葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)對離心泵性能及流場的影響

牟介剛，代東順，谷云慶，劉劍，吳登昊，馬藝

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葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)對離心泵性能及流場的影響

牟介剛1，代東順1，谷云慶1，劉劍1，吳登昊2，馬藝1

(1. 浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，浙江杭州，310014；2. 浙江工業(yè)大學(xué)之江學(xué)院，浙江杭州，310024)

為了揭示葉輪口環(huán)間隙及結(jié)構(gòu)型式對離心泵性能的影響，以IS80-65-160離心泵為模型載體，采用RNG?湍流模型，對不同葉輪口環(huán)間隙及口環(huán)結(jié)構(gòu)型式下的離心泵內(nèi)部流場進(jìn)行數(shù)值模擬，分析葉輪口環(huán)間隙對離心泵的效率、壓力場和速度場的影響規(guī)律；研究3種環(huán)狀結(jié)構(gòu)型式的葉輪口環(huán)對離心泵性能的影響機(jī)制。研究結(jié)果表明：葉輪口環(huán)間隙的變化改變了離心泵內(nèi)部流場的流動狀態(tài)，影響其前、后泵腔處的壓力分布，間隙內(nèi)部的速度發(fā)生明顯變化；鋸齒形口環(huán)泄漏量最多可減少16.2%，容積效率提高，軸向力降低，鋸齒形葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)可提升離心泵2%的水力效率；流經(jīng)兩環(huán)狀結(jié)構(gòu)空腔的流體，過流面積增加，產(chǎn)生劇烈旋渦，并進(jìn)行能量耗散，阻止了流體壓力能的恢復(fù)，分散了經(jīng)密封齒隙高速射出的流體的動能，間隙內(nèi)部流體的速度梯度和壓力梯度增大，湍動狀態(tài)加劇，流動阻力增加。

離心泵；流體動力學(xué)；葉輪口環(huán)；結(jié)構(gòu)型式；數(shù)值模擬

離心泵是一種應(yīng)用極廣、種類甚多的通用機(jī)械，廣泛應(yīng)用于石油化工、動力工業(yè)、采礦和造船工業(yè)等。作為主要的輸送設(shè)備之一，對其性能及穩(wěn)定性的要求也在逐步提高。在把機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液體能量的過程中不可避免地伴有機(jī)械損失，沖擊、脫流、速度方向急劇變化等引起的水力損失，以及液體從泵腔經(jīng)葉輪密封環(huán)間隙向葉輪進(jìn)口逆流產(chǎn)生的容積損失[1]等，造成能量浪費(fèi)。口環(huán)間隙密封是離心泵葉輪密封最常用的一種形式，口環(huán)間隙和結(jié)構(gòu)會對離心泵的容積損失產(chǎn)生直接作用，并且改變了離心泵內(nèi)部流場的流動狀態(tài)，繼而對離心泵的整機(jī)性能、軸向力、徑向力等產(chǎn)生重要的影響。間隙流動作為目前流體機(jī)械研究的熱點(diǎn)問題，離心泵口環(huán)間隙處流動狀態(tài)復(fù)雜，口環(huán)間隙小，葉輪口環(huán)處的流動損失大[2]。已有很多學(xué)者對此進(jìn)行了研究，如：馬文生等[3]運(yùn)用數(shù)值方法對轉(zhuǎn)子?軸承密封系統(tǒng)動力學(xué)模型求解，研究了不同的密封間隙、密封直徑、壓差、入口損失率和密封長度對泄漏量和臨界轉(zhuǎn)速的影響，得到了泄漏量與密封間隙、密封直徑和密封長度之間的關(guān)系。王煒哲等[4]針對迷宮密封內(nèi)作渦動旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子承受腔室內(nèi)周向不均勻壓力，從而導(dǎo)致振動特性發(fā)生變化的問題進(jìn)行了探討。由于口環(huán)間隙尺寸的限制，計(jì)算網(wǎng)格劃分困難，在現(xiàn)有的研究中一般只對葉輪、蝸殼等流體域進(jìn)行研究而忽略口環(huán)間隙、結(jié)構(gòu)變化對離心泵內(nèi)部流場的影響，導(dǎo)致預(yù)測的效率與試驗(yàn)值之間存在較大的偏差，對計(jì)算模型的簡化是造成偏差的主要原因[5?6]。計(jì)算流體力學(xué)的發(fā)展，為分析離心泵的水力性能和改進(jìn)泵的設(shè)計(jì)提供了有力的工具并且得到了廣泛的應(yīng)用[7?10]。研究發(fā)現(xiàn)，在離心泵的高效區(qū)(設(shè)計(jì)流量的0.7~1.2倍)預(yù)測值和試驗(yàn)值基本吻合[11?12]。為了進(jìn)一步研究葉輪口環(huán)間隙及結(jié)構(gòu)的變化對離心泵性能的影響，本文作者采用數(shù)值模擬的方法，建立離心泵全流體域計(jì)算模型，采用商用Fluent軟件，分析了3種口環(huán)間隙和3種不同口環(huán)結(jié)構(gòu)對離心泵泄漏量、軸向力、水力效率等特性的影響，揭示了離心泵內(nèi)部流場的流動規(guī)律。

