離心式液氫泵的動力特性與傳熱特性分析

邵 雪，李承霖，胡 康，黃 鑫

(1.遼寧工業(yè)大學(xué) 土木建筑工程學(xué)院，遼寧 錦州 121001；2.中國能源建設(shè)集團(tuán)廣東省電力設(shè)計研究院有限公司，廣東 廣州 510663；3.中國工程熱物理研究院 核物理與化學(xué)研究所，四川 綿陽 621000)

引言

氫被認(rèn)為是最具有潛力的能源，氫氣儲罐是氫動力燃料汽車比較常見的氫燃料貯存方式，隨著液氫優(yōu)勢的體現(xiàn)以及液氫海上大規(guī)模儲運的發(fā)展，液態(tài)氫被認(rèn)為是未來發(fā)展巨大的能源貯存形式，在陸上運載應(yīng)用性也將逐步體現(xiàn)。液氫的輸送有加壓和機(jī)械泵送2種方式，前者通過提高貯存罐內(nèi)壓力來驅(qū)動液體輸送，對設(shè)備承壓等級要求較高，會帶來成本的增加及整個系統(tǒng)流程的改變，后者的機(jī)械泵輸送可以避免上述問題，但其結(jié)構(gòu)包括動力元件，需進(jìn)行特殊設(shè)計，并且介質(zhì)為液氫，要求有抗低溫的穩(wěn)定運行性能。

液氫臨界溫度20 K，密度71 kg/m3，汽化潛熱447 kJ/kg，針對在運輸系統(tǒng)中液氫泵應(yīng)用要求，目標(biāo)指向的離心泵較少，研發(fā)主要解決以下技術(shù)問題：

(1)整體結(jié)構(gòu)方案的特點導(dǎo)致室溫的熱量大量進(jìn)入低溫液體中，造成低溫液體消耗大，效率低；

(2)轉(zhuǎn)動軸的支撐軸承置于低溫環(huán)境，運行過程中機(jī)械摩擦產(chǎn)生的熱量全部進(jìn)入低溫液體中，對低溫液體的消耗較大，同時低溫軸承存在壽命短、可靠性低、維護(hù)不便、造價高等問題；

(3)低溫流體發(fā)生熱傳導(dǎo)極易汽化，氣氫易燃易爆，材料在低溫環(huán)境下，泵金屬材料的力學(xué)性能會下降而影響配合間隙。由上可見，漏熱和泄漏是影響離心式液氫泵水力性能及運行穩(wěn)定性的兩大難題。

由于液氫是低溫流體，其與常溫流體(水)存在巨大差別，針對低漏熱、高效率、高強(qiáng)度及密封方面的需求，結(jié)合泵體的工作方式，設(shè)計了應(yīng)用于輸運系統(tǒng)的高壓頭小流量離心式液氫泵，如圖1所示，其主要由轉(zhuǎn)動區(qū)、傳熱區(qū)、流體作用區(qū)組成，采用有限元對離心式液氫泵的總體結(jié)構(gòu)形式、流體作用區(qū)(過流區(qū))和泵體絕熱結(jié)構(gòu)設(shè)計等方面進(jìn)行分析，以確保離心式液氫泵在系統(tǒng)中長期穩(wěn)定的運行。

圖1 液氫泵示意圖

從現(xiàn)代測試的角度來看，離心式液氫泵內(nèi)極低溫流體汽化潛熱較大，密度較低，運動黏度較低，受力旋轉(zhuǎn)會形成內(nèi)部流動復(fù)雜的強(qiáng)旋流場。有限元軟件ANSYS[1-2]作為揭示離心泵內(nèi)不可壓縮、極低溫流體高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械過程有力的工具，數(shù)值模擬計算不受模型尺寸限制，在試驗前用其進(jìn)行驗證設(shè)計的精準(zhǔn)程度，可以開展較為廣泛的多結(jié)構(gòu)、多工況、復(fù)雜工況的計算，預(yù)知試驗數(shù)據(jù)，全面、直觀、深入揭示動力學(xué)，為泵結(jié)構(gòu)性的改進(jìn)提供理論指導(dǎo)。本研究選定離心式液氫泵在實際運行時最為關(guān)鍵的幾個方面：低溫流體泵的傳熱、葉輪與轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度、過流區(qū)流固耦合強(qiáng)度和模態(tài)共振等內(nèi)容進(jìn)行分析。

