螺旋離心泵的雙向流固耦合分析

劉 宜,2，白茂寧，程效銳,2，賈程莉

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 7300502；2. 甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，甘肅 蘭州 730050))

·能源與環(huán)境·

螺旋離心泵的雙向流固耦合分析

劉 宜1,2，白茂寧1，程效銳1,2，賈程莉1

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 7300502；2. 甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，甘肅 蘭州 730050))

基于Reynolds時(shí)均化N-S方程、標(biāo)準(zhǔn)k-ε兩方程湍流模型，以及結(jié)構(gòu)響應(yīng)的彈性體結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)方程，采用多重坐標(biāo)系法，對(duì)螺旋離心泵清水介質(zhì)時(shí)的內(nèi)流場(chǎng)和結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)進(jìn)行雙向流固耦合全三維數(shù)值計(jì)算, 將計(jì)算結(jié)果與非流固耦合計(jì)算流場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比，分析流固耦合作用對(duì)泵外特性及不同葉輪位置泵內(nèi)壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)的影響。結(jié)果表明：采用雙向流固耦合模式的揚(yáng)程和效率預(yù)測(cè)值更接近試驗(yàn)值；在小流量下流固耦合作用對(duì)外特性的影響較大，而在大流量下對(duì)外特性影響較??；流固耦合作用對(duì)壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)的影響主要集中在蝸殼擴(kuò)散段，對(duì)蝸殼其他部位和葉片影響較??；在兩種計(jì)算模式下蝸殼中截面壓力分布出現(xiàn)明顯差別，并在葉片出口正對(duì)隔舌時(shí)壓力分布出現(xiàn)突變。

螺旋離心泵； 雙向流固耦合； 數(shù)值計(jì)算； 流場(chǎng)； 外特性

螺旋離心泵是一種無(wú)堵塞泵，其葉輪是半開(kāi)式的螺旋型結(jié)構(gòu)，利用螺旋推進(jìn)和離心作用輸送介質(zhì)[1-3]。其獨(dú)特結(jié)構(gòu)在輸送固液兩相流介質(zhì)時(shí)具有高效率、無(wú)堵塞、對(duì)物料的破壞性小等優(yōu)點(diǎn)，且功率曲線平坦，一般無(wú)過(guò)載問(wèn)題[4-6]。

傳統(tǒng)的流體機(jī)械研究方法主要是通過(guò)對(duì)流體機(jī)械過(guò)流部件進(jìn)行簡(jiǎn)化的靜力分析，忽略了流固耦合作用對(duì)流體機(jī)械的影響[7]。但離心泵內(nèi)部流體與葉輪之間存在著相互作用：一方面，葉輪在流體壓力載荷的作用下會(huì)產(chǎn)生變形和動(dòng)力學(xué)響應(yīng)；另一方面，葉輪反過(guò)來(lái)會(huì)影響流場(chǎng)的分布，進(jìn)而改變流體載荷的分布和大小。 如果將流體域與結(jié)構(gòu)單獨(dú)求解而不考慮二者的相互作用，可能導(dǎo)致內(nèi)部流場(chǎng)分析結(jié)果與實(shí)際流場(chǎng)不相符[8-9]。進(jìn)入20世紀(jì)90年代，流固耦合分析被逐步應(yīng)用到流體機(jī)械研究領(lǐng)域，其中水輪機(jī)領(lǐng)域的研究相對(duì)較多，但在泵領(lǐng)域的研究成果非常有限[10-12]。

本文以150×100LN-32型螺旋離心泵為研究對(duì)象，借助CFD軟件CFX14.5及有限元分析軟件ANSYS Workbench對(duì)該泵分別進(jìn)行了非流固耦合和雙向流固耦合數(shù)值計(jì)算，并對(duì)2種數(shù)值計(jì)算模式的外特性及不同葉輪位置壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比研究，分析流固耦合作用對(duì)螺旋離心泵內(nèi)部流動(dòng)的影響，為螺旋離心泵的運(yùn)行和設(shè)計(jì)提供一定理論依據(jù)。

1 計(jì)算模型

1.1模型參數(shù)

所選模型為150×100LN-32型單葉片螺旋離心泵，其結(jié)構(gòu)如圖1所示，其設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示，葉輪主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表2所示。