1 數(shù)值模擬方法

1.1 計(jì)算模型

以IS80-65-160離心泵為模型載體，計(jì)算模型如圖1所示。計(jì)算模型主要包括進(jìn)水管、出水管、葉輪、蝸殼、前后泵腔6個(gè)部分，其主要參數(shù)為：流量=50 m3/h，揚(yáng)程=32 m，轉(zhuǎn)速=2 900 r/min，進(jìn)口直徑1=80 mm，葉輪外徑2=168 mm，葉片數(shù)為4。葉輪口環(huán)間隙長度=15 mm、間隙寬度=0.5 mm。

(a) 口環(huán)間隙示意圖；(b) 離心泵流體域

1.2 求解器和控制方程

Fluent實(shí)際上是一個(gè)基于非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的通用求解器，本文采用3D單精度，基于壓力的求解方法對計(jì)算模型進(jìn)行求解，并運(yùn)用多重旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系和有限體積法對非定常不可壓縮N-S 方程進(jìn)行離散，按順序依次求解動量方程、壓力修正方程、能量方程及其他標(biāo)量方程，如湍流方程等。在流場求解時(shí)所用連續(xù)方程、動量方程和能量方程可以寫成以下通用形式[13?14]：

式中：為通用因變量；S為廣義源項(xiàng)；為速度矢量；Γ為與相對應(yīng)的廣義擴(kuò)散系數(shù)；為流體密度；為時(shí)間。

離心泵內(nèi)部為復(fù)雜的三維湍流流動，故還需設(shè)置湍流模型，RNG?湍流模型[15]作為RANS方法中的一種形式，通過附加的湍動能、耗散率、比耗散率等湍流量進(jìn)行控制[16]，考慮了湍流漩渦的影響，對強(qiáng)旋流動、脫流、漩渦等復(fù)雜流動的計(jì)算精度較高，更適用于對離心泵流場的數(shù)值模擬[17?18]。

