Die Hersteller bieten in ihren Programmen entsprechende Radialventilatoren

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1 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 D 2 = 705 mm auf, die Austrittsbreite beträgt b 2 = 182 mm. Der Radialventilator ist für einen Volumenstrom V_ ¼ 7 m 3 =s und eine Totaldruckerhöhung p t 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 n q 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

2 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 b 2 =D 2 ¼ 0,258 und D 1 =D 2 ¼ 0,711 ausgeführt. Dabei ist D 1 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 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/

3 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 (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 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 b 2 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 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 , wobei auf eine Vernetzung der Radseitenräume zwischen Spiralgehäuse und Laufrad verzichtet wird. Eine Folge davon ist Bild 4: Oberflächennetz der Einströmdüse Bild 5: Oberflächennetz des Laufrades Bild 6: Oberflächennetz des Spiralgehäuses 464 F KI Luft- und Kältetechnik 11/2005

4 Bild 7: Kennlinienvergleich: Messung Dreidimensionale Simulationen 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 Laufschaufelkanäle 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 aufgewogen 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 2R k p t c Spalt ¼ a q m 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 P L 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 [5] und VDI 2044 [8] auf einem Normprüfstand experi- F KI Luft- und Kältetechnik 11/

5 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 [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 1985 [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 [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

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