Einfluss von Zwischenschaufel auf die aerodynamischen Eigenschaften von Radialventilatoren - Vergleich verschiedener numerischer Stromfeldberechnungsverfahren Dipl.-Ing. Robert Basile und Prof. Dr.-Ing. Thomas Carolus Institut für Fluid- und Thermodynamik Universität Siegen D-57068 Siegen Contributed to: Ventilatoren: Entwicklung - Planung - Betrieb, VDI-Tagung Braunschweig, 20.-21.2.2001 Kurzfassung Die Schaufelzahl spezifisch langsamläufiger Radialventilatoren mit einem kleinen Durchmesserverhältnis D 1 /D 2 ist durch die Versperrung am Eintritt in den Schaufelkanal beschränkt. Dadurch ergeben sich nach außen hin weit geöffnete Schaufelkanäle, wodurch die Strömung im Kanalaustritt nur noch mangelhaft geführt wird. Diese mangelhafte Führung übt einen negativen Einfluss auf die aerodynamischen Kennwerte solcher Ventilatoren aus. Eine Möglichkeit zur Minderung dieser Problematik ist der Einbau von optimierten Zwischenschaufeln hinsichtlich ihrer Länge und Position im Schaufelkanal. Da zu deren Bestimmung eine Fülle möglicher Variationen im Kanal untersucht werden müssen, bieten sich numerische Verfahren an. In diesem Beitrag werden Ergebnisse numerischer Stromfeldberechnungen mit unterschiedlichen Verfahren (reibungsfrei und reibungsbehaftet) bei unterschiedlichen Systemgrenzen (Schaufelkanal allein und komplettes Laufrad mit Einlaufdüse) vorgestellt. Der direkte Vergleich dieser Ergebnisse liefert eine Aussage über die Eignung des jeweiligen Berechnungsverfahrens sowie der zulässigen Vereinfachungen zur Ermittlung optimaler Zwischenschaufeln bei dieser Klasse von Ventilatoren. 1. Einleitung Die Schaufelzahl im Laufrad eines spezifisch langsamläufigen Radialventilators ist durch die Versperrung im Bereich des Saugquerschnitts begrenzt. Daraus ergeben sich nach außen weit geöffnete Schaufelkanäle, die zusammen mit der Umlenkung von der axialen in die radiale Richtung für ausgeprägte Sekundärströmungen und Ablösungen im Schaufelkanal verantwortlich sind. Letztendlich sind bei solchen Maschinen Druckaufbau und Wirkungsgrad nicht optimal. Eine vielversprechende Möglichkeit diesem entgegenzuwirken ist der Einbau von Zwischenschaufeln, die von der Hauptschaufelform abgeleitet sind, aber nur einen Teil deren Länge besitzen. Dadurch wird der Eintrittsquerschnitt in den Schaufelkanal nicht zusätzlich versperrt und die Strömung am Kanal- und damit Laufradaustritt besser geführt.
Im Gegensatz zu Ventilatoren ist der Einsatz von Zwischenschaufeln bei Pumpen schon häufiger untersucht worden. Beispielsweise bestimmte Fryml [1] experimentell den Einfluss von Zwischenschaufeln auf die Kennlinie an einem Pumpenlaufrad, das mit Luft als Fluid durchströmt wurde. Die besten Ergebnisse kann Fryml für eine Konfiguration Zwischenschaufel in der Nähe der Druckseite ermitteln. Der Optimalpunkt des Laufrades verschob sie hierbei zu höheren Durchflusszahlen, die Wirkungsgradkurve wurde gedehnt und die Druckkurve stabilisiert. Zwischenschaufeln wurden auch schon in Radialventilatoren verwendet, wobei diese aber meist nur der Verbesserung der mechanischen Festigkeit bzw. zur Vermeidung von Schwingungen der Tragscheiben dienten. In diesem Beitrag soll vor allem geklärt werden, welche rechnerische Methoden zur Festlegung aerodynamisch optimaler Zwischenschaufeln geeignet sind. Die Auswahl beschränkt sich dabei auf dreidimensionale Stromfeldberechnungsverfahren für stationäre