1.39；Cμ、η0、η、β均為常數(shù)，Cμ=0.084 5，η0=4.377，，β=0.012。

本文壓力-速度耦合采用 PISO算法[27]。壓力梯度項(xiàng)離散格式采用適合高速旋轉(zhuǎn)流動(dòng)的 PRESTO！格式，動(dòng)量方程、湍動(dòng)能方程以及湍流耗散率方程均采用二階迎風(fēng)離散格式，該離散格式對非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格的求解具有較高精度。方程殘差收斂均為10–4。非穩(wěn)態(tài)時(shí)間步長為10–5s。

3.2 幾何模型

本文研究的對象是不同導(dǎo)葉長度條件下螺旋流起旋器內(nèi)部流場的水力特性。由于螺旋流起旋器結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，運(yùn)用 FARO-LDI三維激光掃描系統(tǒng)獲得螺旋流起旋器各部件表面的云數(shù)據(jù)，并采用Auto CAD軟件建立平直管道內(nèi)部布置螺旋流起旋器的幾何模型。幾何模型包括螺旋流起旋器模型與管道模型2部分，如圖3所示。

圖3 螺旋流起旋器幾何模型Fig.3 Geometric model of spiral flow generator

螺旋流起旋器模型中心距管道模型進(jìn)口斷面2.5 m，如圖3所示，且螺旋流起旋器模型參數(shù)如表1所示。管道模型全長5.8 m，直徑100 mm。本文將管道模型劃分為進(jìn)口管段、計(jì)算管段及出口管段 3部分。進(jìn)口管段長2.3 m，可使管道內(nèi)湍流充分發(fā)展。出口管段長3.0 m，可使螺旋流充分衰減，直至在出口斷面形成漸變流。計(jì)算管段0.5 m，可實(shí)現(xiàn)螺旋流起旋器近壁面流場的精確求解。

表1 螺旋流起旋器模型參數(shù)Table 1 Model parameters of spiral flow generator

3.3 網(wǎng)格劃分與邊界條件

采用 ICEM 軟件對幾何模型進(jìn)行分段加密。由于螺旋流起旋器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格對管道模型的計(jì)算管段進(jìn)行體網(wǎng)格加密，而管道模型進(jìn)口管段與出口管段均采用與四面體網(wǎng)格相同尺寸的結(jié)構(gòu)化六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行加密。網(wǎng)格尺寸制約著幾何模型的求解精度，為此針對體網(wǎng)格尺寸進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)[28]。網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)指標(biāo)為進(jìn)出口斷面壓強(qiáng)差，如表2所示。

表2 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)Table 2 Grid independent test

根據(jù)表2網(wǎng)格無關(guān)性的檢驗(yàn)結(jié)果，得出由2 mm體網(wǎng)格和3 mm體網(wǎng)格所得到的4種導(dǎo)葉長度條件下幾何模型的進(jìn)出口斷面壓強(qiáng)差的相對誤差分別不超過 0.36%、0.32%、0.41%和0.37%。當(dāng)體網(wǎng)格尺寸小于2 mm時(shí)，體網(wǎng)格尺寸對于幾何模型的進(jìn)出口斷面壓強(qiáng)差的影響可忽略不計(jì)，同時(shí)還將模擬值與試驗(yàn)值進(jìn)行了比較，得出模擬值與試驗(yàn)值基本一致，且最大相對誤差不超過0.46%。綜合考慮計(jì)算效率與幾何模型內(nèi)部流場的求解精度，本文選擇的幾何模型體網(wǎng)格尺寸為2 mm。

為提高模擬精度，本文采取了管道近壁面邊界層加密與局部面網(wǎng)格加密。管道近壁面第1層網(wǎng)格0.8 mm，比例因子為1.1，邊界層網(wǎng)格點(diǎn)數(shù)為8?？紤]支撐體與導(dǎo)葉結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，將螺旋流起旋器的壁面局部面網(wǎng)格劃分為三角形，尺寸為1 mm。

