半开式离心泵变工况叶顶间隙的流动特性

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单级单吸半开式叶轮离心泵性能偏差的原因分析与处理

个泵头进行拆解和对比分析，认为产生此问题主要）测试系统产生的偏差由于这5台泵是采用同一测试系统的同一个台位来进行性能检测，并且流量计、压力传感器等检测仪器均在检定合格周期内，所以由测试系统产生的扬程偏差可以排除。

）泵体和叶轮叶片间隙值的影响半开式叶轮离心泵的泵体和叶轮叶片之间的间隙，对泵的扬程影响比较大。

经拆解后测量发现2#泵的泵体和叶轮间隙值泵的泵体和叶轮间隙值为0.4mm。

为此，通过试验发现，泵体和叶轮叶片之间的间隙值每增加，泵的扬程就降低1.5m左右。

安徽莱恩电泵有限公司的开式泵其泵体和叶轮叶片之间间隙一般控制在，故仅间隙值大小这一项，泵的扬程偏差）半开式叶轮尺寸的影响半开式叶轮的外径和叶片宽度b2也是影响泵扬程的重要因素。

经叶轮加工图样，图样中D2和b2这两个尺寸均为自由公差尺寸，其公差数值为±0.5mm，每粗糙度较好，流道非常光滑。

故过流部件表面粗糙度对扬程偏差的影响很小。

四、改进措施综上所述，由于半开式叶轮离心泵的结构特殊性，同一型号的一批半开式叶轮离心泵会存在性能的差异，而泵体和叶轮叶片之间的间隙值、开式叶轮的叶轮外径尺寸D2和叶片宽度b2是影响泵扬程偏差的三个重要因素。

为了防止和避免前述问题的发生，采取了以下改进和控制措施：1）将半开式叶轮离心泵的泵体和叶轮叶片之间的间隙值控制在0.3～0.6mm，以减小其扬程偏差（见图2）。

间隙调整的具体方法是：当间隙小于采用不同厚度的聚四氟乙烯垫片加在泵体和泵盖之间来加大间隙值；当间隙大于0.6mm时，采用不同厚度的聚四氟乙烯垫片加在叶轮轮毂和轴套两个端面之间来减小间隙值。

通过这两种间隙调整方法，可以使间隙值控制在0.3～0.6mm。

2）将半开式叶轮的外径尺寸D图1 结构图1.泵盖2.半开式叶轮（带副叶片）3.泵体4.机封压盖5.机械密封6.轴承压盖7.轴承8.悬架9.泵轴）在今后的合同评审中，要求输入开式泵输送介质的物理特性参数，如介质密度等，并将其转换到泵的扬程数值中。

离心泵4-离心泵的装置特性与工况调节

M M
"
图1-59 装置特性
工作点特点：流量平衡、能量平衡、唯一性。
二、多泵在单管线上的工作
１、并联工作 ⑴ 相同性能泵的并联
泵并联，同一H下的Q相加泵并联，管路特性（h-Q）未变
HⅠⅡ HⅠ HⅡ Q Ⅱ Q QⅡ Ⅰ Ⅰ Q QⅡ Ⅰ
１、并联工作
泵并联前：单泵工作点在M1。泵并联后：单泵工作点在A1。
管路特性系数，与管路长度、流道横截面积、各种阻力系数有关。
一、单根管路特性和工作点
H pot PB PA g H A H B
2
hw kQ
h H pot kQ2
管路特性方程图1-7.2 管路特性
一、单根管路特性和工作点
２、装置特性—工作点泵装置：泵和管路系统的总称。
2. 泵的特性愈陡峭，并联后QⅠ+Ⅱ愈接近2QM1 3. 并联后泵扬程大于单泵工作扬程。
两泵并联工作时，应选单泵性能曲线稍陡！
１、并联工作
⑵ 不同性能泵的并联泵并联，同一H下的Q相加。泵并联，管路特性（h-Q）未变
HⅠⅡ HⅠ HⅡ Q Ⅱ Q QⅡ Ⅰ Ⅰ
１、并联工作
目的：用于增加Q。
？
泵并联后：
M1 M
HⅠⅡ hM hM
QM 1 QM；QM QM 1
1
H M1

