朱 軍，付玲玲，石麗建，尚曉君，焦海峰

(1.揚(yáng)州大學(xué)水利科學(xué)與工程學(xué)院，江蘇 揚(yáng)州 225100；2. 揚(yáng)州大學(xué)廣陵學(xué)院，江蘇 揚(yáng)州 225100；3. 江蘇省太湖地區(qū)水利工程管理處，江蘇 蘇州 215128)

0 引 言

大型泵裝置系統(tǒng)中，根據(jù)電機(jī)的布置形式可分為軸伸泵裝置和貫流泵裝置。貫流泵裝置具有結(jié)構(gòu)簡單、進(jìn)水流態(tài)好、裝置效率高等優(yōu)點(diǎn)，貫流泵裝置又分為燈泡式貫流泵和全貫流泵。全貫流泵無需傳動(dòng)軸，從而省去了建設(shè)高大的廠房，結(jié)構(gòu)緊湊，土建投資小，整體吊裝，環(huán)境影響小。然而全貫流泵沒有葉頂間隙，水流在葉輪進(jìn)出口壓力的作用下，轉(zhuǎn)子與電機(jī)外殼之間形成間隙回流。間隙回流會引起葉輪進(jìn)口流場紊亂，導(dǎo)致全貫流泵效率降低；同時(shí)摩擦扭矩增加，進(jìn)而增加軸功率，同樣導(dǎo)致效率降低。本文的研究主要是改變回流間隙的形式，進(jìn)而改變間隙進(jìn)口回流角度，通過研究不同間隙回流角度對全貫流泵水力性能的影響，對提高全貫流泵的水力性能具有重要的意義。

LI W G[1]通過對軸流泵葉輪進(jìn)行優(yōu)化，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的葉輪具有較好的水力和吸力性能。CAO L L等[2]采用轉(zhuǎn)速優(yōu)化方案，設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)軸流泵的后轉(zhuǎn)子，并分析了轉(zhuǎn)子內(nèi)部流場。張毅鵬等[3]用4種間隙δ變化方案對壓力脈動(dòng)特性進(jìn)行比較，分析了間隙空化程度和泄漏渦的形成與葉頂間隙大小有關(guān)。張重陽等[4]通過分析全貫流泵的內(nèi)部流態(tài)和性能，探討出了全貫流泵的效率比軸流泵低的主要原因。楊帆等[5]以貫流泵為研究對象，分析了不同轉(zhuǎn)速對貫流泵進(jìn)出水流道水力性能的影響，結(jié)果表明，相同轉(zhuǎn)速下，進(jìn)水流道水力效率隨流量增大而減小。石麗建等[6]對雙向豎井式貫流泵出水流道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，揭示了豎井流道分叉段內(nèi)外輪廓對流道水力損失影響較大。優(yōu)化后的豎井貫流泵裝置正反向效率均有所提高，但未從內(nèi)貫流泵內(nèi)流場進(jìn)行試驗(yàn)測量。隨著實(shí)驗(yàn)手段的進(jìn)步，金燕等[7]采用三維LDV測量和CFD數(shù)值模擬的方法，對貫流泵裝置擴(kuò)管內(nèi)流場進(jìn)行了分析，揭示出擴(kuò)管內(nèi)各速度分量的分布規(guī)律。有少數(shù)學(xué)者[8-10]從壓力脈動(dòng)的角度，分析影響貫流泵穩(wěn)定性的原因。隨著對貫流泵的研究越來越多，大型貫流泵裝置已廣泛投入工程應(yīng)用。全貫流泵因其結(jié)構(gòu)優(yōu)勢，在城市排水、環(huán)境工程中應(yīng)用廣泛，但對其間隙回流的研究較小。

近幾年，軸流泵葉頂間隙研究領(lǐng)域的文章較多，且均得到了一些有意義的成果[11-15]，但在全貫流泵研究領(lǐng)域的文章較少，特別是在間隙回流角度對全貫流泵水力性能的影響幾乎未見相關(guān)報(bào)道。本文基于數(shù)值模擬和模型試驗(yàn)相結(jié)合的研究方法，通過改變間隙進(jìn)口和出口的角度，分析不同間隙回流角度下全貫流泵三維流場結(jié)構(gòu)，進(jìn)而分析回流角度對全貫流泵水力特性的影響。本文的研究對全貫流泵的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要的研究意義。

