大型熱力循環(huán)泵的設計優(yōu)化與試驗研究

宋懷德，李玉華，彭勃，趙融會

(1.陜西空天動力研究院有限公司，陜西西安 710076；2.中國航天科工集團三十一研究所，北京 100074 )

0 前言

現有的供熱系統(tǒng)通常采用高溫熱水循環(huán)泵進行供熱，循環(huán)泵是供熱系統(tǒng)的心臟，它擔負著驅動熱媒傳遞熱能的功能，選用的設備匹配是否合理，直接影響著輸送效果和能耗的高低。為實現供熱系統(tǒng)節(jié)能運行，降低供熱成本，對循環(huán)水泵的高性能、高揚程、高可靠性及操作維護方便等提出較高的要求?，F有的供熱行業(yè)由于缺乏有效的運作、監(jiān)管等應急調整措施，導致供熱行業(yè)能源利用率低，資源浪費嚴重，并且還存在供熱矛盾突出等問題[1]。

1 研制對象

此項目為陜西省重點研發(fā)計劃項目，主要用于輸送熱網循環(huán)水，室內布置，主要性能參數：流量為11 000 m3/h，揚程為90 m的高溫熱水，溫度不高于130 ℃，轉速為740 r/min，電機功率3 550 kW，泵入口壓力0.6～1.6 MPa，必需氣蝕余量hNPSHr≤8.5 m，效率η≥91%，泵殼體承壓為2.35 MPa，屬于大流量高壓熱力泵，溫度遠高于國內該類泵的適用溫度[2]。

1.1 結構方案

泵與電機采用撬裝式共同底座，泵、電機、聯軸器、附屬管線、檢測儀表、撬裝底座全部采用防爆設計。泵體、泵蓋、進出口法蘭等承壓件壁厚充分考慮了介質的腐蝕、侵蝕及磨損的要求與安全裕度。軸承箱采用整體式結構，軸承選用重載型深溝球軸承，稀油潤滑，軸承箱設置水冷卻系統(tǒng)[3]。

葉輪經過靜平衡試驗，與其他轉動件裝配后再進行動平衡，泵入口和出口都在下半部，單級雙吸結構可平衡部分軸向力，剩余殘余軸向力由四點接觸球軸承承受。泵體采用球形殼壓出室，泵腳與外殼下部為整體鑄造，所承受的推力能傳遞到基礎。泵軸上帶軸套用鎖定螺母鎖緊葉輪，保證運行的平穩(wěn)及連續(xù)性，維護時只更換軸套而不用換泵軸。機械密封可承受系統(tǒng)入口壓力。熱力循環(huán)泵結構如圖1所示。

圖1 熱力循環(huán)泵結構布置

1.2 水力設計及仿真

表1為泵的設計計算數值，葉輪水力參考了目前市場上最優(yōu)秀且經過實際驗證的葉輪水力模型。葉輪共8對葉片，葉片錯開22.5°布置，可以有效減小壓力脈動，同時減小泵運行時的振動。吸入室為半螺旋形結構，壓出室采用螺旋形結構。殼體水力借鑒了國內優(yōu)秀的雙吸泵模型，在保證水力性能的同時兼顧了結構的合理性，降低了殼體鑄造難度。

表1 泵的主要計算參數

采用CFD方法對核心水力模型進行了模擬計算，并經過了CFX分析和優(yōu)化。葉輪仿真云圖如圖2所示，具有較高的效率和氣蝕性能[4]。

圖2 葉輪葉片仿真云圖

1.3 密封冷卻沖洗

由于介質是130 ℃高溫熱水，考慮到雙端面機封沖洗水壓力必須高于被密封液體壓力，而現場只有水塔提供冷卻水，壓力不高于0.2 MPa，結合項目實際情況和用戶要求，泵體軸封采用單端面集裝式機械密封，密封環(huán)材質為碳化硅。沖洗水溫不高于70 ℃，沖洗液從泵出口引出，經過換熱器冷卻后進入機封腔，兩個機封共用一個鋼制管殼式換熱器，換熱面積0.4 m2。斷面平均線速度為11 m/s，計算得沖洗液量為20 L/min，冷卻液量為15 L/min(水溫25 ℃)。泵采用兩端近中心支承，兩端均采用滾動軸承承受徑向力，推力球軸承選用四點接觸球軸承，設在非驅動端，以承受轉子的剩余軸向力。軸承體為鑄鋼件，在軸穿過軸承體處，選用軸承隔離器，確保潤滑油不外漏，并防止雜物進入軸承室；選用進口SKF軸承；軸承體下方設有排污孔，軸承體外表面鑄有散熱片，增強了軸承箱的散熱性能[5]。主要零件材料如表2所示。

表2 熱力循環(huán)泵零部件材料

1.4 殼體強度與分析

殼體加工時用青殼紙墊，裝配時采用0.5 mm橡膠石棉墊，泵體法蘭內徑D=1.869 m，泵內壓力p=2 MPa，抗拉強度σb=500 MPa，許用應力[σ]=σb/2.2=227.3 MPa，泵內壓力形成力

計算壁厚得：

根據上述計算取殼體壁厚為40 mm較合理。螺栓間距t=0.11 m，螺栓孔徑d=0.045 m，螺栓距殼體壁厚一半的距離n=0.06 m，許用應力[σ]=σb/5.5=100 MPa。計算法蘭厚度得：

