摘 要:本文計(jì)算了DC-12-5型離心泵葉輪產(chǎn)生的軸向力，并采用計(jì)算流體力學(xué)(CFD)方法對平衡盤產(chǎn)生的平衡軸向力進(jìn)行了數(shù)值模擬計(jì)算。結(jié)果表明，該平衡盤裝置具有足夠的平衡性能和較高的靈敏度?；趯τ?jì)算結(jié)果的分析和對該離心泵平衡盤安裝結(jié)構(gòu)的觀察分析，提出了端銑離心泵后蓋背面、調(diào)整平衡環(huán)與主軸間的徑向間隙、在平衡盤上車削環(huán)槽等改進(jìn)措施。

關(guān)鍵詞:軸向力 平衡盤 數(shù)值模擬

中圖分類號:TH311文獻(xiàn)標(biāo)識碼:A文章編號:1674-098X(2012)03(a)-0058-02

DC-12-5型離心泵是陽煤集團(tuán)第一化肥廠飽和塔給水泵，是一臺五級泵。主要技術(shù)參數(shù)為:排液壓力Pd=2.5MPa;吸液壓力PS=0.1MPa;葉輪出口直徑D2=200mm;葉輪入口直徑D1=65mm;工作轉(zhuǎn)速n=2950rpm;水的密度ρ=980kg/m3;工作流量Q=12.5m3/h。該泵在生產(chǎn)中反復(fù)出現(xiàn)平衡盤燒盤現(xiàn)象，該廠檢修人員經(jīng)過多次檢修，更改平衡盤技術(shù)參數(shù)、更換新平衡盤及平衡環(huán)，都無法使平衡盤正常工作。本文通過對葉輪軸向力和平衡盤軸向力的計(jì)算分析，及對該離心泵平衡盤安裝結(jié)構(gòu)的觀察分析，提出改進(jìn)措施。

1 葉輪軸向力的計(jì)算

葉輪產(chǎn)生的軸向力包含兩部分:葉輪兩側(cè)液體壓差產(chǎn)生的軸向力PⅠ和液體軸向進(jìn)入葉輪產(chǎn)生的動反力PⅡ，二者方向相反。所以作用在葉輪軸上的軸向力P為:

(1)

葉輪前后蓋板與泵殼、泵蓋之間的液體受葉輪蓋板的摩擦而旋轉(zhuǎn)，液體旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，使得葉輪蓋板與泵殼、泵蓋間液體的壓力呈拋物線分布。

在液體中取一微單元(圖1)，則有，

(2)

該微單元液體產(chǎn)生的離心力為:

(3)

對于該微單元液體，有:

(4)

即:

(5)

積分后可得葉輪蓋板與泵殼之間任意位置液體的壓力為:

(6)

葉輪蓋板壁面上液體的旋轉(zhuǎn)速度與葉輪一樣，泵殼壁面上液體的旋轉(zhuǎn)速度為零，葉輪蓋板與泵殼之間液體的旋轉(zhuǎn)速度近似為葉輪旋轉(zhuǎn)速度的一半。由此得葉輪兩側(cè)液體壓差產(chǎn)生的軸向力P1為:

(7)

液體進(jìn)入葉輪產(chǎn)生的動反力PⅡ?yàn)?

(8)

離心泵工作時產(chǎn)生的總壓力一般在各級之間平均分配;應(yīng)用上述公式計(jì)算可得五級葉輪產(chǎn)生的總軸向力為P=4379.96N。

2 平衡盤軸向力的計(jì)算

平衡盤上產(chǎn)生的軸向力，采用計(jì)算流體力學(xué)(CFD)方法進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算。

2.1 物理模型

將離心泵的有關(guān)技術(shù)參數(shù)代入式(6)，算出平衡盤入口處壓力為P1=2.062376MPa。平衡環(huán)外徑Do=115mm、內(nèi)徑Do=88mm;平衡環(huán)與主軸間徑向間隙b=0.4mm;平衡盤與平衡環(huán)間的軸向間隙分別取b0=0.1、02、03mm，并在取每一軸向間隙值時，分別在平衡環(huán)上設(shè)置兩條深、寬均為0.8mm的環(huán)槽作為對照結(jié)構(gòu)(圖2中虛線所示)。