Strömungen, einmal reibungsfrei (Euler-Verfahren) und dann reibungsbehaftet (Reynolds- Averaged-Navier-Stokes-Verfahren, RANS). Hierbei soll auch untersucht werden, wo die Systemgrenzen für das Rechengebiet gezogen werden müssen, um die entscheidenden Effekte zu erfassen. Dazu wird einmal lediglich der rotierende radiale Schaufelkanal betrachtet, dann das komplette System Einlaufdüse und Laufrad unter Einbeziehung des Radialspaltes zwischen der Einlaufdüse und dem Laufrad. Die Rechenergebnisse in Form der üblichen Druck- und Wirkungsgradkennlinien werden Messungen gegenüber gestellt und schließlich damit bewertet. 2. Beschreibung der untersuchten Radialventilatoren Die hier exemplarisch untersuchten Räder besitzen alle ein konstantes Durchmesserverhältnis D 1 /D 2 sowie ein konstantes Breitenverhältnis b 1 /D 1. Die Zwischenschaufeln werden von den Hauptschaufeln abgeleitet. Das heißt, sie besitzen die dieselbe Hinterkantenposition im Schaufelkanal wie die Hauptschaufeln des Laufrades. In Abb. 1 ist schematisch die Geometrie der untersuchten Laufräder zu sehen. Der Entwurf der Radiallaufräder und der Einlaufdüsen erfolgt nach den in [2] angegeben Gestaltungsrichtlinien. Zur Definition der Zwischenschaufellänge und position werden folgende dimensionslosen Parameter verwendet. In Abb. 2 wird die Länge der Hauptschaufel als L HS, die der Zwischenschaufel als L ZS bezeichnet. Die normierte Länge l* der Zwischenschaufel ergibt sich aus dem Quotienten l L L * HS ZS. (1)
Ein Längenverhältnis l* = 0 bedeutet keine Zwischenschaufel, l* = 1 entspricht einer Zwischenschaufel, die dieselbe Länge wie die Hauptschaufel besitzt. Es wird immer nur eine Zwischenschaufel zwischen zwei Hauptschaufeln in den Schaufelkanal gesetzt. Abb. 1: Geometrie der untersuchten Ventilatoren mit Einlaufdüse (schematisch) L HS L ZS Saugseite Hauptschaufel Zwischenschaufel Druckseite Hauptschaufel max Abb. 2: Definition der Zwischenschaufelposition und -länge im Schaufelkanal
Die umfängliche Position der Zwischenschaufel im Schaufelkanal wird durch die normierte Winkelposition * beschrieben: * max (2) beschreibt die umfängliche Winkelposition der Zwischenschaufel im Schaufelkanal, max den maximalen Öffnungswinkel des Schaufelkanals, der durch die Anzahl der Hauptschaufeln eindeutig festegelegt ist: 360 max (3) z Zur quantitativen Beurteilung der einzelnen Zwischenschaufelvarianten werden in erster Linie die integralen Größen Druckdifferenz und Wirkungsgrad verwendet. Der Wirkungsgrad wird nach folgendem Zusammenhang berechnet: p tot / fa V tot / fa (4) P Die zugeführte Leistung, abhängig vom übertragenden Moment im Schaufelkanal und der Winkelgeschwindigkeit des Laufrades: PM (5) Zur Darstellung der numerischen Ergebnisse werden zusätzlich die für den Ventilatorenbau gebräuchlichen dimensionslosen Kennzahlen herangezogen, nämlich die Lieferzahl r m D b n 2 2 2 2 und die Druckzahlen für die Totaldruckerhöhung und die freiausblasende Druckerhöhung des Ventilators tot / fa 2 p tot / fa 2 2 2 n D2. (7) (6) 3. Numerische Berechnungen Alle numerischen Berechnungen im System "Schaufelkanal" werden mit dem kommerziellen CFD-Code Fluent, Version 5.3 durchgeführt. Für die reibungsfreien Berechnungen wird ein Euler-Verfahren, für die reibungsbehafteten ein RANS-Verfahren verwendet. Im letzteren Fall wird zur Turbulenzmodellierung das k- Turbulenzmodell mit logarithmischem Wandgesetz benutzt.