圖1 螺旋離心泵結(jié)構(gòu)圖

表1 螺旋離心泵設(shè)計(jì)參數(shù)

流量qV/(m3/h)揚(yáng)程H/m轉(zhuǎn)速n/(r·min-1)效率η/%比轉(zhuǎn)速ns1653214806285．2

表2 葉輪主要幾何參數(shù)

1.2三維造型和網(wǎng)格劃分

分別對(duì)螺旋離心泵全流道流場(chǎng)計(jì)算域和轉(zhuǎn)子部件固體計(jì)算域進(jìn)行三維建模，考慮到計(jì)算精度，同時(shí)兼顧計(jì)算工作量，對(duì)泵結(jié)構(gòu)做了合理簡(jiǎn)化，忽略鍵槽、軸頭螺母等部件，去除了葉輪遠(yuǎn)端軸承的軸段，葉輪和軸材料均為45鋼，其材料基本特性如表3所示。

表3 轉(zhuǎn)子材料特性參數(shù)

對(duì)螺旋離心泵的流體域和固體域分別采用有限體積法和有限元法進(jìn)行網(wǎng)格劃分，將流體域和固體域模型分別導(dǎo)入ICEM和ANSYS Workbench的Transient Structure模塊中，采用不同尺度對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行劃分。由于螺旋離心泵的葉輪結(jié)構(gòu)特殊，葉片邊緣存在一些尖角區(qū)域，所以流體域和固體域均采用自適應(yīng)性較好的非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格進(jìn)行離散，并對(duì)葉片和隔舌等重要部位進(jìn)行局部加密處理，最終流體域網(wǎng)格總數(shù)為121萬(wàn)2 342，固體域網(wǎng)格總數(shù)為9萬(wàn)2 653，劃分結(jié)果如圖2所示。

(a)流體域網(wǎng)格 (b)固體域網(wǎng)格

圖2 計(jì)算域網(wǎng)格劃分

2 數(shù)值計(jì)算

2.1流體域控制方程

對(duì)于離心泵內(nèi)部流場(chǎng)的計(jì)算，本文采用雷諾時(shí)均N-S方程，為了封閉流場(chǎng)求解的方程，必須建立湍流模型[13]。本文的螺旋離心泵輸送介質(zhì)為清水，根據(jù)已有研究成果，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型[14]，該模型的控制方程組如下：

連續(xù)性方程

(1)

動(dòng)量方程

(2)

式中：ρ為液體密度；ui、uj為雷諾時(shí)均速度；p為雷諾時(shí)均靜壓；ui′、uj′為脈動(dòng)量；υ為運(yùn)動(dòng)黏性系數(shù)；xi、xj為笛卡爾坐標(biāo)系坐標(biāo)變量。

與湍動(dòng)能、耗散率對(duì)應(yīng)的運(yùn)輸方程為：

(3)

(4)

2.2固體域控制方程

泵在運(yùn)行過(guò)程中，由于流體壓力分布不均勻且有時(shí)域特性，葉輪會(huì)受到交變載荷的作用產(chǎn)生響應(yīng)。在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)上每一時(shí)刻都承受自身內(nèi)力和外力作用。運(yùn)用有限元方法進(jìn)行分析的系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程[15]為

(5)

2.3數(shù)值計(jì)算方法

耦合計(jì)算采用雙向流固耦合方法，將流體域和固體域模塊進(jìn)行交叉迭代耦合求解。對(duì)于固體域，將葉片工作面、背面、輪轂、頂面設(shè)置為互傳遞數(shù)據(jù)流固耦合面(fluidsolidinterface)，在軸承與轉(zhuǎn)軸的結(jié)合面上添加圓柱約束，限制轉(zhuǎn)子在x、y、z上的位移，同時(shí)在兩軸承間的軸段上添加轉(zhuǎn)速為1 480r/min旋轉(zhuǎn)載荷，如圖3所示。設(shè)置時(shí)間步長(zhǎng)為 335μs(葉輪旋轉(zhuǎn)3°)。對(duì)于流體域，設(shè)定速度進(jìn)口與自由出流邊界條件，壁面條件設(shè)置為無(wú)滑移壁面，湍流模型選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，近壁面選用scalable壁面函數(shù)。不同工況的設(shè)置通過(guò)給定不同進(jìn)口速度計(jì)算，本文分別對(duì)0.4 、0.6 、0.8 、1.0 、1.2 、1.4 qV流量時(shí)的流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬。

