前口環(huán)間隙對離心泵內(nèi)流特性的影響

付 強，陳 揚，黃 倩，朱榮生，王秀禮，林 彬

(1.江蘇大學 流體機械工程技術(shù)研究中心， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013;2.核電泵及裝置智能診斷運維聯(lián)合實驗室， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013;3.中國核電工程有限公司， 北京 100840)

0 引言

離心泵主要用來輸送液體，在核電廠、冶金和煤炭方向都大量應用。但因為以上場合里離心泵都需要長時間運行所以導致用電量非常高[1]；前后口環(huán)是離心泵的重要部件，相比于后口環(huán)間隙，前口環(huán)間隙對離心泵的影響較大；因此一定要保證前口環(huán)設(shè)計的合理性來有效地提高泵性能減少能源消耗[2]。

對于離心泵的研究，間隙內(nèi)的流動問題一直是熱門[3-4]。目前大多數(shù)研究都集中在葉輪出口與蝸殼進口處的間隙，對口環(huán)間隙的流動研究還未大量展開，仍有較大的研究空間[5-7]。李文廣等[8]對離心油泵口環(huán)間隙研究發(fā)現(xiàn)：口環(huán)間隙越小，泵效率越高。趙萬勇等[9]對比不同口環(huán)間隙的離心油泵性能發(fā)現(xiàn)：泵腔內(nèi)的流體速度會隨著間隙的增大而隨之增大。高波等[10]對幾種不同口環(huán)間隙離心泵葉輪所受徑向力進行對比。研究結(jié)果表明：葉輪所受徑向力與口環(huán)間隙的改變并不是線性關(guān)系；口環(huán)間隙變化時葉輪所受徑向力與運行工況有關(guān)。楊從新等[11]通過對比不同口環(huán)間隙的高轉(zhuǎn)速離心泵發(fā)現(xiàn)，當前后口環(huán)間隙有一方較小時，另一方對效率和軸功率的影響就越大。Lomakin[12]對離心泵口環(huán)間隙處的受力進行了研究發(fā)現(xiàn)：泵的穩(wěn)定性與口環(huán)間隙大小有緊密的連系。Ayad等[13]研究了口環(huán)間隙對半開式離心泵的影響發(fā)現(xiàn)：泵的揚程和效率與口環(huán)間隙呈負相關(guān)的關(guān)系。張景等[14]通過對比不同口環(huán)間隙時泵口環(huán)間隙處的泄漏量發(fā)現(xiàn)，間隙值從0.13 mm增大到0.93 mm時，口環(huán)間隙處泄漏量增大約3.3倍。

目前研究大多都集中在口環(huán)間隙對離心泵揚程和效率以及葉輪受力的影響上，并未對壓力變化做深入的研究。本文基于試驗與模擬相結(jié)合的方式研究葉輪前口環(huán)間隙對泵揚程和效率以及前口環(huán)間隙內(nèi)壓力的影響。研究結(jié)果可為離心泵口環(huán)改進及故障診斷提供理論參考。

1 計算模型及網(wǎng)格

1.1 計算模型

模型泵設(shè)計工況參數(shù)如表1所示，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。

表1 設(shè)計工況參數(shù)

表2 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

因為要研究口環(huán)間隙處的流動狀態(tài)，因此必須考慮泵腔及口環(huán)間隙水體。圖1為模型泵水體造型，分為進口延伸段、前腔、葉輪、蝸殼和后腔。

圖1 全流場計算模型

1.2 研究方案

δ表示離心泵前口環(huán)間隙，如圖2所示。模型泵設(shè)計口環(huán)間隙為δ=0.2 mm；之后分別分析δ=0.45、0.7、0.95、1.2 mm時離心泵內(nèi)部流動情況。

圖2 前口環(huán)間隙δ

1.3 計算域網(wǎng)格劃分

通過ICEM CFD軟件對模型泵進行網(wǎng)格劃分。為了減少網(wǎng)格數(shù)量同時確保精確度，葉輪和蝸殼采用尺寸容易控制的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，進出水管段及前后腔采用質(zhì)量較好的結(jié)構(gòu)網(wǎng)格；為了保證網(wǎng)格質(zhì)量對隔舌處進行網(wǎng)格加密。為避免網(wǎng)格數(shù)量對計算結(jié)果造成影響，進行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗[15]，如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

網(wǎng)格數(shù)并非越多越好，過多的網(wǎng)格會增加計算負擔，過少的網(wǎng)格會降低計算結(jié)果的準確性。最終選定網(wǎng)格總數(shù)為500萬左右的第4套方案，并且網(wǎng)格質(zhì)量大于0.35，滿足要求。

計算域網(wǎng)格劃分如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分

1.4 試驗系統(tǒng)

試驗泵在開式系統(tǒng)中安裝。其系統(tǒng)圖、試驗泵、葉輪與儀器布置如圖5所示、儀器信息如表3所示。

圖5 系統(tǒng)簡圖、試驗泵及儀器布置

試驗設(shè)備設(shè)備型號生產(chǎn)廠家設(shè)備精度壓力表Y100上海正保±0.25%壓力傳感器TML山東特邁隆±0.2%電磁流量計E-mag開封儀表±0.2%轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器ZJ上海良表±0.2%