2.2 數(shù)學(xué)模型

離心泵平衡盤是一軸對稱結(jié)構(gòu)，采用二維軸對稱模型(圖2)。計(jì)算域邊界包括壓力入口1、無滑移壁面邊界2，3，4，5，6，7，8，9，10，軸對稱邊界12和壓力出口11。出于建模需要，將平衡室回液管口設(shè)置在軸心線上，簡單分析可知，這樣做不影響模擬計(jì)算結(jié)果。

采用FLUENT軟件對平衡盤裝置進(jìn)行數(shù)值模擬，選用非耦合求解器。壓力-速度耦合采用SIMPLE格式，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε雙方程模型，不考慮浮升力影響;動量方程、湍動能方程和湍動能耗散率方程都采用一階迎風(fēng)格式;對于軸向間隙和徑向間隙較小的部位以及各壁面處等水流速度、壓力變化較大處，采用自適應(yīng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行局部網(wǎng)格加密處理。

經(jīng)過FLUENT模擬計(jì)算，可獲得壁面3、5和壁面8上的液體壓力，二者之差即為平衡盤上產(chǎn)生的軸向力。結(jié)果如表1所示。

從表中數(shù)據(jù)可看出:

(1)軸向間隙越小，平衡盤上產(chǎn)生的軸向力越大，這和理論分析一致。且平衡盤軸向力隨著軸向間隙的變小，升高較快，說明該平衡盤裝置靈敏度較高。

(2)在平衡盤上無環(huán)槽時，軸向間隙b0在0.1～0.2mm之間，必然存在某一數(shù)值使得平衡盤本身能夠產(chǎn)生足夠的平衡力，平衡葉輪產(chǎn)生的軸向力。當(dāng)平衡盤上有環(huán)槽時，軸向間隙b0在0.2～0.3mm之間，存在某一數(shù)值使平衡盤本身能夠產(chǎn)生足夠平衡力。所以離心泵燒盤故障與平衡盤裝置本身的結(jié)構(gòu)、尺寸無關(guān)，是其他方面原因?qū)е铝藷P故障的產(chǎn)生。

(3)在平衡盤上設(shè)置環(huán)槽可有效提高平衡力，提高平衡盤的平衡性能。

3 改進(jìn)措施

DC-12-5型離心泵平衡盤裝置的平衡環(huán)安裝在泵后蓋背面上，采用螺釘固定并加墊片密封。拆下平衡環(huán)后觀察發(fā)現(xiàn)，泵后蓋背面上安裝平衡環(huán)的部位有沖蝕現(xiàn)象。經(jīng)分析，筆者認(rèn)為這是由于該泵輸送的水中含有微量氯，其pH值為5左右，且該泵工作溫度為60～70℃，具有一定的腐蝕性，在泵工作過程中，泵后蓋背面上安裝平衡環(huán)的部位在較高壓差的作用下產(chǎn)生滲漏，從而產(chǎn)生腐蝕。泵后蓋背面上的沖蝕降低了其形位精度和和表面質(zhì)量，導(dǎo)致泵后蓋背面與平衡環(huán)背面之間產(chǎn)生液體泄漏，降低了平衡盤前后的壓差;同時，泵后蓋背面的形位精度下降也導(dǎo)致了平衡環(huán)的傾斜，使之與主軸的垂直度和與平衡盤的平行度都產(chǎn)生較大的誤差，使平衡盤兩側(cè)的液體壓力在平衡盤圓周上分布不均勻，惡化了平衡盤的平衡性能。

基于以上計(jì)算和觀察分析，提出如下改進(jìn)措施:

(1)對安裝平衡環(huán)的離心泵后蓋背面進(jìn)行端銑，提高其形位精度和表面質(zhì)量，消除其與平衡環(huán)的貼合間隙，避免該處產(chǎn)生液體泄漏，提高平衡環(huán)與主軸的垂直度及與平衡盤的平行度。

(2)將平衡環(huán)與主軸間的徑向間隙b調(diào)整為0.4mm。

(3)在平衡盤上車削兩條深、寬均各為0.8mm的環(huán)槽。

采用以上措施后，該離心泵運(yùn)行正常，經(jīng)一段時間運(yùn)行，平衡盤裝置再未出現(xiàn)故障。

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①作者簡介:范振河(1967—)，男，山東化工職業(yè)學(xué)院，主要從事太陽能利用和數(shù)值模擬研究。