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(1.中國(guó)特種設(shè)備檢測(cè)研究院,北京 100029； 2.中國(guó)石油大學(xué)(華東) 化學(xué)工程學(xué)院，山東 青島 266580)

伴隨著大型離心泵變工況運(yùn)行在工程項(xiàng)目中應(yīng)用場(chǎng)合的不斷增多，大功率離心泵流致振動(dòng)導(dǎo)致的可靠性降低問題也日益突出[1-2]。雙吸離心泵可有效改善工況變化對(duì)離心泵運(yùn)行可靠性的不利影響，得到了廣泛的應(yīng)用[3-4]。但雙吸離心泵用于變工況場(chǎng)合只是具有軸向力相互平衡等優(yōu)點(diǎn)，工況的改變還是會(huì)使葉輪周圍液體的速度和壓力分布發(fā)生變化，葉輪上作用有徑向力[5]。在單級(jí)蝸殼泵中，有些雙吸離心泵的蝸殼設(shè)計(jì)成雙層蝸殼結(jié)構(gòu)，用以平衡徑向力[6]。但從已經(jīng)投運(yùn)的大型高功率離心泵來看，雙層蝸殼泵實(shí)際變工況運(yùn)行時(shí)還是不同程度上存在著較大振動(dòng)，研究表明變工況運(yùn)行時(shí)泵內(nèi)壓力分布變化是產(chǎn)生振動(dòng)的主要原因[7-9]。因此，研究這種泵型變工況時(shí)泵內(nèi)的流動(dòng)特性，掌握流動(dòng)規(guī)律，對(duì)提高泵的運(yùn)行水平及改進(jìn)泵的設(shè)計(jì)都具有重要意義。

計(jì)算機(jī)技術(shù)的更新?lián)Q代促進(jìn)了計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)的應(yīng)用，CFD已經(jīng)已成為包括離心泵在內(nèi)的流體機(jī)械流動(dòng)分析的重要工具和技術(shù)手段[10-11]。馮秋月等[12]利用CFD 數(shù)值模擬技術(shù)對(duì)原油調(diào)合離心泵內(nèi)流動(dòng)進(jìn)行了模擬，并分析了工況變化對(duì)泵內(nèi)流場(chǎng)的影響。S A I Bellary等[13]通過數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)的方法研究了水利結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)原油輸送離心泵流場(chǎng)和外特性的影響，并在模擬結(jié)果的基礎(chǔ)上進(jìn)行了性能優(yōu)化。談明高等[14]對(duì)6臺(tái)不同外徑離心泵的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，并分析了外徑對(duì)泵內(nèi)流場(chǎng)的影響。Raúl Barrio等[15]在實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的基礎(chǔ)上通過CFD軟件模擬了不同工況單級(jí)離心泵隔舌附近的不穩(wěn)定流動(dòng)，并對(duì)不穩(wěn)定流動(dòng)特征進(jìn)行了分析。

本文以實(shí)際運(yùn)行中振動(dòng)較大的某石化煉油廠常減壓裝置減三線蠟油泵為原型泵，對(duì)其進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，研究設(shè)計(jì)流量工況和非設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)速度和壓力分布情況，為改進(jìn)該蠟油泵的運(yùn)行水平提供參考。

1 離心泵內(nèi)流場(chǎng)數(shù)值計(jì)算

1.1 計(jì)算模型及模擬工況

數(shù)值計(jì)算所用模型泵的進(jìn)、出口直徑分別為254 mm和200 mm，葉輪出口直徑為430 mm，葉片數(shù)為3，轉(zhuǎn)速為2 970 r/min。單級(jí)雙吸雙層蝸殼離心泵的計(jì)算域?qū)嶓w模型見圖1，主要包括半螺旋形吸水室、雙吸葉輪和雙層蝸殼3部分，計(jì)算域?qū)Ρ玫倪M(jìn)、出口進(jìn)行適當(dāng)延長(zhǎng)。單相流體蠟油的密度為720.5 kg/m3，動(dòng)力黏度為0.079 0 Pa·s。

圖1 離心泵計(jì)算域?qū)嶓w模型

1.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件

由于吸水室和蝸殼幾何結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，采用了對(duì)復(fù)雜邊界適應(yīng)性強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格對(duì)計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在葉輪葉片周圍、吸水室防渦板處和壓水室的隔舌及隔板處進(jìn)行網(wǎng)格加密，網(wǎng)格總數(shù)為2 076 952個(gè)單元，葉輪和蝸殼網(wǎng)格見圖2。