Alle numerischen Berechnungen im Gesamtsystem Laufrad und Einlaufdüse werden mit dem CFD-Code TASCflow, Version 2.10 durchgeführt. Dieser Code berechnet die reibungsbehaftete Strömung ebenfalls mit einem RANS-Verfahren, k Turbulenzmodell und logarithmischem Wandgesetz. Bei allen Berechnungen wird als Strömungsmedium Luft mit einer Dichte = 1,18 kg/m 3 vorausgesetzt. Der Laufraddurchmesser D 2 beträgt 300 mm. Die Laufraddrehzahl beträgt 2000 U/min. Die Berechnungen werden als konvergiert angesehen, wenn die gemittelten Residuen einen Wert von 1x10-3 erreicht haben. Die Rechnungen erfordern, da zunächst ja nur die Geometrie des Strömungsgebietes vorliegt, eine Festlegung der strömungsmechanischen Randbedingungen. Die meisten Rechnungen werden für einen Massenstrom im erwarteten Optimalpunkt durchgeführt. Der Optimalpunkt wird mit einem einfachen Auslegeverfahren für Radialventilatoren [2] vorab abgeschätzt. Daraus ergeben sich u. a. die Strömungsgeschwindigkeiten, die als Randbedingungen am Eintritt in den Schaufelkanal verwendet werden. 3.1 Rechengebiet Schaufelkanal Die numerischen Berechnungen im Schaufelkanal werden für drei Laufräder durchgeführt, bei denen die Anzahl der Hauptschaufeln z kontinuierlich erhöht wird. Die berechneten Ergebnisse der Zwischenschaufelsimulationen werden auf die Ergebnisse des Ausgangsrades ohne Zwischenschaufeln mit der Anzahl der Hauptschaufeln z A bezogen. 3.1.1 Rechengitter und Randbedingungen In Abb. 3 ist exemplarisch ein Ausschnitt aus einem Rechengitter für die Schaufelkanalsimulationen zu sehen. Die unterschiedlichen Zwischenschaufelvarianten werden in den Rechengittern als separate Blöcke modelliert, die dann bei der numerischen Berechnung je nach Länge der Zwischenschaufeln ausgeblockt werden können. Somit wird ein Einfluss unterschiedlicher Netztopologien auf das Ergebnis soweit wie möglich vermieden. Die numerischen Berechnungen werden mit den in Abb. 3 angegeben Randbedingungen durchgeführt. Am Eintritt in den Schaufelkanal wird der Betrag sowie die Richtung des Geschwindigkeitsvektors im Absolutsystem vorgegeben. Bei den Berechnungen mit der Zwischenschaufellänge l* = 1 wird als Eintrittsrandbedingung der Massenstrom definiert, da durch die Zwischenschaufel der Eintrittsquerschnitt verkleinert wird. Am Austritt des Laufrades wird eine statische Differenzdruck p = 0 zur Umgebung vorgegeben. Die Schaufeln- und Tragscheibenflächen werden bei den Berechnungen als undurchlässige glatte
Wände definiert. Bei den reibungsbehafteten Berechnungen werden an den Eintritts- und Austrittsrändern noch zusätzlich die Turbulenzgrößen k und definiert. 3 2 3 2 1 3 1: Einlassrandbedingung 2: Auslassrandbedingung 3: Wandrandbedingung Abb. 3: Ausschnitt aus dem Rechengitter und Randbedingungen für das Rechengebiet Schaufelkanal 3.1.2 Ergebnis - Eulerrechnung im Schaufelkanal In Abb. 4 ist die normierte Totaldruckerhöhung in Abhängigkeit von z/z A und l* dargestellt. Die Normierung erfolgt mit der Druckzahl der Ausgangskonfiguration ohne Zwischenschaufeln tot,0,a. tot / tot,0,a 1,14 1,12 1,10 1,08 1,06 1,04 1,02 1,00 z / z A = 1,5 z / z A = 1,25 z / z A = 1,0 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 l* [-] Abb. 4: Eulerrechnung im Schaufelkanal: Totaldruckerhöhung (bezogen auf den Ausgangskanal ohne Zwischenschaufel tot,0,a ) als Funktion von z/z A und l* Ohne Zwischenschaufeln (l* = 0) steigt die Druckerhöhung mit zunehmender Anzahl der Hauptschaufeln an. Dies läßt sich durch die verbesserte Strömungsführung in den Kanälen