1 轉(zhuǎn)子部件有限元分析

葉輪如圖2所示，其材料為316L奧氏體不銹鋼(022Cr17Ni12Mo2)，具有良好的耐氫脆化特性[3]，最大拉伸強(qiáng)度為900 MPa以上。液氮與液氫相比具有相近的物理特性，做低溫預(yù)測時通常將兩者對比驗證分析，表1為316L在低溫條件下的機(jī)械性能列表[4]。低溫元件材料，需要滿足設(shè)備的機(jī)械性能和熱物理性能，測試其機(jī)械性能需對設(shè)計的零件進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于低溫流體需要進(jìn)行低溫下強(qiáng)度校核，已有的研究結(jié)果表明，鋼材的疲勞極限與強(qiáng)度極限之間關(guān)系如表2所示。

表1 低溫下316L不銹鋼的機(jī)械性能

圖2 葉輪示意圖

表2 低溫下316L應(yīng)力極限

由表2可以看出，不銹鋼在20 K溫度條件下的疲勞強(qiáng)度要高于77 K溫度環(huán)境，但是進(jìn)行泵的性能測試時，首先進(jìn)行液氮工質(zhì)試驗，之后才進(jìn)行液氫介質(zhì)試驗，因而進(jìn)行強(qiáng)度校核時采用77 K下的疲勞極限，從而保證設(shè)計的泵可滿足使用不同工質(zhì)對于不銹鋼性能的需求。

葉輪在系統(tǒng)中運行時受力不斷增大，且持續(xù)恒定，計算屈服強(qiáng)度和拉伸強(qiáng)度是低溫溫區(qū)金屬材料應(yīng)力分析的基本設(shè)定條件。

1.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模態(tài)分析

1)動力學(xué)方程

不同于往復(fù)式柱塞泵，液氫在離心泵內(nèi)受力旋轉(zhuǎn)獲壓流動與管道、轉(zhuǎn)子部件之間存在流固耦合振動特性。由機(jī)械振動動力學(xué)方程[5-6]，得到多自由度運動方程：

(1)

式中，[M]——質(zhì)量矩陣

[K]——剛度矩陣

{x}——節(jié)點位移向量

若假定低溫流體泵中轉(zhuǎn)子部件區(qū)的振動為運行頻率和相位均相等的簡諧振動，求解方程為：

(2)

式中，φi——第i階模態(tài)的振動特征向量

ωi——第i階模態(tài)的固有頻率

泵運行時葉輪受到高速旋轉(zhuǎn)離心力作用，葉片作為受力部件，在離心力作用下，將速度能轉(zhuǎn)為壓力能，葉片承載著一定應(yīng)力剛化，同時受到低溫流體深低溫冷沖擊，計算考慮局部預(yù)應(yīng)力下的振動對葉輪的影響[7-9]，特征值求解方程為：

(3)

泵在運行時，操作泵轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)由小到大，模態(tài)由低階次到高階次，求解模型的自由度不超過1×104，選用子空間方法，采用M矩陣和K矩陣計算方法，自動生成雅可比迭代計算[10]。

2)數(shù)值模型

所采用實物離心式液氫泵適用于高壓頭小流量的低溫系統(tǒng)和輸運系統(tǒng)，其葉輪的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3所示。

表3 離心式液氫泵葉輪幾何設(shè)計參數(shù)