圖2 葉輪和蝸殼網(wǎng)格示圖

計(jì)算域的進(jìn)口邊界采用壓力進(jìn)口條件，給定壓為泵實(shí)際運(yùn)行時(shí)的進(jìn)口壓力，出口由質(zhì)量守恒定律和進(jìn)口無預(yù)旋的假設(shè)計(jì)算得出出口法向速度，且在出口截面上均勻分布。流道內(nèi)與流體相接觸的固體表面上均采用無滑移壁面條件，壁面附近采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)[16]。

2 離心泵模擬結(jié)果及分析

為研究雙吸離心泵蠟油介質(zhì)在不同流量工況下的內(nèi)部流動(dòng)特性，分別設(shè)置出口流體速度(通過出口速度的變化來改變流量)對(duì)多流量工況進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，根據(jù)計(jì)算結(jié)果得出雙層蝸殼離心泵不同流量工況下的內(nèi)部流場(chǎng)。

2.1 內(nèi)部流體壓力分布

2.1.1設(shè)計(jì)流量工況

離心泵在設(shè)計(jì)流量工況下的泵內(nèi)壓力、蝸殼內(nèi)壓和葉輪內(nèi)壓分布等值線圖見圖3～圖5。

圖3 設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)壓力分布

圖4 設(shè)計(jì)流量工況下蝸殼內(nèi)壓力分布

圖5 設(shè)計(jì)流量工況下葉輪內(nèi)壓力分布

綜合分析圖3～圖5的壓力分布情況可知，在設(shè)計(jì)流量工況下，隨著半徑的增加，葉輪內(nèi)壓力從葉輪進(jìn)口到葉輪出口不斷增加，葉片工作面的壓力大于非工作面的的壓力，葉輪內(nèi)壓力分布軸對(duì)稱性較好，這與一般離心泵在設(shè)計(jì)工況下的流動(dòng)規(guī)律相一致。但葉輪出口靠近隔舌和隔板始端位置壓力略有增大，且隔板始端壓力增大區(qū)域要大于隔舌位置區(qū)域。蝸殼內(nèi)壓力從隔舌位置開始向著蝸殼出口方向壓力逐漸增大，說明蝸殼起到了很好的降速擴(kuò)壓作用，且隔板始端附近壓力梯度較大，從隔舌到隔板始端180°包角范圍和對(duì)稱的隔板內(nèi)側(cè)蝸殼內(nèi)180°范圍內(nèi)的壓力對(duì)稱性較好，隔舌前端靠近隔板內(nèi)側(cè)蝸殼內(nèi)存在一定的壓力增大區(qū)域，但從葉輪內(nèi)的壓力分布來看，靠近隔板的壓力變化對(duì)葉輪內(nèi)壓力的分布影響不大，整體看葉輪內(nèi)及葉輪周圍蝸殼內(nèi)360°范圍的壓力分布對(duì)稱性較好，這說明雙層蝸殼泵在設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)壓力，特別是葉輪內(nèi)壓力分布比較均勻，軸對(duì)稱性較好。

2.1.2小流量工況

離心泵在0.61倍設(shè)計(jì)流量工況下的泵內(nèi)壓力、蝸殼內(nèi)壓和葉輪內(nèi)壓分布等值線圖見圖6～圖8。

圖6 0.61倍設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)壓力分布

圖7 0.61倍設(shè)計(jì)流量工況下蝸殼內(nèi)壓力分布

圖8 0.61倍設(shè)計(jì)流量工況下葉輪內(nèi)壓力分布

綜合分析圖6～圖8的壓力分布情況可知，隔舌前端隔板內(nèi)側(cè)蝸殼內(nèi)壓力增大區(qū)域增加，蝸殼從隔舌到隔板始端180°包角范圍和對(duì)稱的隔板內(nèi)側(cè)蝸殼內(nèi)180°范圍內(nèi)的壓力對(duì)稱性變差，葉輪在靠近隔舌前端和隔板始端附近區(qū)域內(nèi)葉輪出口壓力大于其它位置葉輪出口壓力，相對(duì)于設(shè)計(jì)流量工況，壓力增大區(qū)域增加。 由于蝸殼內(nèi)壓力分布呈現(xiàn)出一定的非軸對(duì)稱性，所以葉輪內(nèi)壓力分布的軸對(duì)稱性相對(duì)于設(shè)計(jì)流量工況變差。

2.1.3大流量工況

離心泵在1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下的泵內(nèi)壓力、蝸殼內(nèi)壓和葉輪內(nèi)壓分布等值線圖見圖9～圖11。

