立式雙級(jí)自吸泵水力性能分析及內(nèi)部結(jié)構(gòu)改進(jìn)

張塬東,張 瓊，吳大轉(zhuǎn)，武 鵬

（1.浙江大學(xué)，浙江杭州 310027；2.杭州川空通用設(shè)備有限公司，浙江杭州 311100）

1 前言

自吸泵作為一種特殊的離心泵，只需在首次啟動(dòng)時(shí)灌泵，經(jīng)短時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn)，靠泵本身作用將水吸上來(lái)，以后再次啟動(dòng)則無(wú)需灌泵，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于各種領(lǐng)域。根據(jù)氣液混合后回水位置的不同，氣液混合式自吸泵分為內(nèi)混式和外混式。本文的研究對(duì)象是一種立式無(wú)密封雙級(jí)自吸泵，為外混式自吸泵。

在增加立式無(wú)密封自吸泵揚(yáng)程的同時(shí)，減小口環(huán)處的容積損失，高揚(yáng)程立式自吸泵通常設(shè)計(jì)成雙級(jí)結(jié)構(gòu)。傳統(tǒng)的雙級(jí)無(wú)密封自吸泵在使用過(guò)程中，存在著效率低、噪聲大、泄漏量大等問(wèn)題。其中，葉輪口環(huán)間隙是立式無(wú)密封自吸泵的主要損失來(lái)源之一，由于泵軸較長(zhǎng)且采用電機(jī)直聯(lián)結(jié)構(gòu)，葉輪口環(huán)間隙相對(duì)較大。口環(huán)間隙不僅產(chǎn)生容積損失，還改變了泵內(nèi)部的流動(dòng)特性，同時(shí)氣液分離室與蝸室的結(jié)構(gòu)匹配方式，也影響著泵的水力損失，從而影響到整臺(tái)自吸泵的性能［1，2］。國(guó)內(nèi)外學(xué)者已對(duì)各種自吸泵結(jié)構(gòu)開(kāi)展了豐富的研究，李紅等模擬了自吸泵自吸過(guò)程瞬態(tài)流動(dòng)［3］；Bjorn－Christian Will等研究了葉輪處間隙的流動(dòng)［4］；施衛(wèi)東等模擬了潛水泵口環(huán)間隙大小對(duì)泵性能及流場(chǎng)的影響［5］；李文廣等對(duì)前后口環(huán)間隙對(duì)離心泵性能的影響進(jìn)行了試驗(yàn)研究，采用CFD模擬了液體黏性對(duì)容積效率的影響［6］；孫幼波等對(duì)自吸泵進(jìn)行了性能分析和結(jié)構(gòu)改進(jìn)［7］。同時(shí)，在內(nèi)流機(jī)理方面，趙國(guó)偉等采用基于CFD數(shù)值計(jì)算方法，對(duì)不同密封口環(huán)間隙的離心泵進(jìn)行了性能分析［8］；王洋等研究了葉輪口環(huán)間隙對(duì)低比轉(zhuǎn)速泵效率影響［9］。但對(duì)于立式雙級(jí)自吸泵，由于其結(jié)構(gòu)和過(guò)渡流道更具有復(fù)雜性和特殊性，因此其流動(dòng)結(jié)構(gòu)和自吸性能等都有待于深入研究，傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式也待進(jìn)一步改進(jìn)［10～18］。

本文針對(duì)傳統(tǒng)立式雙級(jí)自吸泵進(jìn)行結(jié)構(gòu)特征和內(nèi)部流動(dòng)分析，研究造成效率低和噪聲大的內(nèi)部流動(dòng)機(jī)理，并對(duì)CFD數(shù)值分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)一步分析了新型蝸室與儲(chǔ)液室的匹配和不同密封口環(huán)形狀和尺寸對(duì)泵效率的影響，提出了一種改進(jìn)的結(jié)構(gòu)，有效提升了立式雙級(jí)自吸泵的性能。

