（合肥通用機械研究院有限公司,合肥通用環(huán)境控制技術有限責任公司）

0 引言

污水處理工藝中運行數量最多、技術最成熟的工藝方法是活性污泥法，曝氣鼓風機是該處理工藝的核心設備，占整個污水處理廠能耗的50%～60%[1-4]。目前，污水處理廠使用的曝氣鼓風機主要有羅茨鼓風機、低速多級離心鼓風機、齒輪增速單級高速離心鼓風機、磁懸浮單級離心鼓風機及空氣懸浮單級離心鼓風機5類。磁懸浮鼓風機采用高速電機直聯(lián)，變頻驅動及調速，省去了齒輪增速箱及潤滑系統(tǒng)，具有無摩擦、無需潤滑、壽命長、振動可控、噪聲低及安裝維護方便等優(yōu)點[2-5]，真正意義上實現了絕對無油的運行環(huán)境，是污水處理行業(yè)曝氣鼓風機的發(fā)展趨勢。

目前高速電機和變頻器效率已接近當前技術極限水平，唯有提高或保證鼓風機整機效率，整個系統(tǒng)的綜合效率才能提高。本文以我單位GM110型磁懸浮鼓風機為研究對象，對鼓風機整機流動情況進行了數值模擬，分析葉頂間隙對葉輪效率的影響，著重研究整機氣動性能，并進行了試驗驗證，結果表明，數值模擬結果可用于預測整機氣動性能及指導優(yōu)化設計。

1 計算模型

1.1 物理模型

GM110型磁懸浮鼓風機性能參數，設計點流量80m3/min，排氣壓力75kPa，b2/D2=0.06，長短葉片共計18個，采用整機模擬，包括葉輪、無葉擴壓器和蝸殼，計算域網過采用六面體劃分，見圖1。

圖1 鼓風機網格圖Fig.1 Blower grid diagram

1.2 計算方法及邊界條件設置

基于雷諾平均的N-S方程和湍流模型模擬鼓風機內部的氣流流動，選用與葉輪一起旋轉的非慣性坐標系來描述相對運動，忽略定子與轉子之間的間隙，不考慮兩者之間的漏氣損失，忽略非定常因素，按定常穩(wěn)態(tài)可壓縮流進行處理，采用理想氣體模型、標準k-ε湍流模型[6-11]，速度壓力耦合方式采用SIMPLE算法，差分格式中，壓力項采用標準格式，速度、湍動能和湍流粘性系數各項均采用二階迎風格式，松弛因子采用默認值。

邊界條件給定進口總壓、總溫和出口流量，葉片設置為旋轉壁面，相對于旋轉流域以零轉速周向旋轉，葉片表面、輪轂等壁面采用無滑移邊界條件，近壁面采用標準壁面函數。

2 計算結果與分析

2.1 整機運行工況性能

半開式葉輪，葉頂間隙0.5mm時，設計工況時整機流場分布見圖2。

圖2 級壓力、馬赫數分布圖Fig.2 Distribution of Pressure&Mach

設計工況模擬計算時，輸出數據見表1，多變效率計算公式為[12]：

式中，p1,p2分別為級進、出口壓力；T1,T2分別為級進、出口溫度；k為空氣絕熱指數；Wpol為級多變壓縮功；Wtot為級總功耗；M,ω分別為葉輪轉矩和角速度；為多變指數系數。

表1 模擬計算輸出數據表Tab.1 Output data of simulated calculation

從表1可知，兩種計算多變效率偏差為1.0%左右，表明該方法模擬鼓風機整機氣動性能是可行的，為方便計算以下多變效率采用式（1）。通過對多種工況進行數值模擬，得到鼓風機整機多變效率、壓比隨流量的變化規(guī)律如圖3所示。其中，N表示設計轉速，相對流量為不同工況下進口體積流量與設計流量（80m3/min）的比值。

圖3 多變效率、壓比隨流量變化曲線圖Fig.3 Polytropic efficiency,pressure ratio and flow rate curve

從圖3可以看出鼓風機多變效率曲線為拋物線型。當流量過小或過大時，由于沖角增大，以及輪阻損失和摩擦損失也會增大，使效率降低。轉速降低最高效率點向左偏移，這與鼓風機實際工作特性相符；并且發(fā)現設計轉速最高效率略低于95%轉速的最高效率，設計點多變效率約為84.7%。

2.2 葉頂間隙對效率的影響

為了進一步提高鼓風機效率，本節(jié)研究葉頂間隙對半開式葉輪效率的影響，分別計算了葉頂間隙為0（閉式葉輪），0.5，1.0，1.5，2.0mm時葉輪的多變效率，葉頂間隙與葉輪出口寬度b2的比值稱為葉頂相對間隙，葉頂間隙對葉輪效率的影響，見圖4所示。由圖4可知，在研究的區(qū)域內，隨葉頂間隙的增加，效率下降，下降約7%，葉頂間隙對葉輪效率有較明顯的影響，為鼓風機設計以及合理的裝配間隙提供依據，條件允許的情況下盡量使用閉式葉輪；間隙從約3.5%到7%內變化時，效率變化最為敏感，其它區(qū)域變化時效率變化有所減緩。

