葉片包角對(duì)離心泵流場(chǎng)及脈動(dòng)特性的影響

, ,2, , ,

(1.上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,上海 200093; 2.上海理工大學(xué) 上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海 200093; 3.上海船舶設(shè)備研究所,上海 200031)

葉片包角對(duì)離心泵流場(chǎng)及脈動(dòng)特性的影響

謝志賓1,陳二云1,2,丁京濤1,楊愛(ài)玲1,李國(guó)平3

(1.上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,上海200093;2.上海理工大學(xué) 上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海200093;3.上海船舶設(shè)備研究所,上海200031)

針對(duì)離心泵非定常流動(dòng)壓力脈動(dòng)特性,采用滑移網(wǎng)格的大渦模擬技術(shù)對(duì)葉片包角分別為95°,100°,105°,108°的4副葉輪進(jìn)行數(shù)值模擬.分析了葉片包角對(duì)離心泵水力性能、葉輪出口“射流-尾跡”、測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜特性和葉輪徑向力的影響關(guān)系.結(jié)果表明:隨著包角的增大,離心泵的水力性能下降;包角適當(dāng)增大,會(huì)使葉輪射流-尾跡流動(dòng)結(jié)構(gòu)變?nèi)?在設(shè)計(jì)工況下,蝸舌附近測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)最大;在蝸殼螺旋段壓力脈動(dòng)強(qiáng)度沿流動(dòng)方向逐漸變?nèi)?而在葉輪流道內(nèi)壓力脈動(dòng)沿流動(dòng)方向逐漸增強(qiáng),在葉輪出口處達(dá)到最大;而離心泵葉輪所受徑向力隨著包角的增大而減小,適當(dāng)?shù)卦龃蟀强梢蕴岣唠x心泵運(yùn)行的可靠性.

葉片包角; 射流-尾跡; 壓力脈動(dòng); 徑向力

離心泵是一種將機(jī)械能轉(zhuǎn)換成流體動(dòng)能和壓能的通用機(jī)械,在國(guó)民生產(chǎn)中占有重要地位[1].離心泵在運(yùn)行過(guò)程中,由于非對(duì)稱的蝸殼結(jié)構(gòu)、葉輪的高速旋轉(zhuǎn)及其內(nèi)部流動(dòng)的非定常激勵(lì)力影響,使得離心泵內(nèi)部產(chǎn)生周期性的壓力脈動(dòng),這將引起振動(dòng)和噪聲,降低泵運(yùn)行的可靠性.因此,離心泵內(nèi)部的壓力脈動(dòng)特性引起了許多學(xué)者的高度關(guān)注[2-4].

葉片包角作為離心泵的重要設(shè)計(jì)參數(shù)之一,對(duì)離心泵的性能和壓力脈動(dòng)特性有十分重要的影響[5].過(guò)小的包角降低了葉片對(duì)流體的控制能力,不利于提高泵的效率;過(guò)大的包角增大了葉片摩擦損失,也不利于性能的提高.目前已有很多學(xué)者針對(duì)葉片包角對(duì)離心泵內(nèi)部流動(dòng)的影響進(jìn)行了廣泛的研究,楊華等[6]采用試驗(yàn)和數(shù)值模擬的方法對(duì)不同包角下的離心泵性能進(jìn)行了試驗(yàn)和模擬對(duì)比,并分析了性能的差異.Yang等[7]采用試驗(yàn)和數(shù)值模擬的方法研究了葉片包角對(duì)離心泵的性能影響,通過(guò)對(duì)比發(fā)現(xiàn),在不同范圍內(nèi),包角大小的變化對(duì)離心泵的性能會(huì)有不同的影響:在相對(duì)小角度下,隨著包角的增加,泵性能提升;而在相對(duì)大角度下,卻出現(xiàn)相反的結(jié)論.張翔等[8]基于CFD數(shù)值計(jì)算方法分析了不同葉片包角與離心泵性能的關(guān)系,得出了離心泵揚(yáng)程和功率特性發(fā)生變化的原因在于葉輪出口相對(duì)速度液流角發(fā)生改變.王勇等[9]采用試驗(yàn)的方法分析了不同葉片包角對(duì)離心泵空化振動(dòng)流動(dòng)誘導(dǎo)噪聲的影響.

