秦 武 ，陳芳芳 ，羅瑞祥 ，李志鵬

1 前言

環(huán)形吸水室具有形狀對稱、結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸較小等優(yōu)點，在節(jié)段式多級泵中應用較為廣泛，以滿足泵的整體結(jié)構(gòu)要求。由于環(huán)形吸水室的形狀和斷面面積相同，在葉輪的持續(xù)吸入作用下，液體在環(huán)形吸水室中的流速分布不均勻，對葉輪的汽蝕性能產(chǎn)生較明顯的影響，引起葉輪抗汽蝕性能的下降。為了提高泵的抗汽蝕性能，一方面可以通過優(yōu)化葉輪的幾何參數(shù)或改變?nèi)~片入口處的幾何結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)［1～5］，另一方面可以通過改善葉輪入口處的入流條件來實現(xiàn)［6～8］。當葉輪的水力設(shè)計達到最優(yōu)時，改善葉輪入口處的入流條件，也就是優(yōu)化吸水室的水力結(jié)構(gòu)將是提高泵抗汽蝕性能的一種重要方式。

CFD作為流場分析和性能預測的一種重要技術(shù)手段，在流體機械的水力優(yōu)化中已經(jīng)得以廣泛應用［9，10］。本文將根據(jù)環(huán)形吸水室內(nèi)速度場分布不均勻性產(chǎn)生的原因，通過優(yōu)化環(huán)形吸水室的過流面積來改善葉輪入口處速度場分布的均勻性，從而提高多級離心泵的抗汽蝕性能，并采用CFD技術(shù)對優(yōu)化前后的流場進行對比分析，最后進行試驗驗證。

2 計算模型

2.1 環(huán)形吸水室水力結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

以一臺節(jié)段式并聯(lián)多級離心泵為研究對象，吸水室為環(huán)形結(jié)構(gòu)，采用兩級葉輪進行水力分析和試驗驗證。泵的設(shè)計參數(shù)為：流量Q=2400 m3/h，轉(zhuǎn)速n=1480 r/min，揚程H=190 m，效率 η≥82%，汽蝕余量NPSHR≤6 m。為了改善環(huán)形吸水室內(nèi)的液體在流動過程中速度分布不均勻的缺點，保持吸水室的進口段結(jié)構(gòu)尺寸不變，對環(huán)形段進行水力優(yōu)化。在保持環(huán)形吸水室結(jié)構(gòu)簡單且對稱分布的前提下，從滿足泵整體結(jié)構(gòu)要求的角度出發(fā)，采用對稱分布的半螺旋形式優(yōu)化吸水室的水力結(jié)構(gòu)，使過流面積沿流程逐漸減小，以盡量滿足速度分布的均勻性要求，從而改善首級葉輪的吸入條件，提高首級葉輪的抗汽蝕性能［11］。環(huán)形吸水室優(yōu)化前后的水力結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 環(huán)形吸水室水力結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后示意

優(yōu)化后各過流斷面面積變化規(guī)律的計算方法為：

首先確定0-3斷面液體的平均流速v：

式中 vj——葉輪進口流速，m/s

然后確定0-3斷面面積，其中認為通過第3斷面的流量為3Q/8，故第3斷面的面積為A3：

式中 Q ——液體的體積流量，m3/s

其余各斷面面積與第3斷面按比例減小，即：

2.2 物理模型的建立及網(wǎng)格劃分

應用Pro/ENGINEER創(chuàng)建多級離心泵計算域的物理模型，計算域包含吸水室、首級和次級葉輪、導葉、末級壓出室以及各級葉輪的前后腔，忽略了口環(huán)間隙。應用分塊劃分網(wǎng)格的技術(shù)在GAMBIT中進行網(wǎng)格的劃分，將整個流場劃分為四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。在網(wǎng)格劃分過程中，優(yōu)化前后的兩個物理模型在相應的過流區(qū)域采用的網(wǎng)格劃分方法相同，除了首級吸水室由于結(jié)構(gòu)的不同網(wǎng)格數(shù)量有所變化外，其他過流區(qū)域網(wǎng)格劃分結(jié)果完全一致，以盡量避免由于網(wǎng)格劃分的不同而使計算結(jié)果有差異。吸水室優(yōu)化前后泵的整體網(wǎng)格劃分情況如圖2所示，其中優(yōu)化前的網(wǎng)格單元數(shù)為1522.4萬，優(yōu)化后的網(wǎng)格單元數(shù)為1466.6萬。經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性檢查，各物理模型的網(wǎng)格數(shù)量滿足計算精度的要求。

