Numerische Simulation der Stro¨ mung in einem Radialventilator ... - KI

VENTILATOR/STRÖMUNGSSIMULATION
Markus Lobmaier
Reinhard Willinger
Der vorliegende Beitrag beschreibt
die Anwendung des
kommerziellen Programmpaketes
FLUENT 6.1 zur Simulation
der Strömung in einem
Radialventilator mit hoher
spezifischer Drehzahl. Sowohl
zweidimensionale als auch
dreidimensionale Berechnungen
werden unter Anwendung
der stationären „Frozen-Rotor
Methode“ sowie
der instationären „Sliding-
Mesh Methode“ durchgeführt.
Die berechneten Kennlinien
werden mit den gemessenen
Prüfstandsdaten
verglichen und diskutiert. Auf
Grund der relativ kurzen Rechenzeiten
ist die „Frozen-
Rotor Methode“ für Auslegungszwecke
geeignet. Eine
Verbesserung der Ergebnisse
lässt sich durch die näherungsweise
Berücksichtigung
der Spaltströmung zwischen
Einströmdüse und Laufrad
erreichen.
Numerical simulation of the flow field in
a high specific speed radial fan
The present paper describes the application
of the commercial CFD-code FLUENT 6.1 to
the numerical simulation of the flow field
in a high specific speed radial fan. Two-dimensional
as well as three-dimensional computations
are performed using the steady
“Frozen-Rotor method” as well as the unsteady
“Sliding-Mesh method”. The predicted
performance curves of the radial fan
are compared with the results obtained
from measurements on a test stand. Due
to the relatively low computation times, the
“Frozen-Rotor method” can be used routinely
for design purposes. The results of this
approach can be improved if the leakage
flow through the gap between the inlet nozzle
and the impeller is taken into account.
Keywords: radial fan, flow field, leakage
flow, computational fluid dynamics – CFD,
numerical simulation, performance curve
Dipl.-Ing. M. Lobmaier, Scheuch GmbH,
A-Aurolzmünster; Ao. Univ. Prof. Dr. Dipl.-
Ing. R. Willinger, Technische Universität Wien,
Institut für Thermodynamik und Energiewandlung,
A-Wien.
Numerische Simulation
der Strömung in einem
Radialventilator
mit hoher spezifischer
Drehzahl
1 Einleitung
In der industriellen Anwendung werden
Radialventilatoren zur Förderung reiner
oder staubhaltiger Luft, von Spänen
und fasrigem Material sowie von giftigen
und explosiven Gasgemischen eingesetzt.
Die Hersteller bieten in ihren
Programmen entsprechende Radialventilatoren
an, die einen weiten Bereich
an Volumenströmen und Druckerhöhungen
abdecken. Zur strömungstechnischen
Auslegung kommen üblicherweise
einfache eindimensionale Verfahren
zur Anwendung, die durch empirische
Zusammenhänge hinsichtlich der
Minderleistung und der Verluste ergänzt
werden [2, 3, 6]. Die Treffsicherheit der
Auslegung wird anschließend durch entsprechende
Messungen auf Normprüfständen
überprüft und gegebenenfalls
korrigiert. Eine deutliche Reduzierung
der Entwicklungszeiten lässt sich durch
die möglichst frühe Einbindung der numerischen
Strömungssimulation – Computational
Fluid Dynamics (CFD) – in den
Auslegungsprozess erwarten. Seit einigen
Jahren stehen dafür leistungsfähige
kommerzielle Programmsysteme zur
Verfügung. Der vorliegende Beitrag beschreibt
die Anwendung der numerischen
Strömungssimulation auf die Berechnung
der Strömung in einem Radialventilator
mit hoher spezifischer Drehzahl.
Neben detaillierten Informationen
zum Strömungsfeld im Radialventilator
liefert die numerische Simulation auch
die – für die praktische Anwendung
wichtigen – Kennlinien der Maschine.
Die berechneten Kennlinien werden diskutiert
und mit den Ergebnissen der
Prüfstandsmessung verglichen.