葉片包角問(wèn)題引起了許多學(xué)者的高度關(guān)注,但是,大多數(shù)學(xué)者的研究只關(guān)注葉片包角的變化對(duì)離心泵整機(jī)性能的影響,而對(duì)葉片包角變化影響葉輪出口“射流-尾跡”及壓力脈動(dòng)的研究相對(duì)較少.作者通過(guò)數(shù)值求解方法,分析不同葉片包角對(duì)離心泵內(nèi)部流動(dòng)特征及壓力脈動(dòng)及葉輪徑向力的影響,為離心泵葉輪葉片包角的設(shè)計(jì)提供一定的參考依據(jù).

1 計(jì)算模型和數(shù)值模擬方法

1.1計(jì)算模型及網(wǎng)格

研究的原型泵型號(hào)為IS100-80-160單級(jí)單吸離心泵,泵的設(shè)計(jì)流量QS=100 m3/h,設(shè)計(jì)揚(yáng)程H=32 m,轉(zhuǎn)速n=2 900 r/min,模型的基本參數(shù)如表1所示.整個(gè)離心泵的計(jì)算域如圖1所示.為了提高計(jì)算精度和收斂性,蝸殼和葉輪流體域全部用六面體網(wǎng)格生成,并且在葉片和蝸殼的壁面均進(jìn)行邊界層的加密,蝸殼壁面第一層網(wǎng)格尺度為0.012 mm,保證壓力脈動(dòng)分析的準(zhǔn)確性[10].

表1 離心泵主要幾何參數(shù)Tab.1 Main geometric parameters of the centrifugal pump

圖1 離心泵計(jì)算域模型Fig.1 Computational domain of the centrifugal pump

1.2包角的選定

葉片包角是離心泵葉片的一個(gè)重要幾何參數(shù),其值的大小實(shí)質(zhì)表征了葉片流道的擴(kuò)散程度[11].葉片包角φ定義為葉片入口邊與圓心的連線和出口邊與圓心連線間的夾角[12],如圖2所示(見(jiàn)下頁(yè)).在對(duì)許多具有較好水利性能的葉輪進(jìn)行研究的基礎(chǔ)上,有學(xué)者給出了Zφ/360隨著比轉(zhuǎn)速ns變化的最優(yōu)規(guī)律,如表2所示[13].原始離心泵模型的比轉(zhuǎn)速為131.12,由此根據(jù)表2確定了模型泵葉片包角的取值范圍為90～108 °,保證離心泵的主要基本參數(shù)不變,選用葉片包角依次為95,100,105,108 °這4副葉輪,通過(guò)數(shù)值求解的方法來(lái)研究包角變化對(duì)離心泵內(nèi)部非定常流動(dòng)壓力脈動(dòng)特性和葉輪徑向力的影響,從而為離心泵的設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供參考.

1.3大渦模擬控制方程及邊界條件

圖2 葉片包角示意圖Fig.2 Schematic diagram of the blade wrag angle

表2 葉片數(shù)Z與包角φ的乘積與比轉(zhuǎn)速ns的關(guān)系

離心泵內(nèi)部的流動(dòng)是十分復(fù)雜的三維紊流流動(dòng),而大渦模擬能夠捕捉到離心泵葉輪流道內(nèi)復(fù)雜的湍流流動(dòng)現(xiàn)象[14].大渦模擬是計(jì)算流體力學(xué)中的一種十分重要的數(shù)值模擬方法,它是基于一種數(shù)學(xué)濾波函數(shù),通過(guò)在大渦流場(chǎng)中引入應(yīng)力項(xiàng)來(lái)過(guò)濾掉小渦對(duì)大渦的影響,在流體機(jī)械非定常流動(dòng)模擬計(jì)算中具有很大優(yōu)勢(shì)[15].本文以模型泵為基礎(chǔ),通過(guò)求解三維不可壓非定常流動(dòng)N-S方程獲得離心泵內(nèi)非定常流動(dòng)的數(shù)值解,初始流場(chǎng)由離心泵流場(chǎng)的定常數(shù)值解近似給出,其控制方程為

(1)

(2)

式中:帶上劃線的量是濾波后的場(chǎng)變量;ρ為流體的密度;μ為流體的動(dòng)力黏性系數(shù);τij為亞格子尺度應(yīng)力;t為時(shí)間;ui,uj為i,j方向上的雷諾時(shí)均速度.

