入水平衡裝置對(duì)自平衡多級(jí)離心泵吸水室性能影響研究

劉志民，左久浩，趙任棟，潘 越，呂祥彬，李雅婧

(1.河北工程大學(xué) 機(jī)械與裝備工程學(xué)院，河北 邯鄲 056038；2.冀中能源峰峰集團(tuán)有限公司，河北 邯鄲 056017；3.山東東山古城煤礦有限公司，山東 濟(jì)寧 273100)

多級(jí)離心泵揚(yáng)程高、流量大，在礦山排水、石油化工、高層建筑等領(lǐng)域廣泛應(yīng)用[1]。其吸水室多采用環(huán)形結(jié)構(gòu)，液體流動(dòng)極不穩(wěn)定[2]，易發(fā)生空化現(xiàn)象，造成過流部件侵蝕破壞，出現(xiàn)嚴(yán)重的振動(dòng)與噪聲[3-5]，使得水泵性能與壽命大大降低。有關(guān)吸水室結(jié)構(gòu)對(duì)多級(jí)離心泵性能影響國(guó)內(nèi)外學(xué)者開展了大量研究。JOHANN F G[6]和SONG W W等[7]分析了吸水室內(nèi)部預(yù)旋與回流同時(shí)存在時(shí)而導(dǎo)致離心泵性能急劇下降的原因，研究了小流量工況下回流的發(fā)生機(jī)理及抑制回流的措施。朱榮生等[8]對(duì)低比轉(zhuǎn)速半螺旋吸水室進(jìn)行仿真分析，揭示了雙吸泵及其內(nèi)部流動(dòng)變化規(guī)律，通過優(yōu)化密封體擋水板，使吸水室液體流動(dòng)不易產(chǎn)生渦旋。趙萬勇等[9]采用數(shù)值模擬方法分析了不同吸水室內(nèi)部流動(dòng)變化對(duì)離心泵空化性能的影響，研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)相比于直錐形與半螺旋型吸水室，環(huán)形吸水室葉輪進(jìn)口處產(chǎn)生的空泡在流道進(jìn)口之間發(fā)生蔓延現(xiàn)象最為明顯，且對(duì)泵空化性能影響最大。秦武等[10]設(shè)計(jì)一種對(duì)稱分布的半螺旋形吸水室結(jié)構(gòu)，研究發(fā)現(xiàn)泵的空化性能得到了明顯改善。卓長(zhǎng)青等[11]研究了離心泵氣液兩相流時(shí)吸水室內(nèi)的流動(dòng)變化規(guī)律，試驗(yàn)表明吸水室內(nèi)流體流型為穩(wěn)態(tài)螺旋泡狀流時(shí)，泵的揚(yáng)程較大且效率最高。高傳昌等[12]分析了不同喉部高度對(duì)進(jìn)水流道水力性能的影響，研究發(fā)現(xiàn)喉部高度過低的流道水流進(jìn)入吸水室后流速較高且分布較均勻。麻彥等[13]對(duì)離心泵吸水室進(jìn)行型線優(yōu)化，優(yōu)化后的吸水室內(nèi)流體流動(dòng)更加均勻。王文杰等[14]對(duì)雙吸離心泵壓力脈動(dòng)特性進(jìn)行試驗(yàn)研究，研究發(fā)現(xiàn)吸水室葉頻隨流量增大強(qiáng)度衰減迅速。葉鵬等[15]研究發(fā)現(xiàn)在相同流量工況下，ω形吸水室與其他后壁形狀相比，其進(jìn)水流道流線分布更為均勻。可見，吸水室結(jié)構(gòu)的改變對(duì)泵性能的影響較大。張生昌等[16]通過對(duì)離心泵實(shí)際性能曲線形成的分析，研究發(fā)現(xiàn)吸水室對(duì)消除駝峰有一定的作用。