2 Beschreibung des untersuchten
Radialventilators
Der untersuchte Radialventilator ist
schematisch in Bild 1 dargestellt. Die
Hauptbestandteile des einflutigen, einstufigen
Ventilators sind die Einströmdüse,
das fliegend gelagerte Laufrad
und das Spiralgehäuse. Das Laufrad
mit z = 12 rückwärts gekrümmten
Schaufeln weist einen Außendurchmesser
D2 = 705 mm auf, die Austrittsbreite
beträgt b2 = 182 mm. Der Radialventilator
ist für einen Volumenstrom
V_ ¼ 7 m3 =s und eine Totaldruckerhöhung
pt ¼ 3680 Pa ausgelegt, das
Fördermedium ist reine Luft. Der Antrieb
erfolgt durch einen Drehstrommotor mit
Keilriementrieb, wobei die Drehzahl
n = 2340 min –1 beträgt. Eine Zuordnung
der Förderdaten, der Drehzahl und des
Laufraddurchmessers zur Bauform
kann mittels der Laufzahl r und der
Durchmesserzahl d im sog. CORDIER-
Diagramm erfolgen (Bild 2). Anstelle
der Laufzahl wird häufig auch die sog.
spezifische Drehzahl nq verwendet, die
proportional zur Laufzahl r ist. Trägt
man in das CORDIER-Diagramm die
Laufzahl bzw. die Durchmesserzahl
(r ¼ 0,53 bzw. d ¼ 2,08) für den vorlie-
Bild 1: Schematische Darstellung des
untersuchten Radialventilators
462 F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005

Bild 2: CORDIER-Diagramm [2]
genden Ventilator ein, so ist ersichtlich,
dass für diesen Anwendungsfall eine
Ausführung als Axial- oder Diagonalventilator
den besten Wirkungsgrad erwarten
lässt. Dem gegenüber stehen aber
die Fertigungskosten, die für einen Axial-
bzw. Diagonalventilator deutlich höher
als für einen Radialventilator sind.
Der vorliegende Ventilator ist daher als
Radialventilator hoher spezifischer Drehzahl
mit b2=D2 ¼ 0,258 und D1=D2 ¼
0,711 ausgeführt. Dabei ist D1 der Eintrittsdurchmesser
des Laufrades.
3 Modellbildung und
Simulationsverfahren
Die Strömung in einem Radialventilator
mit Spiralgehäuse ist grundsätzlich dreidimensional,
turbulent und periodisch
instationär. Wegen der relativ geringen
Machzahlen (Ma < 0,2) spielen Kompressibilitätseffekte
üblicherweise keine
Rolle, so dass die Strömung näherungsweise
als inkompressibel angesehen
werden kann. Wie bei ingenieurmäßigen
Anwendungen üblich, wird in der
vorliegenden Arbeit die Turbulenz mittels
des Standard-k/e-Modells mit
Wandfunktionen berücksichtigt. Die numerische
Simulation von dreidimensionalen,
periodisch instationären, turbulenten
Strömungen erfordert nach wie
vor sehr hohe Rechenzeiten, die über
den Rahmen eines typischen Auslegungsprozesses
deutlich hinausgehen.
Durch eine vereinfachte Modellbildung
ist man bestrebt, eine Verringerung
der Rechenzeiten zu erreichen. Dabei
ist aber zu berücksichtigen, dass durch
die Vereinfachungen die Treffsicherheit
der Berechnung und die Qualität der
Berechnungsergebnisse nicht negativ
beeinflusst werden. Vereinfachungen
der Modellbildung beziehen sich auf
die Geometrie und/oder die Abbildung
der strömungsphysikalischen Vorgänge.
Hinsichtlich der geometrischen Vereinfachung
bietet sich eine zweidimensionale
Simulation an, die sich auf die Berechnung
der Strömung in einer Ebene normal
zur Maschinenachse beschränkt.
Dreidimensionale Effekte können dadurch
nicht berücksichtigt werden.
Der periodisch instationäre Charakter
der Strömung im Radialventilator wird
durch die Wechselwirkung zwischen
den umlaufenden Schaufeln und der
Zunge des Spiralgehäuses hervorgerufen.
Diese Vorgänge lassen sich nur
durch eine instationäre Berechnung erfassen,
die mehrere Rotorumdrehungen
umfasst. Bei dieser sog. „Sliding-Mesh
Methode“ handelt es sich um ein instationäres
Verfahren. Neben dem ruhenden
Bezugssystem kommt ein rotierendes
Bezugssystem zur Anwendung,
dessen Drehbewegung mit berücksichtigt
wird. Der Übergang zwischen dem
ruhenden und dem bewegten System
ist nicht fest zusammenhängend, so
dass eine Verdrehung der Netze relativ
zueinander möglich wird. Für jeden
Zeitschritt wird der Rotor an seine Position
gestellt und es werden die Strömungsgrößen
für die beiden Bezugssysteme
berechnet. An den Übergangsstellen
werden die Strömungsgrößen interpoliert,
um diese an die verdrehten
Netze weiterzugeben. Abgesehen von
einer geringen Abweichung durch die
Interpolation wird mit der „Sliding-
Mesh Methode“ die tatsächliche instationäre
Strömung berechnet.
