多级离心泵轴向力平衡装置的设计与分析_马旭丹

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农业工程学报
2010 年
力，可以产生支撑力。这也可由图 5 所示的液体绝对速 度矢量图得出，分析轴承间隙内流体的运动，由于间隙 值很小，可忽略径向速度。图 5 为相同位置处轴承内壁 和外壁水膜的速度矢量图，内壁面总速度大于外壁面总 速度，由于轴的旋转和剪切力作用，内壁面具有较大的 圆周速度分量，外壁面具有较大的轴向速度分量。可见 进出口压差不同时，尽管都可以提供支撑力，但是支撑 机理却发生了改变。
对于新型轴向力平衡装置，缺少直接的理论公式和 经验公式用于结构尺寸确定，而用实验手段获得最佳结 构参数又将耗费大量精力。计算流体力学（computational fluid dynamics，CFD）技术近年来被国内外学者广泛应用， 并在泵的性能预测与优化[4-6]、流场计算[7-9]、间隙流动模 拟[10-12]等方面作了大量研究。借助 CFD 技术，通过研究
图 2 间隙网格划分 Fig.2 Clearances grid
3.1 压力场和速度场分布 新型轴向力平衡装置的 3 段间隙中，轴承处的间隙
最窄且长度最长，理论上压降主要在轴承处产生，模拟 结果验证了该结论。水润滑轴承的主要作用在于提供径 向支撑，故整个装置的结构重点在轴承。
通常作用下的水润滑轴承，供水压力值只需满足能 提供足够的润滑量即可，轴承工作时，转子偏心形成的 间隙一部分呈收敛形，而另一部分间隙则呈发散形，相 应地各形成 1 个高压区和 1 个低压区[15]，普通轴承壁面 压力分布如图 4a 所示。
该平衡机构含 3 个间隙：径向间隙 B1，轴向间隙 B2 以及由轴承基座 2 和滑动轴承 3 组成滑动轴承的摩擦副 间隙 B3。A 腔内的液体压力接近于末级叶轮的出口压力。 C 腔是与吸入室相连的低压端。
该泵运转过程中，当轴向力大于平衡力时，转子左 移，B2 间隙减小，总泄漏量减小，平衡盘两侧 B、C 的压 差增大，平衡力相应增大直至与轴向力相同。轴向力小 于平衡力时过程则相反。该装置的自动平衡作用主要通 过 B2 间隙的改变来实现。
0 引 言
轴向力的有效平衡是保证多级离心泵运行可靠性和 使用寿命的重要前提，如何平衡轴向力一直是多级泵设 计的关键问题之一。对于节段式多级泵，轴向力的平衡 主要采用平衡鼓、平衡盘以及平衡鼓与平衡盘的联合机 构。近年也有学者设计或改进了一些新型的平衡装置以 满足不同的结构和使用需要[1-3]。
用于反渗透法海水淡化工程的节段式多级离心泵， 由于结构和运行可靠性等需要，采取了特殊的支撑结构。 该多级泵在出口端采用了水润滑滑动轴承，将轴承置于 平衡装置后，直接用所传输的介质进行润滑和冷却。相 应的，首创了一种新型的轴向力平衡装置，该装置通过 平衡盘与滑动轴承的联合设计，使其兼具轴向力平衡和 轴承支撑的作用。新型轴向力平衡装置明显的减小了轴 向尺寸，简化了泵的结构。
图 5 轴承内外壁的液体速度矢量图 Fig.5 Water velocity vector diagram of inner 径向间隙变化图（轴向间隙为 0.2 mm） Fig.6 Schematic diagram of balancing force changes with radial
clearance (with axial clearance of 0.2 mm)
3.3 不同轴向间隙的结果分析 为了研究轴向间隙变化对本装置平衡力和相对泄漏
计算基于fluent62模型总网格数量约为65用三维分离式稳态求解湍流模拟采用标准的k模式求解方法为simple算法方程均采用一阶迎风格式离散残差收敛精度设置为105计算结果和讨论31压力场和速度场分布新型轴向力平衡装置的段间隙中轴承处的间隙最窄且长度最长理论上压降主要在轴承处产生模拟结果验证了该结论
对应的泄漏量呈几乎相同的趋势增大。这是因为径向间 隙的泄压作用减弱，B 腔内的压力增大，轴承两侧压差增 大，平衡力相应增大。当径向间隙由 0.3 mm 增大到 0.4 mm 时，平衡力的变化相对比较平缓，此时由于径向 间隙已经足够大，液体通过径向间隙时压力降低较小。