2 計(jì)算模型和數(shù)值方法

2.1 模型參數(shù)和網(wǎng)格劃分

立式無(wú)密封雙級(jí)自吸泵結(jié)構(gòu)如圖1所示。該泵的主要結(jié)構(gòu)部件包括吸水管、首級(jí)葉輪、首級(jí)蝸室、氣液分離室、末級(jí)葉輪、末級(jí)蝸室、副葉輪等部件。

圖2為雙級(jí)自吸泵全流道三維模型。由于蝸室支架結(jié)構(gòu)對(duì)泵全流道水力性能影響不大，為了節(jié)省計(jì)算資源，建模時(shí)忽略了這部分結(jié)構(gòu)。

圖2 自吸泵三維結(jié)構(gòu)示意

本文研究的傳統(tǒng)立式雙級(jí)自吸泵初始模型設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示，該泵采用矩形蝸室與儲(chǔ)液室配合，縮小了儲(chǔ)液室尺寸，葉輪處動(dòng)靜件間隙都是直邊式，口環(huán)長(zhǎng)度l1=25 mm,間隙寬度δ1=1 mm。

表1 立式雙級(jí)自吸泵主要設(shè)計(jì)參數(shù)

采用ICEM軟件完成立式雙級(jí)自吸泵全流道模型的網(wǎng)格劃分?？紤]到雙級(jí)自吸泵的流道結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，為提高建模效率，本文采用四面體混合非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格；而前密封口環(huán)泄漏流道尺寸較小，采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，以提高關(guān)鍵部分的計(jì)算精度，生成網(wǎng)格如圖3所示。為保證計(jì)算的準(zhǔn)確性，對(duì)葉輪、蝸室進(jìn)行局部加密。

圖3 傳統(tǒng)自吸泵密封間隙截面和葉輪網(wǎng)格

2.2 數(shù)值模擬方法與邊界條件

本文采用FLUENT對(duì)立式雙級(jí)無(wú)密封自吸泵內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行定常模擬，分析其內(nèi)部流動(dòng)結(jié)構(gòu)、流動(dòng)損失和性能。湍流模型采用Realizable k－ε模型，采用壓力耦合方程組。

SIMPLEC算法求解離散方程。邊界條件設(shè)定如下：入口為速度入口；出口為壓力出口；壁面采用無(wú)滑移邊界條件；采用相對(duì)坐標(biāo)系描述計(jì)算區(qū)域，其中葉輪區(qū)為旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，蝸室、吸入管和口環(huán)間隙為靜止坐標(biāo)系，口環(huán)間隙的前蓋板側(cè)壁面采用旋轉(zhuǎn)壁面條件。

2.3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

為檢查網(wǎng)格數(shù)量對(duì)模擬結(jié)果的影響，分別在網(wǎng)格數(shù)為 2407999，3030892，3683349，4570914 時(shí)對(duì)立式雙級(jí)自吸泵內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果如圖4所示。

圖4 不同網(wǎng)格數(shù)量下的揚(yáng)程

由圖4中可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到3030892時(shí)，揚(yáng)程變化小于1%，滿足數(shù)值模擬精度要求，從計(jì)算效率和計(jì)算精度的角度考慮，本文最終采用的網(wǎng)格數(shù)量為3693349。

3 立式雙級(jí)自吸泵新型結(jié)構(gòu)

采用CFD數(shù)值模擬分析泵內(nèi)部流動(dòng)，發(fā)現(xiàn)密封口環(huán)泄漏量大、蝸室與儲(chǔ)液室匹配不合理是造成效率低和噪聲大的主要原因。本文提出新型立式雙級(jí)自吸泵結(jié)構(gòu)，并對(duì)密封口環(huán)、蝸室與儲(chǔ)液室的匹配進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)。由于立式雙級(jí)泵首末兩級(jí)的葉輪和密封口環(huán)結(jié)構(gòu)形式相同，故本文選擇首級(jí)葉輪和密封口環(huán)結(jié)構(gòu)進(jìn)行內(nèi)部流動(dòng)分析。

