張金鳳，宋海勤，張帆，楊志軍，賴良慶

(1. 江蘇大學國家水泵及系統(tǒng)工程技術研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江212013； 2. 應急管理部上海消防研究所，上海 200032)

隨著海洋油氣工業(yè)的發(fā)展，海上平臺作為主要的海洋油氣開發(fā)形式，其安全性越來越受重視.由于海上油氣平臺處于24 h不間斷采油的工況，且遠離岸邊、空間狹小，所以其消防系統(tǒng)顯得尤為重要.近年來，隨著開采技術的不斷提高，海洋石油的開發(fā)不斷向深海發(fā)展，根據平臺的消防要求，每個平臺上的消防泵容量一般均需要在300～3 000 m3/h(其中包括生活用水)[1]，所以具有大流量高揚程特點的立式長軸消防泵就成了海上平臺消防系統(tǒng)的主要選擇.立式長軸消防泵主要用于海上平臺、海上碼頭等遠離陸地、缺乏大量自來水供應的消防場所，以海水作為消防水源，具有占地面積小、啟動迅速、流量大、運行穩(wěn)定的特點.其特殊性在于泵軸很長，且傳動軸的長度可以根據海水的高度調整，當海水低于泵組安裝基礎時，水泵能夠倒灌進水，避免因為較高的吸上高度而產生引水、汽蝕等問題[2].

對大型機械或機械零件而言，靜力學特性分析是其一個重要研究內容.劉哲[3]通過有限元計算程序對全地面起重機的主壁結構進行了靜力學分析，驗證主臂結構設計的合理性；李海川[4]利用ANSYS對單臂錨桿鉆車臂架結構進行了靜力學分析，繪制臂架等效應力云圖，校核臂架結構的強度要求；MARAPPAN等[5]通過有限元方法分析對比了半橢圓型板簧和拋物線型板簧的結構應力，證明了所開發(fā)的拋物線型板簧在承載能力和減輕重量方面比半橢圓型板簧性能更好；SHI等[6]利用ANSYS軟件分析了小齒輪托架組件鉸鏈銷的靜強度、疲勞強度和應力分布，并對其結構進行了優(yōu)化，結果表明，優(yōu)化后的小齒輪托架組件滿足靜態(tài)強度和疲勞強度要求；雷華釗[7]利用ANSYS對ICU單臂電動吊塔懸臂結構進行靜強度和變形分析，確保懸臂滿足強度和剛度要求.但是，目前關于長軸消防泵可靠運行相關文獻還相對較少，立式長軸消防泵作為大型旋轉機械，其泵軸較長且為懸臂結構，如果泵軸在運行中發(fā)生斷裂或者失穩(wěn)就可能對整個泵機組造成損傷，甚至引發(fā)安全事故，比如泵軸振動超標引起了軸承過度磨損導致污水池閃爆等事故[8].因此，對立式長軸消防泵轉子靜力學特性進行研究是一項不可缺少的內容.

文中以XBC18-178-240LC3型號立式長軸消防泵為研究對象，利用Creo軟件根據該泵的設計參數對其內部流場以及轉子結構進行三維建模，并利用CFX軟件對其內部流場進行定常數值模擬，通過ANSYS Workbench模塊耦合功能，將流場的模擬結果導入固體結構實現(xiàn)單向流固耦合[9-11]，對轉子模型進行帶預應力的靜力學特性分析，研究流體載荷對轉子動態(tài)特性的影響, 找到轉子結構中的薄弱位置, 判斷其靜力學參數是否符合安全規(guī)定，為轉子結構優(yōu)化設計提供理論支持.