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1外特性曲線分析

從流量-揚(yáng)程功率曲線圖3中可以看出,隨著葉片包角的增大,離心泵的揚(yáng)程H在相應(yīng)流量下明顯下降。Q/QS為流量比.軸功率P隨著葉片包角的增大而減小,包角增大,相應(yīng)流量下消耗的功率變小,葉片包角從95 °增加到108 °,設(shè)計(jì)工況下?lián)P程下降了3.83%,軸功率下降了2.92%.

圖3 流量-揚(yáng)程曲線Fig.3 Lift against flow coefficient

從流量-效率曲線圖4可以發(fā)現(xiàn),在小流量情況下,隨著葉片包角的增大,泵的效率η有升高的趨勢(shì),而在大流量下,離心泵的效率因包角的增大而顯著下降.4副葉輪的最高效率在設(shè)計(jì)工況下分別為81.95%,81.84%,81.77%,81.19%,效率下降了0.76%.包角為95 °時(shí),效率最高,這是因?yàn)槿~片包角增大后,葉片變長(zhǎng),當(dāng)量擴(kuò)散角變小,葉片對(duì)流體的約束能力增強(qiáng)的同時(shí)摩擦損失也越來(lái)越大,從理論上來(lái)講,必定存在最優(yōu)的葉片包角.同時(shí),隨著葉片包角的增大,泵最高效率點(diǎn)的流量也相對(duì)減小,根據(jù)葉輪和蝸殼的耦合關(guān)系[16],葉片包角的增大使得葉片出口安放角和葉輪出口相對(duì)液流角減小,從而會(huì)引起泵最高效率點(diǎn)流量偏向小流量.由4副葉輪的性能計(jì)算結(jié)果可見(jiàn),隨著包角的增大,離心泵的揚(yáng)程下降且效率減小.95 °葉片包角的性能要明顯優(yōu)于其他幾副葉輪.在葉輪外尺寸確定后,造成這些性能差異的根本原因是包角變化引起葉片出口角、流道長(zhǎng)度和葉型的改變,而不同的葉型使得葉輪內(nèi)部的流場(chǎng)結(jié)構(gòu)不同,包角的改變導(dǎo)致葉輪內(nèi)部流動(dòng)損失差異和葉片出口液體的滑移,最終使得葉片包角改變了離心泵的外特性.

2.2葉輪出口流動(dòng)狀態(tài)

為了研究包角的改變對(duì)葉輪出口流動(dòng)狀態(tài)的影響,圖5給出了葉輪出口徑向速度Cr沿周向的分布.其中:X=0,表示葉片壓力面位置;X=1,表示葉片吸力面位置.葉輪出口20%葉高為靠盤側(cè),50%葉高為跨盤蓋流道中央,80%葉高處為靠蓋側(cè).U2為周向速度.可以看出,在葉輪出口處徑向速度沿周向分布非常的不均勻,葉片的壓力面?zhèn)却嬖谥鴱较蛩俣鹊母咚賲^(qū),而在葉片的吸力面?zhèn)葎t對(duì)應(yīng)著徑向速度的低速區(qū).這實(shí)際上反映的就是葉輪出口的“射流-尾跡”流動(dòng)結(jié)構(gòu);由于尾跡區(qū)實(shí)質(zhì)上是低速流體微團(tuán)的聚集區(qū),其存在將導(dǎo)致流體在葉輪流道的出口處產(chǎn)生“堵塞”,減小有效通流面積,增加速度分布的不均勻性,影響葉輪出口流動(dòng)狀態(tài).從圖5中可以看出,靠盤側(cè)葉輪出口徑向速度隨包角變化不明顯,而從跨盤蓋中央與靠蓋側(cè)整體上來(lái)看,在X=0.5處,徑向速度“虧損”最大,徑向速度隨著包角的增大先呈現(xiàn)一定的平緩趨勢(shì)而后波動(dòng)變大.這說(shuō)明過(guò)大或者過(guò)小的包角加強(qiáng)了葉輪出口射流-尾跡流動(dòng)結(jié)構(gòu),使葉輪內(nèi)部由邊界層分離、漩渦二次流和尾跡等引起的渦流損失變大,而在一定范圍內(nèi)相對(duì)大葉片包角減弱了葉輪出口的射流-尾跡,使葉輪內(nèi)部的渦流損失變小.

