不同葉片型式旋流泵能量轉(zhuǎn)換機(jī)理分析

權(quán) 輝 郭 英 楊宇娥 蔡 婷 陳祥玉 于欣洋

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，蘭州 730050；2.日本大學(xué)工學(xué)院，福島 963-8642)

0 引言

作為一種廣泛應(yīng)用的水力機(jī)械，旋流泵在農(nóng)業(yè)領(lǐng)域應(yīng)用比較廣泛[1-2]。1954年美國西部機(jī)械公司(Western machine company)研制出第一臺WEMCO型旋流泵[3-6]。旋流泵葉片型式及裝配位置不同于普通的離心式葉輪，且葉輪安裝在壓水室后的后縮腔中，電機(jī)啟動利用扭矩帶動葉輪旋轉(zhuǎn),從而把電能轉(zhuǎn)化為流體的機(jī)械能。根據(jù)旋流泵的特殊結(jié)構(gòu)形式，流體在無葉腔內(nèi)主要形成循環(huán)流，經(jīng)過后縮腔的流體主要形成貫通流。由于旋流泵特殊的結(jié)構(gòu)形式，其流動結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)泵有很大差別，特點是結(jié)構(gòu)簡單、無堵塞、性能良好，可以輸送含固體顆粒的液體[7-10]。

本文設(shè)計前彎和后彎兩種折葉片結(jié)構(gòu)，在現(xiàn)有研究成果基礎(chǔ)上，對旋流泵內(nèi)部流動模型及能量轉(zhuǎn)換機(jī)理作進(jìn)一步研究[11-13]。采用數(shù)值模擬和試驗相結(jié)合的方法對兩種葉片結(jié)構(gòu)的旋流泵內(nèi)部流動進(jìn)行研究分析，探究不同葉片型式下旋流泵內(nèi)部能量損失以及能量轉(zhuǎn)化機(jī)理[14-20]。

1 模型建立與網(wǎng)格劃分

1.1 水力設(shè)計和結(jié)構(gòu)設(shè)計

以150WX-200-20型臥式旋流泵為研究對象，根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計所需參數(shù)，針對旋流泵的葉輪和蝸殼進(jìn)行水力設(shè)計。主要設(shè)計參數(shù)為額定流量Q=200 m3/h、額定揚(yáng)程H=20 m、額定轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min、比轉(zhuǎn)數(shù)ns=132、額定效率η=50%、軸功率P=21.952 kW。根據(jù)旋流泵的流動特點，選用環(huán)形蝸殼。依據(jù)上述旋流泵參數(shù)進(jìn)行水力設(shè)計，得旋流泵主要幾何參數(shù)。

根據(jù)所需旋流泵模型進(jìn)行水力設(shè)計和結(jié)構(gòu)設(shè)計，可得到旋流泵二維結(jié)構(gòu)裝配如圖1所示。

圖1 旋流泵二維結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 折葉片結(jié)構(gòu)設(shè)計

葉片的結(jié)構(gòu)型式對泵的整機(jī)性能有重大影響，因此選擇合理的葉片結(jié)構(gòu)尤其重要。常用旋流泵葉片有直葉片、折葉片和彎葉片。根據(jù)研究需要，此次選擇折葉片作為研究對象，針對折葉片結(jié)構(gòu)設(shè)計兩種型式的折葉片，折葉片具體結(jié)構(gòu)型式如圖2所示。

將葉片型線與y軸夾角記為α，設(shè)為第一段傾斜角；若葉片型線偏轉(zhuǎn)方向與旋轉(zhuǎn)方向相同，偏轉(zhuǎn)角度則為F1，反之則為R1；同理可定義F2和R2?？傻玫角皬澬?R1-F2)和后彎型(F1-R2)兩種折葉片結(jié)構(gòu)。

1.3 三維模型及網(wǎng)格

依據(jù)旋流泵以上的設(shè)計，通過Pro/E軟件建立三維水體模型，三維水體模型和實體模型如圖3所示。

圖3 旋流泵三維模型

為了更好地實現(xiàn)區(qū)域的邊界擬合，適于流體的計算，采用ICEM對旋流泵水體模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢查，模型網(wǎng)格如圖4a所示。驗證網(wǎng)格無關(guān)性時，對6套網(wǎng)格都采用RNGk-ε湍流模型做定常計算，得到揚(yáng)程變化趨勢如圖4b所示。由圖可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)大于300萬時，揚(yáng)程變化不超過1%，此時認(rèn)為加密網(wǎng)格數(shù)對計算的影響可忽略不計，綜合考慮之后采用靜止域245萬、旋轉(zhuǎn)域56萬的網(wǎng)格組合，檢查指標(biāo)如圖4b所示。