1 幾何模型及計算設置

1.1 幾何模型

圖1為XBC18-178-240LC3型號立式長軸消防泵結構示意圖.該泵的設計參數中，流量Qd=240 L/s，單級揚程H=43.3 m，轉速n=1 485 r/min；葉輪由6個葉片組成，共有3級，其進口直徑為Dj1=209 mm，出口直徑為D21=383 mm，葉片出口寬度為b21=58.7 mm；導葉為空間導葉，由5個葉片組成，共有3級，其進口直徑為Dj2=458.8 mm，出口直徑為D22=209 mm，葉片出口寬度為b22=55.5 mm；泵軸由7段單軸串聯(lián)組成，共長12.606 m，其中，葉輪軸長996 mm，5段中間軸長度相同，每段長1 850 mm，傳動軸長2 360 mm.泵軸和葉輪的材料為雙相不銹鋼00Cr22Ni5Mo3N，密度為7 800 kg/m3，彈性模量為2.0×1011Pa，泊松比為0.28，抗拉強度為680 MPa，屈服強度為450 MPa，許用應力為250 MPa.

圖1 XBC18-178-240LC3立式長軸消防泵結構示意圖

1.2 數值計算設置

采用Creo5.0軟件對泵的進出口延伸段、葉輪水體和空間導葉水體進行三維建模并簡化了該泵的轉子模型，轉子模型包括3級葉輪、6個套筒聯(lián)軸器和7段單軸，圖2為其三維模型.采用ICEM對水體模型進行四面體非結構網格劃分，采用5套不同網格數的網格模型對該泵進行網格無關性分析，發(fā)現(xiàn)網格數到達一定數量后對計算結果影響很小，因此綜合考慮計算精度和效率，最終選取該泵的網格單元總數為16 635 098.通過CFX17.0對該泵的水體模型進行定常計算，CFX計算時以水為介質，采用 RNGk-ε湍流模型，動靜交界面設置為Frozen Rotor模式，邊界條件為壓強進口、質量流量出口，參考壓力為101.325 kPa，近壁區(qū)利用自動壁面函數處理并設置為光滑壁面，求解離散設置為二階迎風格式，收斂殘差設置為10-4.

圖2 三維模型

1.3 轉子約束及載荷

利用ANSYS Workbench17.0對轉子結構進行靜力學分析.在軸承與轉軸配合處的圓柱面上添加圓柱約束，限制轉子的軸向、徑向位移，釋放切向位移；在套筒聯(lián)軸器處添加固定約束；在傳動軸的頂端端面處添加遠端位移約束，限制X方向和Y方向的旋轉，允許Z方向(軸向)的旋轉；同時給轉子添加1個豎直向下的重力加速度實現(xiàn)重力載荷的添加.以上約束的添加有效保證了靜力學計算與轉子實際運行狀態(tài)的一致性, 有利于保證結果的準確性.最后通過ANSYS Workbench的模塊耦合功能實現(xiàn)流體載荷的添加.此外陀螺力矩、載荷突變等對轉子靜力學的影響不大，文中不加以考慮.

2 水力性能驗證

2.1 單級泵水力性能

在進行多級泵全流場數值計算時，首先對單級泵進行數值計算和試驗研究，并與單級泵的水力性能試驗數據進行對比分析，獲得可靠的單級泵數值計算方法后，再采用相同計算設置進行多級泵的全流場模擬計算.

表1為單級泵在0.65Qd，1.00Qd，1.40Qd和1.50Qd工況下試驗與模擬的水力性能參數，表中，HExp和HSim分別為揚程試驗值和模擬值，ηExp和ηSim分別為效率試驗值和模擬值，εH和εη分別為揚程誤差和效率誤差.從表1中可以看到，在額定工況點，單級葉輪的揚程試驗值為43.30 m，模擬值為43.85 m，即揚程的相對誤差為1.27%.遠離額定工況點時，揚程的模擬值與試驗值的相對誤差增大，但其都小于5%.圖3為單級泵試驗與模擬的水力性能曲線對比圖.從圖3中可以看出，揚程的模擬值與試驗值較為接近，擬合度較高，而且變化趨勢相同，都隨流量的增大而減小.同時，效率隨著流量的增大先增大后減小.另外，表1中數據顯示，額定工況點對應效率的相對誤差為2.780%，其他工況點效率模擬值與試驗值的相對誤差較大，但其都在5%左右，處于正常的誤差范圍內.此外，揚程與效率的模擬值均普遍高于試驗值，主要原因有2點：一是模型泵在加工過程中，因技術與工藝等方面限制，粗糙度較大，這導致泵內部損失較大；二是數值模擬時對物理模型進行了一定的簡化，計算過程中未考慮圓盤摩擦損失與泄漏損失.以上分析表明，單級泵的數值模擬計算方法是可靠的.