Q
Ⅰ Ⅱ
2QA1 2QM1

HⅠⅡ HⅠ HⅡ
１、并联工作
Q
Ⅰ Ⅱ
2QA1 2QM1

并联台数过多并不经济！
1. 管路特性越平坦，并联后QⅠ+Ⅱ愈接近2QM1

叶轮口环间隙对离心泵性能及流动特性的影响分析

叶轮口环间隙对离心泵性能及流动特性的影响分析摘要本文着重分析前口环间隙对于离心泵性能和间隙内流动特性的影响规律。

对于口环处几何尺寸变化很大的结构，使用结构化网络，通过基于RNG k-? 湍流模型进行泵全流道流场计算和性能预测，并进行泵外特性试验验证。

关键词离心泵；口环间隙；泵外特性1 计算方法和试验系统所使用的离心泵主要设计参数分别为流量Qd=55m3/h，扬程H=20m，转速n=1450r/min，叶轮进口直径Ds=80mm，叶轮外径D2=260mm，叶轮出口宽度b2=17mm，蜗壳基圆直径D3=290mm，隔舌安放角?c=25?，蜗壳出口直径D6=80mm，叶片数Z=6，比转数ns=69。

数值计算以Fluent软件平台为基础，使用三维定常不可压雷诺时均N-S方程，并使用RNG k-?湍流模型使方程封闭。

控制方程可直接用在静止部件里的流场计算，转动部件内的流场计算在转动坐标系下参照进行，两者内流场的控制方程形式一样，但速度使用转动参照系下的相对速度，建立离散方程，各控制方程的离散格式都采用一阶迎风格式，速度和压力耦合方式使用SIMPLE算法。

泵外特性试验使用闭式回路系统，模型泵叶轮使用五轴数控加工以确保准确度，主要试验设备包括压力水箱、压力计、电磁流量计、扭矩仪、三相异步电动机。

试验使用多次试验求平均值的方法，以降低试验误差[1]。

2 性能研究通过定常数值计算和试验，得到三种不同口环间隙下模型泵的扬程和效率曲线，见图一。

由图1可以看出：当口环间隙比较大的时候，由口环泄漏的高能量流体越多，和叶轮进口地方的低能量流体进行混合，会出现更大的能量损失，造成扬程下降。

随着泄漏量的加大，叶轮需做更多的功以确保流向蜗壳的流量不变，消耗更大的轴功率，所以效率随着口环间隙的加大而造成小幅度下降，两者吻合非常好。

当口环间隙是0.50mm的时候，数值计算和试验的结果在不同工况的时候的扬程相差是不同的，在设计工况附近两者的结果比较接近，而在比较小的流量或比较大的流量的时候两者相差比较大。

叶顶间隙对半开式叶轮离心泵的性能影响研究

plans. The SST k-ω model is selected to predict turbulence, the model pump is numerically simulated
based on ANSYS-CFX. Besides, the calculation results are processed through CFD-Post, and the four
以水泵扬程为关键物理量对三套网格进行无关性检
验。精细网格的 GCI 值为 0. 013% , 粗糙网格的 GCI
值为 0. 0012% , 均小于 5% , 满足收敛要求。离心泵
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2023. №3
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大电机技术
的整体三维造型如图 3 所示, 基于该三维造型, 综合
parameter changes of the centrifugal pump head, efficiency, axial force, and shaft power under
different tip clearances and the flow in the clearance under the different tip clearance plans are
30
45
60. 28
700
0. 4745
0. 899
1. 2 三维造型及网格无关性检查
对于本文对所研究的离心泵, 采用 NX12. 0 商业
软件进行三维造型, ICEM 商业软件对其进行网格划
分, ANSYS CFX 进行计算流体力学模拟计算。对模
型泵的数值模拟计算, 其进口设定压力边界, 出口为

叶顶间隙对半开式叶轮流动的影响

叶顶间隙对半开式叶轮流动的影响作者：海洋来源：《硅谷》2013年第21期摘要采用NUMECA软件对一半开式叶轮内流动情形进行数值模拟，对比3种不同叶顶间隙值的数值模拟结果，总结了叶顶间隙大小对该叶轮总体性能的影响，分析了叶顶间隙内的流动情形。

模拟结果显示：当叶顶间隙增大时，包括效率在内的叶轮总体性能下降，叶轮内部流动变差。

研究结果可为类似的半开式叶轮的设计提供参考依据。

关键词数值模拟；叶顶间隙；叶轮内部流动；半开式叶轮中图分类号：TK14 文献标识码：A 文章编号：1671-7597（2013）21-0037-02与闭式叶轮和开式叶轮相比，半开式叶轮具有强度高、摩擦损失和流动阻力适中、有一定的刚度和强度、单级压比高、许用圆周速度高等特点，使得离心压缩机普遍采用此种形式。