上述研究多數(shù)從吸水室結(jié)構(gòu)上開展數(shù)值模擬及其對(duì)泵空化性能的影響與分析，而對(duì)吸水室前端來流結(jié)構(gòu)上的改變研究較少，來流結(jié)構(gòu)直接影響吸水室內(nèi)流速與方向，設(shè)計(jì)較好的來流結(jié)構(gòu)還能使水流均勻地分布到吸水室內(nèi)，降低吸水室內(nèi)發(fā)生空化的可能性。為此，筆者從多級(jí)離心泵入水方式著手，以文獻(xiàn)[17]所提出的自平衡多級(jí)離心泵特殊結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，設(shè)計(jì)一種入水平衡裝置，以平衡水管直徑d與平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l兩因素為設(shè)計(jì)變量，研究其對(duì)吸水室性能的影響及變化規(guī)律。此研究可有效改善自平衡多級(jí)離心泵吸水室性能，為優(yōu)化和設(shè)計(jì)多級(jí)離心泵提供依據(jù)和參考。

1 自平衡型多級(jí)離心泵結(jié)構(gòu)組成與三維模型構(gòu)建

自平衡多級(jí)離心泵包括定子組件、轉(zhuǎn)子組件和密封組件，定子組件由泵體、進(jìn)水段、中間段、出水段、導(dǎo)葉和入水平衡裝置組成，轉(zhuǎn)子組件由主軸、葉輪、葉輪擋套、軸承組成(如圖1所示)。該泵吸水室分布在泵兩側(cè)，出水段布置在泵中間位置，多級(jí)正、反對(duì)旋葉輪以出水雙吸葉輪為中心背靠背對(duì)稱布置，使各級(jí)葉輪所產(chǎn)生的軸向力相互平衡。

圖1 自平衡多級(jí)離心泵結(jié)構(gòu)組成Fig.1 Structure composition of self-balancing multistage centrifugal pump

該泵基本水力設(shè)計(jì)參數(shù)為：額定流量Q=1200 m3/h；單級(jí)揚(yáng)程H=63 m；轉(zhuǎn)速n=1480 r/min；比轉(zhuǎn)速ns=166(根據(jù)單級(jí)揚(yáng)程計(jì)算)。葉輪進(jìn)口直徑D1=238 mm，出口直徑D2=455 mm，出口寬度b2=38 mm；葉片數(shù)Z1=6，呈六枚均布，自吸入口方向看，葉片逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，流道表面光滑。徑向?qū)~基圓直徑D3=460 mm，進(jìn)口寬度b3=43 mm；反導(dǎo)葉進(jìn)口直徑D5=545 mm，反導(dǎo)葉出口直徑D6=170 mm；正導(dǎo)葉葉片數(shù)Z2=7，反導(dǎo)葉葉片數(shù)Z3=7，葉片為扭曲葉片，整體流道過渡光滑。

采用Solidworks軟件對(duì)入水平衡裝置、吸水室、葉輪、徑向?qū)~、護(hù)板水體以及出水段等零部件進(jìn)行三維實(shí)體建模，構(gòu)建計(jì)算域水體模型如圖2所示。計(jì)算域模型分為旋轉(zhuǎn)區(qū)域與靜止區(qū)域。旋轉(zhuǎn)區(qū)域?yàn)槿~輪，轉(zhuǎn)速設(shè)置為1480 r/min，靜止區(qū)域?yàn)槿胨胶庋b置、吸水室、徑向?qū)~、出水段與護(hù)板。

圖2 計(jì)算域模型Fig.2 Computational domain model

2 網(wǎng)格劃分與無關(guān)性分析

非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的節(jié)點(diǎn)比較自由，分布任意，生成簡(jiǎn)單且速度較快，靈活性強(qiáng)，因而能適應(yīng)各種復(fù)雜的幾何體，但是也會(huì)存在局部網(wǎng)格質(zhì)量較差的問題，導(dǎo)致整體網(wǎng)格質(zhì)量劃分不高，數(shù)量大，占用計(jì)算求解時(shí)間長(zhǎng)。結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格需要對(duì)模型進(jìn)行分塊拓?fù)?，這將導(dǎo)致網(wǎng)格劃分較為復(fù)雜，耗費(fèi)時(shí)間長(zhǎng)，故文中采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格與非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格相結(jié)合的劃分方法?；贗CEM軟件對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行劃分，結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格質(zhì)量達(dá)到0.3以上，整體模型網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖3 整體模型網(wǎng)格劃分Fig.3 Meshing of the whole model