Eine deutliche Vereinfachung der Modellbildung
stellt die sog. „Frozen-Rotor
Methode“ dar. Dabei handelt es sich um
ein stationäres Berechnungsverfahren,
wobei der Rotor in seiner Position fixiert
Tabelle 1: Übersicht der Simulationsverfahren
VENTILATOR/STRÖMUNGSSIMULATION
angesehen wird. Die Erhaltungsgleichungen
werden für den Rotor in einem
rotierenden Bezugssystem gelöst, das
auch die Zentrifugal- und Corioliskräfte
berücksichtigt. Die Erhaltungsgleichungen
für das nicht rotierende System werden
in einem ruhenden Bezugssystem
gelöst. Im Übergangsbereich zwischen
diesen beiden Bezugssystemen wird als
Kopplung die Stetigkeit der Geschwindigkeit
und des Druckes eingeführt.
Da das gesamte Strömungsfeld von
der jeweiligen Position des Rotors im ruhenden
System abhängig ist, muss die
„Frozen-Rotor Methode“ auf verschiedene
Positionen des Rotors angewendet
werden. Die „Frozen-Rotor Methode“
kommt speziell dann zur Anwendung,
wenn die Variation der Strömung in Umfangsrichtung
sehr stark ist.
Schließlich bietet sich zur vereinfachten
Modellbildung auch noch die sog. „Mixing-Plane
Methode“ an. Dabei handelt
es sich um ein stationäres Berechnungsverfahren,
bei dem ein rotierendes und
ein ruhendes Bezugssystem verwendet
werden. Am Übergang zwischen den
beiden Bezugssystemen werden die
Strömungsgrößen des rotierenden Systems
über dem Umfang gemittelt und
an das ruhende System weitergegeben.
Ungleichförmigkeiten der Strömung in
Umfangsrichtung des Rotors werden somit
unterdrückt. Diese Vorgangsweise
wird häufig bei Turbomaschinen axialer
Bauart angewendet. Bei Turboarbeitsmaschinen
radialer Bauart mit Spiralgehäuse
sind vor allem im Teil- und Überlastbereich
deutliche Druckungleichförmigkeiten
über dem Laufradumfang
zu erwarten, so dass diese Methode
für die Anwendung bei Radialventilatoren
praktisch nicht in Frage kommt.
In der vorliegenden Arbeit wird zur
numerischen Strömungssimulation das
kommerzielle CFD-Programmsystem
FLUENT 6.1 verwendet, die Erstellung
der Geometrien sowie deren Vernetzung
erfolgt mittels GAMBIT 2.1. Tabelle
1 zeigt eine Übersicht der zur Verfügung
stehenden Simulationsverfahren,
wobei die in der vorliegenden Arbeit
eingesetzten Kombinationen grau un-
stationär instationär rel. CPU-Zeit
Mixing-Plane (MP) 2D 3D – – 1
Frozen-Rotor (FR) 2D 3D – – 2
Sliding-Mesh (SM) – – 2D 3D 50
F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005 463

VENTILATOR/STRÖMUNGSSIMULATION
Bild 3: Zweidimensionales Berechnungsmodell
terlegt sind. Die „Mixing-Plane Methode“
wurde in der vorliegenden Arbeit
nicht eingesetzt. Die rechte Spalte in Tabelle
1 gibt nach Angaben von Dick et
al. [4] Richtwerte für die erforderlichen
Rechenzeiten bezogen auf den Wert
für die „Mixing-Plane Methode“. Angesichts
des erheblichen Rechenzeitbedarfs
der instationären Berechnung stellt
sich die Frage, mit welcher Treffsicherheit
die Strömung im Radialventilator
mit der stationären „Frozen-Rotor Methode“
vorausberechnet werden kann.