1.3 網(wǎng)格生成及邊界條件設(shè)置

離心泵葉片、蝸殼等結(jié)構(gòu)扭曲程度較高，網(wǎng)格質(zhì)量將直接影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對處理復(fù)雜問題具有很強(qiáng)的適應(yīng)性，更適用于復(fù)雜模型的數(shù)值模擬。因此，本文運(yùn)用ANSYS ICEM軟件，采用Tetra/Mixed非結(jié)構(gòu)化混合網(wǎng)格，對離心泵流體域進(jìn)行分塊網(wǎng)格劃分，并對口環(huán)間隙處進(jìn)行局部細(xì)化，使其內(nèi)部具有足夠的節(jié)點(diǎn)，以保證計(jì)算精度的要求。網(wǎng)格劃分時(shí)，首先將口環(huán)間隙處的最大網(wǎng)格尺寸設(shè)為0.5，口環(huán)間隙內(nèi)部的網(wǎng)格層數(shù)為2層；然后逐漸減小最大網(wǎng)格尺寸，當(dāng)口環(huán)間隙處的最大網(wǎng)格尺寸為0.2時(shí)，口環(huán)間隙內(nèi)部的網(wǎng)格層數(shù)為4層，離心泵流體域的總體計(jì)算網(wǎng)格數(shù)量在120萬~220萬范圍內(nèi)發(fā)生變化。流體域網(wǎng)格及葉輪口環(huán)間隙處的網(wǎng)格如圖2所示。

為了檢驗(yàn)網(wǎng)格劃分及口環(huán)間隙處網(wǎng)格層數(shù)對數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響，分別選定6組不同的網(wǎng)格數(shù)進(jìn)行數(shù)值模擬，分析網(wǎng)格的無關(guān)性。圖3所示為標(biāo)準(zhǔn)工況=50 m3/h，口環(huán)間隙寬度=0.5 mm時(shí)，不同網(wǎng)格數(shù)量對泄漏量和揚(yáng)程影響的計(jì)算結(jié)果。由圖3可知，當(dāng)口環(huán)間隙內(nèi)部網(wǎng)格層數(shù)為4，網(wǎng)格總數(shù)達(dá)到200萬以后，隨著網(wǎng)格數(shù)的增加，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)的泄漏量和揚(yáng)程變化較小，基本趨于穩(wěn)定。因此在數(shù)值計(jì)算中，離心泵模型網(wǎng)格數(shù)量控制在200萬上下波動，口環(huán)間隙內(nèi)部網(wǎng)格層數(shù)為4層。

(a) 離心泵流體域網(wǎng)格；(b) 葉輪口環(huán)間隙網(wǎng)格

1—H；2—q。

離心泵流場計(jì)算域內(nèi)的流體為不可壓縮的牛頓流體，工作過程中流體的性質(zhì)不發(fā)生變化，并且不考慮重力對流場的影響。模型進(jìn)口為速度入口，出口為自由出流；近壁面采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，壁面取不滲透、無滑移固體壁面邊界條件，采用具有二階精度的QUICK格式離散，壓力修正為SIMPLC算法；計(jì)算過程中收斂精度設(shè)為1×10?4，外界條件為常溫常壓，介質(zhì)為水。在流量0分別為0.8，1.0和1.2等工況下，分別對離心泵的內(nèi)部流動狀態(tài)進(jìn)行定常流動數(shù)值模擬。

2 口環(huán)間隙寬度對離心泵特性影響

離心泵的口環(huán)、多級泵的級間軸封、填料密封、軸向力平衡裝置的動靜部件之間都有液體的泄漏，使離心泵輸出的液體體積減小并帶走了部分功率。為了驗(yàn)證數(shù)值模擬結(jié)果的準(zhǔn)確性，首先將不同口環(huán)間隙寬度情況下計(jì)算的模型水力效率與樣機(jī)試驗(yàn)值進(jìn)行對比，分析不同口環(huán)間隙寬度情況下離心泵的特性。其中樣機(jī)口環(huán)間隙寬度為0.5 mm，數(shù)值計(jì)算模型的口環(huán)間隙寬度分別為0.2，0.5和0.8 mm。離心泵水力效率的計(jì)算公式為

h=(in?out)/(1 000)(2)

式中：為實(shí)際流過葉輪的流量，m3/h；為葉輪扭矩，N·m；為葉輪轉(zhuǎn)動角速度，rad/s；in和out分別為離心泵的進(jìn)、出口壓力，Pa。