靜止?fàn)顟B(tài)的實體受到干擾時，其通常會以一定的頻率振動，這一頻率就稱為物體的共振頻率或固有頻率，對于每個固有頻率，物體都呈現(xiàn)一定的形狀[11]。在模態(tài)分析中，葉輪在正常工況條件下不加載荷運行不會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動和軸向滑動。對于泵這一組裝結(jié)構(gòu)，在軸孔處對軸向和周向施加固定約束，特別當(dāng)葉輪和軸聯(lián)動機(jī)構(gòu)受到頻率與固有頻率接近的動態(tài)載荷作用時，物體就會發(fā)生大幅度振動，嚴(yán)重地會導(dǎo)致物體的損毀，引起旋轉(zhuǎn)機(jī)械共振。

泵的穩(wěn)定性取決于轉(zhuǎn)子的動態(tài)特性，對葉輪與軸頭、軸頭與空心軸配合構(gòu)成的轉(zhuǎn)子部分進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖3所示。葉輪與空心軸的材料同為316L，葉輪一端與螺母連接面施加固定約束，葉輪處軸孔施加位移約束沿著XY方向平移，輪背小端面施加位移約束限制軸向位移。網(wǎng)格劃分采用非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格，特別在葉片根部、輪背和葉片面處進(jìn)行網(wǎng)格加密，網(wǎng)格無關(guān)性驗證如圖4所示，取網(wǎng)格數(shù)為176481，圖中橫坐標(biāo)R為葉片徑向位置，縱坐標(biāo)Xmax為空載時葉片最大位移。

圖3 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分

圖4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

3)結(jié)果分析

在一定頻率下葉輪振動，而一個物體具有無限多個模式，葉輪轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)具有無限多共振頻率，利用ANSYS-Workbench-Modal模塊獲得設(shè)計工件的共振頻率，計算得到空心軸和葉輪的前6個共振頻率分別為0，0.0026783，0.007739，450.76，451.46，467.53 Hz，泵運行時，額定轉(zhuǎn)速15200 r/min，轉(zhuǎn)動頻率為253.33 Hz。在進(jìn)行多工況試驗時測試的運行頻率為70～253.33 Hz，在該頻率范圍內(nèi)運行時，轉(zhuǎn)動部件(葉輪+轉(zhuǎn)軸)穩(wěn)定性高，無共振狀況。

1.2 轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度校核

離心式液氫泵結(jié)構(gòu)上最大特點是延長式轉(zhuǎn)軸設(shè)計，泵頭浸沒在液氫中，1個長而薄壁的泵軸和1個外部真空外殼將進(jìn)入液氫的熱傳導(dǎo)降至最低，并將液氫與電機(jī)隔離而轉(zhuǎn)動。專用軸承用于動態(tài)支撐驅(qū)動軸，同時在低溫環(huán)境下延長使用壽命，葉輪與軸頭都套在空心轉(zhuǎn)軸上，空心轉(zhuǎn)軸是最受力關(guān)鍵部位，最易受損環(huán)節(jié)，要保障空心轉(zhuǎn)軸的強(qiáng)度和安全系數(shù)外，也要保障空心轉(zhuǎn)軸方案的傳動剛性，同時可以保護(hù)低溫對電機(jī)的冷沖擊，對其加載0.169 N·m的力矩。計算可得，軸的安全系數(shù)分布如圖5a所示，可見，最高安全系數(shù)為132.57，安全系數(shù)最低為34.8，集中在細(xì)孔部位，可認(rèn)為空心軸的強(qiáng)度可以滿足要求。

圖5 離心式液氫泵旋轉(zhuǎn)部件安全系數(shù)

1.3 葉輪應(yīng)力分析

葉輪對泵效率和使用壽命有直接影響，為了防止流體對葉片沖刷而造成的葉輪損壞，計算葉輪應(yīng)力分布、應(yīng)力大小以及變形能力，以檢驗葉輪的設(shè)計能否滿足操作系統(tǒng)多工況運行條件。葉輪應(yīng)力是在受到流體外力和非均勻外力作用下，當(dāng)物體不能產(chǎn)生位移時，抵抗外力的能力。應(yīng)變是在外力和非均勻外力作用下物體局部的相對變形。葉輪材料同樣為316L不銹鋼，葉輪模型網(wǎng)格劃分通過控制網(wǎng)格單元大小實現(xiàn)，共計生成80256個單元，得到的葉輪有限元模型如圖3所示葉輪部分。