1 數(shù)值模擬

1.1 計(jì)算模型

全貫流泵裝置是由進(jìn)水管，出水管，葉輪，導(dǎo)葉，轉(zhuǎn)子和電機(jī)外殼組成，進(jìn)出水管和間隙在UG中三維建模，其中葉輪和導(dǎo)葉在CFX Turobo-grid建模并網(wǎng)格劃分。葉輪直徑為350 mm，葉片數(shù)為4片，葉頂間隙為0，后導(dǎo)葉的葉片數(shù)為7片，葉輪轉(zhuǎn)速為950 r/min，輪轂比為0.4。設(shè)計(jì)流量為390 L/s，設(shè)計(jì)揚(yáng)程為3.2 m。轉(zhuǎn)子回流間隙最小控制尺寸為0.65 mm，間隙尺寸見圖1，全貫流泵葉輪示意圖見圖2。

圖1 全貫流泵間隙尺寸圖Fig.1 Full-flow pump clearance size diagram注：1-間隙；2-間隙轉(zhuǎn)子；3-葉輪。

圖2 全貫流泵葉輪示意圖Fig.2 Schematic diagram of the the full-flow pump impeller

1.2 網(wǎng)絡(luò)劃分

全貫流泵裝置中葉輪和導(dǎo)葉在CFX Turobo-grid中進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，進(jìn)出水管和前后導(dǎo)水錐在ICEM 中劃分網(wǎng)格，保證網(wǎng)格質(zhì)量均在0.6以上，間隙通過Mesh劃分網(wǎng)格，采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，不同角度的間隙網(wǎng)格數(shù)基本一致，網(wǎng)格質(zhì)量控制在0.2以上。經(jīng)網(wǎng)絡(luò)無關(guān)性分析，當(dāng)葉輪單通道網(wǎng)格數(shù)達(dá)到14萬時(shí)，效率基本保持不變，說明網(wǎng)格繼續(xù)增加，對計(jì)算結(jié)果影響很小。因此葉輪單通道網(wǎng)格在下文CFD計(jì)算時(shí)均取14萬。導(dǎo)葉網(wǎng)格數(shù)為76萬左右，進(jìn)出水流道為63萬左右，前后導(dǎo)水錐為26萬左右，間隙為140萬左右。

1.3 邊界條件

數(shù)值模擬計(jì)算采用雷諾時(shí)均N-S方程，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型。進(jìn)口邊界條件設(shè)置為總壓進(jìn)口，總壓為一個(gè)大氣壓；出口邊界條件為質(zhì)量流量出流，設(shè)計(jì)流量為390 L/s。葉輪為旋轉(zhuǎn)域，轉(zhuǎn)子和葉輪兩者同速旋轉(zhuǎn)，而間隙為靜止域。葉輪與前導(dǎo)水錐、葉輪與導(dǎo)葉的交界面均采用動(dòng)靜交界面，動(dòng)靜交界面采用速度平均的Stage模型，其余各交界面均為None交界面。

1.4 方案設(shè)計(jì)

為了能夠有效區(qū)分間隙進(jìn)出口的角度，以順著葉輪室內(nèi)主水流的方向?yàn)檎较?，逆水流方向?yàn)樨?fù)方向，垂直于水流的方向?yàn)?°。本文共研究3種間隙角度，以間隙進(jìn)口角度為0°、間隙出口角度為0°作為初始方案，在初始方案基礎(chǔ)上改進(jìn)2個(gè)方案，分別為方案一和方案二。方案一間隙進(jìn)口角度為45°、間隙出口角度為-45°；方案二間隙進(jìn)口角度為-45°、間隙出口角度為45°。控制間隙回流進(jìn)出口的相對距離不變，其各方案間隙示意圖見圖3。

圖3 間隙方案二維示意圖Fig.3 A two-dimensional diagram of the clearance scheme

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1 不同設(shè)計(jì)方案的水力性能分析

針對全貫流泵的3種設(shè)計(jì)方案，分別進(jìn)行CFD計(jì)算，計(jì)算流量從190 L/s到470 L/s，每隔20 L/s取一個(gè)計(jì)算工況點(diǎn)，并將其不同流量工況下的揚(yáng)程和效率取出，見圖4。由圖4數(shù)值計(jì)算結(jié)果可知，3種方案的流量～揚(yáng)程曲線變化不明顯，同一流量工況下最大的揚(yáng)程差值在0.03 m以內(nèi)，間隙回流角度的變化對揚(yáng)程的影響較小。由流量～效率曲線可知，小流量工況下效率的變化不明顯；設(shè)計(jì)工況附近，方案一的效率均高于其他方案的效率，且在設(shè)計(jì)流量下方案一的效率為84.91%，比方案二的效率高出1.1%，不同間隙回流角度的效率差值比較明顯；在大流量工況下，效率差值變得越來越小。間隙回流角度的變化對全貫流泵性能的影響主要是體現(xiàn)在對效率的影響，這主要是間隙回流對進(jìn)口流場的影響程度不一致造成的。