結(jié)合圖3，邊界條件設(shè)置如下：1）進(jìn)口邊界（AB）。進(jìn)口流體為水，密度為 1×103kg/m3，動(dòng)力黏度為0.001 062 Pa·s（水溫18 ℃）。進(jìn)口邊界為流速進(jìn)口，采用試驗(yàn)測試段進(jìn)口斷面實(shí)測流速結(jié)合宏 DEFINE_PROFILE定義該斷面處的進(jìn)口流速分布。進(jìn)口湍動(dòng)能和湍流耗散率分別為0.004 24 m2/s2和0.006 48 m2/s3。2）出口邊界（CD）。出口邊界為壓力出口，根據(jù)壓強(qiáng)實(shí)測值，幾何模型的出口斷面處壓強(qiáng)為9.7 kPa。3）壁面邊界（AC、BD、E）。壁面邊界為無滑移條件，近壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法[29]進(jìn)行處理。4）管道模型的進(jìn)口管段、計(jì)算管段及出口管段之間的對應(yīng)邊界均采用Interface邊界條件進(jìn)行設(shè)置。

4 結(jié)果與分析

4.1 模型流速場模擬與驗(yàn)證

圖4為4種導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器下游流場 1#斷面水平極軸處軸向流速模擬值與試驗(yàn)值對照圖。由圖4可知：1）模擬值與試驗(yàn)值基本一致，且最大相對誤差不超過6.4%。2）螺旋流起旋器下游流場內(nèi)管道中央存在明顯的回流現(xiàn)象。原因是環(huán)狀縫隙流向管道下游流體過渡過程中，在螺旋流起旋器的料筒近壁面區(qū)域發(fā)生了邊界層分離現(xiàn)象，主流離開料筒曲面，下游流體隨即回填空腔區(qū)域。3）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場軸向流速呈明顯的非對稱結(jié)構(gòu)。原因是導(dǎo)葉長度的增加將會(huì)對螺旋流起旋器下游流場軸向流速產(chǎn)生較大程度的影響。在靠近導(dǎo)葉的近壁面流場區(qū)域軸向流速將明顯降低。4）管道近壁面區(qū)域軸向流速的試驗(yàn)值與模擬值存在較大的誤差。原因是該區(qū)域的內(nèi)部流場受到七孔探針的擾動(dòng)最為劇烈，因此導(dǎo)致該區(qū)域試驗(yàn)誤差較大。

圖4 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器下游流場1#斷面水平極軸處軸向流速模擬值與試驗(yàn)值的對照Fig.4 Comparison of simulated and experimental axial velocity of 1# section at horizontal pole of downstream flow field of spiral flow generator with different lengths of guide vane

圖 5為不同導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器內(nèi)部流場水平斷面區(qū)域和 1#斷面區(qū)域處軸向流速分布云圖。由圖5可知：1）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器環(huán)狀縫隙區(qū)域平均軸向流速呈升高的變化趨勢。原因是螺旋流起旋器的導(dǎo)葉長度越長，環(huán)狀縫隙區(qū)域橫斷面的面積將越小，根據(jù)流量守恒定律，環(huán)狀縫隙區(qū)域的平均軸向流速將逐漸增大。2）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場的回流區(qū)域?qū)p小。原因是環(huán)狀縫隙出口區(qū)域的流體在導(dǎo)葉的作用下，從管道外側(cè)逐步向管道中心匯聚，引起環(huán)狀縫隙流向螺旋流起旋器前端面因邊界層分離產(chǎn)生的空腔區(qū)域補(bǔ)充，進(jìn)而導(dǎo)致螺旋流起旋器下游流場的回流區(qū)域減小。隨著導(dǎo)葉長度增加，導(dǎo)葉引起環(huán)狀縫隙出口處流體的匯聚作用將增強(qiáng)，使螺旋流起旋器下游流場的回流區(qū)域減小。3）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游區(qū)域的軸向流速將呈現(xiàn)“正三角形”對稱分布。原因是螺旋流起旋器支撐體和導(dǎo)葉均呈“正三角形”對稱布置，因此螺旋流起旋器下游區(qū)域軸向流速將呈“正三角形”對稱分布。4）隨著導(dǎo)葉長度的增大，導(dǎo)葉葉面兩側(cè)的近壁面區(qū)域軸向流速均增大。原因是導(dǎo)葉長度越長，導(dǎo)葉曲率越小，在凹葉面處對流體軸向流速影響程度減小，從而導(dǎo)致該區(qū)域軸向流速升高。而在凸葉面處流體在軸向流速方向擴(kuò)散程度降低，從而引起凸葉面處軸向流速也升高。