4 Zweidimensionale
Berechnungen
4.1 Geometrie,
Randbedingungen
In einem ersten Schritt wird eine zweidimensionale
Simulation unter Heranziehung
der „Frozen-Rotor“ sowie der
„Sliding-Mesh Methode“ durchgeführt
Bild 4:
Oberflächennetz der Einströmdüse
(Tabelle 1). Bild 3 zeigt eine Darstellung
des zweidimensionalen Berechnungsgebietes
in einer Ebene normal zur Rotorachse.
Das Berechnungsgebiet besteht
aus drei Bereichen – Einströmbereich,
Laufrad, Spiralgehäuse – und weist insgesamt
etwa 75 000 Zellen auf. Die Berechnungen
nach der „Frozen-Rotor
Methode“ werden für zwei unterschiedliche
Laufradstellungen durchgeführt:
Minimaler bzw. maximaler Abstand
zwischen einer Laufschaufel und der
Zunge des Spiralgehäuses. Wie die Berechnungen
zeigen, hat die Position
des Laufrades praktisch keinen Einfluss
auf die Ergebnisse, was auf den relativ
großen Unterschied zwischen dem
Grundkreisdurchmesser des Spiralgehäuses
und dem Laufradaustrittsdurchmesser
zurückzuführen ist. Als
Randbedingungen werden am Eintritt
der Massenstrom und am Austritt des
Spiralgehäuses konstanter statischer
Druck vorgegeben. Die Turbulenzrandbedingungen
am Eintritt ergeben sich
aus einem angenommenen Turbulenzgrad
Tu = 5 % und einem turbulenten
Längenmaß von 40 mm, an den festen
Wänden des Berechnungsgebietes gilt
die Haftbedingung.
4.2 Ergebnisse
Erwartungsgemäß liefern die zweidimensionalen
Simulationen nur bedingt
brauchbare Ergebnisse. Im speziellen
treten deutliche Abweichungen zwischen
den berechneten und gemessenen
Kennlinien auf. Ursache dafür sind
die unterschiedlichen Breiten von Laufrad
und Spiralgehäuse, wie aus Bild 1 ersichtlich
ist. Während die Laufradaustrittsbreite
b2 ¼ 182 mm beträgt, ist
die Breite des Spiralgehäuses 507 mm.
Die zweidimensionale Simulation ist
grundsätzlich nicht in der Lage, die unterschiedlichen
Breiten von Laufrad und
Spiralgehäuse zu erfassen. Dadurch ergeben
sich im Spiralgehäuse deutlich
Bild 5:
Oberflächennetz des Laufrades
zu hohe Strömungsgeschwindigkeiten,
die in weiterer Folge zu überhöhten
Strömungsverlusten führen. In den
Kennlinien treten deutliche Abweichungen
zwischen Messung und Berechnung
im Verlauf des statischen Drucks, bei der
Leistung sowie beim Wirkungsgrad auf.
Die Abweichungen nehmen mit dem
Volumenstrom zu. Die zweidimensionalen
Simulationen lassen den Schluss zu,
dass diese für eine Vorhersage der Ventilatorkennlinien
nicht geeignet sind.
Daher wird in diesem Beitrag auf die
Darstellung der Ergebnisse der zweidimensionalen
Simulationen verzichtet
und es wird auf die Originalarbeit verwiesen
[7].
5 Dreidimensionale
Berechnungen
5.1 Geometrie und
Randbedingungen
Das dreidimensionale Modell besteht
aus drei Teilbereichen: Einströmdüse,
Laufrad, Spiralgehäuse. Die Oberflächennetze
dieser drei Teilbereiche sind
in Bild 4 bis Bild 6 dargestellt. Die dreidimensionale
Simulation wird unter Heranziehung
der „Frozen-Rotor“ sowie
der „Sliding-Mesh Methode“ durchgeführt
(Tabelle 1). Um bei der Anwendung
der instationären „Sliding-Mesh
Methode“ die Rechenzeiten in einem
akzeptablen Rahmen zu halten, ist
eine Begrenzung der Anzahl der Volumenelemente
notwendig. Unter Berücksichtigung
der Vorschriften für den dimensionslosen
Wandabstand y + beträgt
die Gesamtanzahl der Zellen im vorliegenden
Fall etwa 874 000, wobei auf
eine Vernetzung der Radseitenräume
zwischen Spiralgehäuse und Laufrad
verzichtet wird. Eine Folge davon ist
Bild 6:
Oberflächennetz des Spiralgehäuses
464 F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005

die Vernachlässigung der Spaltströmung
zwischen Laufrad und Einströmdüse.