圖4 流量-效率曲線Fig.4 Efficiency against flow coefficient

圖5 不同包角下葉輪出口徑向速度Cr沿周向分布Fig.5 Radial velocity along circumferential direction at different wrap angles

2.3壓力脈動(dòng)分析

由于流體的黏性作用及葉輪出口與蝸殼進(jìn)口動(dòng)靜部件的相互干涉作用,使得離心泵內(nèi)的流場(chǎng)呈現(xiàn)非定常流動(dòng)特征,從而引起流場(chǎng)的壓力脈動(dòng).這種周期性的壓力脈動(dòng)會(huì)引起系統(tǒng)及設(shè)備的振動(dòng)和噪聲,嚴(yán)重時(shí)會(huì)導(dǎo)致設(shè)備損壞.

為了監(jiān)測(cè)離心泵在設(shè)計(jì)工況下內(nèi)部壓力脈動(dòng),引入了無(wú)量綱壓力系數(shù)Cp=Δp/(0.5ρU2),其中,Δp為壓力與平均壓力的差值,ρ為水的密度.在離心泵蝸殼壁面的中截面上及沿葉輪流道中間位置設(shè)置了監(jiān)測(cè)點(diǎn)y1,y2,y3,y4,y5和p1,p2,p3,p4,p5,如圖6所示.

圖7給出了不同包角下蝸殼螺旋段測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)頻譜特性,f為頻率.從圖7中可以看出,不同包角下的離心泵壓力脈動(dòng)信號(hào)均呈現(xiàn)出明顯的離散特性,并且各測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)的主頻均在葉頻處.壓力脈動(dòng)最大的地方出現(xiàn)在蝸舌附近的p1點(diǎn)處,在此位置處的壓力脈動(dòng)低頻信號(hào)也比較豐富.從p1點(diǎn)起,流體沿流動(dòng)方向各測(cè)點(diǎn)在主頻上的壓力脈動(dòng)強(qiáng)度逐漸減弱,高頻成分逐漸消失.這是因?yàn)槭艿饺~輪出口處的射流-尾跡作用及蝸殼斷面幾何形狀影響,隔舌處徑向間隙小,葉輪與蝸殼的動(dòng)靜干涉作用最強(qiáng)烈,沿著流動(dòng)方向徑間隙變大,動(dòng)量摻混作用也就隨之變?nèi)?

圖6 監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置示意圖Fig.6 Schematic diagram of monitoring points

圖7 不同包角蝸殼螺旋段測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)頻譜圖Fig.7 Frequency spectrum of the pressure pulsation in the spiral case with different wrap angles

蝸舌附近是離心泵內(nèi)部距離葉輪最近的區(qū)域,也是葉輪通道氣流流出直接沖擊的部位,該部位最能體現(xiàn)壓力的非定常變化,選擇蝸舌處監(jiān)測(cè)點(diǎn)p1進(jìn)行研究.圖8給出了不同包角下蝸舌處測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜特性,從圖8中可以看出,在p1處監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)的低頻特性十分復(fù)雜,并且不同葉片包角在葉頻處壓力脈動(dòng)最為強(qiáng)烈,由于蝸舌的存在和葉輪出口氣流的擾動(dòng)作用使得蝸舌附近的流場(chǎng)較為復(fù)雜,表明了葉頻脈動(dòng)是壓力脈動(dòng)的主要貢獻(xiàn)因素.而除了葉頻外,在2倍葉頻和3倍葉頻處也存在脈動(dòng)相對(duì)明顯的峰值,隨后幅值逐漸減小,這是因?yàn)樵谌~輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中監(jiān)測(cè)點(diǎn)受前一個(gè)葉片產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)的影響還未消失時(shí),后一個(gè)葉片又從該位置經(jīng)過(guò).