本文研究的压气机是高转速、高压比，故必须采用半开式叶轮。

半开式叶轮存在一个叶轮机械研究的热点和难点问题，即：叶顶间隙。

由于间隙内的流动情况比较复杂，不同的叶轮最佳的叶顶间隙也不同，很多试验和数值模拟研究结果证实间隙值的大小影响了叶轮内部流动情况。

主要研究方法从最初的理论模型研究到现今的将数值模拟和实验结果相结合的研究模式，数值模拟作用越来越重要。

同时，建立的模型越来越复杂，研究的程度也在不断加深，在算法上越来越成熟了。

国内外许多学者一直从事这方面的研究，但由于间隙内流动情况比较复杂，特别是离心叶轮叶顶间隙内的流动，不同的轮子又有不同的实际特点，很多问题都需要进一步总结。

本文对同一离心叶轮3种不同叶顶间隙值的计算结果进行比较分析，并从气动性能和内部流动特征加以讨论。

结果表明在一定范围内，叶顶间隙值的减小可以提高叶轮效率并改善其内部流动情况。

1 数值模拟模型的建立本文研究的半开式叶轮是某台微型燃气轮机的离心式压气机的组成部分，该压气机具有压比高、转速和流量小的特点。

叶轮带有分流叶片，长、短叶片各10片，后弯轮。

采用商业用计算流体力学软件NUMECA分别对设计工况下三种不同叶顶间隙值，即：0.1 mm、0.5 mm、1 mm时的叶轮内部三维粘性流动进行了数值模拟和比较分析。

离心泵几种间隙对性能的影响

离心泵几种间隙对性能的影响摘要：本文通过研究离心泵的半开式叶轮前后部间隙，闭式叶轮密封环的前后部间隙和隔舌间隙，分别说明间隙对于离心泵性能产生的影响。

研究表明：前部间隙对性能的影响比后部间隙大，粘度相同的介质，随着间隙的增大，间隙变化对性能的影响较大；对于粘度变化的介质，随着粘度的增加，间隙变化影响将减小。

关键词：离心泵叶轮密封环泵体隔舌间隙离心泵具有性能范围广泛、流量均匀、结构简单、运转可靠和维修方便等诸多优点，因此，离心泵在工业生产中应用最为广泛。

除了在高压小流量或计量时常用往复式泵，液体含气时常用漩涡泵和容积式泵，高粘度介质常用转子泵外，其余场合，绝大多数使用离心泵。

因此，细致地研究离心泵，把影响离心泵性能的诸多因素考虑清楚，对工程设计和生产具有很好的指导性作用。

与其它转动设备相同，离心泵静止部件与转动部件之间必须留有适当的间隙，这些间隙配合对于离心泵的性能具有不可忽视的作用，而且不同位置、不同部件间的间隙配合，对于离心泵的性能影响程度也不同，例如半开式叶轮与泵体之间的间隙、闭式叶轮的密封环之间的间隙、叶片顶部和泵体隔舌之间的间隙，这些间隙是通过理论计算和实践经验总结出来的，对泵的性能和振动有很大的影响。

本文主要研究离心泵中几种不同位置的间隙与性能的关系，同时提出了增大隔舌间隙的几种方法。

一、半开式叶轮的前后部间隙与性能的关系1.半开式叶轮的前部间隙与性能的关系对于半开式叶轮结构的悬臂式单级泵（见图1、图2），由于叶轮没有前盖板，叶轮与泵体耐磨板之间形成了前部间隙，通过调整转子位置，使间隙达到理论设计数值。

这个间隙对泵的性能影响较大，为了定性的了解间隙与性能的影响程度，我们通过三维计算模型，模拟在多个工况，多种介质及多个间隙下通过下面计算公式进行了如下分析。

图1半开式叶轮示意图1-泵盖；2-泵体；3-叶轮；4-密封环；5-轴套；6-填料密封机构；7-泵轴；8-托架；9-轴承；10-联轴器图2半开式泵示意图1.1泵的扬程公式为：H=Pout-Pinρg1.2叶轮消耗的功率为：Pin=Mω-Mn95501.3泵水力效率为：ηh=pqQHMω1.4总效率为：η=ηhηvηm式中：Pout 为蜗壳出口总压；Pin为泵进口总压；ρ为输送液体的密度；M 为转矩；n为转述；ω为角速度；ηv 为容积效率；ηm为机械效率。