圖3 轉(zhuǎn)子部件約束

3 數(shù)值模擬結(jié)果與分析

3.1試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證流固耦合計(jì)算和非流固耦合計(jì)算結(jié)果的可靠性，將兩種數(shù)值模擬結(jié)果與清水試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，螺旋離心泵開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)如圖4所示。分別提取螺旋離心泵在流固耦合計(jì)算和非流固耦合計(jì)算時(shí)的瞬時(shí)進(jìn)出口壓力和轉(zhuǎn)矩，并將數(shù)據(jù)進(jìn)行時(shí)均化處理，得出各工況下的揚(yáng)程與效率的計(jì)算值，繪制出該模型泵的qV-H、qV-η曲線，并與開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)所做的外特性清水試驗(yàn)曲線相對(duì)比，結(jié)果如圖5所示。泵揚(yáng)程和效率的計(jì)算式如下：

(6)

(7)

式中：H為泵的揚(yáng)程；η為泵的效率；p2i和p1i分別為葉輪旋轉(zhuǎn)到泵進(jìn)出口的瞬時(shí)總壓；ρ為液體密度；g為重力加速度；qV為液體體積流量；ω為葉輪旋轉(zhuǎn)角速度；Mi為第i個(gè)數(shù)據(jù)提取點(diǎn)的轉(zhuǎn)矩。

圖4 螺旋離心泵試驗(yàn)臺(tái)

從圖5可以看出，2種數(shù)值計(jì)算模式得出的揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)曲線與清水試驗(yàn)所得曲線趨勢(shì)基本一致，即2種數(shù)值計(jì)算模式的揚(yáng)程和效率預(yù)測(cè)值在大流量工況和設(shè)計(jì)工況的計(jì)算值略低于試驗(yàn)值，而小流量時(shí)揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)值相對(duì)高于試驗(yàn)值。在設(shè)計(jì)工況附近，采用流固耦合計(jì)算時(shí)泵揚(yáng)程的預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)值誤差不超過(guò)3%，但在0.4 qV和0.6 qV時(shí)揚(yáng)程預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)值出現(xiàn)較大偏差，分別為 8.5%和5.2%，在1.4 qV時(shí)揚(yáng)程預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)值偏差較小，為4%。而對(duì)于效率曲線，在小流量時(shí)預(yù)測(cè)值較試驗(yàn)值偏差較大，最大誤差為7.9%，其他工況相對(duì)誤差均在4%以內(nèi)。

圖5 泵性能的數(shù)值模擬曲線與試驗(yàn)曲線

同時(shí)，從圖5可以看出，在設(shè)計(jì)工況和大流量下，采用流固耦合模式的預(yù)測(cè)揚(yáng)程和效率較非流固耦合時(shí)有所升高,小流量時(shí)有所降低?？傮w而言，流固耦合計(jì)算的性能曲線相比非流固耦合計(jì)算更接近試驗(yàn)曲線，說(shuō)明流固耦合計(jì)算對(duì)本研究中螺旋離心泵外特性的預(yù)測(cè)比非流固耦合計(jì)算更準(zhǔn)確。

圖6示出采用流固耦合和非流固耦合計(jì)算時(shí)揚(yáng)程和效率在不同流量時(shí)的差值。可以看出，2種數(shù)值計(jì)算的揚(yáng)程差值和效率差值隨流量的增大而減小，說(shuō)明流固耦合作用在小流量下對(duì)外特性的影響較大，在大流量下對(duì)外特性的影響較小。在小流量下?lián)P程差值在0.14m以上，效率差值在0.8%以上；而在大流量下?lián)P程差值在0.1m以下，效率差值在0.2%以下。這主要是由于相比大流量和設(shè)計(jì)工況，小流量時(shí)泵內(nèi)壓力更高，葉輪承受壓力載荷更大。由于雙向流固耦合計(jì)算模式考慮了流體對(duì)固體的作用及固體對(duì)流體的反作用，葉輪作為彈性體，受到流體載荷的作用必然導(dǎo)致葉片和輪轂發(fā)生變形，從而使流道幾何邊界發(fā)生改變，進(jìn)而影響泵進(jìn)出口相對(duì)速度的大小和方向，最終使兩種計(jì)算模式下泵的揚(yáng)程和效率曲線出現(xiàn)差異。