表1 單級泵水力性能參數

圖3 單級泵水力性能曲線圖

2.2 多級泵全流場定常計算

2.2.1 多級泵水力性能

表2為多級泵在0.20Qd，0.65Qd，1.00Qd，1.20Qd，1.40Qd和1.50Qd工況下模擬的水力性能參數表，圖4為其模擬的水力性能曲線，圖中紅色曲線表明了數值模擬下的多級泵揚程和流量之間的關系，揚程隨流量的增大而減小.從表1和表2中可以看出，在相同工況下，多級泵揚程的模擬值比單級泵揚程的模擬值大得多，基本為單級泵的2.3～2.8倍，且流量越大，倍數越小，這與實際情況相符.圖中綠色曲線為數值模擬下多級泵的效率曲線，效率隨著流量的增大先增大后減小，且效率最高點出現(xiàn)在1.00Qd和1.20Qd之間.表2中數據顯示，多級泵在各個工況下的模擬效率均比單級泵對應工況的模擬效率略低，符合工程實際情況.

表2 多級泵水力性能模擬參數

2.2.2 多級泵內部流場壓力分布

通過流固耦合把流體載荷加入固體結構，為了研究轉子模型葉輪內部流體載荷變化規(guī)律，現(xiàn)對多級泵內部流場壓力分布進行分析.圖5為6種工況下多級泵的整體壓力分布云圖，因旋轉的葉輪對液體做功，液體經過的葉輪級數越多其獲得的能量就越大，機械能轉化為液體的壓能.所以首級葉輪受到的壓力最小，隨著葉輪級數的增加，葉輪受到的壓力逐漸增大，且流量越大，葉輪的整體壓力分布越為均勻.從圖中還可以看出，大流量工況下出口的壓力比小流量工況下出口的壓力要小，這也是小流量工況下離心泵揚程比大流量工況下高的原因.

圖5 6種工況下多級泵整體壓力分布云圖

3 轉子模型的靜力學特性

3.1 流體載荷變化規(guī)律

圖6為4種工況下葉片工作面所受流體壓力隨葉輪級數變化的分布云圖.

圖6 4種工況下葉片工作面所受流體壓力分布云圖

由圖6可知，在0.20Qd,0.65Qd,1.00Qd和1.50Qd工況下，葉片工作面受到的最大流體壓力分別為1.403 2,1.309 8,1.126 6和0.807 5 MPa.圖7為4種工況下葉片工作面所受最大壓力pmax隨葉輪級數變化的關系曲線圖.

圖7 4種工況下葉片工作面所受最大壓力變化圖

圖7中曲線表明，第1級葉輪上的葉片工作面受到的流體壓力最小，第3級葉輪上的葉片工作面受到的流體壓力最大，葉片所受壓力與葉輪級數呈線性關系，其隨葉輪級數增加而增大.此外還能夠看出，流量越大，同級葉片所受壓力越小，這與圖5模擬的6種工況下多級泵葉輪整體壓力分布結果相一致.

3.2 總變形量變化規(guī)律

圖8為4種工況下轉子的總變形量分布云圖.從圖中可以看出，葉輪的變形量比泵軸的變形量大，且最大變形量發(fā)生在第3級葉輪后蓋板的邊緣上.原因是葉輪內部受到了流體載荷的作用，而且葉輪級數越大，其所受到的流體載荷就越大.圖中還顯示，0.20Qd,0.65Qd,1.00Qd和1.50Qd這4種工況下轉子的最大變形量S分別為0.103 1，0.096 8，0.093 1和0.061 7 mm.