图 4 不同进出口压差 Δp 时轴承内壁压力分布图 Fig.4 Pressure distribution in different inlet and outlet differences
新型平衡装置中轴承的进口压力相对较大，图 4f 为 新型平衡装置轴承处内壁面的压力分布，与低进口压力 时的轴承内壁压力分布明显不同。内壁面的压力由进口 到出口逐渐降低，轴承两端的压差产生了进口指向出口 方向的平衡力，说明本装置可以起轴向力平衡的作用。 轴承的内壁面并没有形成如图 4a 中所示的收敛区 E 与发 散区 F，但在同 1 个圆周面上，压力的分布并不相等，此 外，从计算结果可以得出轴承径向产生了足够大的支撑 力。这表明该轴承结构可以发挥平衡与支撑的双重作用。
收稿日期：2009-12-09 修订日期：2010-05-12 基金项目：中央高校基本科研业务费专项资金资助（2008C11056）；浙江省 重大科技专项（2008C13046） 作者简介：马旭丹（1987－），女，山西晋城人，博士生，主要从事流体机 械的研究。杭州 浙江大学化工机械研究所，310027。 Email: maxudan@ ※通信作者：吴大转（1977－），男，浙江温州人，博士，副教授，主要从 事流体机械优化设计和控制方向的研究。杭州 浙江大学化工机械研究所， 310027。Email: wudazhuan@
衡力和相对泄漏量随轴向、径向间隙的增大呈非线性增大，平衡力随长径比增大近似呈线性增大，相对泄漏量随长径比
增大近似呈线性减小。对径向、轴向间隙和长径比进行各种组合分析计算，得到轴向间隙 0.2 mm、径向间隙 0.3 mm、
长径比为 1 的结构优化的新型机构，该机构既可以很好地平衡轴向力，又提高了多级泵的可靠性。
平衡间隙内流场特性，得到轴向力平衡机理是最有效的 研究手段之一，杨绍宇等[13-14]通过间隙内流动的分析与 流体力计算研究了叶轮口环、轴向间隙流场及动力学特 性，初步验证了采用 CFD 技术研究间隙结构动力学性能 的可行性。为了得到高性能的轴向力平衡装置结构和几 何尺寸，并为结构设计和优化提供基础，本文采用 Fluent6.2，应用软件对装置内的流场进行了数值计算，分 析不同轴向间隙、径向间隙和滑动轴承长径比下的轴向 力平衡性能，得出关键参数对装置工作状况的影响，为 该装置的设计提供建议和依据。
如图 1 所示结构在设计过程中，R1、L1 可根据结构 确定；R3 可初步按照平衡鼓的计算原理确定；R2 与 L2 相
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马旭丹等：多级离心泵轴向力平衡装置的设计与分析
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关联，大小可根据 L2 的变化而确定，由于结构的需要， 取 R2 的最大值。为了给平衡机构关键尺寸的设计提供参 考依据，本文主要研究 B1、B2 及轴承长径比改变时装置 的平衡力和泄漏量的变化，使结构设计能兼顾结构可靠
图 1 新型轴向力平衡装置结构简图 Fig.1 Schematic diagram of new axial thrust balancing device
2.2 边界条件和求解 分析介质为水，进口边界条件为压力进口，设定入
口静压；出口条件为压力出口，设定出口静压；其余均 设为标准壁面条件。计算时还考虑轴的自转和涡动，涡 动区域采用旋转坐标系描述。
关键词：泵，计算流体动力学（CFD），流场，平衡，轴向力平衡装置，多级离心泵
doi：10.3969/j.issn.1002-6819.2010.08.018
中图分类号：TH311
文献标识码：A
文章编号：1002-6819(2010)-08-0108-05
马旭丹，吴大转，王乐勤. 多级离心泵轴向力平衡装置的设计与分析[J]. 农业工程学报，2010，26(8)：108－112. Ma Xudan, Wu Dazhuan, Wang Leqin. Design and analysis of an axial thrust balancing device for multistage centrifugal pumps[J]. Transactions of the CSAE, 2010, 26(8): 108－112. (in Chinese with English abstract)