圖4 葉頂間隙對葉輪多變效率影響Fig.4 Influence of impeller tip clearance on polytropic efficiency

從圖4可知，葉頂間隙為0.5mm時，葉輪多變效率約92%，從2.1小節(jié)的級多變效率84.7%可知，擴壓器和蝸殼等靜止部件損失7%左右，下一步將開展如何降低擴壓器、蝸殼等部件的損失，以及與半開式葉輪的匹配問題。

3 試驗一致性及偏差分析

為了使結構簡單以及安裝方便，葉輪與電機前端軸頭直聯(lián)，推力磁軸承布置于電機軸后端，徑向磁軸承位于電機永磁體兩側，見圖5所示。工作時轉子熱膨脹使葉輪向前移動，葉頂間隙變小。因此，為了驗證數值模擬結果，試驗時葉頂間隙要與模擬時葉頂間隙一致。

圖5 磁懸浮鼓風機轉子結構圖Fig.5 Magnetic suspension blower rotor structure

轉子浮起穩(wěn)定，在開機前測量轉子軸頭距一固定點距離；試驗時，調整工況至設計的轉速及排氣壓力，運轉至電機定子繞組溫度穩(wěn)定，快速停機，再次測量轉子軸頭到該固定點的距離，兩次差值近似為轉子的熱膨脹量（約0.60mm）。實際值略大于0.60mm（按0.60～0.70mm考慮），因此，冷態(tài)安裝時，葉頂間隙確定為1.20～1.25mm。與模擬狀態(tài)葉頂間隙不確定偏差0.15mm左右，葉頂相對間隙偏差約1.0%，由圖4可知，在此間隙范圍內，葉輪效率相差約1.0%。因此，試驗與模擬不確定偏差約1.0%

4 試驗結果及對比分析

鼓風機整機試驗采用開式出氣試驗方法，按照JB/T3165-1999標準的要求進行測試，采用安裝在出口管路中的標準孔板測量流量，進口壓力、溫度測點在磁懸浮鼓風機橇裝箱體內，出口壓力、溫度測點在鼓風機排氣口法蘭處。

除流量外，其它參數均由磁懸浮高速鼓風機運行系統(tǒng)采集顯示，如圖6所示。

測試多變效率、壓比隨流量的變化曲線見圖7所示，同時顯示了模擬計算的性能曲線。從圖7可以看出，測試壓比曲線與模擬計算壓比曲線約在95%流量處有交點，小于此流量時，模擬計算壓比小于測試壓比，有負偏差，且隨流量的減小，壓比偏差逐漸變大；大于此流量時，模擬計算壓比大于測試壓比，有正偏差，且隨流量的增加，壓比偏差逐漸變大，在研究的區(qū)域范圍內，正負偏差均小于1.0%。測試效率曲線與模擬計算效率曲線同樣有交點，小于此流量時，計算效率大于測試效率；大于此流量時，計算效率小于測試效率，出現此現象可能的原因是試驗測試狀態(tài)存在葉頂間隙泄漏，以及鼓風機與外界存在熱交換，小流量時葉頂間隙泄漏占主因，使排氣溫度升高，而多變效率降低；大流量時熱交換占主因，使排氣溫度下降，而多變效率升高，但偏差均在1.0%左右，試驗測試結果與模擬計算結果十分吻合，也充分地驗證了模擬計算方法的有效性和模擬計算結果的準確性。

圖6 磁懸浮鼓風機運行系統(tǒng)Fig.6 Operating system of magnetic blower

圖7 鼓風機測試性能曲線Fig.7 Experimental performance curve of blower

5 結論

本文對某型磁懸浮鼓風機整機氣動性能進行了模擬計算與試驗測試，主要結論如下：

1）模擬計算結果與試驗測試結果十分吻合，多變效率、壓比偏差均在1.0%左右，驗證了模擬計算方法預測鼓風機氣動性能的有效性和準確性。

2）半開式葉輪葉頂間隙對效率有明顯的影響，且存在敏感間隙區(qū)域，可在敏感區(qū)域內選擇實際裝配間隙值，條件允許時，盡量采用閉式葉輪提高效率。

3）從模擬計算結果看，整機效率比葉輪效率降低約7%，即擴壓器、蝸殼等靜止部件效率損失約7%，降低擴壓器、蝸殼等靜止部件的損失可作為提高整機效率的另一個途徑，有待下一步工作開展。