圖8 不同包角蝸舌處測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜圖Fig.8 Frequency spectrum of the pressure pulsation at the measuring point on the volute tongue

同時(shí),為了更加清楚地呈現(xiàn)不同包角對(duì)壓力脈動(dòng)強(qiáng)度的影響,對(duì)于p1點(diǎn)在葉頻下的壓力脈動(dòng)強(qiáng)度用直方圖表示,如圖9所示.可以清晰地看出,隨著包角的增大,壓力脈動(dòng)幅值先增大后減小,95 °包角時(shí)壓力脈動(dòng)最弱,105 °包角時(shí)壓力脈動(dòng)最強(qiáng),葉片包角從95 °增加到105 °時(shí),脈動(dòng)幅值增加了14.7%.該現(xiàn)象與前面分析葉輪出口處射流-尾跡結(jié)構(gòu)現(xiàn)象不一致,這可能是由于此時(shí)葉輪與蝸舌處的動(dòng)靜干涉作用強(qiáng)于射流-尾跡結(jié)構(gòu)帶來(lái)的壓力脈動(dòng)強(qiáng)度.

圖10 (見(jiàn)下頁(yè))給出了設(shè)計(jì)工況下不同包角葉輪流道內(nèi)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)頻譜特性,可以發(fā)現(xiàn),在葉輪流道內(nèi)沿著流體流動(dòng)方向,各測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)幅值在葉頻及諧頻處均增大,位于葉輪進(jìn)口處的測(cè)點(diǎn)y1的壓力脈動(dòng)最弱,而距離葉輪出口處最近測(cè)點(diǎn)y5的壓力脈動(dòng)則最為強(qiáng)烈.由此說(shuō)明葉輪內(nèi)壓力脈動(dòng)沿著流體流動(dòng)的方向逐漸增強(qiáng),在葉輪出口處壓力脈動(dòng)表現(xiàn)得最為強(qiáng)烈,這是因?yàn)槿~輪流道的出口處射流-尾跡結(jié)構(gòu)作用明顯且距離蝸殼壁更近,動(dòng)靜耦合干擾作用造成出口處湍流十分強(qiáng)烈,從而導(dǎo)致脈動(dòng)幅值很大.同時(shí)可以發(fā)現(xiàn),隨著包角的增大,葉輪出口y5壓力脈動(dòng)整體呈現(xiàn)遞減,這與包角增大導(dǎo)致葉輪出口處射流-尾跡減弱的規(guī)律一致.

圖9 不同包角蝸舌測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)強(qiáng)度直方圖Fig.9 Frequency histogram of the pressure pulsation at the measuring point on the volute tongue

