长短叶片叶轮双吸离心泵径向力数值仿真

长短叶片叶轮双吸离心泵径向力数值仿真
张亮;李欣
【摘要】The 1200S56 double-suction centrifugal pump impeller was modified as the impeller with long and short vanes,taking the double-suction centrifugal pump impeller with long and short vanes as research object,the three-dimensional flow field of the centrifugal pump was simulated based on the CFD theory.By changing the boundary conditions,the static pressure and velocity distribution of the impeller-volute coupling surface on different conditions was obtained The radial force of centrifugal pump under the different conditions was analyzed based on the outlet pressure paring the impeller with long and short vanes of analysis results with prototype impeller of analysis results,the results show that the static pressure and absolute velocity of the impeller-volute coupling surface are increased,the head of the centrifugal pump is increased also,and the overall hydraulic characteristics of the centrifugal pump is effectively improved by using the impeller with long and short vanes.The minimum value of the radial force is shifted to the large flow,and appeared under 1.2 times of design flow condition.The minimum value is reduced from the 5574N of the prototype impeller to the 1494N of the impeller with long and short vanes.The radial force state of the prototype centrifugal pump with large flow conditions is improved by using the impeller with long and short vanes.%将1200S56型单级双吸离心泵原型叶轮改型为长短叶片复合叶轮,以该改型双吸长短叶片复合叶轮离心泵为
研究对象,基于CFD理论对该离心泵内部流场进行数值仿真.通过改变边界条件获得不同工况下叶轮出口与蜗壳耦合面的静压、速度分布.采用叶轮出口压力法分析该离心泵在不同工况下的径向力,并与原型叶轮离心泵径向力分析结果对比.结果表明:采用长短叶片复合叶轮使叶轮出口的静压力及绝对速度变大,增加了离心泵的扬程,有效的提高了泵的整体水力性能;短叶片的增加使该泵径向力的最小值点向大流量偏移,出现在1.2倍额定流量工况,最小值由原型叶轮的5574N减小到1494N;采用长短叶片复合叶轮改善了泵在大流量工况下的径向受力情况.
【期刊名称】《机械设计与制造》
【年(卷),期】2017(000)006
【总页数】4页(P171-174)
【关键词】离心泵;长短叶片叶轮;数值仿真;径向力
【作者】张亮;李欣
【作者单位】辽宁工业大学机械工程与自动化学院,辽宁锦州121001;辽宁工业大学机械工程与自动化学院,辽宁锦州121001
【正文语种】中文
【中图分类】TH16;TH311
大型单级双吸离心泵广泛应用于城市给排水、农业提水灌溉中。