圖4 不同方案數(shù)值結(jié)果對比Fig.4 Comparison of numerical results of different schemes

3種方案下的間隙回流量和摩擦功率隨流量變化趨勢見圖5。從圖5中可知，3種方案的間隙流量曲線和摩擦功率曲線隨流量工況變化的趨勢均相同。同一角度下，間隙流量呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，與流量～揚(yáng)程曲線的變化趨勢基本一致，說明間隙流量與間隙回流進(jìn)出口的壓差是成正比的。葉輪出口壓力高，進(jìn)口壓力低，間隙流量從葉輪出口流向葉輪進(jìn)口形成間隙回流，隨著流量的增加，進(jìn)出口的壓差越來越小，從而間隙流量也就越來越小。而摩擦功率隨著流量增加變化較小，間隙流量的變化對摩擦功率影響較小。不同角度方案對間隙流量的影響在小流量工況下比較顯著，最大間隙回流流量差值可達(dá)到0.89 L/s，隨著流量的增大，變化越來越小。不同設(shè)計(jì)方案的摩擦功率差別較大，最大差值接近250 W。方案一的間隙回流流量比其他方案的間隙回流流量大，但摩擦功率最小，其效率最高，因此回流角度的變化對轉(zhuǎn)子的摩擦功率和間隙回流流量均產(chǎn)生了較大的綜合影響，全貫流泵間隙方案的設(shè)計(jì)要綜合考慮對回流流量和摩擦功率的影響。

圖5 不同方案下間隙流量和摩擦功率隨流量變化Fig.5 Changes of clearance flow and friction power with flow under different schemes

2.2 不同設(shè)計(jì)方案的內(nèi)流特性分析

為了進(jìn)一步分析間隙回流對葉輪進(jìn)口流場的影響，取出各方案設(shè)計(jì)工況的葉輪內(nèi)的徑向流速，見圖6，3種流量工況下的壓力分布圖見圖7。

圖6 徑向速度分布Fig.6 Radial velocity distribution diagram

圖7 間隙壓力云圖及二維流線圖Fig.7 Clearance pressure cloud diagram and two-dimensional flow diagram

從圖6中可以明顯看出，在間隙回流出口區(qū)域(葉輪的進(jìn)口)的速度受到了間隙回流的影響較大，方案一受回流影響區(qū)域比方案二更加明顯；在該處間隙回流與主流交匯，使得該位置的速度矢量發(fā)生變化，導(dǎo)致靠近輪緣的主流軸向速度減小，徑向速度增大。

從圖7可以看出，在葉輪進(jìn)口處越靠近輪緣的區(qū)域，間隙回流對流場的干擾影響越大，各工況下均出現(xiàn)了偏流。同一種間隙設(shè)計(jì)方案在小流量工況下(Q=230 L/s)，靠近輪緣處的流場出現(xiàn)了明顯的偏流，流場的紊流程度明顯高于其他運(yùn)行工況，葉輪進(jìn)口處的水流受到間隙回流的干擾較大。隨著流量的增加，偏流程度逐漸變低，葉輪進(jìn)口輪緣處的流態(tài)較為平順。同時(shí)發(fā)現(xiàn)葉輪進(jìn)出口的壓力隨流量的增大而減小，壓差逐漸變小，受葉輪進(jìn)出口壓差的影響，間隙流量也隨之減小，所以間隙回流對流場的影響變小。不同間隙方案在小流量工況下，方案一受間隙回流影響較大，流場紊亂區(qū)域更為明顯。由于間隙回流出口角度逆著流場方向，回流方向與葉輪內(nèi)主流相反，在交匯處形成的局部低壓區(qū)更為明顯。小流量工況下葉輪進(jìn)口流場本就不穩(wěn)定，加上間隙回流的干擾，使得葉輪進(jìn)口處流態(tài)更加復(fù)雜，因此全貫流泵應(yīng)盡量避免在小流量工況下運(yùn)行。方案二間隙回流的出口順著主流方向，水泵主流在葉輪進(jìn)口輪緣處受間隙回流的影響較小?？梢婇g隙回流出口處的水流速度順著主水流的方向，其偏流的程度減小，對葉輪內(nèi)流場的干擾程度減小。但是方案二的效率偏低，可見摩擦功率對全貫流泵性能的影響占主導(dǎo)作用。