圖5 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器內(nèi)部流場軸向流速分布Fig.5 Axial velocity distributions of internal flow field for spiral flow generator with different lengths of guide vane

圖 6為不同導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器內(nèi)部流場水平斷面區(qū)域和 1#斷面區(qū)域處徑向流速分布云圖。由圖6可知：1）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場的徑向流速將逐漸增大。原因是導(dǎo)葉長度的增加，使得環(huán)狀縫隙出口區(qū)域的流體在導(dǎo)葉作用下，使得向螺旋流起旋器前端面回流區(qū)域補(bǔ)充流體的程度有所增加，降低了螺旋流起旋器下游流場回流區(qū)域的范圍，進(jìn)而導(dǎo)致徑向流速向下游傳播的阻礙程度降低。導(dǎo)葉長度的增加也引起螺旋流起旋器下游流場徑向流速的增加，兩者的共同作用使得螺旋流起旋器下游流場的徑向流速有所增大。2）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器環(huán)狀縫隙區(qū)域的徑向流速將減小，并集中出現(xiàn)在導(dǎo)葉凹葉面的區(qū)域。原因是隨著導(dǎo)葉長度增大，導(dǎo)葉曲率減小，導(dǎo)致環(huán)狀縫隙區(qū)域徑向流速減小。同時(shí)徑向流速變化是由于導(dǎo)葉引起的，因此徑向流速變化范圍主要集中于導(dǎo)葉凹葉面區(qū)域。3）螺旋流起旋器下游流場徑向流速呈“魚鱗狀”交替變化。原因是徑向流速沿螺旋流起旋器下游流場擴(kuò)散時(shí)流體流動(dòng)方向呈周期性變化，從而產(chǎn)生了“魚鱗狀”交替變化的現(xiàn)象。4）螺旋流起旋器下游流場在支撐體近壁面和遠(yuǎn)離支撐體近壁面處徑向流速方向相反。原因是遠(yuǎn)離支撐體近壁面區(qū)域徑向流速方向由管道外側(cè)指向管道中心，而支撐體近壁面區(qū)域阻礙了徑向流速的形成，使得回流流體與支撐體的相互作用形成了由管道中心指向管道外側(cè)的徑向流速。圖 7為不同導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器內(nèi)部流場水平斷面區(qū)域和 1#斷面區(qū)域處周向流速分布云圖。

圖6 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器內(nèi)部流場徑向流速分布Fig.6 Radial velocity distributions of internal flow field for spiral flow generator with different lengths of guide vane

圖7 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器內(nèi)部流場周向流速分布Fig.7 Circumferential velocity distributions of internal flow field for spiral flow generator with different lengths of guide vane

