平衡鼓间隙对离心泵轴向力平衡的影响

平衡鼓间隙对离心泵轴向力平衡的影响
林玲;牟介刚;郑水华;范文粲;王硕;施瀚昱
【摘要】选用DB80-82×7型多级泵的平衡鼓为计算模型,利用SolidWorks对6种不同径向间隙的平衡鼓进行分组建模,基于RNG κ-ε湍流模型和SIMPLE算法,对离心泵的轴向力和间隙处流场进行CFD数值模拟.研究表明:平衡鼓间隙大小对离心泵的轴向力、泄漏量和水力性能有一定的影响,随着间隙的减小,泄漏量减小,平衡鼓平衡轴向力效果得到提高;间隙过小时,入口前侧流动较为复杂,存在一定的涡旋,水力损失增大;为了使离心泵能够获得最佳的轴向力和水力性能,平衡鼓径向间隙的合理取值范围为1.5 ～3.0 mm.
【期刊名称】《轻工机械》
【年(卷),期】2013(031)006
【总页数】4页(P13-15,20)
【关键词】离心泵;平衡鼓径向间隙;平衡轴向力;泄漏量;数值模拟
【作者】林玲;牟介刚;郑水华;范文粲;王硕;施瀚昱
【作者单位】浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014;浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014;浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014;浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014;浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014;浙江工业大学机械工程学院,浙江杭州310014
【正文语种】中文
【中图分类】TH311
离心泵运行的稳定性是研究人员长期关注的一个难题，而轴向受力不平衡是造成多级泵运行故障的主要原因之一［1-2］。

平衡鼓结构简单、安装方便，并且运行可靠性好，采用平衡鼓来平衡轴向力已成为一种重要的平衡方式。

大量的工程应用实践表明，不合理的平衡鼓结构不仅平衡轴向力效果不理想，还会较大程度地影响离心泵总体性能。

由此可见，优化平衡鼓结构设计对离心泵安全、稳定、高效运行具有较大的实际意义。

国内外研究人员在平衡鼓结构、轴向力计算方法和平衡装置的模型优化等方面进行了大量的研究［3-7］。

由于泵内流动状态复杂，无法准确地了解平衡鼓径向间隙处的流场流动状态和泄漏情况，目前，对于平衡鼓径向间隙的研究甚少，间隙尺寸一般凭传统的经验方法确定，具有一定的盲目性。

文中通过理论分析与CFD数值
模拟相结合的方法，深入研究平衡鼓装置间隙对离心泵轴向力和泄漏量的影响，为平衡鼓结构优化设计提供一定的参考。

1 理论分析
1．1 平衡鼓工作原理
平衡鼓平衡轴向力主要是通过平衡鼓两侧的压差来实现。

平衡鼓通常装在末级叶轮之后，随转子一起旋转，如图1所示。

平衡鼓外圆表面与泵体间形成径向间隙b1。

平衡鼓前侧是末级叶轮的后泵腔，内部压力为p3，此处压力较高;后侧是与吸入口相联通的平衡室，内部压力为p4，此处压力较低［8］。

如此作用在平衡鼓上的
压差就会形成一个指向右方的力，起到平衡轴向力的作用［9］。

同时由于泵工况的变化和轴向力计算的偏差，因此轴向力不能完全平衡，剩余轴向力由止推轴承承受。

图1 平衡鼓工作原理图Figure 1 Balance drum working diagram
2．2 平衡鼓间隙对平衡轴向力的影响
由图1可知，平衡鼓两侧压差Δp为
通过计算平衡鼓两侧压差得到的平衡力为
式中，R1为平衡鼓外径;Rh为轮毂直径。

根据文献［10］，平衡鼓径向间隙的泄
漏量可用下述公式表示
式中，α—圆角系数;λ—沿程阻力系数;Dh—轮毂直径/mm;b1—径向间隙
/mm;Δp—平衡鼓前后压差/MPa。