綜上所述，2種計(jì)算模式的揚(yáng)程和效率預(yù)測(cè)結(jié)果都較為準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)了該泵的外特性，也證實(shí)了采用這2種數(shù)值模擬方法能夠反映出泵內(nèi)液體流體的運(yùn)動(dòng)特征。采用流固耦合計(jì)算對(duì)揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)值較非流固耦合計(jì)算準(zhǔn)確度更高，但采用流固耦合計(jì)算的工作量較大，計(jì)算周期較長(zhǎng)；而2種數(shù)值計(jì)算模式對(duì)揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)結(jié)果差別較小，對(duì)于揚(yáng)程和效率預(yù)測(cè)結(jié)果精度要求不是非常高時(shí)，采用非流固耦合即可滿足要求。

圖6 揚(yáng)程和效率在不同流量時(shí)的差值

3.2流固耦合作用對(duì)壓力場(chǎng)的影響

螺旋離心泵運(yùn)行過(guò)程中，在復(fù)雜的水力激勵(lì)作用下，其轉(zhuǎn)子受到較大的周期性交變載荷影響，會(huì)引起葉片、輪轂及軸的變形，這必然會(huì)引起流場(chǎng)的變化。本研究對(duì)設(shè)計(jì)流量時(shí)不同時(shí)刻(葉輪相對(duì)蝸殼不同位置)流固耦合計(jì)算與非流固耦合計(jì)算的壓力場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比，分析了流固耦合作用對(duì)螺旋離心泵壓力場(chǎng)的影響。選取葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°、180°、270°和360°時(shí)的葉輪工作面和蝸殼壁面流固耦合和非流固耦合計(jì)算時(shí)的壓力云圖，如圖7所示。

從圖7可以看出，對(duì)于2種數(shù)值計(jì)算模式，蝸殼和葉片工作面壓力分布都出現(xiàn)較為明顯的壓力梯度，由于其葉輪是單葉片非對(duì)稱性結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致葉片對(duì)液流的約束力有限，蝸殼與葉輪間的壓差形成回流現(xiàn)象，葉片壓力最大值出現(xiàn)在葉片出口前某處，而隔舌的作用使葉片出口附近的工作面上出現(xiàn)局部壓力的最高點(diǎn)。

對(duì)比4種葉輪位置時(shí)流固耦合計(jì)算和非流固耦合計(jì)算的壓力分布，可以看出：考慮流固耦合計(jì)算時(shí)蝸殼上的壓力分布較非流固耦合計(jì)算時(shí)整體趨勢(shì)基本一致；但在擴(kuò)散段產(chǎn)生明顯差異，而葉片上的壓力分布幾乎沒(méi)有變化。這說(shuō)明流固耦合作用在設(shè)計(jì)工況下對(duì)葉片壓力分布影響較小，對(duì)蝸殼壓力分布的影響主要集中在擴(kuò)散段。擴(kuò)散段上考慮流固耦合計(jì)算的均壓明顯高于非流固耦合計(jì)算時(shí)，也與2種數(shù)值計(jì)算模式所預(yù)測(cè)設(shè)計(jì)工況點(diǎn)的揚(yáng)程關(guān)系一致。這是由于螺旋離心泵葉輪常采用大包角單葉片形式，且葉片相對(duì)較薄，葉輪在工作時(shí)承受分布不均、且隨時(shí)間變化劇烈的壓力載荷。而考慮流固耦合計(jì)算時(shí)，轉(zhuǎn)子是彈性體，考慮了各種變形和阻尼振動(dòng)，葉片和輪轂的變形使泵在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)過(guò)流部件的形狀與其流動(dòng)情況不相適應(yīng)，直接影響了泵內(nèi)部的流動(dòng)狀態(tài)，對(duì)螺旋葉輪流場(chǎng)的擾動(dòng)作用增強(qiáng)，進(jìn)而影響到蝸殼內(nèi)的流動(dòng)。當(dāng)葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°和360°時(shí)，流固耦合作用使第八斷面至喉部的高壓區(qū)沿周向向喉部擴(kuò)散，這是由于流固耦合作用使動(dòng)靜干涉作用增強(qiáng)所致。

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)180°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)270°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)360°