2.3 數(shù)值計算方法

假定流動定常，應用動參考系（MRF）將整個流場分為旋轉(zhuǎn)的葉輪和靜止的過流部件等兩個區(qū)域。湍流模型選取RNG κ-ε模型，近壁面采用標準壁面函數(shù)。壓力和速度的耦合采用SIMPLEC算法。壓力方程的離散采用標準格式，動量方程、湍動能與耗散率輸運方程的離散均采用二階迎風格式。進口采用速度邊界條件，出口采用自由出流條件，壁面位置采用無滑移邊界條件。在迭代計算的過程中，當末級壓出室出口處的壓力保持穩(wěn)定時，則判斷計算收斂。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 性能參數(shù)的計算方法

揚程的計算公式為：

式中 H ——揚程

ρ ——流體的密度，kg/m3

g ——重力加速度，m/s2

軸功率的計算公式為：

式中 P ——軸功率，kW

M —— 作用在葉輪前、后蓋板的內(nèi)外表面及葉片上的力矩矢量之和，N·m

ω ——葉輪的旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s

效率的計算公式為：

3.2 性能參數(shù)的數(shù)值預測及試驗驗證

表1所示為環(huán)形吸水室優(yōu)化前后泵的揚程、軸功率和效率在設(shè)計工況點的計算結(jié)果的對比，以及優(yōu)化后的計算值與試驗值的對比。

表1 在設(shè)計工況點性能參數(shù)的計算值與試驗值的對比

由計算值的對比分析來看，吸水室優(yōu)化前后泵的性能參數(shù)沒有明顯的差異，表明環(huán)形吸水室水力結(jié)構(gòu)的變化對泵的揚程、軸功率、效率的影響較小。由優(yōu)化后的計算值與試驗值的對比分析來看，揚程的計算誤差最小，效率的計算誤差最大。由于在數(shù)值計算中忽略了容積損失，并且沒有考慮軸承、密封等機械損失對軸功率的影響，這些損失占軸功率的2.5%左右，當考慮被忽略的各種損失對計算的影響時，軸功率的計算誤差可以忽略，效率的計算誤差在1.2%左右?？傮w來看，本文所采用的數(shù)值計算方法具有很高的計算精度，后面關(guān)于流場的對比分析具有較高的可信度。

3.3 流場分析

為了便于比較分析，在計算數(shù)據(jù)的后處理過程中，對優(yōu)化前后的環(huán)形吸水室的入口壓力進行了一致化處理，也就是將整個流場的壓力同時加減某個數(shù)值，使吸水室入口壓力為一個標準大氣壓。葉輪的旋轉(zhuǎn)方向為逆時針。

圖3，4為環(huán)形吸水室優(yōu)化前、后壓力和速度分布云圖的對比分析。

圖3 環(huán)形吸水室壓力云圖

圖4 環(huán)形吸水室速度云圖

總體來看，優(yōu)化前、后的吸水室內(nèi)的壓力和速度都表現(xiàn)出明顯的非均勻性分布特點，環(huán)形室內(nèi)正對入口位置為低壓高速區(qū)，液體在環(huán)形室兩側(cè)向中間隔板流動的過程中為降速增壓的過程，沿流線方向的速度梯度和壓力梯度都較大。優(yōu)化前的環(huán)形吸水室受葉輪的旋轉(zhuǎn)效應影響較為明顯，在環(huán)形室兩側(cè)的壓力和速度分布具有明顯的非對稱性，而優(yōu)化后的吸水室的壓力和速度則表現(xiàn)出基本對稱的分布特點。雖然優(yōu)化后吸水室內(nèi)的速度沒有呈現(xiàn)完全均勻分布的特點，但相比較優(yōu)化前的速度分布，其均勻性有所改善。

