（西安交通大學 動力工程多相流國家重點實驗室，西安 710049）

0 引言

離心泵作為一種通用機械被廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)、航空航天和石油化工領(lǐng)域當中［1］，提高離心泵轉(zhuǎn)速可以有效減小泵的體積［2］。然而，傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)的離心泵需要繁復的聯(lián)動裝置和潤滑系統(tǒng)以達到提高泵轉(zhuǎn)速的效果，這使得泵的結(jié)構(gòu)更加復雜、體積龐大。并且，高速泵大多采用油潤滑滑動軸承［3］，潤滑系統(tǒng)中使用的礦物質(zhì)潤滑油對環(huán)境和系統(tǒng)都會造成一定的污染。

采用系統(tǒng)工質(zhì)自潤滑的動壓液體軸承的高速泵無須潤滑油，不會對環(huán)境和系統(tǒng)造成污染，無須復雜的供液機構(gòu)［4］，因此其體積遠小于常規(guī)的高速泵。并且由于潤滑液體為流動的系統(tǒng)工質(zhì)，能夠?qū)崿F(xiàn)工作中對軸承的持續(xù)冷卻，有效解決傳統(tǒng)油動壓潤滑軸承在高速運轉(zhuǎn)過程中因為潤滑油溫升而引起的軸承燒損問題。因此，采用工質(zhì)自潤滑動壓軸承高速泵具有體積小、噪聲低、轉(zhuǎn)速高和壽命長的特點。

在工程實際中，大部分泵使用調(diào)速調(diào)節(jié)的方法滿足實際工作過程的變工況需求［5］。因此，對泵在不同轉(zhuǎn)速下的性能變化進行研究十分必要。趙萬勇等［5］采用數(shù)值模擬的方法對雙吸離心泵進行了變轉(zhuǎn)速性能研究，驗證了比例定律能有效反映泵的性能參數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化的情況。楊曉珍［6］對3臺不同比轉(zhuǎn)速（額定轉(zhuǎn)速分別為3 000，2 950，2 970 r/min）的離心泵進行了變轉(zhuǎn)速性能實驗，研究結(jié)果表明揚程與功率都隨轉(zhuǎn)速的升高而增大。馬鵬飛［7］使用數(shù)值模擬的方法驗證了相似定律對一額定轉(zhuǎn)速為600 r/min的水泵性能預(yù)測的有效性。裴毅等［8］研究了轉(zhuǎn)速變化對設(shè)計轉(zhuǎn)速為2 900 r/min的閉式水泵系統(tǒng)節(jié)能效果的影響。朱紅耕等［9］研究采用比例定律對設(shè)計轉(zhuǎn)速為1 450 r/min的大型低揚程泵轉(zhuǎn)速變化以及由轉(zhuǎn)速變化引起的流道水力特性變化對泵水力性能的影響進行了研究。目前對于離心泵變轉(zhuǎn)速的性能研究大多集中在額定轉(zhuǎn)速低，葉輪直徑大的傳統(tǒng)離心泵上，但是幾乎沒有針對高額定轉(zhuǎn)速離心泵的變轉(zhuǎn)速性能研究［10-16］。

本文研究的新型高速離心泵的額定轉(zhuǎn)速為7 500 r/min，遠高于大多數(shù)傳統(tǒng)離心泵的額定轉(zhuǎn)速，并且水力結(jié)構(gòu)形式異于傳統(tǒng)離心泵的水力結(jié)構(gòu)形式，因此須研究轉(zhuǎn)速對其變水力性能的影響。

1 高速離心泵與試驗測試

1.1 高速離心泵的結(jié)構(gòu)及參數(shù)

高速離心管道泵采用了液體動壓軸承，直接利用系統(tǒng)的工作流體對軸承進行潤滑。電機轉(zhuǎn)子與軸承相結(jié)合，直接置入工質(zhì)流體內(nèi)，利用旋轉(zhuǎn)過程中軸承與轉(zhuǎn)子配合面產(chǎn)生的動壓效應(yīng)進行支撐。并且由于其過流部件泄漏間隙都在泵殼體內(nèi)，基本不存在泄漏問題。