圖9 1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)壓力分布

圖10 1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下蝸殼內(nèi)壓力分布

圖11 1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下葉輪內(nèi)壓力分布

綜合分析圖9～圖11的壓力分布情況可知，在大于設(shè)計(jì)流量工況下，靠近隔舌前端隔板內(nèi)側(cè)蝸殼和隔舌后端蝸殼內(nèi)都存在壓力局部增大區(qū)域，隔板始端壓力變大區(qū)域相對(duì)設(shè)計(jì)流量工況和小流量工況由隔板始端向前移動(dòng)到隔板始端向后位置。隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)壓力梯度比較大，壓力分布不均勻性明顯。蝸殼內(nèi)壓力分布對(duì)葉輪內(nèi)壓力分布的影響相對(duì)較小，葉輪內(nèi)壓力軸對(duì)稱性相對(duì)于設(shè)計(jì)流量工況變差，葉輪內(nèi)壓力增大區(qū)域相對(duì)于小流量工況向隔舌后端和隔板始端后方移動(dòng)。

2.2 內(nèi)部流體速度分布

離心泵在0.61倍設(shè)計(jì)流量、設(shè)計(jì)流量和1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下的泵內(nèi)速度分布等值線圖見圖12～圖14。

圖12 0.61倍設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)速度分布

圖13 設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)速度分布

圖14 1.11倍設(shè)計(jì)流量工況下泵內(nèi)速度分布

綜合分析圖12～圖14的流體速度分布情況可知，在設(shè)計(jì)流量工況和2種非設(shè)計(jì)流量工況下，葉輪與蝸殼內(nèi)都存在明顯的流體速度梯度，葉輪內(nèi)流體的速度明顯大于隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)流體速度。由于葉輪是通過葉片將機(jī)械能傳遞給流體的，這使得流體速度能和壓力能得到增加，所以最大速度基本在葉輪工作面靠近葉輪出口處，這與理論分析結(jié)果相一致。隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)從隔板始端到蝸殼出口基本上是速度逐漸降低，蝸殼起到了一定的降速擴(kuò)壓作用，但3種流量工況下速度分布差別較大。

設(shè)計(jì)流量工況下，蝸殼隔舌到隔板始端180°包角范圍和對(duì)稱的隔板內(nèi)側(cè)蝸殼內(nèi)180°范圍內(nèi)流體速度與從葉輪流出的流體速度大小基本一致，不會(huì)發(fā)生撞擊現(xiàn)象，因此葉輪周圍的流體速度(圖13)和壓力(圖5)分布是均勻的，葉輪內(nèi)速度軸對(duì)稱性較好。

當(dāng)流量小于設(shè)計(jì)流量時(shí)，葉輪內(nèi)速度分布軸對(duì)稱性變差(圖12)，特別是靠近隔板始端葉片的工作面處速度明顯變大。由于流量小于設(shè)計(jì)流量，蝸殼內(nèi)的流道面積相對(duì)過大，使實(shí)際液流速度低于設(shè)計(jì)流速，但隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)速度基本是逐漸降低的，小流量工況外側(cè)蝸殼內(nèi)的速度分布最合理。

在大于設(shè)計(jì)流量工況下(圖14)，葉輪內(nèi)速度軸對(duì)稱性相對(duì)小流量工況較好，但是隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)速度變化并不均勻，蝸殼內(nèi)的速度變化勢(shì)必會(huì)造成隔板外側(cè)蝸殼內(nèi)的流動(dòng)損失(對(duì)應(yīng)于圖9和圖10的壓力變化)。

3 結(jié)語

通過建立雙層蝸殼離心泵流動(dòng)區(qū)域計(jì)算模型，對(duì)泵內(nèi)流動(dòng)進(jìn)行模擬。對(duì)葉輪和蝸殼內(nèi)部流場(chǎng)的分析表明，雙層蝸殼泵葉輪周圍蝸殼和葉輪內(nèi)壓力和速度分布具有軸對(duì)稱性的特征，雙層蝸殼可以起到平衡徑向力的作用。當(dāng)偏離設(shè)計(jì)流量工況時(shí)，蝸殼隔板內(nèi)側(cè)和葉輪內(nèi)壓力和速度分布軸對(duì)稱性變差，特別是在小流量工況下，靠近隔舌附近和蝸殼隔板始端附近葉輪內(nèi)壓力和速度梯度變化明顯，分析認(rèn)為此即該雙層蝸殼泵產(chǎn)生振動(dòng)的主要原因。盡管在大于設(shè)計(jì)流量工況下葉輪內(nèi)壓力和速度分布較好，但蝸殼隔板外側(cè)壓力和速度分布變化較大，會(huì)造成蝸殼內(nèi)流動(dòng)損失增加。本文的研究揭示了該型雙蝸殼離心泵內(nèi)部的流動(dòng)規(guī)律，得到了一些非設(shè)計(jì)流量工況下的不合理流動(dòng)現(xiàn)象，為后續(xù)研究該型泵的非定常流動(dòng)特性打下了基礎(chǔ)，同時(shí)對(duì)改進(jìn)該型泵的設(shè)計(jì)具有重要的參考價(jià)值。