由圖7可知：1）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器環(huán)狀縫隙區(qū)域周向流速呈逐漸增大的變化趨勢。原因是流體在導(dǎo)葉作用下產(chǎn)生了逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的周向流速。隨著導(dǎo)葉長度的增加，在環(huán)狀縫隙區(qū)域?qū)~所引起的周向流速的變化范圍逐漸增大，因此環(huán)狀縫隙區(qū)域周向流速表現(xiàn)為增大的變化趨勢。2）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場的周向流速逐漸增大，并且周向流速方向?yàn)槟鏁r(shí)針。原因是導(dǎo)葉布置引起螺旋流起旋器下游流場產(chǎn)生了逆時(shí)針周向流速。導(dǎo)葉長度越長，使得導(dǎo)葉對螺旋流起旋器下游流場的影響程度增大，因而該區(qū)域周向流速的變化梯度增加。3）導(dǎo)葉長度增加引起螺旋流起旋器下游流場周向流速變化范圍偏向管道外側(cè)。原因是導(dǎo)葉長度越長，在環(huán)狀縫隙流出口斷面處所形成的周向流速將越大，因此周向流速向管道中心衰減程度將逐漸減小。4）螺旋流起旋器下游流場周向流速變化梯度較大處所對應(yīng)的管道近壁面區(qū)域存在反向的周向流速。原因是流體具有粘滯性，使得管道壁面會(huì)對逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的周向流速產(chǎn)生反向作用力，引起管道近壁面流體呈順時(shí)針旋轉(zhuǎn)。

4.2 模型壓力場模擬與驗(yàn)證

圖8為4種導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器下游流場1#斷面水平極軸處壓強(qiáng)模擬值與試驗(yàn)值對照圖。由圖8可知：1）模擬值與試驗(yàn)值基本一致，且最大相對誤差不超過1.3%。2）螺旋流起旋器下游流場壓強(qiáng)分布呈現(xiàn)中間小，兩側(cè)大的變化趨勢。原因是邊界層分離引起螺旋流起旋器下游流體出現(xiàn)了旋渦能量損失，引起管道內(nèi)出現(xiàn)局部低壓區(qū)。而兩側(cè)壓強(qiáng)受到環(huán)狀縫隙流的影響較為明顯，由于流體斷面突然擴(kuò)張，流速降低，引起管道外側(cè)局部壓強(qiáng)升高。3）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場的壓強(qiáng)變化梯度將增加。原因是隨著導(dǎo)葉長度的增加，引起螺旋流起旋器下游流場的流體壓能逐漸轉(zhuǎn)化為流體旋轉(zhuǎn)動(dòng)能的程度將增大，從而導(dǎo)致壓能損失程度有所增加。4）管道近壁面區(qū)域壓強(qiáng)的試驗(yàn)值與模擬值存在較大的誤差。原因是該區(qū)域的內(nèi)部流場受到七孔探針的擾動(dòng)最為劇烈，從而導(dǎo)致該區(qū)域的試驗(yàn)誤差也較大。

圖8 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器下游流場1#斷面水平極軸處壓強(qiáng)模擬值與試驗(yàn)值的對照圖Fig.8 Comparison of simulated and experimental pressure of 1#section at horizontal pole of downstream flow field of spiral flow generator with different lengths of guide vane

圖 9為不同導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器內(nèi)部流場水平斷面區(qū)域和 1#斷面區(qū)域處壓強(qiáng)分布云圖。由圖 9可知：1）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場局部低壓范圍呈增大的變化趨勢。原因是導(dǎo)葉長度的增加引起螺旋流起旋器下游流體壓能轉(zhuǎn)化為流體旋轉(zhuǎn)動(dòng)能的程度逐漸增大，從而使得下游流場壓能損失有所增加。2）螺旋流起旋器下游流場存在明顯低壓區(qū)，并且低壓區(qū)下游流場壓強(qiáng)又再次回升。原因是環(huán)狀縫隙出口處邊界層分離引起螺旋流起旋器下游流場出現(xiàn)旋渦損失，使得螺旋流起旋器前端近壁面處的壓強(qiáng)降低。同時(shí)環(huán)狀縫隙流與下游流體發(fā)生碰撞，該過程不但存在能量耗散還存在能量轉(zhuǎn)化，即流體將能量傳遞給下游流體，因此下游流體壓強(qiáng)出現(xiàn)了再次升高的現(xiàn)象。3）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器引起的能耗損失呈增大趨勢。原因是水流經(jīng)過螺旋流起旋器時(shí)，能耗損失包括旋轉(zhuǎn)動(dòng)能與阻力損失等2部分。導(dǎo)葉長度的增加，引起這2部分的能耗均有所增加。4）隨著導(dǎo)葉長度的增加，導(dǎo)葉凹葉面近壁面處壓強(qiáng)逐漸降低，而導(dǎo)葉凸葉面近壁面處壓強(qiáng)逐漸升高。原因是導(dǎo)葉長度增加引起導(dǎo)葉曲率逐漸減小，因此凹葉面對流體的作用力減小，從而使得凹葉面處壓強(qiáng)降低。而凸葉面處流體離開導(dǎo)葉表面的程度減小，使得凸葉面近壁面處壓降程度也呈減小趨勢。