3.1 密封口環(huán)結(jié)構(gòu)

整泵容積效率的好壞與間隙的大小和形狀密切相關(guān)，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)如圖5所示。采用L型密封結(jié)構(gòu)代替原直邊結(jié)構(gòu)。同時(shí)在加工制造許可的條件下，間隙徑向?qū)挾瘸叽缬? mm減小至0.3 mm，效率可以進(jìn)一步提高。

圖5 密封口環(huán)結(jié)構(gòu)

3.2 蝸室與儲(chǔ)液室的匹配結(jié)構(gòu)

圖6所示為改進(jìn)前、后立式雙級(jí)自吸泵結(jié)構(gòu)示意。改進(jìn)后結(jié)構(gòu)采用蝸型蝸室代替原有的矩形蝸室，并替換了相應(yīng)的葉輪結(jié)構(gòu)。葉輪流出的液體可以在擴(kuò)散管內(nèi)降低速度，實(shí)現(xiàn)動(dòng)能到勢(shì)能的轉(zhuǎn)化，從而減少在儲(chǔ)液室中的沖擊損失，降低了水流沖擊儲(chǔ)液室的噪聲，提高了整泵的效率。

圖6 蝸室與儲(chǔ)液室的匹配結(jié)構(gòu)

4 內(nèi)部流場(chǎng)分析和性能預(yù)測(cè)

4.1 口環(huán)間隙的影響

為了研究密封口環(huán)不同形狀和間隙尺寸時(shí)立式雙級(jí)自吸泵內(nèi)部流動(dòng)狀態(tài)，分析密封口環(huán)對(duì)雙級(jí)自吸泵性能的影響。本文針對(duì)首級(jí)葉輪處2種密封口環(huán)結(jié)構(gòu)和3種間隙尺寸進(jìn)行了研究。

表2～4分別為直邊間隙和L型間隙在徑向間隙尺寸為 1，0.5，0.3 mm 時(shí)的泄漏量和首級(jí)效率，其中：Q為自吸泵流量；b為密封口環(huán)徑向間隙；q為泄漏量，即穩(wěn)態(tài)下密封間隙進(jìn)出口流量；η1為首級(jí)水力效率。

表2 b=1 mm時(shí)不同首級(jí)密封口環(huán)的泄漏量

表3 b=0.5 mm時(shí)不同首級(jí)密封口環(huán)的泄漏量

表4 b=0.3 mm時(shí)不同首級(jí)密封口環(huán)的泄漏量

根據(jù)表2～4可知，在額定工況Q=360 m3/h下，b為定值時(shí)，L型間隙相比直邊間隙增加了密封口環(huán)間隙阻力，減少了泄漏量，密封性能優(yōu)于直邊間隙。當(dāng)間隙形狀為定值時(shí)，隨著間隙b的減少，泄漏量也隨著減少，密封性能顯著提高。最終新模型首級(jí)葉輪采用L型、徑向間隙0.3 mm的密封口環(huán)，首級(jí)葉輪泄漏量從15.18 m3/h減少至4.65 m3/h，首級(jí)效率提高 3.3%。

圖7所示為首級(jí)葉輪處的間隙流線，取Y=0截面的首級(jí)葉輪前蓋板腔體區(qū)域流場(chǎng)作為研究對(duì)象。前蓋板腔體出現(xiàn)不同大小的漩渦，隨著間隙尺寸的減少，漩渦也逐漸變大，漩渦的存在區(qū)域具有高能量、離心力伴隨著壓力的聚降，造成流動(dòng)阻塞。L型間隙相比直邊型間隙，漩渦明顯變大，阻力增大，泄漏量減小，泵的容積效率進(jìn)一步提高。