1)空載

泵在設(shè)計工況下的運行時電機(jī)通過軸傳遞的功率為269 W，折算成為葉輪需要的承擔(dān)的扭矩Ttot=9550P/n=0.169 N·m，則葉輪上每片葉片需要承擔(dān)的扭矩T=Ttot/6=0.028 N·m。通過Workbench中的Static Structural模塊對葉輪底部加載固定載荷，對葉片設(shè)計扭矩載荷之后可得到葉輪形變?nèi)鐖D6a所示，可見，空轉(zhuǎn)時，葉輪應(yīng)力分布呈軸對稱分布。與一般的開式葉輪的最大應(yīng)力發(fā)生在根部稍有不同，本研究葉輪采用了帶輪背的開式葉輪，其最大應(yīng)力發(fā)生在葉片的葉根前端處，靠近葉輪固定開孔位置，最大應(yīng)力為8.6 MPa，可見，葉輪中心固定開孔大小，對葉輪在高速旋轉(zhuǎn)下所受的應(yīng)力有重要的影響；圖6b為葉片變形位移，變形能力由內(nèi)徑至外徑擴(kuò)大，本次葉片形變最大處位于葉片尖端外緣位置，最大應(yīng)變量為8.2×10-4mm，同時由圖6b可見，葉輪最小安全系數(shù)為22，可以認(rèn)為葉片在高速152000 r/min下旋轉(zhuǎn)時設(shè)計所取的葉片型式和厚度是安全的，相對屈服強(qiáng)度是合理的。

圖6 葉片空載應(yīng)力分布圖

2)負(fù)載

考慮在試驗用離心式液氫泵中，葉輪承載離心力，產(chǎn)生負(fù)壓吸取低溫流體，并推動低溫流體做功，所以葉輪需要承載由旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力和葉輪表面承受的流體作用壓力雙重作用。用位移法建立平衡方程，可得：

Kδ=F

(4)

式中,δ——節(jié)點位移

F——節(jié)點載荷列陣

K——整體剛度矩陣

葉輪工作時是由轉(zhuǎn)軸驅(qū)動做高速旋轉(zhuǎn)，位于室溫環(huán)境內(nèi)的一段轉(zhuǎn)動軸為實心結(jié)構(gòu)，位于低溫環(huán)境內(nèi)的一段轉(zhuǎn)動軸為空心結(jié)構(gòu)，下部連接軸頭，葉輪承受由轉(zhuǎn)軸傳來的扭矩。離心力作用下葉輪的額定轉(zhuǎn)速15200 r/min，因此受到離心力作用時產(chǎn)生較大的慣性力。由圖6b可見葉輪工作時的變形不大，可以忽略葉輪變形對流動帶來的影響而只考慮流體對結(jié)構(gòu)的作用。采用ANSYS-Workbench-FSI模塊，采用流固耦合方法對葉輪工作狀態(tài)進(jìn)行數(shù)值模擬計算，對泵在不同工況條件下葉輪的強(qiáng)度進(jìn)行分析。

邊界條件設(shè)置如圖7所示，葉輪與轉(zhuǎn)軸通過軸頭連接，不考慮葉輪與軸頭之間的作用，由于葉輪受到離心作用，中心帶孔φ4葉輪對應(yīng)力及變形影響不大，將轉(zhuǎn)動模型進(jìn)行簡化，忽略葉輪中心打孔，約束葉輪的后板突出臺。葉輪的載荷分為兩種：一種是僅僅受到離心力，通過設(shè)定葉輪沿轉(zhuǎn)軸方向的轉(zhuǎn)速實現(xiàn)；另外一種是葉輪表面流體作用在葉輪上作用力的加載，該力來自泵內(nèi)流場中數(shù)值模擬計算獲得的葉輪壓力場，加載在葉輪表面的壓力分布，整個耦合計算過程在Structural平臺實現(xiàn)，將流體網(wǎng)格上的壓力載荷加載到當(dāng)前葉輪結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上，通過集成平臺的FSI接口實現(xiàn)。確定載荷和約束后，進(jìn)行定常數(shù)值計算。