考慮網(wǎng)格數(shù)量對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響很大，在設(shè)計(jì)工況下，以清水為流體介質(zhì)，對(duì)自平衡多級(jí)離心泵的網(wǎng)格模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，其結(jié)果見表1，將方案2的揚(yáng)程與效率作為單位1，其他方案均與方案2做對(duì)比。當(dāng)流道總網(wǎng)格數(shù)達(dá)到500萬時(shí)，揚(yáng)程與效率趨于穩(wěn)定，方案1與方案2的相對(duì)揚(yáng)程誤差為0.015%，相對(duì)效率誤差為0.008%?？紤]到CFX計(jì)算時(shí)間，最終選取方案1的網(wǎng)格單元數(shù)進(jìn)行數(shù)值研究。

表1 網(wǎng)格無關(guān)性分析Table 1 Grid independence analysis

3 邊界條件

采用ANSYS CFX軟件對(duì)自平衡多級(jí)離心泵內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬，選取標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型為湍流模型，此時(shí)理論計(jì)算精確性較高，且計(jì)算速度和時(shí)間成本較低[18]。進(jìn)口邊界條件設(shè)置為壓力進(jìn)口，壓力大小為一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，出口邊界條件設(shè)置為相應(yīng)工況下的質(zhì)量流量，Qc=333.3 kg/s，旋轉(zhuǎn)壁面條件為旋轉(zhuǎn)無滑移邊界條件，靜止壁面條件為固定無滑移壁面。旋轉(zhuǎn)區(qū)域與靜止區(qū)域的交互面設(shè)置為“Frozen Rotor”，網(wǎng)格關(guān)聯(lián)模式采用GGI模式，整體湍流強(qiáng)度為5%，求解總步數(shù)為1000步，步長(zhǎng)為0.00068 s，設(shè)置收斂精度為10-4。

以定常模擬計(jì)算的結(jié)果作為空化模擬計(jì)算的初始值，保持定常模擬計(jì)算設(shè)置不變，流體介質(zhì)設(shè)置為25 ℃的水與水蒸氣的混合物，采用均相流動(dòng)模型，空化臨界壓力取Pv=3169 Pa，進(jìn)口水蒸氣含量為0，水含量為1?？栈M數(shù)值計(jì)算采用k-ε湍流模型與基于Rayleigh-Plesset方程的Zwart空化模型[19]，設(shè)空化模型中所有的空泡大小相同，借助空泡密度和單泡質(zhì)量變化率計(jì)算單位體積的質(zhì)量傳輸速率m：

式中，nb為空泡數(shù)密度；RB為空泡半徑，mm；ρv為氣相密度。

氣相體積分?jǐn)?shù)αv與空泡數(shù)密度nb及空泡半徑RB的關(guān)系見式(2)：

其中Rayleigh-Plesset方程為：

式中，Pv為液相的汽化壓力；P為局部液相靜壓；ρf為液相密度；σ為表面張力系數(shù)。

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，可以忽略式(3)的二階項(xiàng)與表面張力，式(3)變?yōu)椋?/p>

將式(2)與式(4)帶入式(1)，可得：

從式(5)中可知，相間傳輸速率的主體部分僅與氣相密度有關(guān)，而與液相密度無關(guān)，這在空化初期是適用的。隨著氣相體積分?jǐn)?shù)增大，空化核子的密度必然相應(yīng)減小。為了反應(yīng)這一特點(diǎn)，Zwart提出用αnuc(1-αv)替代αv[20]，并在式(5)前添加一個(gè)因素來體現(xiàn)液相氣化與空泡潰滅過程的差異，從而氣相傳輸速率m+和液相傳輸速率m-為：

式中，F(xiàn)vap為氣化系數(shù)，取50；αnuc為空化核子的體積分?jǐn)?shù)；Fcond為冷凝系數(shù)，取0.01，F(xiàn)vap與Fcond不相等是因?yàn)槟Y(jié)過程通常比蒸發(fā)過程慢得多[21]。

4 入水平衡裝置對(duì)比布置方案設(shè)計(jì)

影響入水平衡裝置的主要因素有平衡水管直徑d與平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l，設(shè)平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l為因素Ai(i=1，2，3)，平衡水管直徑d為因素Bj(j=1，2，3)，因素水平見表2。采用等間距控制變量法構(gòu)建對(duì)比布置方案AiBj，當(dāng)分析因素Ai時(shí)，因素Bj取B2值，即平衡水管直徑d=125 mm；當(dāng)分析因素Bj時(shí)，因素A取A2值，即平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l=460 mm。確定的對(duì)比布置方案AiBj見表3。