圖4 模型網(wǎng)格及檢查

1.4 計算方法和邊界條件

計算求解過程中，采用相對參考坐標(biāo)系，葉輪流道區(qū)域采取旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，旋轉(zhuǎn)速度為1 450 r/min。旋流泵進(jìn)口設(shè)置為無旋流動；出口流動設(shè)置為自由出流(outflow)；模型計算時采用三維定常雷諾時均Navier-Stokes方程和RNGk-ε方程相結(jié)合的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行計算求解。泵進(jìn)口采用質(zhì)量進(jìn)口條件；蝸殼流道區(qū)域采取靜止坐標(biāo)系；旋流泵的內(nèi)部流動被認(rèn)為是以定常角速度繞固定轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)流場，屬于復(fù)雜的三維不可壓湍流流動。

1.5 研究方案與目標(biāo)

本研究設(shè)計兩種折葉片結(jié)構(gòu)型式，前彎型和后彎型葉片，對兩種折葉片型式分別建立6組葉輪模型，如表1所示(表中L代表整個葉片的長度)。通過Fluent 15.0進(jìn)行數(shù)值計算。本次研究目標(biāo)有3個，通過計算結(jié)果判斷兩種折葉片水力性能的優(yōu)越性；通過流場分析，解釋不同折葉片結(jié)構(gòu)造成損失的原因；通過外特性和內(nèi)流場綜合比較，建立兩種不同葉片型式流道中渦的演變過程。

表1 方案配置

2 計算結(jié)果分析

2.1 性能曲線

隨著流量從0.2Qd(Qd表示設(shè)計流量)逐漸增大到1.4Qd，每個模型進(jìn)行7個不同工況點的數(shù)值計算，得到旋流泵兩種折葉片的揚(yáng)程H、效率η、軸功率P的性能曲線變化規(guī)律如圖5所示。前彎折葉片的外特性參數(shù)分別用H1、η1和P1表示；后彎折葉片的外特性參數(shù)分別用H2、η2和P2表示。

圖5 兩種折葉片水力性能變化規(guī)律

經(jīng)觀察圖5所示6種方案性能曲線規(guī)律，由效率曲線組成的紅色陰影區(qū)域較為特殊，且效率最大值位于設(shè)計工況點附近。其原因是當(dāng)流量小于設(shè)計工況點200 m3/h時，流體在后縮腔中形成的循環(huán)流沒有充滿整個后縮腔容積，由于前彎折葉片對流體控制能力強(qiáng)，因此后縮腔中大多數(shù)流體隨葉輪在后縮腔中旋轉(zhuǎn)，流入貫通流的流體較少。后彎折葉片對流體控制能力相對較弱，從而使經(jīng)前彎折葉片做功之后流入貫通流的流體較多。流量超過設(shè)計工況點200 m3/h時，大量流體流入后縮腔，流體充裕導(dǎo)致后彎折葉片發(fā)生回流現(xiàn)象。分析如下：

(1)在旋流泵的后縮腔中，葉片旋轉(zhuǎn)對流體做功傳遞能時，前彎折葉片對流入后縮腔的貫通流傳遞較高的能量，使得旋流泵的揚(yáng)程增大；后彎折葉片與前彎折葉片結(jié)構(gòu)相反，當(dāng)葉片對流體做功時，折葉片結(jié)構(gòu)造成流體溢流現(xiàn)象，因此對貫通流的能量傳遞損失較嚴(yán)重，導(dǎo)致旋流泵整機(jī)揚(yáng)程下降。

(2)依據(jù)前彎和后彎兩種折葉片在后縮腔中傳遞能量能力不同，由此判斷出前彎折葉片在提供高揚(yáng)程的同時也需要較大的軸功率，而后彎折葉片所需軸功率較小。

(3)流量小于設(shè)計工況點200 m3/h時，流體在后縮腔中形成的循環(huán)流沒有充滿整個后縮腔容積，由于前彎折葉片對流體控制能力強(qiáng)，因此后縮腔中大多數(shù)流體隨葉輪在后縮腔中旋轉(zhuǎn)，流入貫通流的流體較少。后彎折葉片對流體控制能力相對較弱，從而使經(jīng)前彎折葉片做功之后流入貫通流的流體較多。因此在流量小于設(shè)計工況點時后彎折葉片的水力效率更好；流量超過設(shè)計工況點200 m3/h時，大量流體流入后縮腔，流體充裕導(dǎo)致后彎折葉片發(fā)生溢流現(xiàn)象，因此在同等充裕流體條件下前彎葉片水力效率更好。

2.2 流場規(guī)律

通過旋流泵兩種折葉片型式7個不同工況點的數(shù)值計算，得到圖6～8中兩種折葉片型式的流線以及渦粘度和渦核演化圖，與性能曲線結(jié)合分析得，隨著流量增大，由于葉片折點結(jié)構(gòu)的差異，在葉輪后縮腔徑向流面上渦的直徑變化及分布位置和渦的數(shù)量表現(xiàn)出兩種演化規(guī)律。