2.4葉輪徑向力分析

從圖11中可以看出,離心泵葉輪所受徑向力呈現(xiàn)明顯的周期性和脈動(dòng)性,波峰和波谷的數(shù)目與葉片數(shù)呈現(xiàn)對(duì)應(yīng)關(guān)系,并且隨著葉片包角的增大,徑向力幅值呈現(xiàn)減小趨勢(shì).圖12 (見(jiàn)下頁(yè))為葉輪所受徑向力的頻譜分析,徑向力呈現(xiàn)出明顯的離散特性,不同包角下葉輪徑向力最大幅值均出現(xiàn)在葉頻處,同時(shí)在二階和三階葉頻及諧頻處都出現(xiàn)了較大諧波.為了能夠更加清楚地呈現(xiàn)不同包角下徑向力的變化情況,圖13 (見(jiàn)下頁(yè))給出了葉頻下不同包角的徑向力大小直方圖,可以清楚地看到,葉頻下徑向力的幅值隨著包角的增大而逐漸減小.在葉頻下葉片包角從95 °增加到108 °時(shí),徑向力下降了16.0%,由此可見(jiàn),包角增大,增強(qiáng)了離心泵運(yùn)行的可靠性.壓力沿葉輪出口分布不均導(dǎo)致離心泵葉輪受到徑向作用力,包角的改變對(duì)葉輪徑向力的規(guī)律同對(duì)葉輪出口處射流-尾跡的規(guī)律一致,證明了之前包角對(duì)葉輪出口流場(chǎng)影響結(jié)論的準(zhǔn)確性,也說(shuō)明包角改變了葉輪出口的壓力分布,從而影響了葉輪徑向力的產(chǎn)生.

圖10 不同包角葉輪流道內(nèi)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜圖Fig.10 Frequency spectrum of the pressure pulsation at the measuring point in the impeller with different wrap angles

圖11 不同包角葉輪徑向力差時(shí)域圖Fig.11 Time-domain diagram of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

圖12 不同包角葉輪徑向力差大小頻域圖Fig.12 Frequency spectrum of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

圖13 不同包角徑向力差大小直方圖Fig.13 Frequency histogram of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

3 結(jié) 論

a. 隨著葉片包角的增大,葉輪出口相對(duì)液流角減小,進(jìn)而改變了離心泵的外特性,具體表現(xiàn)為,隨著葉片包角的增加,離心泵的揚(yáng)程下降,離心泵的效率降低,且最大值向小流量方向偏移.

b. 包角的變化改變了葉輪流道的結(jié)構(gòu).從而使得葉輪內(nèi)部的流場(chǎng)發(fā)生變化,產(chǎn)生了射流-尾跡結(jié)構(gòu),隨著包角的增大,葉輪內(nèi)部射-流尾跡作用先減弱后加強(qiáng).

c. 蝸殼螺旋段測(cè)點(diǎn)沿流動(dòng)方向,尾跡流的動(dòng)量摻混作用隨距離尾緣越遠(yuǎn)而越弱;沿葉輪流道流動(dòng)方向,壓力脈動(dòng)逐漸增強(qiáng),葉輪出口處壓力脈動(dòng)最為強(qiáng)烈;隨著包角的增大,蝸舌處壓力脈動(dòng)強(qiáng)度先增大后減小,而葉輪出口處的壓力脈動(dòng)卻先減小后增大,這是射流尾跡結(jié)構(gòu)作用和葉輪與蝸殼動(dòng)量摻混作用相互耦合導(dǎo)致的.

d. 葉輪所受徑向力表現(xiàn)出明顯的周期性,且徑向力脈動(dòng)頻率在葉頻處強(qiáng)度最大;徑向力隨著葉片包角的增大而減小,因此,適當(dāng)?shù)卦龃笕~片包角,可以提高離心泵運(yùn)行的可靠性.

[1] TAN L,CAO S L,GUI S B.Hydraulic design and pre-whirl regulation law of inlet guide vane for centrifugal pump[J].Science China Technological Sciences,2010,53(8):2142-2151.

[2] KAUPERT K A,STAUBLI T.The unsteady pressure field in a high specific speed centrifugal pump impeller-part I:influence of the volute[J].Journal of Fluids Engineering,1999,121(3):621-626.

[3] GUELICH J F,BOLLETER U.Pressure pulsations in centrifugal pumps[J].Journal of Vibration and Acoustics,1992,114(2):272-279.

[4] DONG R,CHU S,KATZ J.Effect of modification to tongue and impeller geometry on unsteady flow,pressure fluctuations,and noise in a centrifugal pump[J].Journal of Turbomachinery,1997,119(3):506-515.

[5] 張啟華,李月仙,林建忠,等.基于紙漿泵流場(chǎng)數(shù)值模擬的葉輪設(shè)計(jì)準(zhǔn)則及其應(yīng)用[J].江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2011,32(2):185-189.