表2 因素水平表Table 2 Factor level table

表3 對(duì)比布置方案Table 3 Comparison scheme

5 仿真分析

5.1 數(shù)值模擬準(zhǔn)確性驗(yàn)證

5.1.1 試驗(yàn)平臺(tái)搭建

為驗(yàn)證模擬仿真參數(shù)設(shè)置是否合理以及模型搭建是否準(zhǔn)確，搭建的自平衡多級(jí)離心泵性能測(cè)試試驗(yàn)平臺(tái)如圖4所示。為減小管路彎道對(duì)流量測(cè)量精度的影響，在管道平直部分中段放置MGG/C-300型電磁流量計(jì)采集流量數(shù)據(jù)，壓力和流量等參量數(shù)據(jù)經(jīng)數(shù)據(jù)采集儀傳給計(jì)算機(jī)進(jìn)行處理。實(shí)驗(yàn)從零流量開始，逐漸調(diào)節(jié)閘閥開度大小使泵流量由小到大，在流量穩(wěn)定時(shí)記錄相應(yīng)數(shù)據(jù)，直到1.2倍流量結(jié)束。為了減小試驗(yàn)誤差，將試驗(yàn)多次重復(fù)測(cè)量，并將算術(shù)平均值作為最終測(cè)量結(jié)果。

圖4 泵性能測(cè)試平臺(tái)Fig.4 Schematic of pump performance test platform

5.1.2 理論仿真與試驗(yàn)測(cè)試對(duì)比分析

對(duì)自平衡多級(jí)離心泵進(jìn)行性能試驗(yàn)驗(yàn)證，得到的模擬仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)外特性曲線對(duì)比如圖5所示。

圖5 泵模擬仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)外特性曲線對(duì)比Fig.5 Comparison of pump simulation results and experimental characteristics curve

圖5中，Qd為實(shí)驗(yàn)中測(cè)得的流量，從圖中可以明顯看出，外特性的數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較接近，揚(yáng)程與效率的誤差最大不超過5百分點(diǎn)，且數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果得出的外特性曲線變化趨勢(shì)基本一致。這說明通過CFX模擬仿真所得的結(jié)果可靠。

5.2 外特性分析

利用ICEM軟件對(duì)全流場(chǎng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，并將其導(dǎo)入ANSYS CFX中進(jìn)行仿真模擬。仿真模擬后處理時(shí)，在Function Calculator中，將Function設(shè)置為massFlowAve，Location設(shè)置為進(jìn)出口，Varible設(shè)置為Total Pressure in Stn Frame，便可得到出口壓力Pout與進(jìn)口壓力Pin，其揚(yáng)程H為：

H=(Pout-Pin)/(ρg)

(7)

同理，將Function設(shè)置為torque，Location設(shè)置為葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域，就可以得到葉輪扭矩M，其水力效率ηh為：

ηh=ρgQH/(Mω)

(8)

式中，ρ為流體密度，kg/m3；Q為流量，m3/s；M為葉輪所受力矩，N·m；ω為葉輪角速度，rad/s。

標(biāo)準(zhǔn)工況下5種對(duì)比方案以及無平衡水管(設(shè)為對(duì)比方案0)時(shí)泵的揚(yáng)程和效率曲線如圖6所示。由圖6可以看出，平衡水管的有無、因素Ai與因素Bj對(duì)泵的揚(yáng)程與效率均會(huì)產(chǎn)生影響。揚(yáng)程與效率的最大值和最小值分別出現(xiàn)在對(duì)比方案(3)和對(duì)比方案(2)處，其揚(yáng)程和效率的最大值分別為265.7 m和73.94%，揚(yáng)程和效率的最小值分別為263.7 m和73.67%，兩對(duì)比方案揚(yáng)程的極差為2 m，效率的極差為0.27百分點(diǎn)。

圖6 不同對(duì)比方案的揚(yáng)程與效率曲線對(duì)比Fig.6 Comparison diagram of head and efficiency curves of different test schemes