由于长期在非设计工况下运行导致泵的动力不稳定性，叶轮受力变得更为复杂。

设计这类泵时，叶轮的横向推力是要考虑的重要问题之一[1]。

这类泵径向力很大，在非设计工况通常会达到几万牛。

径向力作为设计中确定轴的刚度、耐磨环间隙及轴承载荷的重要参数，目前尚无较准确地计算公式，很多学者提出了各种理论模型和实际测量方法。

早在上世纪60年代国外学者就开展了离心泵径向力的研究[2-4]。

文献[4]采用直接测试法，即通过应变片测量弯曲应力进而测定径向力，结果较准确，但须设计专用实验装置，成本较高。

文献[5]给出了径向力计算的经验公式，但经验公式的适用范围有待探讨。

文献[6]采用间接测试法，即通过测量叶轮出口压力来间接获得径向力，这种方法存在插值误差和假设压力沿叶轮宽度上均匀分布所带来的误差。

随着计算流体力学（CFD）技术的发展，采用数值模拟法研究泵径向力成为可能。

文献[7]利用Fluent软件对单级单吸单蜗壳离心泵内部流场进行稳态数值模拟，基于直接积分法获得其径向力及轴向力。

文献[8]在文献[6]的基础上提出了基于数模模拟的出口压力法，给出了径向力的计算公式，并分析了某大型单级双吸单蜗壳离心泵不同工况下的径向力。

文献[9-10]研究了径向间隙变化对离心泵叶轮稳态与瞬态径向力的影响。

文献[11]基于数值模拟法对单级双吸双蜗壳离心泵不同工况下的径向力了进行了数值仿真，发现采用双蜗壳结构可以显著减小径向力。

文献[12]对叶轮出口带有导叶的离心泵的径向力进行了数值模拟，结果表明出口导叶可以显著降低径向力。

目前长短叶片复合叶轮在离心泵中广泛应用，也有一些学者对长短叶片复合叶轮离心泵内部流场进行了数值仿真与实验研究[13-19]，但没有涉及其径向力的研究。

因此，基于数值模拟的出口压力法对单级双吸长短叶片复合叶轮离心泵在不同工况下的径向力进行数值仿真，并与原型泵对比，分析不同叶轮结构形式对泵水力特性及径向力的影响。

以文献[8]中的大型双吸离心泵模型为原型，该泵的具体参数详见文献[8]，该泵叶轮为6片长叶片，模型为6片长叶与6片短叶片交替布置，共12片叶片，蜗壳与原模型相同。

数值仿真的目的是获得叶轮出口的静压分布，进而计算泵的径向力。

离心泵的数值仿真区域为长短叶片复合叶轮和螺旋蜗壳两部分。

2.1 流场控制方程
离心泵内流场控制方程包括连续方程和动量方程：
式中：ρ—流体的密度（kg/m3）；t—时间（s）；u、v、w—速度在坐标x、
y、z方向上的分量（m/s）。

式中：ρ—流体的密度（kg/m3）；t—时间（s）；u、v、w—速度在坐标x、y、z方向上的分量（m/s）；D—物质导数；P—流体的静压强（Pa）；τij—应力张
量的9个分量（Pa），i取x、y、z，j取x、y、z；fx、fy、fz—体积力在坐标x、y、z方向上的分量（N）。

2.2 模型与仿真
基于UG软件对长短叶片复合叶轮离心泵内部流道进行三维造型，采用GAMBIT
软件划分模型网格和设定初始边界条件。

网格划分采用非结构四面体网格，长短叶片叶轮与螺旋蜗壳网格划分，如图1所示。

离心泵在运行中叶轮高速旋转，是含有运动-固定边界的流动问题，因此采用多参
考坐标系法，将旋转的长短叶片叶轮区域设置为运动（旋转）坐标系，螺旋蜗壳区域设置为静止（固定）坐标系。