圖8 4種工況下轉子總變形量分布云圖

3.3 等效應力變化規(guī)律

圖9為4種工況下轉子的等效應力σe分布云圖.圖中顯示轉子的最大等效應力出現(xiàn)在第3級葉輪后蓋板邊緣與葉片出口邊的交點上，因為此處受到的流體作用力最大.圖中顯示0.20Qd工況下的等效應力最大，其值為118.230 MPa，而文中轉子所用材料的許用應力為250 MPa.由材料力學可知，當轉子的最大等效應力小于其許用應力時，轉子材料就滿足強度要求，不會發(fā)生損壞.當流量從0.20Qd上升到1.50Qd時，轉子的最大等效應力下降了46.972 MPa，變化十分明顯.

圖9 4種工況下轉子等效應力分布云圖

3.4 等效應變變化規(guī)律

圖10為4種工況下轉子的等效應變εe分布云圖.圖中所示的轉子最大等效應變位置與圖9所示的最大等效應力位置相同，都出現(xiàn)在第3級葉輪后蓋板邊緣與葉片出口邊的交點上，原因也是此處所受到的流體作用力最大.圖中數據表明，4種工況下轉子的最大等效應變分別為6.564 6×10-4，6.166 8×10-4，5.397 1×10-4和3.954 3×10-4mm/mm，按照轉子材料的力學性能，此數量級的變化不會對轉子系統(tǒng)造成破壞，所以轉子滿足使用要求.

圖10 4種工況下轉子等效應變分布云圖

為了更直觀地反映幾個靜力學參數的變化規(guī)律，圖11給出了4種工況下轉子的最大變形量Smax、最大等效應力σemax和最大等效應變εemax數值.從圖中可以看出，這3個參數變化規(guī)律類似，均是在0.20Qd小流量工況下數值最大，在1.50Qd大流量工況下數值最小，且其都隨著流量的增大而減小，發(fā)生這樣變化的原因是隨著流量的增大，轉子受到的流體載荷作用在減小，所以3個靜力學參數受到的影響也在不斷變小.此外，圖中紅色線段所示的最大變形量在設計工況點之前變化較平緩，在高于設計工況點時下降較快；綠色線段所示的最大等效應力和藍色線段所示的最大等效應變兩者的變化趨勢基本相同，流量越大，下降幅度越大.

圖11 4種工況下轉子靜力學參數變化曲線圖

4 轉子臨界轉速

文中立式長軸消防泵的前5階臨界轉速分別為3 171.6，3 419.6，3 423.2，5 750.6，7 163.8 r/min，模態(tài)均較為穩(wěn)定.在實際工程中，為避免軸系發(fā)生共振，在設計上應使轉子的工作轉速大于1.4倍的一階臨界轉速，或小于0.85倍的一階臨界轉速.文中消防泵的工作轉速為1 485 r/min,小于2 695.86 r/min，即0.85倍的一階臨界轉速，這表明消防泵轉子符合結構動力學設計要求.

5 結 論

1) 葉輪內部受到的流體載荷隨葉輪級數增加而增大，同級葉輪受到的流體載荷隨流量增大而減小.

2) 轉子總變形量的最大值位于第3級葉輪后蓋板的邊緣上；等效應力和等效應變的最大值都位于第3級葉輪后蓋板邊緣與葉片出口邊的交點上.

3) 在滿足安全運行的工況下，XBC18-178-240LC3型號的立式長軸消防泵適合大流量的工作場合.

4) 0.20Qd，0.65Qd，1.00Qd和1.50Qd這4種工況下轉子設計同時滿足靜力學強度要求和動力學設計要求.