5.3 壓力分布分析

改變因素Ai和因素Bj時(shí)吸水室中間截面的壓力分布分別如圖7和圖8所示。由圖可知，不同對(duì)比方案吸水室內(nèi)部壓力分布規(guī)律基本一致。由于只有液體重力做功，吸水室下部區(qū)域壓力總大于上部區(qū)域壓力，且進(jìn)口區(qū)域壓力最大。當(dāng)液體從進(jìn)口流入到吸水室時(shí)，會(huì)碰撞軸端左側(cè)，導(dǎo)致軸端左側(cè)上下均有高壓區(qū)域出現(xiàn)。受軸端左側(cè)來流沖擊影響，貼近軸端的上下兩側(cè)生成由寬到窄的高壓區(qū)域。當(dāng)減小因素Ai時(shí)，吸水室內(nèi)貼近軸端下部分的高壓區(qū)越來越大，導(dǎo)致了對(duì)比方案(3)的揚(yáng)程和效率高于其他方案。對(duì)比方案(2)的高壓區(qū)域面積最小，故其揚(yáng)程和效率與其他位置相比較低。當(dāng)減小因素Bj時(shí)，吸水室內(nèi)貼近軸端下部分的高壓區(qū)越來越大，但因素Bj不能過小，過小會(huì)造成平衡水管內(nèi)流體流動(dòng)不通暢。

圖7 改變因素Ai時(shí)吸水室中間截面壓力分布(Pa)Fig.7 Pressure distribution at the middle section of the suction chamber when Ai is changed

圖8 改變因素Bj時(shí)吸水室中間截面壓力分布(Pa)Fig.8 Pressure distribution at the middle section of the suction chamber when Bj is changed

5.4 速度流線分析

改變因素Ai和因素Bj時(shí)吸水室中間截面的速度流線分布分別如圖9和圖10所示。由圖可知，不同方案吸水室內(nèi)部速度流線分布規(guī)律大體相同。流體以突然擴(kuò)大的形式流入環(huán)形空間又以突然收縮的形式軸向進(jìn)入首級(jí)葉輪，在此過程中流體損失大且流動(dòng)不均勻。由于液體只受重力作用，吸水室下部區(qū)域流速總大于上部區(qū)域流速。由于吸水室內(nèi)流體從上下兩側(cè)向中間合攏，出現(xiàn)多股方向相反的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，且流體速度不均勻，故在吸水室內(nèi)會(huì)形成多股渦流區(qū)域。當(dāng)減小因素Ai時(shí)，吸水室內(nèi)貼近軸端右側(cè)的渦流密度越來越小，對(duì)比方案(1)(2)和(3)的吸水室最低流速分別為2.093×10-2、2.319×10-2、3.858×10-2m/s，相比較，對(duì)比方案(3)的吸水室最低流速最高且渦流密度最小；當(dāng)減小因素Bj時(shí)，吸水室內(nèi)貼近軸端右側(cè)的渦流密度越來越小，對(duì)比方案(4)和(5)的吸水室最低流速分別為1.435×10-2、2.680×10-2m/s，對(duì)比方案(4)(1)和(5)相比較，對(duì)比方案(5)的吸水室最低流速最高且渦流密度最小。由此可見，減小因素Ai或因素Bj時(shí)，吸水室內(nèi)的最低流速越來越高且渦流密度越來越小，可有效改善吸水室內(nèi)的流體流動(dòng)狀況。

圖9 改變因素Ai時(shí)吸水室中間截面速度流線分布(m/s)Fig.9 Velocity streamline distribution at the middle section of the suction chamber when Ai is changed

圖10 改變因素Bj時(shí)吸水室中間截面速度流線分布(m/s)Fig.10 Velocity streamline distribution at the middle section of the suction chamber when Bj is changed

5.5 空化性能分析

有、無平衡水管的入水平衡裝置吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)分別如圖11和圖12所示。由圖所知，有、無平衡水管的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值分別為96.31%與96.73%，有平衡水管相較于無平衡水管的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)減小了0.42%，且空泡形態(tài)較小，則說明入水平衡裝置可以有效改善吸水室的壓力平衡，提高其空化性能。

圖11 有平衡水管時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)Fig.11 Cavitation volume fraction and cavitation morphology in the suction chamber with balanced water pipe