圖7 首級(jí)密封口環(huán)間隙流線

圖8所示為前蓋板腔體區(qū)域的靜壓分布云，間隙值越大，壓力梯度越明顯，低壓區(qū)越靠近葉輪出口，由壓力差引起的泄漏損失越大，從而降低了泵的容積效率。在口環(huán)間隙值相同的情況下，L型口環(huán)間隙產(chǎn)生泄漏流道阻力相比于直邊型間隙顯著增大，在較大程度上減少了泄漏量，提高了容積效率。

圖8 首級(jí)葉輪間隙靜壓云圖

圖9所示為密封間隙局部流線，L型間隙流道形成明顯漩渦，造成間隙流道流動(dòng)阻塞，泄漏量小，與L型間隙密封性能好結(jié)果相符合。間隙出口流體與主流道流體混合并流入葉輪，直邊間隙相比L型間隙對(duì)主流道流體產(chǎn)生的擾動(dòng)更大，造成額定工況點(diǎn)水力效率降低。

圖9 密封間隙局部流線

由于立式無(wú)密封自吸泵因結(jié)構(gòu)的因素導(dǎo)致其無(wú)法采用更小口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)，其效率和揚(yáng)程隨口環(huán)間隙值的增大而顯著減小，容積損失占比較大，對(duì)整泵效率影響較大，因此，采用L型口環(huán)間隙是一個(gè)有效提升其整體效率的方法。

4.2 蝸室和儲(chǔ)液室的配合

對(duì)立式雙級(jí)自吸泵傳統(tǒng)蝸殼和儲(chǔ)液室配合結(jié)構(gòu)和改進(jìn)蝸殼和儲(chǔ)液室配合結(jié)構(gòu)分別進(jìn)行了CFD數(shù)值模擬分析和性能預(yù)測(cè)。

由圖10可知，2種結(jié)構(gòu)都在蝸殼出口到儲(chǔ)液室中產(chǎn)生沖擊損失，相比于傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，改進(jìn)結(jié)構(gòu)蝸殼出口流速較低，流態(tài)更平穩(wěn)。因?yàn)楦倪M(jìn)結(jié)構(gòu)流體可以在擴(kuò)散管降低速度，實(shí)現(xiàn)動(dòng)能到勢(shì)能的轉(zhuǎn)化，從而減少在儲(chǔ)液室中的沖擊損失，降低了水流沖擊儲(chǔ)液室的噪聲，泵在儲(chǔ)液室和蝸殼中的流動(dòng)損失大大降低，提高了泵的整體效率。

圖10 首級(jí)蝸殼出口處速度矢量

圖11所示為改進(jìn)前、后立式雙級(jí)自吸泵儲(chǔ)液室和首級(jí)蝸室的水力損失情況，其中S為水力損失，即蝸殼和儲(chǔ)液室進(jìn)出口總壓降；φ為相對(duì)流量比，φ的計(jì)算公式為：

式中qv1——實(shí)際流量，m3/h

qv——理論流量，m3/h

圖11 2種模型蝸室和儲(chǔ)液室損失

由圖11可知，在小流量工況下，從蝸室流出的液體能夠在擴(kuò)散管處降低流速并轉(zhuǎn)換為勢(shì)能，兩種模型在儲(chǔ)液室的水力損失較為接近；在額定工況和大流量工況下，傳統(tǒng)模型流體從蝸室流出時(shí)速度較大，沒(méi)有充分降速，導(dǎo)致在儲(chǔ)液室水力損失較大，分別為3.7與5.2 m；改進(jìn)后模型在額定工況和大流量工況下，儲(chǔ)液室水力損失分別降低了 1.6 和 2.1 m。

圖12所示為雙級(jí)自吸泵傳統(tǒng)模型和改進(jìn)模型的揚(yáng)程和效率對(duì)比結(jié)果，其中H為泵模擬總揚(yáng)程，η為泵模擬效率，由圖可知，相同流量下，揚(yáng)程提高2.5 m左右，效率提高5%左右。