bei zunehmender Anzahl von Hauptschaufeln erklären, da in den rotierenden Kanälen Coriolis- und Zentrifugalkräfte auftreten, die die Strömung im Kanal in Richtung Druckseite ablenken. Diese Ablenkung ist am Kanalaustritt am größten, da die durchströmte Querschnittsfläche dort am größten ist und dadurch die Führung durch die Hauptschaufeln am geringsten. Mit zunehmender Zwischenschaufellänge steigt die Druckzahl. Bei einer weiteren Verlängerung der Zwischenschaufellänge fallen die Druckzahlen dann nur leicht ab. Bei l* = 1 fällt eine Umkehrung der Druckverhältnisse auf; es zeigt sich, dass das Laufrad mit nun z/z A = 3, was bei z/z A = 1,5 dem Punkt mit l* = 1 entspricht, die geringste Druckerhöhung liefert. 3.1.3 Ergebnis RANS - Rechnung im Schaufelkanal Im Vergleich zu den reibungsfreien Berechnungen werden in den folgenden Diagrammen die Ergebnisse aus den reibungsbehafteten Berechnungen dargestellt. Auch hier steigt die Druckzahl mit zunehmender Zwischenschaufellänge zunächst an, um bei einer weiteren Verlängerung der Zwischenschaufeln wieder stark abzufallen. Der Kanal mit z/z A = 3 (z/z A = 1,5 mit l* = 1) liefert wieder das kleinste Druckerhöhung, wobei die Druckzahlen der einzelnen Kanäle jetzt dicht beisammen liegen. Auffallend ist jedoch, dass die tot - Verläufe der Kanäle mit z/z A = 1,25 und z/z A = 1,5 durchweg sehr eng beisammen liegen. Der Zuwachs an Druckerhöhung des Kanals z/z A = 1,5 fällt geringer aus, als dies noch bei den reibungsfreien Berechnungen der Fall war. tot / tot,0,a 1,14 1,12 1,10 1,08 1,06 1,04 1,02 1,00 z / z A = 1,5 z / z A = 1,25 z / z A = 1,0 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 l* [-] Abb. 5: RANS - Rechnung im Schaufelkanal: Totaldruckerhöhung (bezogen auf die Ausgangskonfiguration ohne Zwischenschaufel tot,0,a ) als Funktion von z/z A und l* Der Wirkungsgradverlauf über der Zwischenschaufellänge l* der reibungsbehafteten Berechnungen ist in Abb. 6 dargestellt. Trotz der Berücksichtung viskoser Effekte liegen die
Wirkungsgrade unabhängig vom Hauptschaufelverhältnis z/z A und der Länge der Zwischenschaufeln immer zwischen 95 und 100%, was sicherlich nicht realistisch ist. tot [%] 110,0 107,5 105,0 102,5 100,0 97,5 95,0 92,5 90,0 z / z A = 1,25 z / z A = 1,0 z / z A = 1,5 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 l* [-] Abb. 6: RANS - Rechnung im Schaufelkanal: Wirkungsgradverlauf als Funktion von z/z A und l* Im Unterschied zu den reibungsfreien Rechnungen nimmt tot degressiv mit der Anzahl der Hauptschaufeln zu. Ebenso ist deutlich der Einfluss einer zunehmenden Versperrung im Eintrittsbereich zu erkennen, wenn l* sein Optimum überschreitet. 3.1.4 Schlussfolgerungen Bei der untersuchten Geometrie liefern sowohl die reibungsfreie als auch die reibungsbehaftete Rechnung eine optimale Kombination von Haupt- und Zwischenschaufeln. Die reibungsfreie Rechnung zeigt aber unrealistischerweise eine kontinuierliche Zunahme der Druckerhöhung mit der Anzahl der Hauptschaufeln. Die Wirkungsgrade, die die reibungsbehaftete Rechnung im Schaufelkanal liefert, sind deutlich zu hoch und unrealistisch. Dies deutet darauf hin, dass wichtige verlusterzeugende Mechanismen nicht erfasst werden, beispielsweise die Umlenkung von der axialen in die radiale Strömungsrichtung und die Leckage im Spalt zwischen Laufrad und Einlaufdüse, und damit die berechneten Druckzahlen ebenfalls ungenau sind. 3.2 Rechengebiet Laufrad mit Einlaufdüse Ausgehend von diesen Tatsachen erscheint die reibungsbehaftete Berechnung des Stromfeldes im Gesamtsystem (RANS GS), d. h. im Laufrad mit Einlaufdüse, notwendig, gerade auch im Hinblick auf den Einfluss des Spaltes zwischen dem Laufrad und der Einlaufdüse. Dem Spaltluftstrom wird eine große Bedeutung bei der Umlenkung der