根據經驗，以上結果偏大，最終法蘭厚度取95 mm。中開面選用材質為42CrMo，螺柱M42，整個中開面共布置48個螺栓，螺母采用加高、頂端密封結構。計算獲得單個螺栓預緊力為58 773 N，全部螺栓承受的最大等效應力是423 MPa，材料的屈服強度為930 MPa，安全系數n≥1.5，螺栓滿足密封力使用要求。

泵的工作壓力為1.5 MPa，殼體所承受的最大許用工作壓力為2 MPa，由于泵后期可能承受高溫高壓介質，所以設計時給定殼體內液壓為1.6 MPa。螺栓和泵體采用線性接觸形式綁定，螺栓預緊力為5.607 7×105N。殼體泵體泵蓋最大等效應力211 MPa如圖3所示，小于其許用應力259 MPa。

圖3 泵殼體應力云圖

取垂直密封面向上為Y軸正方向，垂直密封面向下為Y軸負方向，密封面在Y軸方向變形如圖4所示。

圖4 殼體Y軸正方向最大形變

在螺栓作用下，泵體泵蓋密封面間間隙很小，不超過0.01 mm，實際產品中開面間裝配有0.5 mm橡膠石棉墊，泵體泵蓋最大正向形變?yōu)?.31 mm，如圖4所示，石棉墊的有效壓縮值小于0.19 mm，因此螺栓采用2 000 N·m的擰緊力矩在1.6 MPa的液壓作用下密封面不會發(fā)生泄漏[6]。

1.5 轉子動力計算與分析

在轉子組件中，泵軸總長2 975 mm，軸端最小軸徑為185 mm，最大軸徑為210 mm。泵軸與葉輪及聯軸器通過單鍵傳遞扭矩，葉輪和軸承采用鎖緊螺母實現軸向定位，采用長軸套結構，可以在不開啟泵蓋的情況下調整葉輪軸向位置，有利于泵的運行維護。

利用如下公式計算臨界轉速：

其中：nc為一階臨界轉速；Gi為作用在軸各段上的荷重(軸自重及轉子零件重力)；yi為與Gi對應的靜撓度。

如圖5所示，最大靜撓度在葉輪處約為0.18 cm，泵的一階臨界轉速nc為2 562.6 r/min。

圖5 轉子臨界轉速分析計算圖

采用ANSYS Workbench中的Modal分析模塊，對軸系進行模態(tài)分析。一階臨界轉速為2 576.04 r/min，與莫氏積分法計算得到2 562.6 r/min均大于理論轉速(740 r/min)的1.25倍，滿足剛性轉子的條件。經分析，危險截面在葉輪處，彎矩為77.8 N·m，扭矩為51 632 N·m，軸向力為0 N，采用第四強度理論進行校核，計算得截面的安全系數為18.9>17，不需進行疲勞強度校核[7]。

1.6 零部件配合與熱力變形分析

泵材料在130 ℃高溫工況下的熱膨脹會對零部件的配合尺寸和性能產生影響。通過對泵內主要配合部位的熱膨脹量進行計算，通過查表得溫度在20～200 ℃線膨脹值。泵運行時與裝配(水試試驗)時溫差為110 ℃，根據徑向膨脹量、軸向膨脹量計算各部件熱變形引起的配合間隙變化量對裝配影響較小，如表3所示。

表3 各部件材料的線膨脹系數

如圖6所示，循環(huán)泵殼體在1.6 MPa液壓作用下輸送介質溫度為130 ℃的高溫水時，整個殼體結構滿足強度要求，各部件熱變形引起的配合間隙變化量對裝配影響較小，密封面在Y軸方向變形。

圖6 殼體熱變形圖

2 試驗驗證

對該成套設備進行了外特性試驗和機組運轉試驗，采用下沉式試驗臺，試驗水池面距泵中心高為7 m。通過閉式循環(huán)進行性能測試，試驗結果如圖7所示，試驗結果與數值仿真結果對比如表4所示?？梢钥闯觯涸囼灥玫降脑摫玫男蕿?1.3%，數值仿真性能偏高，但二者性能曲線趨勢是一致的，利用CFD軟件對熱力循環(huán)泵進行性能仿真，預測結果與真機試驗結果吻合，說明設計方法合理可行[8]。

表4 性能結果比較

圖7 試驗性能曲線

3 結論

通過大型熱力循環(huán)泵設計優(yōu)化及試驗研究，得出以下結論

(1)對大型熱力循環(huán)泵進行整機流場仿真，可知特別在熱效應作用下，機組各零部件有熱變形，并對熱流體流動對設計工況下整機性能的影響進行了優(yōu)化設計。

(2)大型熱力循環(huán)泵需要流量較寬，泵的不穩(wěn)定性對機組的影響較大。通過優(yōu)化極端工況下的內部流動，可提高機組穩(wěn)定性。

(3)大型熱力循環(huán)泵試驗是一個復雜的動態(tài)過程，受試驗條件限制，無法模擬真實介質和復雜運行工況進行泵內部流場分析，但可以通過試驗驗證及仿真結果比較，來提高設計水平、縮短綜合研制周期，從而更加有效率地指導設計。