圖12 無平衡水管時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)Fig.12 Cavitation volume fraction and cavitation morphology in the suction chamber without balanced water pipe

改變因素Ai時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)如圖13所示。對(duì)比方案(1)(2)和(3)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值分別為96.31%、96.46%和96.14%，相比較，對(duì)比方案(3)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值最小。且由圖13可知，減小因素Ai時(shí)，吸水室內(nèi)的空化程度逐漸減小，這說明平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l可以改變吸水室的空化程度。由此可以看出，在分析因素Ai時(shí)，對(duì)比方案(3)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最小，且空泡形態(tài)越小，空化性能最好。

圖13 改變因素Ai時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)Fig.13 Cavitation volume fraction and cavitation morphology in the suction chamber when Ai is changed

改變因素Bj時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)分別如圖14所示。對(duì)比方案(1)、對(duì)比方案(4)和對(duì)比方案(5)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值分別為96.31%、97.00%和95.01%，相比較，方案(5)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值最小。且由圖14(c)可知，減小因素Bj時(shí)，吸水室內(nèi)的空化程度逐漸減小，這說明平衡水管直徑d可以改變吸水室的空化程度。由此可以看出，在分析因素Bj時(shí)，對(duì)比方案(5)的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最小，且空泡形態(tài)越小，空化性能最好。

圖14 改變因素Bj時(shí)吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)Fig.14 Cavitation volume fraction and cavitation morphology in suction chamber when Bj is changed

綜合上述分析可知，平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l或平衡水管直徑d越小時(shí)，吸水室內(nèi)空化性能越好，因此將平衡水管的位置更改為A1位置，直徑更改為B1直徑再次進(jìn)行仿真分析。

優(yōu)化后方案吸水室的空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)如圖15所示。由圖15可知，優(yōu)化后方案的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值為90.91%，較優(yōu)化前方案的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值降低5.4%，且空化程度明顯減小，空化性能得到明顯提高。平衡水管在入水平衡裝置中位置越靠下，直徑越小，空化性能越好。這可能是因?yàn)槠胶馑艿奈恢迷娇肯?，液體在進(jìn)入系統(tǒng)時(shí)會(huì)受到更大的壓力；直徑越小，液體在通過平衡水管時(shí)的最低速度會(huì)增加，從而降低了空化發(fā)生的可能性。

圖15 優(yōu)化后方案吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)與空泡形態(tài)Fig.15 Cavitation volume fraction and cavitation morphology in the suction chamber under the optimized scheme

6 結(jié) 論

1)平衡水管對(duì)自平衡多級(jí)離心泵的外特性有一定影響，有平衡水管時(shí)的揚(yáng)程和效率多數(shù)大于無平衡水管時(shí)的揚(yáng)程和效率；因素Ai與因素Bj對(duì)泵的揚(yáng)程與效率均會(huì)產(chǎn)生影響。揚(yáng)程與效率的最大值和最小值分別出現(xiàn)在對(duì)比方案(3)和(2)處，兩方案揚(yáng)程的極差為2 m，效率的極差為0.27百分點(diǎn)。

2)平衡水管的位置與大小可以影響吸水室內(nèi)的壓力與流線分布，平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l或平衡水管直徑d越小時(shí)，吸水室中高壓區(qū)明顯增大，而渦流密度明顯減小，吸水室內(nèi)流線更加平順，壓力更加均衡；當(dāng)平衡水管為對(duì)比方案(3)與(5)時(shí)，吸水室內(nèi)高壓區(qū)明顯，且渦流密度較小。

3)平衡水管對(duì)吸水室的空化程度有一定影響，有平衡水管的吸水室所發(fā)生空化的區(qū)域明顯小于無平衡水管的吸水室，且空泡體積分?jǐn)?shù)最大值為96.31%，較無平衡水管的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)減小了0.42%。平衡水管的位置與大小可以影響吸水室的空化性能，平衡水管中心距入水平衡裝置出水口距離l或平衡水管直徑d越小時(shí)，吸水室內(nèi)所發(fā)生的空化區(qū)域明顯減小，優(yōu)化后方案的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值為90.91%，較優(yōu)化前方案的吸水室空泡體積分?jǐn)?shù)最大值降低5.4%。