煤礦井下排水系統(tǒng)離心泵葉輪口環(huán)間隙的優(yōu)化研究

張 志

（中天合創(chuàng)能源有限責(zé)任公司， 內(nèi)蒙古 鄂爾多斯 017000）

引言

離心式水泵作為一種廣泛應(yīng)用的排水裝置，是目前最常用的井下排水設(shè)備，離心泵依靠高速旋轉(zhuǎn)將機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液體的動(dòng)能實(shí)現(xiàn)排水，因此對(duì)離心泵的工作效率和穩(wěn)定性要求較高[1]，離心泵葉輪口環(huán)間隙對(duì)離心泵工作時(shí)的容積效率影響較大，不同的葉輪口環(huán)間隙對(duì)離心泵的工作特性影響極大，多數(shù)科研工作者對(duì)離心泵性能的研究主要集中于對(duì)葉輪葉片結(jié)構(gòu)的改善，較少涉及間隙研究，因此本文對(duì)離心泵葉輪口環(huán)間隙對(duì)離心泵工作特性的影響進(jìn)行研究。

1 離心泵計(jì)算模型的建立

以常用的井下排水泵為分析對(duì)象，為確保該分析的準(zhǔn)確性，對(duì)其進(jìn)行三維建模時(shí)不僅包括離心泵，還包括了進(jìn)、出水管部分，如圖1、圖2所示。

圖1 葉輪口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 離心泵流體區(qū)域結(jié)構(gòu)示意圖

將三維模型導(dǎo)入到Fluent仿真分析軟件中并對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，離心泵的殼體及葉片為大曲率不規(guī)則的弧面結(jié)構(gòu)，在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)采用Tetra及Mixed結(jié)合的非結(jié)構(gòu)化混合網(wǎng)格劃分，先對(duì)泵體的整個(gè)流道進(jìn)行劃分，然后對(duì)葉輪口環(huán)間隙的位置加以細(xì)化處理，確保在圓弧過渡位置具有相當(dāng)數(shù)量的網(wǎng)格點(diǎn)，保證計(jì)算精度。綜合評(píng)估后采用了基于壓力的求解方程對(duì)該離心泵進(jìn)行分析，其求解時(shí)的數(shù)學(xué)模型可表示為[2]：

式中：Sφ為廣義源代碼；ρ為液體的密度；t為時(shí)間數(shù)值；φ為數(shù)學(xué)通用因變量；τφ為廣義擴(kuò)散系數(shù)。

液體在離心泵內(nèi)流動(dòng)時(shí)將做復(fù)雜的三維湍流流動(dòng)，因此需要對(duì)液體的湍流流動(dòng)進(jìn)行專門分析，以提高數(shù)值分析的準(zhǔn)確性，利用RNGk-ε湍流模型作為對(duì)泵體內(nèi)的計(jì)算方案。在分析時(shí)利用離心泵工作時(shí)的耗散率和湍流動(dòng)能為基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓流動(dòng)時(shí)湍流流量的控制。仿真時(shí)離心泵仿真參數(shù)的設(shè)置根據(jù)離心泵的實(shí)際情況進(jìn)行，設(shè)置流量為55 m3/min，電機(jī)轉(zhuǎn)速為2900 r/min，泵的揚(yáng)程為30m，離心泵的葉輪的最大直徑為167mm，進(jìn)口位置的直徑為70mm，葉輪的葉片數(shù)量設(shè)置為4片，葉輪口環(huán)的原始間隙設(shè)置為0.5mm，口環(huán)位置間隙的長(zhǎng)設(shè)置為16mm。

2 不同口環(huán)間隙對(duì)離心泵效率的影響

離心泵在進(jìn)行工作時(shí)會(huì)在口環(huán)位置的連接處產(chǎn)生一定流體的泄露，造成離心泵工作效率的降低，影響井下排水工作，為了對(duì)不同口環(huán)間隙對(duì)離心泵排水效率的影響程度進(jìn)行精確分析，將離心泵樣機(jī)工作時(shí)所測(cè)得的理論值和不同口環(huán)間隙下得出的離心泵的工作效率進(jìn)行對(duì)比，對(duì)口環(huán)間隙對(duì)離心泵工作效率的影響程度進(jìn)行評(píng)估，離心泵樣機(jī)的口環(huán)間隙為0.5mm，為了對(duì)比分析，本文分別選擇了口環(huán)間隙為0.2mm、0.5mm和0.8mm情況下對(duì)離心泵的工作效率進(jìn)行分析，離心泵工作時(shí)的效率η計(jì)算公式可表示為[3]：

式中：Q為流體在葉輪內(nèi)的水流量；ω為葉輪轉(zhuǎn)速；pin為離心泵進(jìn)口處的壓力；pout為離心泵出口處的壓力；M為離心泵葉輪旋轉(zhuǎn)時(shí)的輸出扭矩。