圖5 環(huán)形吸水室速度矢量分布情況

圖5 所示為環(huán)形吸水室優(yōu)化前后的速度矢量場分布情況對比分析。優(yōu)化前，由于環(huán)形吸水室的過流面積大，液體流速低，無法克服逆壓作用，在環(huán)形室內(nèi)的大部分區(qū)域產(chǎn)生明顯的旋渦運動；優(yōu)化后，由于過流面積沿流程逐漸減小，液體流速相對較高，具有更大的慣性力克服逆壓作用，因而其旋渦運動較弱，從而也為首級葉輪創(chuàng)造了相對較好的入流條件。

圖6，7為環(huán)形吸水室優(yōu)化前、后首級葉輪入口處的壓力和速度分布云圖?？傮w來看，優(yōu)化前后首級葉輪入口處的壓力和速度分布趨勢比較相似，均勻性都較差，優(yōu)化后的速度分布較優(yōu)化前略有改善。由圖8所示的速度矢量場分布情況來看，首級葉輪入口平面上的旋渦運動比較明顯，優(yōu)化后的速度矢量場相對好一些。總體而言，環(huán)形吸水室無法為首級葉輪提供良好的入流條件。

圖6 首級葉輪入口處壓力云圖

圖7 首級葉輪入口處速度云圖

圖8 首級葉輪入口處速度矢量分布情況

圖9所示為首級葉輪葉片入口背面位置的壓力分布情況，比較明顯的低壓區(qū)數(shù)值在圖中予以標示，以便進行對比分析?？傮w來看，環(huán)形吸水室優(yōu)化前后首級葉輪的壓力場整體分布情況非常類似，比較明顯的區(qū)別是在優(yōu)化后葉片入口背面的最低壓力值要高于優(yōu)化前，也就是在環(huán)形吸水室優(yōu)化后能夠更有效地抑制首級葉輪汽蝕現(xiàn)象的產(chǎn)生和發(fā)展，從而能夠提高泵的抗汽蝕性能。

圖9 首級葉輪葉片入口背面位置壓力云圖

由圖10所示首級葉輪中心流面上的相對速度矢量分布情況來看，在環(huán)形吸水室優(yōu)化前后首級葉輪內(nèi)的速度場并沒有明顯差異，這也正是環(huán)形吸水室優(yōu)化前后泵的整體性能參數(shù)非常接近的原因。

圖10 首級葉輪中心流面上相對速度矢量分布情況

總體而言，環(huán)形吸水室的水力優(yōu)化，不會對泵的揚程、軸功率、效率等性能參數(shù)產(chǎn)生明顯的影響，但是能夠提高泵的抗汽蝕性能。

4 汽蝕性能試驗

為驗證環(huán)形吸水室的優(yōu)化對泵汽蝕性能的影響，在測試臺進行真機汽蝕性能試驗。主要試驗儀器如表2所示，汽蝕試驗性能曲線如圖11所示。

表2 汽蝕性能試驗儀器參數(shù)

圖11 汽蝕性能試驗結(jié)果

參照GB/T3216-2005第11.1.2條汽蝕試驗NPSH3標準，確定在額定揚程下降3%為汽蝕點，在設(shè)計轉(zhuǎn)速下，首級葉輪試驗揚程190×（1-3%）=184.3 m確定的NPSH=5.55 m比環(huán)形吸水室低0.6 m。由此可知，泵的實際汽蝕余量完全滿足汽蝕性能要求，關(guān)于環(huán)形吸水室的水力優(yōu)化具有明顯的成效。

5 結(jié)語

通過采用對稱分布的半螺旋形式優(yōu)化環(huán)形吸水室的水力結(jié)構(gòu)，吸水室內(nèi)的壓力場和速度場由非對稱結(jié)構(gòu)變?yōu)榛緦ΨQ分布，同時改善了吸水室內(nèi)的速度矢量場和首級葉輪的入流條件，提高了泵的抗汽蝕性能，經(jīng)汽蝕試驗驗證泵的汽蝕性能完全滿足設(shè)計要求。環(huán)形吸水室的水力優(yōu)化對泵的揚程、軸功率和效率不產(chǎn)生明顯影響。

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