圖7 葉輪表面邊界條件的設(shè)置

實際工況下，泵運行由于轉(zhuǎn)子上作用軸向力，分析產(chǎn)生軸向力的原因，考慮泵變工況下工作，0%～140%Qv超載荷下運轉(zhuǎn)，當(dāng)工質(zhì)為液氮，分析其運轉(zhuǎn)狀態(tài)100%Qv，120%Qv和140%Qv時(額定流量Qv=0.2 L/s)葉輪的應(yīng)變力及變形分布。文獻(xiàn)[12]利用測試試驗與數(shù)值仿真的外特性數(shù)據(jù)對比驗證了數(shù)值模擬的正確性，將3種載荷數(shù)值結(jié)果導(dǎo)入Workbench中，與泵空轉(zhuǎn)時葉輪應(yīng)力分布對比，從圖8a～圖8i可以看出，離心力主要影響葉輪受力，流體作用力加載在離心力上影響力計算結(jié)果，同時，非均勻分布的流體作用力使得計算結(jié)果呈現(xiàn)非對稱的結(jié)果。隨著葉輪旋轉(zhuǎn)及進(jìn)液量的增加，圖8c可以看出，由葉根到葉頂葉片最大變形量逐漸增大，且最大變形量在葉頂位置，圖8b可以看出，葉片最大應(yīng)力在葉根處，且剛好處在流道出口附近，說明該位置易出現(xiàn)剛度破壞，葉片的尖端部位發(fā)生彎曲與扭曲，隨著負(fù)荷的增大，基體邊緣發(fā)生應(yīng)力的區(qū)域也在增大。隔舌是排出高壓流體部位，在該處流體速度受到速度三角形作用力而增大，當(dāng)其處于流道中間位置附近時，排出流體速度大，受到流體擾動，葉尖處的流體受壓最大，液流受到的阻力單位面積上最大，能提供較大的流體推力和速度，變形量發(fā)生明顯變化，最大位移量為0.006～0.008 mm，最大應(yīng)力為45～57 MPa，流固耦合方式使作用在葉輪上的作用力呈現(xiàn)非對稱性，尤其在出口流道與葉片連通的葉根處應(yīng)力最大，連通區(qū)葉片頂部變形能力最大。以上計算結(jié)果表明，相對屈服強(qiáng)度有較合理的安全系數(shù)，葉輪在運行工況范圍內(nèi)其最大應(yīng)力、最大應(yīng)變是在安全、合理的范圍內(nèi)的。

圖8 不同載荷下離心式液氫模型泵的葉輪表面應(yīng)力分布

2 傳熱分析

離心式液氫泵泵送介質(zhì)溫度與環(huán)境溫度差別巨大，為保證泵送介質(zhì)的品質(zhì)，傳熱結(jié)構(gòu)是低溫流體泵與常溫流體泵的關(guān)鍵不同點。針對輸送低溫介質(zhì)的特點，對元件整體結(jié)構(gòu)設(shè)計，除了常規(guī)要求外，盡量滿足低漏熱、高效率、高可靠性的小界面、大長度的設(shè)計原則。采用常規(guī)電動機(jī)直聯(lián)式驅(qū)動低溫流體泵，泵體采用延長空心軸方式實現(xiàn)隔熱效果，泵體通過法蘭安裝在儲罐中，電機(jī)被垂直放置在儲罐法蘭板之上，泵頭浸沒于液氫中，電機(jī)處于環(huán)境溫度，電機(jī)發(fā)熱通過大氣對流進(jìn)行換熱，電機(jī)至泵頭連接區(qū)域為傳熱區(qū)，徑向無漏熱，總體來看，泵體漏熱主要是軸向結(jié)構(gòu)性漏熱。將結(jié)構(gòu)簡化，對漏熱做初步校核，但實際泵內(nèi)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為了較為準(zhǔn)確、直觀地評估泵的漏熱性能，采用數(shù)值模擬軟件對離心式液氫泵進(jìn)行分析。