由间隙泄漏量公式(3)可知，间隙泄漏量的大小与径向间隙b1、间隙长度L、平衡鼓两侧压差Δp以及沿程阻力λ等因素密切相关。

当径向间隙b1增大时，平衡鼓间隙泄漏量也随之增大，由于两侧流体的流通，两侧的压差也必然下降，由公式(2)可知，由平衡鼓两侧压差得到的平衡力也随之
降低。

因此，径向间隙b1是影响平衡鼓平衡力以及间隙泄漏量的关键因素。

2 研究方案
为了考察不同间隙变化对轴向力平衡的影响，结合已有平衡鼓径向间隙尺寸范围，将对0．15～0．50 mm尺寸段进行研究。

原设计平衡鼓径向间隙为0．25 mm，数值模拟中，保留泵体上的平衡鼓套不动，仅通过增大或减小平衡鼓外表面直径的方式来调节径向间隙。

平衡鼓间隙尺寸的变化值见表1。

通过CFD模拟分析不同径向间隙时，平衡鼓两侧的压差情况以及间隙处的流体流
动状态。

根据间隙对平衡鼓平衡轴向力所产生的影响，归纳出合理的间隙尺寸范围，使轴向力平衡与水力损失均满足要求。

表1 间隙尺寸变化方案Table 1 Range of the gaps模型编号间隙/mm 模型编
号间隙/mm 1 0．15 2 0．20 4 0．30 5 0．35 3 0．2560．50
3 数值分析
3．1 数值计算方法
选取DB80-82×7型多级泵的平衡鼓为模型，应用SolidWorks软件对平衡鼓流体域进行建模，如图2所示。

利用Gambit软件进行网格划分，可将整个流体域视
为三段环形圆柱体组成，采用六面体结构网格进行划分，间隙前后两段流体域在靠近间隙处采用边界层网格，使整体网格过渡均匀［9］35，如图3所示。

采用雷诺时均的N-S方程进行定常计算。

计算采用Pressure Based隐式方法，
湍流模型选用RNG κ-ε模型，近壁面采用标准壁面函数［9］36。

平衡鼓壁与平
衡鼓套静止区域之间的耦合模型，选用多参考坐标系，压力和速度耦合算法采用SIMPLE算法。

采用Moving mesh滑移网格模型模拟平衡鼓与平衡鼓套之间相对位置的变化，计算结果准确度提高。

进口边界条件采用压力入口，出口边界条件采用压力出口，进出口压差为3．0 MPa。

通过改变平衡鼓外表面直径的方式来调节径向间隙，进而模拟不同平衡鼓间隙两侧的流场分布情况。

图2 平衡鼓流体域剖面Figure 2 Fluid domain profile for the balance drum 3．2 数值计算结果分析
3．2．1 对轴向力平衡的影响
图3 网格划分Figure 3 Grid meshing
图4 间隙尺寸与压差关系Figure 4 Relationship between gap and differential pressure
由于间隙入口及出口距离平衡鼓前后壁很近，可近似地以间隙处静压值分析平衡鼓两侧压差情况。

通过计算间隙入口及出口处的压强值，得到两侧压差，绘制出不同间隙尺寸b1与两侧压差Δp的关系图，如图4所示。

由图可知，两侧压强差Δp
随着间隙b1的增大而减小，但b1与Δp的关系并非线性变化，而是呈指数变化，其指数小于1。

当间隙尺寸b1小于0．3 mm时，两侧压差Δp在0．1 MPa内
变化，而当间隙尺寸b1超过0．3 mm后，压差Δp显著下降。

由此，可认为间
隙尺寸越小平衡鼓两侧压差越大，轴向力平衡效果越好，为提高轴向力平衡能力应尽量选取较小的间隙尺寸。

3．2．2 对间隙泄漏量的影响
通过计算间隙处的泄漏量，绘制出不同间隙尺寸与泄漏量的关系图，如图5所示。

由图可知，随着径向间隙尺寸的增大，间隙泄漏量qv也随之增大。

间隙尺寸b1
与泄漏量qv的关系为非线性变化，两者之间呈指数关系变化，其指数大于1。

模
型泵的设计流量为80 m3/h，通过分析不同间隙尺寸时对应的泄漏量所占设计流
量比例可知，间隙尺寸b1不大于0．25 mm的泄漏量百分比未超过10%，容积
损失较小;而b1大于0．3 mm后的泄漏量过大，容积损失较大。

由此，可认为间隙尺寸对泄漏量的影响较大，为了降低泄漏量应尽量选取较小的间隙尺寸。

图5 间隙尺寸与泄漏量关系Figure 5 Relationship between gap and leakage 3．2．3 间隙入口前侧速度矢量分析
图6 入口速度矢量图Figure 6 Inlet velocity vector diagram
图6是不同径向间隙入口前侧速度矢量图，由图可知，间隙尺寸很小时，入口前
侧流动较为复杂，存在一定的涡旋，水力损失增大;而间隙尺寸很大时，入口前侧
液流流动均匀，水力损失减小。

由此可见，平衡鼓间隙并不是越小越好。

4 结论
1)平衡鼓间隙尺寸对平衡鼓轴向平衡能力以及间隙泄漏量均具有较大影响。

泄漏量随着间隙的减小而减小，平衡鼓的平衡效果随着间隙的减小得到提高。

2)平衡鼓间隙过小时，入口前侧流动较为复杂，存在一定的涡旋，水力损失增大。

3)综合结论1)和2)，在保证设备安全运行的前提下，平衡鼓间隙 b1合理选择范
围为0.15～0.30 mm。

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