高速離心泵的結(jié)構(gòu)如圖1所示，其核心過流部件主要由誘導輪、葉輪、有葉擴壓器與導流流道組成。

圖1 高速離心泵結(jié)構(gòu)

高速離心泵使用誘導輪以避免高速運轉(zhuǎn)下泵內(nèi)發(fā)生的空化現(xiàn)象。采用葉片數(shù)量為3片的等截距誘導輪，誘導輪入口輪蓋與輪轂直徑分別為32，9.6 mm，出口輪蓋與輪轂直徑分別為27.2，12 mm。

由于結(jié)構(gòu)及加工工藝的限制，該高速離心泵的葉輪采用半開形式的葉輪。葉輪的葉片數(shù)量為6片，葉輪出口直徑64 mm，出口葉高3.8 mm，出口安裝角20°。

該泵須使用系統(tǒng)工質(zhì)對軸承進行潤滑冷卻，需要軸向進出的流道結(jié)構(gòu)，因此采用有葉擴壓器取代傳統(tǒng)離心泵使用的蝸殼，用以提高流體靜壓。有葉擴壓器的葉片數(shù)量為7片，入口直徑66 mm，出口直徑82 mm，葉片出口安裝角5.8°。

1.2 測試試驗臺

所搭建的泵性能測試平臺系統(tǒng)流程如圖2所示。在平臺上進行了不同轉(zhuǎn)速下高速泵的水力性能測試。

圖2 水泵測試平臺流程

搭建的水泵測試平臺采用精度為±0.5%的MIX-LEGY-DN32渦輪流量計對泵的流量進行測量，采用精度為±0.3%的SMC-PSE-560壓力傳感器對泵進出口及泵體的壓力進行測量，泵轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速由變頻器內(nèi)部自帶的PLC程序轉(zhuǎn)換得到，采用精度為±0.5%的三相功率計PZ-9930測得電機功率，該功率即為泵的總輸入功率。

1.3 試驗測試結(jié)果

定義核心過流部件（包括誘導輪、葉輪、有葉擴壓器以及導向流道）的揚程為水力揚程：

式中 Pshell——泵體上壓力傳感器測得壓力；

Pinlet——泵入口壓力傳感器測得壓力。

由于進出口管徑相同，且該泵進出口在同一軸線上，因此該泵總揚程可由下式計算：

故該泵水力部件效率由下式計算得到：

式中 Wpower——三相電功率儀測得總輸入電功率。

該泵的總效率則由下式計算：

本文對該高速管道泵在3組不同轉(zhuǎn)速（6 600，7 500，8 100 r/min）下的水力性能進行了測試。測試所得流量-揚程曲線如圖3所示。在設(shè)計轉(zhuǎn)速（7 500 r/min）與流量（3.5 m3/h）下，揚程可達26.54 m。測試結(jié)果表明在不同轉(zhuǎn)速下，該高速離心泵的流量-揚程曲線都顯示隨著流量的逐漸增加，揚程都逐漸下降。隨著轉(zhuǎn)速的增加，泵的可工作流量范圍也逐漸增大。泵的水力揚程與總揚程具有相同的變化趨勢。流量為3.5 m3/h時，6 600，7 500，8100 r/min下的水力揚程與總揚程的差值分別為1.17，1.36，1.43 m。隨著轉(zhuǎn)速的增加，相同流量下的工質(zhì)具有更高的勢能，在水力部件的后續(xù)流道中損失更大，因此水力揚程與總揚程間的差值也隨轉(zhuǎn)速逐漸增大。

圖3 不同轉(zhuǎn)速試驗流量-揚程曲線

不同轉(zhuǎn)速下高速離心泵的流量-效率曲線如圖4所示。不同轉(zhuǎn)速下高速離心泵的最佳效率分別可達33.79%，35.39%，35.52%，相同條件下其水力部件效率也都是該轉(zhuǎn)速下的最佳效率點，其效率分別為36.02%，37.97%，37.39%。不同轉(zhuǎn)速下的流量-效率曲線變化趨勢基本一致，效率隨流量的增加先到達效率最佳點后迅速下降。隨著流量的增加，由于泵內(nèi)流體流速增大，泵內(nèi)流道損失也逐漸增大，如圖4（a）～（c）所示，水力部件效率與總效率的差值隨流量的增加逐漸增大。各個轉(zhuǎn)速下的效率最佳點見表1。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下試驗流量-效率曲線