圖9 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器內(nèi)部流場壓強(qiáng)分布Fig.9 Pressure distributions of internal flow field for spiral flow generator with different lengths of guide vane

4.3 模型渦量場模擬

圖10為不同導(dǎo)葉長度條件下，螺旋流起旋器內(nèi)部流場水平斷面區(qū)域和1#斷面區(qū)域處渦量分布云圖。由圖10可知：1）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場渦量范圍有所增大。原因是導(dǎo)葉長度增加，引起螺旋流起旋器下游流場的周向流速增大，進(jìn)而導(dǎo)致環(huán)狀縫隙區(qū)域旋轉(zhuǎn)流體與螺旋流起旋器下游回流流體發(fā)生相互摻混的程度增強(qiáng)，因此下游流場所形成的渦量大小與范圍均有所增大。2）螺旋流起旋器渦量主要分布在環(huán)狀縫隙流進(jìn)口處的料筒近壁面、導(dǎo)葉近壁面以及螺旋流起旋器的下游流場區(qū)域。環(huán)狀縫隙流進(jìn)口處料筒近壁面渦量是由于邊界層分離引起的，流體從管道進(jìn)入環(huán)狀縫隙流線發(fā)生彎曲，引起局部渦量。導(dǎo)葉近壁面渦量是由于導(dǎo)葉對流體的擾動(dòng)形成的，該處渦量即是渦強(qiáng)均勻的螺旋流。螺旋流起旋器下游流場處渦量是由于螺旋流與回流流體相互摻混形成的。3）流場內(nèi)渦量分布直接反映了流體的能量耗散，因此渦量較大的流場區(qū)域所引起的局部旋渦能耗損失也就較大，進(jìn)一步解釋了圖 9中管道內(nèi)出現(xiàn)局部低壓的現(xiàn)象。

圖10 不同導(dǎo)葉長度螺旋流起旋器內(nèi)部流場渦量分布云圖Fig.10 Vorticity magnitude distributions of internal flow field for spiral flow generator with different lengths of guide vane

4.4 螺旋流起旋器起旋效率

根據(jù)能量平衡原理[8]，本文建立的螺旋流起旋器恒定總流的伯努利方程為：

式中z1和z2為螺旋流起旋器前后斷面的平均位置水頭，m；p1/γ和p2/γ分別為螺旋流起旋器前后斷面的平均壓強(qiáng)水頭，m；/2g和/2g分別為螺旋流起旋器前后斷面的平均速度水頭，m；α1和α2為動(dòng)能修正系數(shù)；γ為流體的容重，N/m3；hw為螺旋流起旋器前后斷面的水頭損失，m。

流體流經(jīng)螺旋流起旋器時(shí)，螺旋流起旋器前后斷面的水頭損失可以表示為[11]

式中Er為流體旋轉(zhuǎn)動(dòng)能，m；hf為管道沿程水頭損失，m；hg為螺旋流起旋器的阻力損失，m。流體旋轉(zhuǎn)動(dòng)能是由于流體繞流螺旋流起旋器導(dǎo)葉所引起的，不能直接進(jìn)行計(jì)算，一般采用最大旋轉(zhuǎn)動(dòng)能來表征該物理量。螺旋流起旋器的阻力損失包括料筒壁面摩擦阻力損失、導(dǎo)葉側(cè)壁面摩擦阻力損失以及導(dǎo)葉對管道流體的阻力。