天津大学流体力学考研复习辅导资料及导师分数线信息

天津大学流体力学考研复习辅导资料及导师分数线信息天津大学流体力学考研科目包括政治、外语、数学以及理论力学、材料力学、自动控制理论、结构力学、高等代数，研究方向主要包括湍流与流动稳定性理论、湍流模式理论两个方向。

考生可根据自己的兴趣选择具体的研究方向。

专业代码、名称及研究方向考试科目备注080103★流体力学湍流与流动稳定性理论、湍流模式理论①思想政治理论②英语一③数学一④理论力学①思想政治理论②英语一③数学一④材料力学①思想政治理论②英语一③数学一④自动控制理论①思想政治理论②英语一③数学一④结构力学①思想政治理论②英语一③数学一④高等代数天津大学流体力学近两年考研录取情况院（系、所）专业报考人数录取人数机械工程学院（2012年）流体力学21 17机械工程学院（2013年）流体力学26 18天津大学流体力学2012年的报考人数为21人，录取人数17人，2013年的报考人数为26人录取人数18人。

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离心泵4-离心泵的装置特性及工况调节

离心泵4-离心泵的装置特性及工况调节离心泵是一种常见的水泵类型，它利用离心力将液体从低压区域输送到高压区域。

离心泵通常由泵体、叶轮、轴和密封装置等部件组成。

离心泵的装置特性主要包括流量特性、扬程特性和效率特性，工况调节主要包括调节叶轮直径、调节叶轮叶数和调节转速。

首先，流量特性是离心泵的工作性能之一、流量特性描述了离心泵在不同流量下的性能参数。

一般情况下，离心泵的流量特性为正向线性关系，即流量与扬程成正比。

在流量小于额定流量时，离心泵的流量特性基本上是线性的。

但是在超过额定流量时，流量特性会出现下降趋势，这是由于泵体结构和叶轮设计的限制所致。

其次，扬程特性是离心泵的另一个重要性能参数。

扬程特性描述了离心泵在不同扬程下的性能表现。

扬程特性通常为反向线性关系，即扬程与流量成反比。

当流量增加时，泵的扬程会逐渐下降。

这是因为在较大流量下，液体在泵体内部流动速度较快，由于摩擦和阻力损失会导致扬程下降。

再次，效率特性是评价离心泵工作效率的指标。

效率特性描述了离心泵在不同流量和扬程下的能量转换效率。

离心泵的效率通常在额定流量和额定扬程下最高，并随着流量和扬程的偏离而下降。

较低的效率意味着泵的能源消耗更大，泵的工作效率也较低。

工况调节是指通过调整离心泵的设计参数来适应不同的工况需求。

主要的工况调节方法包括调节叶轮直径、调节叶轮叶数和调节转速。

调节叶轮直径是通过更换不同直径的叶轮来实现的。

当需要改变流量时，可以选择更换具有不同叶轮直径的离心泵。

较大的叶轮直径可以提供更大的流量，而较小的叶轮直径则可以提供较小的流量。

调节叶轮叶数是通过更换具有不同叶数的叶轮来实现的。

叶轮的叶数越多，泵的流量越大，扬程越小；叶数越少，泵的流量越小，扬程越大。

调节转速是通过更改驱动泵的电机的转速来实现的。

调节转速可以在一定程度上改变泵的流量和扬程。

当需要改变流量和扬程时，可以通过改变电机的转速来实现。

综上所述，离心泵的装置特性包括流量特性、扬程特性和效率特性。

半开式叶轮叶顶间隙对离心泵性能的影响研究

半开式叶轮叶顶间隙对离心泵性能的影响研究半开式叶轮叶顶间隙对离心泵性能的影响研究引言：离心泵是一种常见且广泛使用的流体机械设备，用于输送液体或压力泵送气体。

离心泵的性能受到多种因素的影响，其中之一就是叶轮叶顶间隙。

叶顶间隙是指叶轮叶顶与泵壳之间的距离，它们之间的间隙大小可以直接影响到泵的效率、流量和扬程。

因此，研究半开式叶轮叶顶间隙对离心泵性能的影响对于提高离心泵的工作效率和减少能源消耗具有重要意义。

材料与方法：本次研究选取了一台常见型号的半开式叶轮离心泵作为研究对象。