Diese Spaltströmung wird durch die
Druckdifferenz zwischen dem vorderen
Radseitenraum und dem Laufradeintritt
verursacht und stellt grundsätzlich einen
Verlust dar, der durch den sog. volumetrischen
Wirkungsgrad erfasst wird. Darüber
hinaus hat die Spaltströmung auch
einen Einfluss auf die Strömung entlang
der konvex gekrümmten Kontur der
Deckscheibe innerhalb des Laufradkanals.
Dieser Einfluss wird in der Literatur
aber kontrovers diskutiert. Bodzian [1],
Bommes et al. [3] und Eck [6] vertreten
die Ansicht, dass der induzierte Spaltvolumenstrom
dank des COANDA-Effekts
die Hauptströmung ablösefrei entlang
der Deckscheibe von der axialen in die
radiale Richtung umlenkt. Dadurch erfährt
die Strömung während der Umlenkung
eine Stabilisierung, so dass große
Verzögerungen realisierbar sind. Dadurch
wird die Füllung der Laufschau-
felkanäle begünstigt, was eine wesentliche
Voraussetzung für eine optimale
Energieumsetzung darstellt. Aus diesem
Zusammenhang heraus wird auch ersichtlich,
dass das Breitenverhältnis der
Laufräder und die geometrischen Abmessungen
der Einströmdüse und der
vorderen Deckscheibe eine besondere
Rolle spielen. Verfolgt man die Theorie
des Treibstrahls weiter, so müsste ein
Radialspaltmaß existieren, bei dem die
Energieumsetzung durch den COAN-
DA-Effekt optimal ist. Andererseits bedeutet
das aber auch, dass bei einem
theoretischen Radialspaltmaß s = 0 die
Energieumsetzung nicht optimal ist. Dagegen
haben andere Autoren (z.B.
Wright [9] und Wulff [10]) herausgefunden,
dass der kleinstmögliche Radialspalt
am günstigsten ist, da mit zunehmender
Radialspaltweite der Anstieg
der volumetrischen Verluste durch die
Energetisierung der Kanalströmung an
der gekrümmten Deckscheibe nicht auf-
Bild 7: Kennlinienvergleich:
Messung – Dreidimensionale
Simulationen
VENTILATOR/STRÖMUNGSSIMULATION
gewogen werden kann. Um den Einfluss
der Spaltströmung auf die berechneten
Kennlinien mittels „Frozen-Rotor Methode“
zu untersuchen, werden zwei
verschiedene Modelle erstellt. Einerseits
ein Modell ohne Berücksichtigung der
Spaltströmung und andererseits ein
Modell, bei dem die Spaltströmung in
Form einer Geschwindigkeitsrandbedingung
näherungsweise berücksichtigt
wird. Unter Verwendung der Druckdifferenz
zwischen Laufradaustritt und
Laufradeintritt wird eine Spaltstromgeschwindigkeit
sffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi
2Rk pt
cSpalt ¼ a
qm berechnet und als Geschwindigkeitsrandbedingung
angesetzt. In obiger Beziehung
ist a ¼ 0,775 der Durchflussbeiwert,
R k der kinematische Reaktionsgrad
und q m die mittlere Dichte des Fördermediums.
Vor allem im Teil- und Überlastbereich
handelt es sich dabei nur
um eine Näherung, da in diesen Fällen
die ungleichförmige Druckverteilung
am Laufradumfang auch zu einer Beeinflussung
der Spaltströmung führt. Als
weitere Randbedingungen werden am
Eintritt der Einströmdüse eine konstante
Geschwindigkeitsverteilung, entsprechend
dem vorgegebenen Massenstrom,
und am Austritt des Spiralgehäuses
ein konstanter statischer Druck
vorgegeben. Die Turbulenzrandbedingungen
am Eintritt ergeben sich aus
einem angenommenen Turbulenzgrad
Tu = 5% und einem turbulenten Längenmass
von 40 mm, an den festen
Wänden des Berechnungsgebietes gilt
die Haftbedingung. Für die instationäre
„Sliding-Mesh Methode“ wird ein Zeitschritt
gewählt, der einem Drehwinkelinkrement
von 1 entspricht. Pro voller
Rotorumdrehung ergeben sich daher
360 Einzelpositionen des Laufrades.
5.2 Ergebnisse
Aus praktischer Sicht sind die berechneten
Kennlinien des Radialventilators das
wichtigste Ergebnis der numerischen Simulation.