離心泵水力效率試驗(yàn)值和模擬值的結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：口環(huán)間隙的變化改變了離心泵的水力性能，不同口環(huán)間隙寬度下的模擬值和試驗(yàn)值之間均有不同程度的偏差，口環(huán)間隙寬度=0.2 mm時(shí)，不同流量下的模擬值偏高；口環(huán)間隙寬度增大為0.8 mm時(shí)，模擬值則低于試驗(yàn)值；而當(dāng)=0.5 mm時(shí)，兩者具有較好的一致性。在標(biāo)準(zhǔn)工況=50 m3/h下，口環(huán)間隙寬度由0.2 mm增加到0.8 mm的過程中，水力效率由76%下降到69%，降低了近7%。

1—試驗(yàn)值；2—b=0.2 mm；3—b=0.5 mm；4—b=0.8 mm。

2.1 不同口環(huán)間隙寬度下離心泵壓力場分析

圖5所示為標(biāo)準(zhǔn)工況下，不同口環(huán)間隙寬度在=0平面的靜壓分布云圖。由圖5(a)可知：口環(huán)間隙寬度改變了泵腔的壓力分布，其影響主要表現(xiàn)在前、后泵腔處；隨著口環(huán)間隙寬度的增大，離心泵前泵腔的低壓區(qū)向蝸室上移、擴(kuò)大，后泵腔的高壓區(qū)范圍縮小；由于泵腔內(nèi)軸向尺寸與徑向尺寸之比很小，故壓力分布只沿徑向發(fā)生明顯變化，且間隙寬度越小，前泵腔的壓力梯度越明顯。圖5(b)所示為前泵腔的靜壓分布曲線。由圖5(b)可知：前泵腔的壓力隨著半徑的減小，呈線性降低的趨勢，且隨著口環(huán)間隙寬度的增大，其斜率不斷增加；在3種不同間隙寬度的口環(huán)間隙中，泵腔進(jìn)口處的壓力相差不大，而在葉輪口環(huán)處，間隙寬度為0.2 mm時(shí)，流體的靜壓力明顯高于其他間隙寬度下的壓力。前泵腔壓力的變化改變了流體的徑向流動，間隙內(nèi)部壓力越高，流體流入葉輪口環(huán)時(shí)的阻力就越大，葉輪口環(huán)間隙高壓區(qū)阻礙了流體向葉輪進(jìn)口的泄漏。

(a) Y=0截面；(b) 靜壓分布曲線

2.2 不同口環(huán)間隙下離心泵速度場分析

在計(jì)算過程中，設(shè)Δ為流體在葉輪口環(huán)流道進(jìn)口壓力0與出口壓力l之差，流動方向上的長度為，間隙寬度為，則葉輪口環(huán)間隙流體平均速度m和壓差流動的阻力系數(shù)的計(jì)算公式分別為：

(4)

流體受到外部葉輪口環(huán)壁面剪切力的作用時(shí)發(fā)生變形流動，其內(nèi)部產(chǎn)生對抗變形的抵抗，并以內(nèi)摩擦力的形式表現(xiàn)出來。故葉輪口環(huán)間隙內(nèi)部的流體同時(shí)具有沿周向的流動(前泵蓋與葉輪的相對運(yùn)動產(chǎn)生)及軸向的壓力流動(前泵腔與葉輪進(jìn)口的壓差產(chǎn)生)。由式(3)和式(4)可知，離心泵口環(huán)間隙流體的流動速度對間隙寬度的變化更為敏感，當(dāng)口環(huán)間隙寬度減小時(shí)，葉輪口環(huán)間隙流體平均速度m減小，阻力系數(shù)增大。圖6所示為不同口環(huán)間隙寬度下，葉輪口環(huán)處的平均速度分布云圖。由圖6可知：在泵腔與葉輪進(jìn)口壓差作用下的高速流體通過葉輪口環(huán)間隙流向泵的進(jìn)口，葉輪口環(huán)間隙寬度增大時(shí)，間隙內(nèi)部的平均速度增加，當(dāng)口環(huán)間隙寬度=0.8 mm，葉輪口環(huán)內(nèi)部的平均速度約為13 m/s。因此，口環(huán)間隙寬度增大最終導(dǎo)致離心泵泄漏量的增加。