2.1 傳熱模型

圖9a可以看出，低溫流體泵隔熱結(jié)構(gòu)中漏熱途徑主要有泵外層套筒、泵葉輪后部背板、輻射屏、隔熱加強(qiáng)塊、空心軸的固體導(dǎo)熱，空心軸內(nèi)氣體、泵背板與轉(zhuǎn)軸間隙內(nèi)氣體、泵內(nèi)氣體的氣體導(dǎo)熱，高低溫壁面之間的熱輻射以及泵內(nèi)泵送工質(zhì)氣體對流。針對設(shè)計的具體情況，數(shù)值計算做如下假設(shè)：

圖9 泵連動傳熱部分

(1)理論計算輻射屏采用拋光銅支撐，其發(fā)射率ε為0.029，輻射屏的輻射熱：

(5)

其中, 黑體輻射常數(shù)σ為5.67×10-8W/(m2·K4)，液氮泵內(nèi)溫差223 K，液氫泵內(nèi)溫差280 K，但是泵內(nèi)采用了5層輻射屏減少輻射，輻射面之間溫差就小了很多，輻射面面積較小，理論計算得到輻射屏輻射熱為0.07 W，漏熱數(shù)值較小，按照迭代計算后輻射漏熱所占比例更小，忽略熱輻射。

(2)忽略泵內(nèi)氣體對流換熱，只考慮氣體導(dǎo)熱，泵是立式結(jié)構(gòu)，熱端在上，冷端在下，左右近似絕熱邊界，密度大的流體位于密度小的流體的上方。

2.2 傳熱計算

采用ANSYS-Workbench-Static Structural對整個泵體進(jìn)行穩(wěn)態(tài)漏熱分析，根據(jù)裝配好的液氫和液氮泵 1∶1 等比例建模，模型體：室溫面、低溫面、空心轉(zhuǎn)軸、空心軸套、套筒、背板、隔熱加強(qiáng)塊、輻射屏。室溫面為電機(jī)端，由于熱負(fù)荷比較復(fù)雜，所以模型取安裝法蘭連接面；低溫面為葉輪區(qū)域，取葉輪輪背至泵背板連接面。邊界條件：室溫面為溫度邊界條件300 K；低溫面為溫度邊界條件77 K和20 K；套筒外表面取近似絕熱邊界，網(wǎng)格數(shù)15367，基于這些條件的簡化和假設(shè)，對泵軸向結(jié)構(gòu)性漏熱進(jìn)行熱分析。

2.3 結(jié)果分析

由圖10a看出：泵內(nèi)整體的溫度分布呈規(guī)則的梯狀分布，由高溫段至低溫端溫度梯層較為均勻，同一水平截面內(nèi)，泵內(nèi)溫度呈現(xiàn)氣體與隔熱區(qū)域溫度低、不銹鋼區(qū)域溫度高的特點；在相同傳熱厚度時，隔熱塊溫度間隔層間距比不銹鋼溫度間隔層大，常溫側(cè)與低溫側(cè)壁溫度梯度差，隨著導(dǎo)熱系數(shù)增大而減小，這與隔熱層加強(qiáng)塊導(dǎo)熱系數(shù)和不銹鋼管壁厚度有關(guān)。液氫泵內(nèi)溫度梯度小于液氮泵，這是由于液氫泵傳遞的溫差大于液氮泵，單位時間內(nèi)液氫泵傳遞的熱量大于液氮泵?？傮w來看，同一徑向截面溫差小，溫度分布平均，可以認(rèn)為：固體導(dǎo)熱占主導(dǎo)；低溫流體部分由于隨葉輪高速運動，端面上換熱充分，密度小的流體在密度大的流體上方，流體的導(dǎo)熱量相對較小，在泵穩(wěn)定運行的狀況下，泵內(nèi)溫度流場是非常穩(wěn)定的。