Diese Kennlinien sind in Bild 7
dargestellt. Es handelt sich dabei um
die Totaldruckerhöhung p t, die Druckerhöhung
p, die Leistung PL sowie den
inneren Wirkungsgrad g i in Abhängigkeit
des Volumenstroms. Neben den berechneten
Kennlinien sind in Bild 7 die
gemessenen Kennlinien eingetragen,
die vom Ventilatorhersteller entsprechend
DIN 24163 [5] und VDI 2044
[8] auf einem Normprüfstand experi-
F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005 465

VENTILATOR/STRÖMUNGSSIMULATION
mentell ermittelt wurden. Der Radialventilator
ist für einen Volumenstrom von
7 m 3 /s ausgelegt. Dieser Volumenstrom
entspricht dem Nennlastzustand. Bei
kleineren Volumenströmen spricht man
daher von Teillastzuständen, bei größeren
Volumenströmen entsprechend von
Überlastzuständen. Die relativen Abweichungen
der berechneten Kennliniendaten
von den Messdaten sind für den
Nennlastpunkt in Tabelle 2 zusammengefasst.
Mit Ausnahme der Leistung liefert
die Berechnung nach der „Frozen-
Rotor Methode“ ohne Berücksichtigung
der Spaltströmung die größten relativen
Abweichungen. Eine deutliche Verbesserung
lässt sich erwartungsgemäß
durch die Berücksichtigung der Spaltströmung
erzielen. Die Berechnung
nach der „Sliding-Mesh Methode“ liefert
die kleinsten Abweichungen bei
der Totaldruckerhöhung, bei der Druckerhöhung
sowie beim Wirkungsgrad.
Dabei ist anzumerken, dass bei der
„Sliding-Mesh Methode“ die Spaltströmung
im vorliegenden Fall nicht berücksichtigt
wird.
Mit Ausnahme hoher Volumenströme
im Überlastbereich liefern die Simulationen
durchwegs zu geringe Wirkungsgrade.
Eine Ursache dafür dürfte die relativ
grobe Vernetzung der gesamten
Geometrie sein, die zu künstlichen Strömungsverlusten
durch sog. numerische
Dissipation führt. Eine Erhöhung der Anzahl
der Zellen wird allerdings durch die
hohen Rechenzeiten begrenzt, die vor
allem bei der instationären „Sliding-
Mesh Methode“ beträchtlich sind und
den Rahmen einer Auslegungsrechnung
sprengen. Eine weitere mögliche Ursache
für die zu geringen Wirkungsgrade
ist die Vernachlässigung der Strömung
in den Radseitenräumen des Spiralgehäuses.
Durch die plötzliche Querschnittserweiterung
am Austritt des
Laufrades kommt es zu einem Stoßverlust,
der aber durch die relativ kleine
Meridiankomponente der Absolutgeschwindigkeit
am Laufradaustritt gering
sein dürfte. Andererseits kommt es im
Spiralgehäuse zu einer Sekundärströmung,
die durch die Strömung in den
Radseitenräumen noch verstärkt wird.
Diese Sekundärströmung wirkt als eine
Art Stützströmung und verringert den
Effekt des Stoßverlustes durch den
Breitensprung am Laufradaustritt [3].
Da die Radseitenräume des Spiralgehäuses
nicht vernetzt werden, kann
dieser positive Effekt bei der Simulation
nicht berücksichtigt werden. Bei der
„Frozen-Rotor Methode“ führt die Berücksichtigung
der Spaltströmung
durchweg zu einer Verbesserung der berechneten
Ergebnisse in den Kennlinien.
6 Zusammenfassung
Die vorliegende Arbeit beschreibt die
numerische Simulation der Strömung
in einem Radialventilator hoher spezifischer
Drehzahl mittels des kommerziellen
Programmpaketes FLUENT 6.1. Zur
Berücksichtigung der Relativbewegung
zwischen Laufrad und Spiralgehäuse
werden sowohl die stationäre „Frozen-
Rotor Methode“ als auch die instationäre
„Sliding-Mesh Methode“ eingesetzt.
Auf Grund der durch das Spiralgehäuse
aufgeprägten Druckvariationen
am Laufradumfang bei Teil- und Überlastzuständen
wird auf die stationäre
„Mixing-Plane Methode“ verzichtet.