(a) 流固耦合 (b) 非流固耦合

圖7 不同葉輪位置的壓力圖

3.3流固耦合作用對(duì)速度場(chǎng)的影響

由于螺旋離心泵的流道變化和葉片扭曲較大，故其內(nèi)部流動(dòng)情況與一般離心泵差別較大[16]。為進(jìn)一步研究流固耦合作用對(duì)其內(nèi)部流場(chǎng)的影響，在設(shè)計(jì)工況下，基于第5周期的數(shù)據(jù)，選取葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°、180°、270°、360°時(shí)流固耦合計(jì)算與非流固耦合計(jì)算的速度場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比研究。由于流固耦合作用對(duì)壓力場(chǎng)的影響主要集中在擴(kuò)散段，故作出擴(kuò)散段速度云圖對(duì)進(jìn)行對(duì)比研究，如圖8所示。

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)180°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)270°

葉輪轉(zhuǎn)過(guò)360°

(a)流固耦合 (b)非流固耦合

圖8 不同葉輪位置的速度圖

從圖8可以看出，對(duì)于不同葉輪位置，蝸殼的相對(duì)速度分布存在明顯的速度梯度，從所截位置到蝸殼出口相對(duì)速度逐漸減小，符合速度分布的基本規(guī)律。流體經(jīng)過(guò)隔舌時(shí)，流速呈不同程度的下降，并在擴(kuò)散段產(chǎn)生一個(gè)低速區(qū)，且隨著葉輪位置的不同其大小和位置都在變化，這是由于液流繞過(guò)隔舌時(shí)產(chǎn)生了漩渦和脫流所致。

對(duì)比4種葉輪位置時(shí)的圖8(a)、(b)可知，同一葉輪位置上蝸殼擴(kuò)散段內(nèi)的相對(duì)速度分布有明顯差別，擴(kuò)散段采用流固耦合計(jì)算時(shí)的局部相對(duì)速度較非流固耦合計(jì)算時(shí)有所降低。這與擴(kuò)散段總壓的分布規(guī)律相反，符合蝸殼擴(kuò)散段降速增壓的基本規(guī)律。擴(kuò)散段上的低速區(qū)在兩種數(shù)值計(jì)算模式下也有所差別，在流固耦合作用下，低速區(qū)的范圍不斷擴(kuò)大。這是由于轉(zhuǎn)軸在轉(zhuǎn)矩作用下發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，導(dǎo)致葉輪結(jié)構(gòu)與變形前相錯(cuò)一定角度，使葉片上的相對(duì)速度大小和方向發(fā)生改變，從而影響了蝸殼內(nèi)的速度分布，使擴(kuò)散段的相對(duì)速度在考慮流固耦合后局部變化明顯；且葉輪出口變形導(dǎo)致葉輪出口液流角絕對(duì)速度發(fā)生變化，與隔舌角不匹配，導(dǎo)致擴(kuò)散段內(nèi)靠近隔舌處的漩渦和脫流加劇，使低速區(qū)在流固耦合作用下不斷擴(kuò)大。

3.4葉片掃過(guò)隔舌時(shí)流固耦合作用對(duì)壓力場(chǎng)的影響

由于旋轉(zhuǎn)葉輪與靜止蝸殼隔舌間的動(dòng)靜耦合作用，是螺旋離心泵內(nèi)部壓力脈動(dòng)的主要脈動(dòng)源，且隔舌處的流動(dòng)相對(duì)比較紊亂，葉片掃過(guò)隔舌時(shí)出口流量會(huì)發(fā)生改變。又由流固耦合作用對(duì)壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)的影響可知，流固耦合對(duì)蝸殼擴(kuò)散段的影響較為明顯，故提取設(shè)計(jì)工況下兩種計(jì)算模式時(shí)葉片掃過(guò)隔舌的蝸殼擴(kuò)散段中截面壓力云圖，即葉片掃過(guò)隔舌前(葉片出口相距隔舌18°)、葉片正對(duì)隔舌時(shí)(葉片出口正對(duì)隔舌)、葉片掃過(guò)隔舌后(葉片出口相距轉(zhuǎn)過(guò)隔舌18°)，如圖9所示。