圖6 兩種折葉片流道流線軌跡

圖7 兩種折葉片渦粘度演化對比

圖8 兩種折葉片渦核演化對比

(1)兩種折葉片流道間流動共性。當(dāng)流量小于設(shè)計工況點200 m3/h時，兩種折葉片的流道之間都形成直徑尺度較大的渦，渦的半徑逐漸減小但渦數(shù)量逐漸增多；當(dāng)流量等于200 m3/h時，兩種折葉片流道間渦的半徑變小且渦的數(shù)量也減少，流線軌跡變得光滑平順；當(dāng)流量大于200 m3/h時，渦的半徑開始增大且渦旋數(shù)量增多。

(2)兩種折葉片結(jié)構(gòu)流場差異性。當(dāng)流量從0.2Qd增到Qd的過程中，后彎折葉片生成的大多數(shù)渦主要集中在葉片背面折點下方附近，前彎折葉片生成的渦集中在靠近葉片背面和工作面的流道間，且位置靠近折點上方附近。

圖9 試驗臺測試系統(tǒng)

(3)綜合分析得旋流泵能量損失與渦的演化過程有著密不可分的聯(lián)系。在流量小于200 m3/h時，流體在前彎折葉片中衍生出少量渦且渦的半徑小于后彎折葉片，從而前彎折葉片在小流量工況時前彎折葉片效率高于后彎折葉片效率；當(dāng)流量大于200 m3/h時，由于前彎折葉片約束力較強(qiáng)且流體充裕，流體在流道中產(chǎn)生大量渦導(dǎo)致部分能量損失，后彎折葉片結(jié)構(gòu)與之相反，在流量大于200 m3/h時，后彎折葉片效率高于前彎折葉片效率。通過圖6定量和圖7定性分析，可以觀察得到，流量從小增加到設(shè)計工況點時，渦的數(shù)量減少，相對應(yīng)的旋流泵效率曲線呈現(xiàn)不斷升高的趨勢；由設(shè)計工況點到過載工況運行的過程中，渦的數(shù)量減少，但形成的渦直徑變大，效率曲線開始下降。

3 試驗測試與可靠性分析

3.1 試驗測試臺系統(tǒng)

為驗證數(shù)值計算結(jié)果可靠性和準(zhǔn)確度，建立了旋流泵開式試驗測試系統(tǒng)，對同一3/4R30F30型折葉片葉輪模型進(jìn)行試驗測試和數(shù)值模擬，如圖9所示。

3.2 試驗測試性能結(jié)果比較

在實體葉輪模型和水體模型下，通過試驗測試與數(shù)值計算結(jié)果對比，進(jìn)行數(shù)值模擬可靠性驗證。試驗和模擬結(jié)果的水力性能對比如圖10所示。

由圖10分析得，隨著流量從0.2Qd增大到1.4Qd的過程中，試驗泵測試數(shù)據(jù)和數(shù)值計算數(shù)據(jù)之間存在誤差。經(jīng)計算，揚(yáng)程和效率的平均誤差分別為2.27%和5.26%，誤差均小于6%，通過試驗測試說明文中采用的數(shù)值方法對于研究該泵是可靠的。

3.3 旋流泵內(nèi)部流動狀態(tài)試驗測試

為研究旋流泵內(nèi)部流體的具體流動形式，運用高速攝像機(jī)拍攝流體在整個旋流泵中運動形式和流動結(jié)構(gòu)，試驗測試拍攝流場結(jié)構(gòu)和數(shù)值模擬獲得內(nèi)流場流動結(jié)構(gòu)分別如圖11、12所示。

圖10 水力性能誤差驗證

圖11 試驗結(jié)果

結(jié)合圖12數(shù)值模擬流場分析發(fā)現(xiàn)旋流泵內(nèi)部存在復(fù)雜的湍流流動，其主要能量損失由大量的渦造成，與本次設(shè)計旋流泵數(shù)值模擬結(jié)論保持一致。

圖12 兩種折葉片流線

4 結(jié)論

(1)從小流量增加到設(shè)計工況點時，前彎折葉片效率高于后彎折葉片效率；當(dāng)旋流泵流量超過設(shè)計工況點時，后彎折葉片效率高于前彎折葉片效率。

(2)流體從旋流泵進(jìn)口流入，依次流過無葉腔和后縮腔。流體從葉片進(jìn)口到葉片出口的過程中需經(jīng)歷兩次速度轉(zhuǎn)換，因此有大量的流體質(zhì)點運動軌跡是渦旋形狀，在同一時刻大量的流體質(zhì)點在相互疊加后形成大量渦，造成旋流泵能量損失。

(3)在旋流泵中，能量損失主要是由大量直徑不等的渦造成的，且渦與渦之間的能量損失主要由相互干涉和疊加的兩種形式表現(xiàn)出來。渦的直徑越大，渦與渦之間主要形成干涉，造成的能量損耗越嚴(yán)重；渦的直徑越小，渦與渦之間主要形成疊加，造成的能量損耗越小。