b/mm：(a) 0.2；(b) 0.5；(c) 0.8

3 口環(huán)結(jié)構(gòu)對離心泵特性影響

為了減小泄漏量對離心泵性能的影響，保持口環(huán)間隙長度=15 mm不變，將口環(huán)間隙寬度增加到1.5 mm，并在葉輪口環(huán)上布置圓形、矩形和鋸齒形環(huán)狀結(jié)構(gòu)，環(huán)狀結(jié)構(gòu)頂端距前泵蓋的間隙寬度為0.5 mm(與原模型口環(huán)間隙寬度一致)。離心泵不同口環(huán)結(jié)構(gòu)型式如圖7所示，圖中箭頭為液體的流動方向，各類型環(huán)狀結(jié)構(gòu)的軸向間距為=3 mm，高度=1 mm。

3.1 泄漏量和容積效率分析

分析不同口環(huán)結(jié)構(gòu)下離心泵性能的變化，取0=0.8，1.0，1.23個(gè)流量點(diǎn)，對間隙泄漏量、及容積效率進(jìn)行計(jì)算，口環(huán)間隙泄漏量的基本計(jì)算公式為

式中：a為間隙泄漏的過流面積，m3；Δc1為液體流過密封間隙的損失水頭，m；為間隙損失系數(shù)；為重力加速度。

則容積效率表示為

v=/(+) (6)

圖8所示為不同結(jié)構(gòu)口環(huán)下的間隙泄漏量曲線。由圖8可知：在不同流量下，離心泵泄漏量曲線變化趨勢基本一致，均隨著的增加，呈先增加后減小的變化趨勢；但在小于設(shè)計(jì)流量點(diǎn)時(shí)，泄漏量的變化趨勢并不明顯；圓形環(huán)狀葉輪口環(huán)在3種工況下的泄漏量與其他形式的葉輪口環(huán)相比偏差較大，這可能與其流道內(nèi)的流動狀態(tài)有關(guān)，導(dǎo)致泄漏量增加，在標(biāo)準(zhǔn)工況下泄露量增加約30%。計(jì)算結(jié)果說明采用圓形環(huán)狀葉輪口環(huán)時(shí)并沒起到減小泄漏損失的作用；矩形和鋸齒形的葉輪口環(huán)與原模型相比則具有較好的減小泄漏的效果，鋸齒形結(jié)構(gòu)的葉輪口環(huán)泄漏量最多可減少16.2%。

(a) 原模型；(b) 矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)口環(huán)；(c) 圓形環(huán)狀結(jié)構(gòu)口環(huán)；(d) 鋸齒形環(huán)狀結(jié)構(gòu)口環(huán)

1—原模型；2—圓形密封齒；3—矩形密封齒；4—鋸齒形密封齒。

圖9所示為不同葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)的容積效率曲線。由圖9可知：圓形葉輪口環(huán)在各工況下的容積效率均低于其他3種口環(huán)結(jié)構(gòu)；鋸齒形和矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)葉輪口環(huán)則均能有效提升離心泵的容積效率，且鋸齒形葉輪口環(huán)的提升幅度更優(yōu)于矩形結(jié)構(gòu)；在不同工況下采用鋸齒形葉輪口環(huán)時(shí)，離心泵的容積效率最高可提升3%。由此可知，口環(huán)間隙寬度雖然增加到了1.5 mm，但布置在葉輪口環(huán)上的鋸齒形和矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)也能減小泄漏，提高容積效率。