[6] 楊華,劉超,湯方平,等.不同葉片包角的離心泵試驗(yàn)與數(shù)值模擬[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2007,43(10):166-169.

[7] YANG S S,KONG F Y,CHEN H,et al.Effects of blade wrap angle influencing a pump as turbine[J].Journal of Fluids Engineering,2012,134(6):061102.

[8] 張翔,王洋,徐小敏,等.葉片包角對(duì)離心泵性能的影響[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2010,44(11):38-42.

[9] 王勇,劉厚林,劉東喜,等.葉片包角對(duì)離心泵流動(dòng)誘導(dǎo)振動(dòng)噪聲的影響[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào),2013,29(1):72-77.

[10] 馬尊領(lǐng),郭艷麗,陳二云,等.離心泵壓力脈動(dòng)的數(shù)值模擬及敏感性分析[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2015,36(7):1461-1465.

[11] 嚴(yán)敬,張江源,何敏,等.離心泵可控包角圓柱形葉片型線方程[J].排灌機(jī)械,2008,26(5):46-49.

[12] 離心泵設(shè)計(jì)基礎(chǔ)編寫組.離心泵設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1974:134-162.

[13] 陳乃祥,吳玉林.離心泵[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003:105-117.

[14] BYSKOV R K,JACOBSEN C B,PEDERSEN N.Flow in a centrifugal pump impeller at design and off-design conditions-Part II:large eddy simulations[J].Journal of Fluids Engineering,2003,125(1):73-83.

[15] 王福軍.計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析:CFD軟件原理與應(yīng)用[M].北京:清華大學(xué)出版社,2004:15-35.

[16] 張翔.低比速離心泵蝸殼對(duì)水力性能的影響[D].鎮(zhèn)江:江蘇大學(xué),2008.

EffectofBladeWrapAngleontheInternalFlowFieldandPressurePulsationinCentrifugalPumps

XIE Zhibin1,CHENEryun1,2,DINGJingtao1,YANGAiling1,LIGuoping3

(1.SchoolofEnergyandPowerEngineering,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China; 2.ShanghaiKeyLaboratroyofMultiphaseFlowandHeatTransferinPowerEngineer,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China; 3.ShanghaiMarineEquipmentResearchInstitute,Shanghai200031,China)

For investigating the pressure pulsation characteristics of the unsteady flow in centrifugal pumps,a single-stage single-suction centrifugal pump was taken as an example to perform a numerical simulation by using the technology of large eddy simulation with sliding grid.The three dimensional flow field was simulated numerically with the blade wrap angle 95 °,100 °,105° and 108° respectively.The influences of the blade wrap angle on the centrifugal pump hydraulic performance,impeller exit jet-wake,pressure pulsation frequency spectrum characteristics at each measuring point and radial force of the impeller were analyzed.The results show that as the angle increases,the centrifugal pump hydraulic performance degradates.The angle increase will lead to the impeller outlet jet-wake flow structure.Under design conditions,near the volute tongue the pressure pulsation at measuring points is the strongest,at the spiral screw section along the flow direction,the pressure pulsation intensity gradually weaken,and at the impeller passage point along the flow direction,the pressure pulsation gradually enhances and reaches the maximum at the impeller outlet.The radial force of the centrifugal pump impeller decreases with the increase of angle.Therefore,appropriately increasing the wrap angle can improve the reliability of the centrifugal pump running.

bladewrapangle;jet-wake;pressurepulsation;radialforce

1007-6735(2017)05-0430-08

10.13255/j.cnki.jusst.2017.05.005

2017-03-14

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51106099,50976072);上海市科委科研計(jì)劃項(xiàng)目(13DZ2260900)

謝志賓(1990-),男,碩士研究生.研究方向:葉輪機(jī)械氣動(dòng)力學(xué).E-mail:xiezhibin2015@163.com

陳二云(1977-),男,副教授.研究方向:葉輪機(jī)械氣動(dòng)力學(xué)和聲學(xué).E-mail:cheneryun@usst.edu.cn

TH311

A

(編輯:石 瑛)