表1 不同轉(zhuǎn)速下效率最佳點

2 數(shù)值模擬結(jié)果分析

2.1 計算模型

高速離心泵的數(shù)值計算模型如圖5所示。計算模型包括入口延長段、誘導輪、葉輪、有葉擴壓器與出口導流段5個部分。本文研究的計算模型不包括出口導流段后續(xù)的軸承流道與電機流道，有葉擴壓器與葉輪間的間隙對計算的影響在本文中也未考慮。計算模型考慮了實際工作過程中的間隙對離心泵性能的影響。由于采用了液體動壓軸承，在實際工作過程中，葉輪的葉頂間隙在0.3～0.4 mm之間不斷變化。在本文計算中，只針對最小與最大葉頂間隙，即0.3，0.4 mm 2種狀態(tài)進行模擬計算。誘導輪的葉頂間隙被設(shè)置為0.5 mm。計算模型采用六面體進行網(wǎng)格劃分，并對近葉片壁面、葉片出口區(qū)域以及葉頂間隙區(qū)域進行了局部加密處理。如表2所示，以泵水力部件揚程為參考進行模型的網(wǎng)格無關(guān)性驗證，結(jié)果表明總網(wǎng)格數(shù)量為446萬的計算模型滿足計算要求，因此選擇該計算模型進行數(shù)值模擬研究。

圖5 水力部件計算模型網(wǎng)格劃分

表2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

2.2 湍流模型與邊界條件

本文使用ANSYS CFX軟件，采用SST k-ω湍流模型，進口邊界條件設(shè)置為總壓進口，出口設(shè)置為質(zhì)量流量出口，壁面區(qū)域設(shè)置為無滑移邊界，動靜界面設(shè)置為Frozen Rotor，采用水作為工質(zhì)，對不同轉(zhuǎn)速下的水力部件性能進行了模擬。

2.3 數(shù)值計算結(jié)果

不同轉(zhuǎn)速下模擬所得高速離心泵的水力特性曲線，與試驗所得的性能曲線對比如圖6，7所示。

圖6 不同轉(zhuǎn)速下流量-揚程曲線對比

圖7 不同轉(zhuǎn)速下流量-水力效率曲線對比

由圖6，7可以看出，數(shù)值模擬得到的泵的不同間隙下水力性能曲線與試驗所得性能曲線變化趨勢一致。不同轉(zhuǎn)速下，泵的水力部件揚程均隨流量增大而增加，效率曲線都先升高再降低，并且隨著轉(zhuǎn)速增加，高效點逐漸偏向大流量區(qū)域。數(shù)值模擬結(jié)果顯示不同轉(zhuǎn)速下，該泵數(shù)值模擬所得水力部件揚程均略高于試驗值；不同轉(zhuǎn)速下，該高速離心泵的最高水力部件效率分別可達38.26%，39.21%，38.87%，分別高出試驗最高水力效率值2.25%，1.24%，1.48%。

3 結(jié)果與討論

3.1 變轉(zhuǎn)速下模擬結(jié)果

圖6示出了不同葉頂間隙情況下，揚程隨流量的變化趨勢。由模擬結(jié)果可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的不斷增加，較大的葉頂間隙使得泵內(nèi)的損失增大，造成了揚程的降低。這一結(jié)果在小流量工況下體現(xiàn)得更加明顯。在不同轉(zhuǎn)速的最小流量工況下，小葉頂間隙與大葉頂間隙的揚程損失分別為0.33，0.48，0.56 m，相對損失分別為1.19%，1.34%，1.37%。與試驗結(jié)果相對比，模擬結(jié)果曲線較為平滑，試驗結(jié)果曲線存在一定波動，這是由于工作過程中，隨著轉(zhuǎn)速或流量的變化，葉輪的軸向力發(fā)生變化，造成動壓軸承內(nèi)液膜厚度發(fā)生變化，導致葉輪的葉頂間隙發(fā)生變化。不同的葉頂間隙下，泵內(nèi)的損失不同，因此試驗結(jié)果曲線存在一定的波動。