離心泵工作時(shí)效率的測(cè)試值和理論值的分析結(jié)果如圖3所示。

由圖3可知，離心泵的效率與葉輪口環(huán)的間隙密切相關(guān)，當(dāng)口環(huán)間隙為0.2mm時(shí)其效率約為76%，此時(shí)實(shí)測(cè)效率低于理論計(jì)算效率，當(dāng)葉輪口環(huán)的間隙為0.8mm時(shí)其效率約為69%，此時(shí)的實(shí)測(cè)效率略微高于理論計(jì)算的效率，當(dāng)葉輪的口環(huán)間隙為0.5mm時(shí)，其效率的理論值和模擬值重合度較好。

圖3 不同口環(huán)間隙下離心泵的效率變化曲線

3 不同口環(huán)間隙下離心泵的壓力變化分析

利用Fluent仿真分析軟件對(duì)不同口環(huán)間隙情況下離心泵工作時(shí)的壓力變化情況進(jìn)行了分析，分析結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖4 不同口環(huán)間隙下離心泵的壓力（Pa）云圖

圖5 不同口環(huán)間隙下離心泵的壓力變化曲線

由圖4可知，離心泵口環(huán)間隙的變化對(duì)泵進(jìn)口和出口位置的壓力分布影響顯著，葉輪口環(huán)間隙越大，離心泵在工作時(shí)后腔高壓區(qū)的范圍不斷減小，前腔低壓區(qū)的范圍不斷向著蝸殼蝸室的上側(cè)移動(dòng)，因在蝸殼內(nèi)部沿流體流動(dòng)方向上的尺寸遠(yuǎn)大于垂直于運(yùn)動(dòng)方向上的尺寸，因此隨著口環(huán)間隙的變化其在沿流體流動(dòng)方向上的壓力變化較為顯著，口環(huán)間隙越小氣壓力變化的幅度越大。

由圖5可知，離心泵前腔的壓力逐漸降低，且口環(huán)間隙越大其下降的幅度越大，通過對(duì)比當(dāng)口環(huán)間隙為0.2mm時(shí)其流體流動(dòng)時(shí)的靜壓要遠(yuǎn)高于0.5mm、0.8mm口環(huán)間隙情況下的液體壓力，離心泵前腔壓力的變化會(huì)直接導(dǎo)致流體流動(dòng)時(shí)的徑流情況發(fā)生變化，流體靜壓越高，液體在泵體內(nèi)流動(dòng)時(shí)的液阻越大，在流動(dòng)過程中的流體的泄漏量就越大。

4 不同口環(huán)間隙情況下離心泵的速度變化分析

為了對(duì)不同口環(huán)間隙情況下離心泵速度場(chǎng)的變化情況進(jìn)行分析，引入了葉輪口環(huán)處液體的流速計(jì)算公式及壓差下流動(dòng)的阻力系數(shù)的數(shù)學(xué)公式[4]。

式中：Δp為液體在葉輪口環(huán)位置進(jìn)、出口位置的壓差；l為液體流動(dòng)的距離；b為口環(huán)間隙寬度；v為口環(huán)間隙處液體的平均速度；λ為壓差流動(dòng)情況下的阻力系數(shù)；μ為液體的動(dòng)力黏度。

流體在葉輪內(nèi)部流動(dòng)時(shí)在內(nèi)部環(huán)型內(nèi)壁摩擦產(chǎn)生剪切力，使流體發(fā)生了變形，在流體的內(nèi)部會(huì)產(chǎn)生一個(gè)向外的擠壓力，因此流體的流動(dòng)會(huì)同時(shí)表現(xiàn)出一個(gè)沿周向的流動(dòng)和垂直于徑向的壓力流動(dòng)，由式（3）、式（4）可知，流體在流動(dòng)時(shí)口環(huán)間隙對(duì)速度影響極大，口環(huán)間隙越小氣流動(dòng)時(shí)平均流速越小，阻力系數(shù)顯著增加，由圖6所示的不同口環(huán)間隙下流體的速度分布可知，口環(huán)間隙越大其流速越大，但泄露量會(huì)增加。

圖6 不同口環(huán)間隙下離心泵的速度場(chǎng)

5 結(jié)論

針對(duì)不同口環(huán)間隙對(duì)離心泵工作特性的影響進(jìn)行了分析，結(jié)果表明，葉輪口環(huán)間隙能顯著影響流體在離心泵內(nèi)的流動(dòng)狀態(tài)，當(dāng)口環(huán)間隙為0.5mm時(shí)能夠確保液體在流動(dòng)時(shí)的壓力、震動(dòng)和泄漏量的平衡。