Strömung von der axialen in die radiale Richtung zugeschrieben und er ist damit direkt für die Energieumsetzung, den Wirkungsgrad, verantwortlich /2,3/. Zur genaueren Untersuchung des Spalteinflusses wird das Stromfeld in den in Abb. 7 dargestellten Konfigurationen numerisch berechnet; zuerst ohne Radialspalt, das Einlaufrohr ist direkt an den Saugmund des Laufrades angeschlossen; dann mit Einlaufdüse und Radialspalt. Einlaufrohr Einlaufdüse Laufrad Laufrad Radialspalt Abb. 7: Schematische Darstellung der verwendeten Einlaufkonfigurationen zur Untersuchung des Spaltlufteinflusses auf die aerodynamischen Kennwerte des Ventilators; links: ohne, rechts mit Radialspalt Die numerischen Berechnungen werden an dem Ausgangsventilator mit z/z A = 1 und ohne Zwischenschaufeln durchgeführt. 3.2.1 Rechengitter und Randbedingungen Die numerischen Berechnungen werden wieder mit einheitlichen Rechengittern durchgeführt. Exemplarisch dafür ist das Rechengitter des Ausgangsventilators mit z/z A = 1 in Abb. 8 zu sehen. Der Eintritt in die Einlaufdüse (1) mit anschließendem Übergang in den Schaufelkanal. Dem Schaufelkanal folgen zwei weitere Gitterbereiche, der erste dreht mit dem Schaufelkanal im Relativsystem, der zweite ist stationär im Absolutsystem. Die Gitterbereiche werden über ein Frozen Rotor Interface von einander getrennt. Diese Netzverlängerung führt auf ein verbessertes Konvergenzverhalten, insbesondere bei den numerischen Berechnungen der unterschiedlichen Zwischenschaufelvarianten. Die Zwischenschaufeln werden als separate Blöcke modelliert und je nach Länge ausgeblockt.
Am Eintritt in den Berechnungsraum wird der Massenstrom des jeweiligen Betriebspunktes vorgegeben. Durch die Definition des Totaldrucks ptot 0 am Eintritt in den Spalt ist der Spaltmassenstrom ein explizites Ergebnis der numerischen Berechnung. Am Austritt (2) wird eine statische Druckdifferenz p 0 gegenüber der Umgebung vorgegeben. Die Berandung der Einlaufdüse wird als glatte Wand im Absolutsystem, die Schaufeln und die Tragscheiben werden als glatte Wände im Relativsystem definiert. Symmetrische Randbedingungen werden an der Berandung der Netzverlängerung verwendet, für die Flächen senkrecht dazu periodische. 5 7 3 5 2 4 1 3 3 6 1 6 5 1: Einlass 2: Auslass 3: Wandrandbedingung/Relativsystem 4: Wandrandbedingung/Absolutsystem 5: Periodische Randbedingung 6: Symmetrische Randbedingung 7: Frozen Rotor Interface Abb. 8: Ausschnitt des Rechengitters und definierte Randbedingungen des Gesamtsystems Laufrad und Einlaufdüse 3.2.3 Ergebnis: Einfluss des Radialspaltes Beim Vergleich der numerischen Ergebnisse mit und ohne Radialspalt wird der Einfluss der Spaltluft offensichtlich. In Abb. 9 sind die berechneten r tot Kennlinien mit und ohne Radialspalt dargestellt. Im rechten Kennlinienbereich wird die Druckzahl durch die Spaltluft reduziert, links dagegen erhöht. Die Notwendigkeit der Berücksichtigung des Radialspaltes