1—原模型；2—圓形密封齒；3—矩形密封齒；4—鋸齒形密封齒。

3.2 軸向力分析

圖10所示為不同口環(huán)結(jié)構(gòu)模型的軸向力曲線。由圖10可知：不同工況下，4種口環(huán)結(jié)構(gòu)下軸向力的變化趨勢基本一致；對于同一葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)的離心泵，軸向力均隨著流量的增加而減小；同一流量點(diǎn)下，圓形葉輪口環(huán)離心泵的軸向力最大，矩形和鋸齒形葉輪口環(huán)離心泵的軸向力均小于原模型，矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)口環(huán)平衡軸向力的效果最佳，軸向力最大減小10%。

1—原模型；2—圓形密封齒；3—矩形密封齒；4—鋸齒形密封齒。

圖11所示為不同葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)的離心泵在標(biāo)準(zhǔn)工況1.0下，=0截面的靜壓分布云圖。由圖11可知：鋸齒形和矩形口環(huán)結(jié)構(gòu)的葉輪前泵腔壓力分布與口環(huán)間隙寬度為0.5 mm的原模型相比，低壓區(qū)范圍擴(kuò)大且后泵腔的高壓區(qū)范圍縮小，而圓形環(huán)狀結(jié)構(gòu)的葉輪口環(huán)內(nèi)部的壓力分布并沒有明顯變化。圓形結(jié)構(gòu)的葉輪口環(huán)，低壓區(qū)的范圍進(jìn)一步縮小且后泵腔的高壓區(qū)消失，故其軸向力不但沒有減小反而增加。離心泵葉輪上的軸向力與前、后泵腔壓力的變化密切相關(guān)，故鋸齒形和矩形口環(huán)結(jié)構(gòu)形式的密封口環(huán)可以起到平衡離心泵葉輪的軸向力的作用；同時(shí)口環(huán)間隙內(nèi)部出現(xiàn)了較大的壓力梯度，壓力梯度的變化使流體的湍流脈動和雷諾應(yīng)力增加，鋸齒形和矩形口環(huán)結(jié)構(gòu)改變了間隙內(nèi)部流體的流動狀態(tài)，促進(jìn)了流體由層流流動向湍流流動的轉(zhuǎn)變，流體的湍動能增加，實(shí)現(xiàn)了對流體的阻礙。

3.3 速度場分析

圖12所示為不同葉輪口環(huán)結(jié)構(gòu)下口環(huán)間隙的速度場分布云圖。由圖12(a)可知：在改變?nèi)~輪口環(huán)的結(jié)構(gòu)后，兩環(huán)狀結(jié)構(gòu)之間的空腔內(nèi)存在明顯的低速區(qū)，且從前泵腔到葉輪進(jìn)口低速區(qū)的范圍逐漸增大；速度從前泵腔到葉輪進(jìn)口逐漸降低，與原模型口環(huán)相比，速度梯度的變化較為明顯；一個(gè)環(huán)狀結(jié)構(gòu)和一個(gè)膨脹空腔構(gòu)成了一級迷宮密封，當(dāng)高速流動的流體遇到環(huán)狀結(jié)構(gòu)的阻礙后進(jìn)入節(jié)流齒隙，導(dǎo)致流體的湍動狀態(tài)加劇；壓力推動流體由高壓側(cè)流向低壓側(cè)，流體流過節(jié)流齒隙，由于流道變窄，流速增高，壓力降低，壓力能轉(zhuǎn)變?yōu)閯幽?。以矩形結(jié)構(gòu)葉輪口環(huán)間隙為例，流動狀態(tài)如12(b)所示，流體以高速進(jìn)入兩環(huán)狀結(jié)構(gòu)之間的空腔時(shí)，過流面積突然增加，流速降低，并產(chǎn)生劇烈旋渦，有效阻止了流體壓力能的恢復(fù)，最大程度地分散經(jīng)密封齒隙高速射出的流體的動能；在壓力梯度作用下，流體將會產(chǎn)生回流形成邊界層分離；從下游回流的液體受到主流的沖擊折返流向下游，在分離點(diǎn)形成漩渦和尾流區(qū)，尾流區(qū)的漩渦使流體的阻力劇增，減小葉輪口環(huán)間隙的泄漏。