叶轮进口的边界条件为速度进口，可以通过改变叶轮进口流速方便地模拟泵的不同工况。

蜗壳出口的边界条件为压力出口，设定为OUTFLOW，假设扩散通量为0。

叶轮旋转区域设置转速为600r/m。

叶轮出口与蜗壳连接处设置为interior耦合面。

旋转区域壁面满足速度无滑移条件，采用标准壁面函数法确定静止区域壁面附近流场。

泵中流动介质为清水，且局部各项同性。

由于叶轮高速旋转，泵内流动为湍流流动，采用realizable k-ε湍流模型。

基于二阶迎风格式离散连续性方程、动量方程、湍动能方程与湍流耗散率方程。

采用SIMPLEC算法实现压力与速度的耦合。

原型泵额定工况流量Qn=3m3/s，在该额定流量下采用上述方法对改型离心泵内
部流场进行数值仿真。

通过改变叶轮进口的流速对该改型离心泵在0.4Qn、0.6Qn、0.8Qn、1.2Qn、1.4Qn工况下的流场进行数值仿真，并与原型叶轮离心泵进行对比。

表1中给出了不同流量工况下原型泵扬程的实验值与仿真值。

由表1可看出
扬程仿真值与实验值的相对误差最大值小于5%，上述流场数值仿真方法满足分析精度要求，也适用于该复合叶轮离心泵。

两种形式叶轮离心泵的流量扬程曲线，如图2所示。

从图2中可看出增加的6个
短叶片使泵的扬程有所提高，尤其是在大流量工况下。

额定流量下叶轮出口耦合面静压分布，如图3所示。

从图3中可看出，复合叶轮出口耦合面静压总体上（个
别节点除外）大于原型叶轮。

因此，在额定流量下复合叶轮的径向力大于原型叶轮。

图3中各截面静压存在突变，原型叶轮存在6个突变点，复合叶轮存在12个突变点，这是由于原型叶轮出口6个叶片、复合叶轮出口12个叶片作用的结果。

额定流量下两种叶轮离心泵X= 0mm截面静压分布，如图4所示。

采用复合叶轮时
X=0mm截面各点的静压值大于原型叶轮。

额定流量下叶轮出口耦合面速度分布，如图5所示。

采用复合叶轮时各点的速度大于原型叶轮。

这是由于原型叶轮流道
的扩散度较大，叶片对液流做功不均匀，叶轮流道内容易产生脱流和边界层分离现象。

复合叶轮通过设置短叶片，在叶轮出口附近对长叶片背面的液流起到增能的作用，以阻止脱流的产生和发展。

同时，由于复合叶轮进口叶片数减少，因此相对于全为长叶片而言增大了进口排挤系数，减小了表面摩擦；又由于出口叶片数较多，也减小了有限叶片数的影响，使叶轮出口的静压力及绝对速度变大，从而提高了离心泵的扬程。

并且通过采用复合叶轮的结构形式，有效的提高了泵的整体水力性能。

基于出口压力法对原型叶轮离心泵径向力进行数值仿真与实验测量，径向力计算公式为：
式中：Pi—叶轮出口第i个节点的压强（Pa）；R2—叶轮出口半径（m）；B2—
叶轮出口宽度（m）；N—叶轮出口耦合面节点数量（个）；Fi—第i个节点周围
微小区域的压力（N）；Fyi—第i个节点周围微小区域的压力在y向的分量（N）；Fzi—第i个节点周围微小区域的压力在z向的分量（N）；yi、zi—第i个节点的y、z向坐标（m）；Fy—径向力的y向分量（N）；Fz—径向力的z向分量
（N）；F—总径向力（N）；α—径向力与y向的夹角（°）。

图6给出了不同工况下原型叶轮离心泵径向力的数值仿真值与实验值，从图6中
可看出径向力数值仿真值与实验值趋势一致，随着流量的增加径向力先减小，后增大，在额定流量下达到最小。

径向力数值仿真值与实验值相差较小，上述基于出口压力法的径向力数值仿真方法满足计算精度要求，因此适用于该长短叶片复合叶轮离心泵。

通过上述方法对不同工况下长短叶片复合叶轮离心泵径向力进行数值仿真。

不同流量工况下长短叶片复合叶轮离心泵径向力，如表2所示。

随着流量的增加径向力
先减小再变大，当泵的流量为3.6m3/s时，径向力最小为1494N。

原型叶轮与长短叶片叶轮离心泵在不同流量工况下的径向力对比图，如图7所示。

从图7可看出，随着流量的增加两种不同叶轮离心泵径向力的变化趋势都是先变
小再变大，但径向力最小值点不同，原型叶轮出现在额定流量时，符合设计要求；而长短叶片复合叶轮出现在1.2倍额定流量时，这是由于增加的6片短叶片使泵的设计（额定）流量发生改变，由于短叶片的增加使泵的设计流量增加，因此在1.2倍额定流量时径向力达到最小；在小流量及额定流量工况下，长短叶片复合叶轮离心泵的径向力大于原型叶轮离心泵的径向力；而在大流量工况下，长短叶片复合叶轮离心泵的径向力小于原型叶轮离心泵的径向力，因此增加的6片短叶片改善了
该泵在大流量工况下的径向受力情况。

以1200S56型离心泵为原型，将其叶轮改造为长短叶片复合叶轮，通过数值仿真研究了长短叶片复合叶轮离心泵的内部流场，基于出口压力法计算了长短叶片离心泵在不同流量工况下的径向力，并与原型泵对比。

结果表明：增加的6片短叶片
使叶轮出口的静压力及绝对速度变大；使泵的扬程有所提高，尤其是在1.2倍额定流量工况提高了23.66%，有效的提高了泵的整体水力性能；短叶片的增加在大流量工况改善该离心泵的径向受力情况，使泵径向力的最小值点发生偏移，在1.2倍
额定流量时径向力达到最小。

最小值由原型泵的5574N减小到1494N。

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