圖10 連動傳熱云圖

由圖10b看出：泵整體最低熱流密度區(qū)域在隔熱加強(qiáng)塊區(qū)域和氣體區(qū)域，隔熱加強(qiáng)塊區(qū)域數(shù)值顯示最小值液氫泵6.835e-5 W/mm2和液氮泵2.5263e-5 W/mm2，這與氣體和隔熱加強(qiáng)塊導(dǎo)熱系數(shù)小有關(guān)?？招霓D(zhuǎn)軸、背板與套筒等不銹鋼材質(zhì)區(qū)域為高熱流密度傳熱，平均值0.0625 W/mm2和0.0529 W/mm2，由于紫銅的導(dǎo)熱系數(shù)，最大熱流密度位置在輻射屏與背板接觸位置，最大值0.15219 W/mm2和0.1197 W/mm2。通過后處理，對于液氫泵：泵整體漏熱13.5 W，內(nèi)層空心軸漏熱1.2 W，套管漏熱7.9 W，5個隔熱加強(qiáng)塊漏熱1.5 W，背板漏熱2.8 W，輻射屏0.05 W；對于液氮泵：泵整體漏熱10.6 W，內(nèi)層空心軸漏熱1.06 W，套管漏熱6.1 W，5個隔熱加強(qiáng)塊漏熱1.2 W，背板漏熱2.14 W，輻射屏0.05 W。液氫泵泵體的漏熱控制在15 W以內(nèi)，模型液氮泵的泵體漏熱控制在10 W以內(nèi)。加強(qiáng)塊位置處由于環(huán)氧樹脂材料層，導(dǎo)熱系數(shù)小，阻礙了熱量的傳遞，呈現(xiàn)低熱流密度層特性，可見，不同多層隔熱材料的設(shè)計及泵內(nèi)氣體層對整個泵的隔熱起到關(guān)鍵作用。

3 結(jié)論

利用有限元仿真分析軟件ANSYS下不同子模塊，依據(jù)設(shè)計好的高壓頭小流量的離心式液氫泵，建立動力和傳熱的數(shù)值模型，形成集成環(huán)境，結(jié)合有限元分析理論，對離心式液氫泵進(jìn)行運行工況下的動力學(xué)分析：

(1)對應(yīng)用于液氮和液氫環(huán)境中的材料力學(xué)性能及熱力特性進(jìn)行介紹，對泵葉輪進(jìn)行實際運行工況下的應(yīng)力分析，校核葉輪的多工況下受力情況，確定葉輪最大應(yīng)力所在，比較了葉輪在多工況下的受力及變形情況，表明空載和負(fù)載下葉片受力和變形位置不同，確定葉輪的安全系數(shù)在實際運行全工況下處在合理的范圍內(nèi)，對轉(zhuǎn)子模態(tài)進(jìn)行分析，確定轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動的安全系數(shù)，對泵整體的共振模式進(jìn)行了校核；

(2)對泵整體結(jié)構(gòu)性的漏熱進(jìn)行模擬分析，得到在穩(wěn)定運行狀態(tài)下泵內(nèi)溫度場及熱流密度場分布情況，計算得到漏熱量，液氫泵控制在15 W以內(nèi)，液氮泵控制在10 W以內(nèi)，說明泵體傳熱量在設(shè)計目標(biāo)以內(nèi)，達(dá)到要求。

本研究采用的有限元仿真模擬與生產(chǎn)實際吻合性較好，為離心式液氫泵設(shè)計提供理論依據(jù)，為泵的結(jié)構(gòu)優(yōu)化指明一定的方向。