圖12 2種模型的效率和揚(yáng)程曲線

由以上分析可知，傳統(tǒng)模型擴(kuò)散管不理想，流體從首級(jí)蝸室流出并沒(méi)有降低流速并轉(zhuǎn)化成壓力能，導(dǎo)致儲(chǔ)液室內(nèi)產(chǎn)生較大漩渦和沖擊損失，并伴有噪聲。改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)改善了首級(jí)蝸室到儲(chǔ)液室的流動(dòng)，降低了過(guò)渡段的水力損失，提高了整泵的效率。

5 自吸泵模擬試驗(yàn)分析

采用開(kāi)式回路對(duì)立式雙級(jí)自吸泵進(jìn)行性能測(cè)試，試驗(yàn)采用2個(gè)水池以達(dá)到穩(wěn)流的效果。通過(guò)流量計(jì)和壓力傳感器測(cè)得流量和揚(yáng)程，用功率表測(cè)試各個(gè)工況點(diǎn)下的功率。試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)如圖13所示。

圖13 自吸泵試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)示意

為了驗(yàn)證立式雙級(jí)自吸泵CFD模擬分析和性能預(yù)測(cè)的準(zhǔn)確性，保證性能優(yōu)化改進(jìn)措施的可靠性，對(duì)新型的立式雙級(jí)自吸泵進(jìn)行了水力性能和自吸性能的試驗(yàn)。性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)和數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比如圖14所示。

圖14 2種模型水力性能數(shù)值模擬結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果

為了便于對(duì)比，在模擬水力效率和容積效率的基礎(chǔ)上，加入按經(jīng)驗(yàn)公式估算出的機(jī)械效率ηm為 0.97，電機(jī)效率為 0.93。

考慮到數(shù)值模擬結(jié)果中不包括副葉輪功耗，所以根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果去除副葉輪功耗的結(jié)果作為最終試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。其中副葉輪估算功耗計(jì)算公式如下：

式中P1——副葉輪功率，kW

a——能耗系數(shù)，基本與外徑影響不大

ρ——流體密度，kg/m3

n——轉(zhuǎn)速，r/min

D1——副葉輪外徑，mm

t——背葉片間隙，mm

b——前后蓋板厚度，mm

從圖14可以看出，考慮水力效率和容積效率的數(shù)值模擬值和試驗(yàn)值曲線較為接近，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)計(jì)算誤差在0.9%左右，其他工況點(diǎn)計(jì)算誤差在4.2%。因此，數(shù)值模擬值能夠較為真實(shí)地反映雙級(jí)自吸泵的性能。

對(duì)改進(jìn)前、后立式雙級(jí)自吸泵現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，在出口揚(yáng)程分別為39，38，37 m工況下，改進(jìn)后電機(jī)功率分別下降了 13.4%、12.1%、11.2%，從而進(jìn)一步驗(yàn)證了改進(jìn)效果。

6 結(jié)論

（1）立式雙級(jí)無(wú)密封自吸泵的主要損失來(lái)自與蝸殼與儲(chǔ)水室的配合、兩級(jí)儲(chǔ)水室之間的過(guò)渡流道以及葉輪密封口環(huán)的泄漏損失。

（2）立式無(wú)密封自吸泵因結(jié)構(gòu)的因素導(dǎo)致其無(wú)法采用更小口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)，其效率和揚(yáng)程隨口環(huán)間隙值的增大而顯著減小，容積損失占比較大，對(duì)整泵效率影響較大。

（3）在口環(huán)間隙值相同的情況下，L型口環(huán)間隙產(chǎn)生泄漏流道阻力相比于直邊型間隙顯著增大，在較大程度上減少了泄漏量，提高了容積效率。

（4）從傳統(tǒng)立式雙級(jí)自吸泵的數(shù)值模擬結(jié)果得出，由于流體從首級(jí)蝸室流出進(jìn)入儲(chǔ)液室速度偏大，造成較大的沖擊損失；改進(jìn)型蝸殼結(jié)構(gòu)和儲(chǔ)液室的配合結(jié)構(gòu)，使蝸室流出的液體速度降低，減少了能量損失，提高了效率。

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