2 數(shù)值計算

2.1 基本控制方程

泵的工作介質(zhì)通常為常溫水。所以在對泵內(nèi)流場情況進行數(shù)值模擬時，只需考慮連續(xù)性方程和動量方程，不需要考慮能量方程[16]。

2.2 計算方法及邊界條件

將劃分好的各部分水體網(wǎng)格導入CFX完成組裝；之后在求解器中設(shè)置：進口邊界條件為壓力進口，出口邊界條件為質(zhì)量流量出口，將部件壁面設(shè)置為無滑移，數(shù)值離散方法和湍流方程的離散均采用默認設(shè)置，最大時間步為2 500，收斂精度為10-4，最后采用標準k-ε模型進行計算[17]。

對于非定常計算，設(shè)定葉輪每轉(zhuǎn)過1/90圈需要的時間作為一個Time Step Size。根據(jù)模型泵轉(zhuǎn)速可以計算得到時間步長的大小為：t=2.3×10-4s[18]。設(shè)定葉輪旋轉(zhuǎn)7個周期，提取最后2個周期的計算結(jié)果進行分析研究。

3 結(jié)果與分析

3.1 試驗驗證

δ=0.2 mm的揚程模擬結(jié)果與試驗值如圖6所示。為與試驗作對比，模擬的流量點嚴格與試驗點相匹配。

圖6 模擬值與試驗值的揚程曲線

圖6中可以看出，試驗與模擬的揚程均是隨著流量的增大逐漸降低，模擬值與試驗值的最大相對誤差為6.89%，誤差在允許范圍內(nèi)；因此認為數(shù)值模擬結(jié)果可滿足研究需要。

3.2 不同方案外特性對比

對模擬進行CFX-Post后處理，首先選擇計算器中的函數(shù)計算器，然后選擇質(zhì)量流量選項，最后選取口環(huán)間隙處的圓環(huán)截面來提取口環(huán)泄漏量qv，具體數(shù)據(jù)如圖7所示。

圖7 設(shè)計工況qv-δ曲線

從圖7中可以看出，隨著δ的增大，葉輪出口處的高能量流體回流增多，泄漏量qv從1.5106 m3/h增大到3.5791 m3/h，增大約2.37倍。從圖8中可以看出，δ從0.2 mm變化至1.2 mm時，泵的揚程和效率均有所下降，相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時下降最大；最大下降分別達5.37%和4.07%。上述結(jié)果是由于隨著前口環(huán)間隙改變空間變大，回流量增加；之后與泵進口的低能量流體混合導致葉輪內(nèi)部原本規(guī)則的流動變得紊亂，進而導致水力損失增大，泵的揚程和效率下降。

圖8 不同間隙下?lián)P程、效率曲線

圖9為額定工況下?lián)P程和效率隨δ的變化曲線。從δ=0.2 mm變化為δ=0.7 mm時，圖中直線斜率較大，說明H，η下降速度較快；但從δ=0.7 mm繼續(xù)增大至δ=1.2 mm時，直線斜率變小，H、η變化有所平緩。因此初步認為口環(huán)間隙磨損值在0.2～0.7 mm時對模型泵影響較大。

3.3 內(nèi)流場分析

前口環(huán)間隙的改變不僅對離心泵的外特性有影響，葉輪內(nèi)部也會受到影響。通過CFD-Post進行后處理，圖10和圖11為額定工況下不同前口環(huán)間隙葉輪中截面處的壓力和流線變化。

圖9 設(shè)計工況H-δ，η-δ曲線

圖10 設(shè)計工況不同口環(huán)間隙葉輪中截面壓力圖

圖10為額定工況下不同δ時葉輪中截面壓力云圖。從圖中可以看出，隨著δ的增大，葉輪進口壓力升高，出口處壓力略微降低。根據(jù)伯努利方程不難理解這是由于間隙增大進口回流增大，導致葉輪進口處速度減小，壓力升高。由此也證明δ增大時揚程會下降；而當δ大于0.7 mm時，葉輪內(nèi)部壓力變化不明顯，所以認為模型泵δ變化的敏感尺寸為0.2～0.7 mm。

圖11 設(shè)計工況不同口環(huán)間隙葉輪中截面流線圖

圖11是葉輪中截面流線圖：其速度的大小和空間分布的不均勻性從側(cè)面說明了口環(huán)間隙改變對葉輪內(nèi)部流動的影響。從整體上看，隨著口環(huán)間隙增大，回流增多，導致葉片流道內(nèi)的流動狀態(tài)變得復雜，流體擾動增強，造成能量損失；為了保證流量不變?nèi)~輪需做更多的功來輸送液體，就會消耗更多的軸功率，導致效率降低。