bei numerischen Berechnungen wird besonders bei dem in Abb. 10 dargestellten Wirkungsgradverlauf sichtbar. Im Bereich des Optimalpunktes ergeben sich ohne Radialspalt Wirkungsgrade bis zu 97 %. Dies entspricht den in 3.1.3 bereits beschrieben Ergebnissen der Simulationen des Stromfeldes im Schaufelkanal. Dieses Resultat macht deutlich, dass die Modellierung des Radialspaltes bei der numerischen Simulation unabdingbar ist, insbesondere wenn energetische Aussagen getroffen werden sollen. 2,0 1,6 tot [-] 1,2 0,8 0,4 mit Radialspalt ohne Radialspalt 0,0 0,00 0,04 0,08 0,12 0,16 r [-] Abb. 9: Einfluss des Radialspaltes: Berechnete r tot - Kennlinie, Ausgangsrad (z/z A = 1) ohne Zwischenschaufel ; RANS-Rechnung im Gesamtsystem 1,0 0,8 tot [-] 0,6 0,4 mit Radialspalt 0,2 ohne Radialspalt 0,0 0,00 0,04 0,08 0,12 0,16 r [-] Abb. 10: Einfluss des Radialspaltes: Berechnete Wirkungsgradkennlinie, Ausgangsrad (z/z A = 1) ohne Zwischenschaufeln; RANS-Rechnung im Gesamtsystem Die hohen Wirkungsgrade bei der Vernachlässigung der Spaltluft finden sich auch in den Ausführungen zum Einfluss der Spaltluft auf den Wirkungsgrad in [2] wieder. Hier wird bei abnehmendem Verhältnis s/d 1 ein Anstieg des Wirkungsgrades angegeben. Untersuchungen von Wright [4] bestätigen ebenfalls dieses Verhalten. Bemerkenswert in diesem
Zusammenhang ist der prozentuale Anteil des Spaltvolumenstroms am Fördervolumenstrom. So wird in [2] für den Optimalpunkt der Spaltvolumenstrom zu etwa 4% und in [3] zu etwa 8% vom Fördervolumenstrom angebeben. Wie in Abb. 11 zu sehen ist, ergibt sich im numerisch berechneten Optimalpunkt ein Spaltvolumenstrom von etwa 14% des Fördervolumenstroms. Das Verhältnis des radialen Spaltspiels s zum Durchmesser D 1 beträgt hier 0,025. Die numerische Rechnung liefert also einen höheren Wert. Auf jeden Fall richtig wiedergegeben wird die Abhängigkeit von r : kleinere r - Werte bedeuten höhere treibende Druckdifferenzen über dem Spalt und damit größere Spaltvolumenströme. Spaltvolumenstrom [%] 50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0 0 0,04 0,08 0,12 0,16 r Abb. 11: Berechneter prozentualer Spaltvolumenstrom in Abhängigkeit der Lieferzahl, s/d 1 = 0,025, Ausgangsrad ohne Zwischenschaufel; RANS-Rechnung im Gesamtsystem 3.2.4 Ergebnis: Einfluss von Zwischenschaufeln Zur genaueren Untersuchung des Versperrungseffektes bei zunehmender Anzahl der Hauptschaufeln und Länge der Zwischenschaufeln wird die Bandbreite der untersuchten Ventilatoren erhöht. Die Berechnungen werden für Ventilatoren mit einem Hauptschaufelverhältnis z/z A = 0,6; 0,8; 1,0; 1,3; 1,5 und 1,8 durchgeführt. Als Eintrittsrandbedingung wird der Massenstrom im jeweiligen Optimalpunkt vorgegeben, der wieder mit Hilfe des Auslegeverfahrens [2] zuvor bestimmt wird. Abb. 12 zeigt den Vergleich der berechneten Totaldruckerhöhung der Ventilatoren ohne und mit Zwischenschaufeln, aufgetragen über dem Hauptschaufelverhältnis z/z A. Bewirken die Zwischenschaufeln der Ventilatoren mit z/z A = 0,6; 0,8; 1,0 und 1,3 noch eine Verbesserung im Druckaufbau, ergibt sich für die Varianten mit 1,5 und 1,8 eine Verschlechterung. Dieses Ergebnis macht deutlich, dass der sinnvolle Einsatz von Zwischenschaufeln in Radialventilatoren durch die Anzahl der Hauptschaufeln bestimmt wird. Wird, abhängig vom