第 26 卷 第 8 期 108 2010 年 8 月
农业工程学报 Transactions of the CSAE
Vol.26 No.8 Aug. 2010
多级离心泵轴向力平衡装置的设计与分析
马旭丹，吴大转※，王乐勤
（浙江大学化工机械研究所，杭州 310027）
摘 要：可靠的轴向力平衡装置是高压多级离心泵实现平稳可靠运行的重要机构。针对反渗透海水淡化高压泵对结构和
如图 4 所示，进口压差较低时，轴承内壁面有 2 个 明显的高低压力分布区域，进出口压差不断增大时，这 2 个明显的高低压区域逐渐扩散，压差进一步增大，高压 区向进口处扩散，低压区向出口处扩散，形成图 4f 所示 的环状降低压力分布图。在进出口压差低时，轴承的支 撑力主要由动压产生，由高压指向低压。当进出口压差 增大时，较大的压差促使液体的轴向流动，已经不能形 成收敛区和发散区，但是间隙内的水膜仍具有很大的压
运行可靠性的特殊要求，设计了一种用于节段式多级离心泵的新型轴向力平衡装置。基于计算流体力学（CFD）方法研
究了平衡装置内部的流场结构及其轴向力平衡机理，分析了不同轴向间隙、径向间隙以及滑动轴承长径比条件下的轴向
力平衡特性。结果表明，不同进出口压差条件下，滑动轴承间隙内流动结构存在明显区别，轴承支撑机理发生变化；平
量产生的影响，取轴向间隙为 0.15～0.4 mm，进行内部 间隙的模拟，结果如图 7 所示。由结果可知，轴向间隙 增大，平衡力增大，泄漏量不断增大，这是与理论相符 合的。因为轴向间隙增大，降压作用减弱，轴向切面内 的压力分布平均值增大，平衡盘两侧的压差增大，平衡 力也相应增大。同样，轴向间隙在 0.15～0.3 mm 之间变 化时，平衡力的变化梯度较大，而当轴向间隙大于 0.3 mm 时，平衡力的变化已较平缓。此外，与图 6 相比，轴向 间隙改变相同值时平衡力的变化更为明显，即转子的轻 微移动就可使平衡力得到足够的调节，这有利于提高轴 向力平衡装置自动调节的灵敏度，在设计时给以利用。
1 轴向力平衡装置结构原理
海水淡化泵的基本参数为：流量 240 m³/h，扬程 610 m，效率 80%，转速 2 980 r/min。本文研究的平衡装 置结构如图 1 所示。其中，轴径为 70 mm，平衡盘兼滑 动轴承的内径 R3 为 90 mm。其轴向力平衡的基本原理是 将叶轮后侧的高压端与进口低压端联通来产生指向低压 端的与轴向力方向相反的平衡力，是常见于节段式多级 泵的轴向力平衡原理。
计算基于 Fluent6.2，模型总网格数量约为 65 万，采 用三维分离式稳态求解，湍流模拟采用标准的 k-ε模式， 求解方法为 SIMPLE 算法，方程均采用一阶迎风格式离 散，残差收敛精度设置为 10-5。
3 计算结果和讨论
2 模型与数值方法
2.1 建模与网格划分 新型轴向力平衡机构的计算模型由 3 段间隙组成。
由于间隙的宽度和长度的数量级相差较大，为保证网格 质量，采用分块网格划分方法，将 3 段间隙拆分，分别 划分结构化网格，以保证计算精度和较快的计算速度。
为了保证计算精度，最小间隙处网格保证大于 10 层， 并对近壁面处的网格进行细分。轴向间隙划分时，比例 设为 1.2，间隙结构和间隙内局部网格示意如图 2a 所示； 径向间隙的网格划分采用双侧等比结构，比例为 1.2，其 结构如图 2b 所示。网格划分方法则与轴向间隙相同。
性和效率。
考虑到泵轴转子的偏心和涡动，对于间隙的计算还 考虑了轴承的偏心，其结构示意图如图 3 所示。
图 3 轴承偏心示意图 Fig.3 Schematic of journal-bearing geometry
1.泵体 2.轴承基座 3.滑动轴承 4.平衡盘 5.轴套 R1 ——平衡盘半径；R2 ——轴向间隙内径；R3 ——滑动轴承套半径；B1 —— 平衡盘径向间隙；B2——平衡盘轴向间隙；B3——滑动轴承间隙；A— — 叶 轮后盖板与泵壳间隙；B— — 径向间隙后腔；C— — 平衡盘与壳体间的平衡 腔；L1— — 平衡鼓长；L2— — 平衡盘间隙径向长度；L3— — 滑动轴承长