從圖8可以看出，設(shè)計(jì)工況下，各方案葉輪壓力面的壓力梯度變化均勻，壓力從葉輪輪轂到葉輪輪緣依次遞增，且高壓區(qū)均往葉輪出口輪緣處偏移，同時(shí)各方案葉輪吸力面的壓力均從葉輪進(jìn)口到出口先減小后增加，在葉片背面靠近葉輪進(jìn)口處低壓區(qū)的范圍較大。說明該位置最容易發(fā)生汽蝕。不同的間隙回流角度方案下，葉輪壓力面的低壓區(qū)范圍變化較小，說明不同的間隙角度設(shè)計(jì)方案對水泵汽蝕性能的影響較小。由上述可知，不同間隙回流角度方案對葉輪進(jìn)口的流場影響較大，進(jìn)口流場的不同導(dǎo)致了進(jìn)入葉輪區(qū)域的流場不同，進(jìn)而影響著水泵葉輪的做功能力及其能量性能。

圖8 不同回流角度設(shè)計(jì)工況下葉片壓力分布Fig.8 Blade pressure and two-dimensional flow diagram under different reflux Angle design conditions

3 模型試驗(yàn)驗(yàn)證

全貫流泵葉輪直徑為350 mm，試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為950 r/min。全貫流泵葉輪見圖9(a)，輪轂比為0.4，葉片數(shù)為4片，采用黃銅材料加工而成。轉(zhuǎn)子通過4顆3 mm的沉孔螺絲與葉片固定，定子安裝在轉(zhuǎn)子外圈，與試驗(yàn)臺固定，模型試驗(yàn)定轉(zhuǎn)子間隙在0.65 mm左右。模型導(dǎo)葉見圖9(b)，輪轂比為0.4，采用配套導(dǎo)葉，導(dǎo)葉葉片數(shù)為7片，用鋼質(zhì)材料焊接成型。水泵裝置見圖9(c)。

圖9 試驗(yàn)裝置實(shí)物圖Fig.9 Physical diagram of the test device

將試驗(yàn)結(jié)果與模擬計(jì)算結(jié)果進(jìn)行比對，其性能曲線見圖10。從圖10中數(shù)值模擬的結(jié)果可得出，揚(yáng)程和效率曲線較為光滑。流量大于250 L/s時(shí)，數(shù)值模擬的結(jié)果與模型試驗(yàn)的結(jié)果較為接近，最大揚(yáng)程誤差在0.1 m以內(nèi)，誤差較小，曲線的吻合度較好；但在小流量工況下?lián)P程偏差較大，數(shù)值模擬的結(jié)果低于試驗(yàn)的結(jié)果，主要是由于全貫流泵在馬鞍區(qū)范圍運(yùn)行不穩(wěn)定，內(nèi)部流態(tài)復(fù)雜，數(shù)值模擬很難準(zhǔn)確模擬。全貫流泵模型試驗(yàn)最高運(yùn)行效率為78.71%，數(shù)值模擬效率曲線與模型試驗(yàn)的結(jié)果在設(shè)計(jì)工況附近及小流量工況較為接近。在大流量工況下，效率偏差較大，最大誤差在6%以內(nèi)，其可能的原因是轉(zhuǎn)子圓盤摩擦損失與計(jì)算結(jié)果存在一定的誤差。整體而言試驗(yàn)曲線與模擬曲線基本吻合，說明了數(shù)值計(jì)算結(jié)果具有較高的準(zhǔn)確性和可靠性。

圖10 試驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果對比Fig.10 Comparison of experimental and numerical simulation results

4 結(jié) 論

(1)間隙回流順著出口角度，與葉輪內(nèi)主流交匯，在交匯處，軸向速度減小，徑向速度增大，形成局部的低壓區(qū)；間隙出口處的速度矢量是順著水流的方向，其受到回流影響較小，故葉輪室內(nèi)的流態(tài)要好；小流量工況下，葉輪室內(nèi)流場不穩(wěn)定，同時(shí)間隙回流對葉輪進(jìn)口輪緣處產(chǎn)生的影響較大，因此避免水泵在小流量工況下運(yùn)行。

(2)回流角度的變化對轉(zhuǎn)子的摩擦功率和間隙回流流量均產(chǎn)生了較大的綜合影響，因此，全貫流泵間隙方案的設(shè)計(jì)要綜合考慮對回流流量和摩擦功率的影響。

(3)設(shè)計(jì)工況下葉輪壓力面的壓力梯度變化均勻，從輪轂到輪緣依次遞增，且高壓區(qū)往葉輪出口輪轂處偏移；回流角度的變化對水泵汽蝕性能的影響較小。