3.4 壓力脈動分析

用定常結(jié)果文件作為非定常計算初始文件，來研究壓力脈動變化。監(jiān)測點布置如圖12所示，提取泵運行相對穩(wěn)定的第6-7周期的計算數(shù)據(jù)進行處理分析。

圖12 壓力脈動監(jiān)測點

通過壓力值雖然能看出各點具體壓力數(shù)值，但卻不能總結(jié)出各點的壓力脈動特性[19]。為了更直觀的表達壓力脈動情況，本文經(jīng)過無量綱化處理把壓力轉(zhuǎn)化為壓力系數(shù)Cp來表示。

壓力系數(shù)Cp定義如式(1)和式(2)所示：

(1)

(2)

圖13為額定工況下δ=0.2 mm時各監(jiān)測點的時域圖。

圖13 設(shè)計工況下不同監(jiān)測點時域圖

圖13中可以看出，各監(jiān)測點壓力脈動具有很強的周期性。P1和P5的波峰波谷要明顯大于P2、P3和P4。P1是因為流體流過隔舌時，會與旋轉(zhuǎn)的葉輪產(chǎn)生動靜干涉作用導致此處波動劇烈。因前口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)狹小以及有來自葉輪出口回流的高能流體，流動狀態(tài)相對紊亂，所以導致P5峰值遠大于其他監(jiān)測點。由于都是同一個葉輪旋轉(zhuǎn)作用，所以P1、P5壓力脈動周期特點與其他各點一致。

圖14為額定工況不同口環(huán)間隙各監(jiān)測點時域數(shù)據(jù)經(jīng)過快速傅里葉變換[20]得到頻域圖。

圖14 設(shè)計工況同一監(jiān)測點不同間隙頻域圖

從圖14可以看出，葉頻(即289.8 Hz)有峰值產(chǎn)生，之后出現(xiàn)的脈動頻率峰值也均為葉片通過頻率的整數(shù)倍，隨著能量在蝸殼中傳遞并消耗，壓力脈動幅值由大變小，在二倍葉頻后已趨于平緩。對比同一口環(huán)間隙，蝸殼內(nèi)各點壓力脈動大小關(guān)系為P1>P2>P3>P4。這是因為蝸殼的結(jié)構(gòu)是復雜的空間曲面體，型線為螺旋線；這就使得隔舌到蝸殼出口的空間逐漸變大，葉輪與蝸殼背面的距離越來越遠，流體受到葉輪的影響也越來越小，流動逐漸平緩。從而使得壓力波動逐漸平穩(wěn)，所以出現(xiàn)了圖中的大小關(guān)系；隔舌處因為動靜干涉作用以及渦流和水流的沖擊作用，會產(chǎn)生壓力波動。波動過大時還會產(chǎn)生振動甚至引起共振，而共振會引起設(shè)備結(jié)構(gòu)很大的變形和動應力，給設(shè)備造成不可逆的損壞。

相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時，P1-P5主頻處幅值均有所下降，且在P1和P5處下降幅度較最大，分別為ΔCp=0.186，2.068。通過數(shù)值可以看出，δ的變化對前口環(huán)間隙的壓力影響最大。這是由于口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)狹小，葉輪出口處的高能量流體回流到此處，會產(chǎn)生較大的能量損失，導致壓力幅值的大幅下降。另外，分別觀察P1-P5監(jiān)測點主頻處峰值的變化可發(fā)現(xiàn):當δ=0.2 mm增大到δ=0.7 mm時，壓力脈動峰值下降較大，而當δ=0.7 mm增大到δ=1.2 mm 時，壓力脈動峰值下降相對平緩。結(jié)合外特性曲線和葉輪內(nèi)的壓力變化，說明前口環(huán)間隙在0.2～0.7 mm時對泵的影響較大。

4 結(jié)論

1) 通過數(shù)值模擬的計算得出：隨著前口環(huán)間隙的增大，空間變大、回流增多；葉輪內(nèi)部流動受到干擾，導致葉輪進口部分區(qū)域壓力升高，出口部分區(qū)域壓力降低；相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時泵的揚程下降5.37%，效率下降4.07%，且泄漏量增大約2.37倍，達到3.579 1 m3/h。

2) 蝸殼處監(jiān)測點P1-P4及前口環(huán)間隙處監(jiān)測點P5的壓力脈動周期性相同但是峰值不同，隔舌處P1由于動靜干涉作用，壓力變化強烈。前口環(huán)間隙處P5因結(jié)構(gòu)狹小回流等影響，壓力變化最為強烈，峰值最大。其中隔舌處P1下降為ΔCp= 0.186、前口環(huán)間隙內(nèi)P5下降ΔCp=2.068。

3) 蝸殼及口環(huán)間隙處的壓力脈動受葉頻影響最大，在1倍及2倍葉頻處，峰值較大；隨著倍頻的增加峰值驟降，說明壓力脈動的能量主要分布在低倍葉頻處。隨著前口環(huán)間隙的增大，葉頻處峰值均有所下降。但在0.2～0.7 mm時，峰值下降幅度較大。