從圖9可以看出，在設(shè)計(jì)工況下葉片掃過(guò)隔舌時(shí)，采用兩種計(jì)算模式的蝸殼擴(kuò)散段總壓分布均出現(xiàn)突變，平均總壓明顯低于掃過(guò)隔舌前后的平均總壓。這是因?yàn)槿~片掃過(guò)隔舌時(shí)，葉片轉(zhuǎn)到隔舌位置時(shí)蝸殼的出口流量最大，出口壓力最低。在流固耦合計(jì)算模式下蝸殼擴(kuò)散段的平均總壓高于非流固耦合計(jì)算時(shí)，這與設(shè)計(jì)工況下兩種計(jì)算模式的揚(yáng)程關(guān)系相符合，造成總壓差異主要是由于流固耦合作用使葉片產(chǎn)生變形，導(dǎo)致葉片出口位置發(fā)生改變，使葉輪出口絕對(duì)速度的大小和方向都發(fā)生變化。而在葉片掃過(guò)隔舌前后，隔舌至第1斷面的壓力分布在流固耦合作用下明顯降低。這是由于葉片的變形導(dǎo)致隔舌處回流的增加，從而出現(xiàn)壓力降低的現(xiàn)象。

葉片掃過(guò)隔舌前

葉片正對(duì)隔舌時(shí)

葉片掃過(guò)隔舌后

(a)流固耦合 (b) 非流固耦合

圖9 蝸殼擴(kuò)散段中截面的總壓圖

4 結(jié)論

1)流固耦合計(jì)算得到的揚(yáng)程和效率預(yù)測(cè)值相比非流固耦合計(jì)算更精確，在小流量下流固耦合作用對(duì)揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)結(jié)果影響較大,在大流量下對(duì)揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)結(jié)果影響較小。

2)流固耦合作用使蝸殼擴(kuò)散段壓力分布產(chǎn)生明顯變化，但對(duì)蝸殼其他部位和葉片工作面壓力分布影響不大，且當(dāng)葉輪轉(zhuǎn)過(guò)90°和360°時(shí)，流固耦合作用使第八斷面至喉部的高壓區(qū)沿周向向喉部擴(kuò)散。

3)流固耦合作用使蝸殼擴(kuò)散段的相對(duì)速度產(chǎn)生明顯差別，考慮流固耦合時(shí)局部的相對(duì)速度低于非流固耦合時(shí)，擴(kuò)散段在流體繞過(guò)隔舌后產(chǎn)生一個(gè)低速區(qū)并使擴(kuò)散段的低速區(qū)范圍不斷擴(kuò)大。

4) 在設(shè)計(jì)工況下，采用2種計(jì)算模式的蝸殼中截面總壓分布產(chǎn)生明顯差別，且在葉片出口正對(duì)隔舌時(shí)總壓分布均出現(xiàn)突變。

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(編校：夏書(shū)林)

BidirectionalFluidStructureInteractionAnalysisfortheScrewCentrifugalPump

LIU Yi1,2, BAI Mao-ning, CHENG Xiao-rui1,2, JIA Cheng-li1

(1.SchoolofEnergyandPowerEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050China；2.KeyLaboratoryofFluidMachineryandSystems,GansuProvince，Lanzhou730050China)

A full three-dimension bidirectional fluid-structure coupled simulation combined the inner flow field and structure field is established to study the effect of FSI on external characteristics and the pressure field and velocity field at different positions of the impeller in screw centrifugal pump with single blade. For the calculation, the flow field is based on Reynolds-averaging N-S equations and standard two equation k-ε turbulent model with multiple reference frame, and the structure response is based on elastic structural dynamic equation. Compared the results with FSI to that without FSI, the analysis shows that the head and efficiency curve with FSI are much closer to test values, the effect of FSI on external characteristics under low flow rate is larger than that under high flow rate. The effect of FSI on the pressure field and velocity field mainly concentrate in diffuser and less effect on blade and other part of volute. The pressure distribution occurs a significant difference with two calculation methods at the volute middle section，and the pressure distribution produces mutation when the outlet of impeller directly face cutwater.

screw centrifugal pump； sidirectional fluid structure interaction； numerical calculation； flow fields； external characteristic

2014-11-12

甘肅省自然科學(xué)基金(2011GS04252)。

劉宜(1955—)，男，教授級(jí)高工，主要研究方向?yàn)榱黧w機(jī)械。

TH311

：A

：1673-159X(2015)06-0085-07

10.3969/j.issn.1673-159X.2015.06.018