Ziel der Untersuchungen ist die Vorausberechnung
der Ventilatorkennlinien.
Unter diesem Gesichtspunkt können
die erzielten Ergebnisse wie folgt zusammengefasst
werden:
Zweidimensionale Berechnungen sind
für die Vorhersage der Ventilatorkennlinien
nicht geeignet, da die unterschiedlichen
Breiten von Laufrad und Spiralgehäuse
nicht berücksichtigt werden
können. Der Breitenunterschied ist
aber gerade bei Radialventilatoren hoher
spezifischer Drehzahl besonders
stark ausgeprägt.
Bei der dreidimensionalen Simulation
liefert die Berechnung mittels der stationären
„Frozen-Rotor Methode“ eine
Tabelle 2: Relative Abweichungen der berechneten Kennliniendaten von den
Messdaten bei einem Volumenstrom von 7 m 3 /s (Nennlastpunkt)
FR – ohne Spalt FR – mit Spalt SM
Totaldruckerhöhung – 23,1 % – 10,0 % + 0,7 %
Druckerhöhung – 17,8 % – 2,1 % + 11,0 %
Leistung + 2,9 % + 9,9 % + 19,2 %
Wirkungsgrad – 20,0 %Pkt. – 14,2 %Pkt. – 12,1 %Pkt.
qualitative Vorhersage der Ventilatorkennlinien.
Eine deutliche Annäherung
an die gemessenen Kennlinien kann
durch die näherungsweise Berücksichtigung
der Spaltströmung zwischen Laufrad
und Einströmdüse erreicht werden.
Eine weitere Verbesserung der berechneten
Kennlinien lässt sich durch die Anwendung
der „Sliding-Mesh Methode“
erzielen. Dieses instationäre Verfahren
erfordert allerdings sehr hohe Rechenzeiten,
die derzeit noch den Rahmen
eines typischen Auslegungsprozesses
übersteigen.
Aufbauend auf den gewonnenen Erfahrungen
soll bei zukünftigen Berechnungen
die Strömung in den Radseitenräumen
mit berücksichtigt werden. Dadurch
kann der Einfluss der Spaltströmung
zwischen Einströmdüse und Laufrad
direkt erfasst werden und es ist eine
weitere Verbesserung der Treffsicherheit
bei der Berechnung der Ventilatorkennlinien
zu erwarten.
Literatur
[1] Bodzian, G.: Einfluss der Eintritts-Spaltweite
bei Radialventilatoren auf das
Grenzschichtablöseverhalten entlang
der Deckscheibenkrümmung. VDI-Berichte
Nr. 193, 1973, pp. 245 –248
[2] Bohl, W.: Ventilatoren. 1. Auflage, Vogel-Buchverlag
Würzburg, 1983
[3] Bommes, L., Fricke, J., Grundmann, R.
(Hrsg.): Ventilatoren. 2. Auflage, Vulkan-Verlag,
2003
[4] Dick, E., Vierendeels, J., Serbruyns, S.,
Vande Voorde, J.: Performance Prediction
of Centrifugal Pumps with CFD-
Tools. Seminar / Summer School „CFD
for Turbomachinery Applications“, September
1–3, 2001, Gdanks, Poland
[5] DIN 24163: Ventilatoren. Teil 1 bis 3, Januar
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[6] Eck, B.: Ventilatoren. 5. Auflage, Springer-Verlag,
1972
[7] Lobmaier, M.: Numerische Simulation
der Strömung in einem Radialventilator
mit hoher spezifischer Drehzahl. Diplomarbeit,
TU Wien, 2004
[8] VDI 2044: Abnahme- und Leistungsversuche
an Ventilatoren (VDI-Ventilatorregeln),
November 2002
[9] Wright, T.: Centrifugal Fan Performance
with Inlet Clearance. ASME Journal of
Engineering for Gas Turbines and Power,
Vol. 106, October 1984, pp. 906–912
[10] Wulff, D.: Experimentelle Untersuchungen
zur Verbesserung des Wirkungsgrades
von Radialventilatoren. Dr.-Ing. Diss.
TU-Braunschweig, 1984
Schlüsselwörter
Radialventilator
Strömung
Spaltströmung
Computational Fluid Dynamics – CFD
Numerische Simulation
Kennlinie
466 F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005