(a) Y=0截面；(b) 口環(huán)間隙處

(a) 口環(huán)間隙處速度云圖；(b) 口環(huán)間隙處速度矢量圖

4 結(jié)論

1) 口環(huán)間隙寬度的變化改變了離心泵前后泵腔的壓力分布，口環(huán)間隙增大，前泵腔的低壓區(qū)向蝸室上移、擴(kuò)大，后泵腔的高壓區(qū)范圍縮?。婚g隙內(nèi)部流體的速度隨間隙的增大而增加，容積效率下降。

2) 口環(huán)間隙寬度增大到1.5 mm的情況下，鋸齒形和矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)葉輪口環(huán)均能明顯減小泄漏量，最多減少16.2%，不同工況下采用鋸齒形葉輪口環(huán)時(shí)，離心泵的容積效率最高可提升3%。

3) 在不同結(jié)構(gòu)的口環(huán)中，圓形葉輪口環(huán)離心泵的軸向力最大，矩形和鋸齒形葉輪口環(huán)離心泵的軸向力均小于原模型，矩形環(huán)狀結(jié)構(gòu)口環(huán)平衡軸向力的效果最佳，軸向力最大減小10%。

4) 環(huán)狀結(jié)構(gòu)葉輪口環(huán)改變了離心泵口環(huán)間隙內(nèi)部流體的流動狀態(tài)，矩形和鋸齒形狀結(jié)構(gòu)之間的空腔內(nèi)存在明顯的低速區(qū)，間隙內(nèi)部速度梯度、壓力梯度增加，實(shí)現(xiàn)了增加流體流動阻力的作用，最終導(dǎo)致離心泵口環(huán)處泄漏量減小，容積效率提高。

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(編輯 趙俊)

Influences of impeller ring structure on performance and flow field of centrifugal pump

MOU Jiegang1, DAI Dongshun1, GU Yunqing1, LIU Jian1, WU Denghao2, MA Yi1

(1. College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310014, China;2. Zhijiang College, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310024, China)

In order to study the impeller ring clearance and structural change effects on the performance of centrifugal pump, based on IS80-65-160 centrifugal pump, internal flow field for different impeller ring clearances and structures were numerically simulated through RNG-turbulence model. The influences on efficiency, pressure field and velocity field were analyzed, and three kinds of impeller ring structures effect on the centrifugal pump were researched. The results show that impeller ring clearances changed the internal flow field of centrifugal pump and affected the pressure distribution of pump cavity. Among the three kinds of annularity structures, rectangle and serrated impeller ring can reduce leakage, (at most reduced by 16.2%), improve volumetric efficiency, balance action of axial thrust. Hydraulic efficiency increases by 2% after the change of impeller ring structure. When the fluid flows through the cavity between two rings, volume expansion and energy dissipation violently can prevent fluid restore its pressure, maximum dispersion the kinetic energy of high-speed injection fluid sealing from sealed gear. The internal fluid velocity gradient and pressure gradient are enlarged, and turbulent kinetic energy increases, and so the leakage is reduced.

centrifugal pump; hydrodynamics; impeller ring; type of construction; numerical simulation

10.11817/j.issn.1672?7207.2017.06.015

TB311

A

1672?7207(2017)06?1522?08

2016?06?30；

2016?09?07

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51406183)；浙江省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(LQ15E050005)；中國博士后科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2016M601736)(Project(51406183) supported by National Natural Science Foundation of China; Project(LQ15E050005) supported by Zhejiang Provincial Natural Science Foundation of China; Project(2016M601736) supported by the China Postdoctoral Science Foundation)

谷云慶，博士，碩士生導(dǎo)師，從事離心泵流場理論研究；E-mail：guyunqing@hrbeu.edu.cn