3.2 比例工況試驗結(jié)果

在傳統(tǒng)離心泵的變轉(zhuǎn)速使用過程中，比例定律在不同形式及工況的離心泵中得到了有效且廣泛的驗證［5-8］。按照比例定律，在相似工況不同轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)的泵，其效率近似相等，其性能滿足下列關(guān)系式［10］：

式中 A，B —— 下標，不同的轉(zhuǎn)速以及不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)下的水力性能參數(shù)。

以設(shè)計工況（轉(zhuǎn)速7 500 r/min，流量3.5 m3/h，揚程30 m）為基準，按照式（5），（6）分別計算其他轉(zhuǎn)速下相似工況流量與揚程，將其理論計算值與試驗值得偏差列于表3。

表3 不同轉(zhuǎn)速下相似工況高速離心泵各點性能參數(shù)

從表3可以看出，在泵的試驗流量與理論值相差不大的情況下，試驗所得水力部件揚程與運用比例定律計算所得值存在一定偏差，試驗值都略小于理論值，最大誤差不超過7%。并且不同轉(zhuǎn)速比例工況的水力效率相差不大，都在35%左右。泵的流量與揚程與轉(zhuǎn)速分別成1次方與2次方的關(guān)系，因此變轉(zhuǎn)速對揚程的影響更為顯著。試驗結(jié)果表明，相似工況下該泵水力部件效率與總效率隨轉(zhuǎn)速變化的變化幅度很小，都在2%以內(nèi)，因此比例定律可以應(yīng)用于該泵的實際工程計算中。

3.3 比例工況數(shù)值結(jié)果與試驗結(jié)果對比

表4列出了在不同轉(zhuǎn)速與設(shè)計工況相似的工況下高速離心泵水力部件的性能參數(shù)對比。

表4 不同轉(zhuǎn)速相似工況下數(shù)值模擬與試驗對比

從表4可以看出，在相似工況下，不同轉(zhuǎn)速下數(shù)值模擬所得的水力部件揚程與試驗值相差較為吻合，但是數(shù)值模擬結(jié)果預(yù)測的最佳效率點與試驗實際測得的最佳效率點有所差異。以7 500 r/min為例，試驗的最佳效率點工況為流量4.54 m3/h，揚程24.11 m，效率37.97%；數(shù)值模擬的最佳效率點為流量3.99 m3/h，揚程27.48 m，效率39.21%。數(shù)值模擬結(jié)果能較好地反映比例定律對于該高速離心泵水力部件的適用性。

4 結(jié)論

（1）在6 600，7 500，8 100 r/min 3個不同轉(zhuǎn)速下，該高速離心泵都有較好的水力效率，最高效率分別可達33.79%，35.39%，35.52%。

（2）該離心泵在3組相似工況點上的效率分別為32.31%，34.07%，34.08%，泵效率隨轉(zhuǎn)速變化的變化幅度不大，在2%以內(nèi)，說明在實際工程中，該泵的變轉(zhuǎn)速性能參數(shù)可以通過比例定律進行計算。

（3）不同轉(zhuǎn)速下的泵水力部件數(shù)值模擬研究結(jié)果表明：模擬所得水力性能曲線與試驗所得水力性能曲線變化趨勢一致，數(shù)值模擬所得水力部件揚程與水力部件效率均略高于試驗值，主要原因是簡化數(shù)值計算模型忽略了泄漏損失與葉輪輪背摩擦損失。

（4）本文對該泵工作過程中的最小葉頂間隙（0.3 mm）與最大葉頂間隙（0.4 mm）進行了變轉(zhuǎn)速的數(shù)值模擬研究，研究結(jié)果表明，隨著轉(zhuǎn)速的增加，葉頂間隙造成的揚程損失逐漸增大，在8 100 r/min，0.56 m3/h的工況下，揚程損失約為1.21%。

（5）比例工況下數(shù)值結(jié)果與試驗結(jié)果的對比表明：數(shù)值結(jié)果能夠較好地預(yù)測使用無油工質(zhì)自潤滑軸承高速離心泵的水力部件的效率與揚程。