jeweiligen Ventilator, die Anzahl der Hauptschaufel überschritten, führt die Verwendung von Zwischenschaufeln sogar auf eine Verschlechterung der aerodynamischen Kennwerte. tot / tot,a,0 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 z/zz A = 50,6 z/zz A = 60,8 z/z A z = 18 z/z A z = 10 1,3 z/z A z = 1,5 12 z/z A z = 1,8 14 ohne Zwischenschaufel mit Zwischenschaufel Abb. 12: RANS-Rechnung im Gesamtsystem: Einfluss der Hauptschaufelzahl z/z A auf die Druckerhöhung, Vergleich ohne und mit Zwischenschaufeln 4. Validierung der numerischen Berechnungen Zur Validierung der numerischen Ergebnisse wurden die Radiallaufräder ohne und mit Zwischenschaufeln gebaut und deren Kennlinien gemessen. Ein Vergleich zwischen den numerischen und experimentell bestimmten Kennlinien ist exemplarisch für den Ausgangsventilator mit z/z A = 1 und ohne Zwischenschaufeln in den folgenden Abbildungen dargestellt. In Abb. 13 ist die Druckzahl (freiausblasend) und in Abb. 14 der freiausblasende 1,0 0,8 fa [-] 0,6 0,4 0,2 Berechnung Messung 0,0 0,00 0,04 0,08 0,12 0,16 r [-] Abb. 13. Berechnete (RANS GS) und gemessene Druckzahl (freiausblasend), Radialventilator z/z A = 1, Ausgangsrad ohne Zwischenschaufel, s/d 1 = 0,025
fa [-] 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 Berechnung Messung 0,0 0,00 0,04 0,08 0,12 0,16 r [-] Abb. 14. Berechneter (RANS GS) und gemessener freiausblasender Wirkungsgrad Radialventilator z/z A = 1, Ausgangsrad ohne Zwischenschaufel, s/d 1 = 0,025 Wirkungsgrad über der Lieferzahl aufgetragen. Die Übereinstimmung ist über den gesamten Kennlinienbereich recht gut. 5. Schlussfolgerungen Aufgrund der bisher gewonnenen Erkenntnisse wird deutlich, dass die Simulation des Stromfeldes im Schaufelkanal (SK) zur Bestimmung der optimalen Position und Länge einer Zwischenschaufel nicht ausreicht. Weiterhin liefert die Rechnung im Schaufelkanal keine realistischen Wirkungsgrade, da die maßgeblichen Verlustmechanismen (Umlenkung der Strömung von der axialen in die radiale Richtung und vor allem die Spaltluft zwischen der Einlaufdüse und dem Saugmund des Laufrades) bereits vor dem Kanal entstehen. Der Versperrungseffekt mit zunehmender Anzahl der Hauptschaufeln und die daraus resultierende Tatsache, dass eine Begrenzung der Anzahl der Hauptschaufeln existiert, über der der Einsatz von Zwischenschaufeln nicht mehr sinnvoll ist, liefern nur die Berechnungen im Gesamtsystem Einlaufdüse und Laufrad (GS). Zusammenfassend sind einige Ergebnisse in Abb. 15 dargestellt. Nur die Simulation des reibungsbehafteten Stromfeldes im Gesamtsystem Laufrad mit Einlaufdüse liefert eine gute Übereinstimmung mit dem Experiment. Daher wird erwartet, dass allein mit diesem Berechnungsverfahren optimale Zwischenschaufelkonfigurationen in Abhängigkeit der Hauptgeometrieparameter eines Laufrades ermittelt werden können. Der Beitrag entstand im Rahmen eines Forschungsvorhabens für die Forschungsvereinigung für Luft- und Trocknungstechnik (FLT) e.v., das aus Haushaltsmitteln des Bundes-
ministeriums für Wirtschaft über die Arbeitsgemeinschaft industrieller Forschungsvereinigungen "Otto von Guericke" e.v. (AiF) unter der Nummer AiF 12310 gefördert wird. 1,2 1 tot / tot,a,0 0,8 0,6 0,4 z/z A =0,6 z/z A =1,0 z/z A =1,3 z/z A =1,5 0,2 0 Euler SK RANS SK RANS GS Experiment Abb. 15: Vergleich der angewandten Verfahren mit dem Experiment 6. Literatur [1] Fryml T., Heisler V., Pavluch L.: The Influence of Auxiliary Blades on the Characteristics and Efficiency of Centrifugal Pump Impellers, Proc. 7th Conf. On Fluid Machinery, Budapest, 1983 [2] Bommes L., Kramer C.: Ventilatoren, Expert-Verlag, 1990 [3] Eck B.: Ventilatoren, Springer-Verlag, 1990 [4] Wright T.: Centrifugal Fan Performance With Inlet Clearance, ASME, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, Vol. 106, 1984