為了分析螺旋流起旋器的起旋能力，本文采用起旋效率這一概念。起旋效率指螺旋流起旋器出口斷面最大旋轉(zhuǎn)動(dòng)能與螺旋流起旋器前后斷面平均壓能損失的比值[30]，即

式中ηs為起旋效率；Ei為斷面任意一點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)動(dòng)能，m；ri為該點(diǎn)極半徑，m；θi為該點(diǎn)水流旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s；n為斷面劃分區(qū)域的數(shù)目，m；si為任意一點(diǎn)所在的區(qū)域面積，m2；Erm為管道內(nèi)部流場最大旋轉(zhuǎn)動(dòng)能，m；ΔH為螺旋流起旋器前后斷面的平均壓強(qiáng)損失。Erm求解方法是將管道內(nèi)部旋轉(zhuǎn)動(dòng)能最大斷面分割為多個(gè)區(qū)域，并對不同區(qū)域的流體旋轉(zhuǎn)動(dòng)能加權(quán)平均[31]。

螺旋流起旋器恒定總流伯努利方程在計(jì)算過程中選取的前后斷面要求為均勻流或者漸變流。試驗(yàn)研究表明螺旋流起旋器的上游0.5 m斷面和下游2.5 m斷面處管道內(nèi)水流基本接近為漸變流。因此，本文選擇上述2個(gè)斷面作為螺旋流起旋器恒定總流伯努利方程求解的前后斷面。

根據(jù)式（7）得到不同導(dǎo)葉長度條件下螺旋流起旋器的起旋效率，如表3所示。由表3可知，本文研究的螺旋流起旋器的最大起旋效率可達(dá)到0.06。根據(jù)已有文獻(xiàn)[5-8]可知，螺旋流起旋器的起旋效率將不低于同等工況條件下圓管內(nèi)壁安裝導(dǎo)葉的局部起旋方式的起旋效率。同時(shí)結(jié)合螺旋流起旋器可靈活布置在管道沿程任意位置的優(yōu)勢，進(jìn)一步表明研究螺旋流起旋器具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器的起旋效率呈現(xiàn)出了逐漸增大的變化趨勢。

表3 螺旋流起旋器旋轉(zhuǎn)效率Table 3 Spiral generating efficiency of spiral flow generator

5 結(jié)論與討論

本文基于RNG k-ε湍流模型，采用Fluent 12.0軟件對不同導(dǎo)葉長度條件下的螺旋流起旋器內(nèi)部流場水力特性進(jìn)行了三維非定常數(shù)值模擬和模型試驗(yàn)。結(jié)論如下：

1）模擬值與試驗(yàn)值基本吻合，且流速場和壓力場的最大相對誤差分別不超過6.4%和1.3%，表明采用數(shù)值模擬的研究方法分析螺旋流起旋器內(nèi)部流場的水力特性是可行的。

2）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器下游流場軸向流速的影響區(qū)域?qū)⒅饾u減小，而徑向流速、周向流速以及渦量的影響區(qū)域?qū)⒅饾u增大。

3）隨著導(dǎo)葉長度的增加，螺旋流起旋器引起的能耗損失呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢。螺旋流起旋器下游流場存在明顯的低壓區(qū)，并且低壓區(qū)域下游流場的壓強(qiáng)又再次升高。

4）螺旋流起旋器內(nèi)部流場的渦量主要分布在環(huán)狀縫隙流進(jìn)口處的料筒近壁面區(qū)域、導(dǎo)葉近壁面區(qū)域以及螺旋流起旋器的下游流場區(qū)域。

隨著導(dǎo)葉長度的逐漸增加，螺旋流起旋器旋轉(zhuǎn)效率將逐漸升高，但是該方式同時(shí)還會(huì)增加螺旋流起旋器的能耗損失，因此還需要進(jìn)一步解決螺旋流起旋器起旋效率與能耗損失之間的矛盾。

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