通过改变叶顶间隙的大小，分别设置了三个实验组。

每个实验组进行了多次试验，以确保结果的准确性和可靠性。

实验过程中，记录了泵的流量、扬程、效率等性能参数，并进行了对比分析。

结果与分析：在实验过程中，我们发现叶顶间隙的大小对离心泵的性能有着明显的影响。

当叶顶间隙过大时，泵的流量和扬程会显著减小，且效率下降。

这是因为叶顶间隙过大会引起内部泄漏，使得部分流体从叶顶间隙处回流，导致泵的效率下降。

与之相反，当叶顶间隙过小时，流体的泄漏会增加，同样会降低泵的性能。

通过对实验数据的进一步分析，我们发现当叶顶间隙处于适中范围时，泵的性能可以达到最佳状态。

在这个范围内，流量和扬程相对稳定，并且泵的效率也最高。

这是因为适度的叶顶间隙在保证泵的正常工作的同时，减小了泄漏现象，提高了泵的效率。

结论：根据本次实验研究结果，可以得出以下结论：1. 叶顶间隙的大小直接影响到半开式叶轮离心泵的性能；2. 叶顶间隙过大或过小都会降低泵的流量、扬程和效率；3. 适度的叶顶间隙能够使泵的性能达到最佳状态。

基于以上结论，我们强调在离心泵的设计和运行过程中，合理控制叶顶间隙的大小是至关重要的。

确定适当的叶顶间隙范围，可以提高离心泵的工作效率，降低能源消耗，从而实现节能减排目标。

同时，本次研究仅根据一个型号的半开式叶轮离心泵进行了实验，后续的研究可以扩大样本规模，涵盖更多型号的离心泵，以进一步验证与完善研究结果通过实验研究我们发现，半开式叶轮离心泵的叶顶间隙对其性能有着显著影响。

叶顶间隙对半开式叶轮流动的影响

大小影响了叶轮内部流动情况。主要研究方法从最初的理论模型研究到现今的将数值模拟和实验结果相结合的研究模式，数值模拟作用越来越重要。同时，建立的模型越来越复杂，研究的程度也在不断加深，在算法上越来越成熟了。国内外许多学者一直从事这方面的研究，但由于间隙内流动情况比较复杂，特别是离心叶轮叶顶间隙内的流动，不同的轮子又有不同的实际特点，很多问题都需要进一步总结。本文对同一离心叶轮３种不同叶顶间隙值的计算结果进行比较分析，并从气动性能和内部流动特征加以讨论。结果表明在一定范围内，叶顶间隙值的减小可以提高叶轮效率并改善其内部流动情况。
间隙的存在，在叶顶附近常常出现回流和脱离的现象，使叶轮内流动状况复杂、混乱，造成一定损失。气流将从旋转叶轮吸收的机械功转变为压力（势能）及速度（动能），使得流过叶轮的空气温度、压力与速度均有显著的提高。这样，一部分气流在叶轮出口处可能会重新流入叶顶间隙内，出现回流。本文研究的叶轮叶顶间隙内产生了回流现象，见图２。图中选取的位置相同，位于叶轮子午流道进口段。从中可以清楚地看到回流区及其内部的流动：三种叶顶间隙值下产生的回流程度不同，随着叶顶间隙的增大，回流区范围不断

叶顶间隙对低比转数半开式离心泵性能的影响

证．究结 ห้องสมุดไป่ตู้表明：研叶顶间隙可以改善叶轮内部的流动情况，较大间隙的叶轮内部的循环流动但
引起的水力损失大于较小间隙内的循环流动和回流引起的水力损失；因此随着叶顶间隙的增大，离心泵扬程及效率均减小；而且在叶片中部和尾部的叶顶间隙层内，对速度和静压随着叶相顶间隙的增大而减小，且相对速度受叶顶间隙的影响尤为明显，压沿着叶轮半径近似呈线性静增加；叶轮流道内沿轴向分布的切向速度和径向速度随着叶顶间隙的增大分别减小，切向速但度较为均匀，小量相对较小；减数值模拟与试验得到的外特性曲线变化趋势一致．关键词：离心泵；比转数；低半开式叶轮；叶顶间隙；数值模拟中图分类号：２７９Ｔ３１文献标志码：￥７．；Ｈ１Ａ文章编号：１７８３（０２００８０６４— ５０２１）３— ２３— ６
Ａｂｓｒｃ：Ｉｒｅｏａａｙｅｔｅｆｅｔ０ｉｌａａｃｎｈｏｔａｔｎｏｄｒｔｎｌｚｈｅｆｃｓｆｔｃｅｒｎｅｏｔｅｆｗａｄｐｒｏｍａｃｏＯｐｌｎｅｒｎｅｆ１Ｗｓｅｉｃｆｐｃｆｉｓｅｄｈｇ — ｐｅｅｔｆｇｌｐｐｅｉｈｓｅｄｃｎｒｕａｕｍｐｗｉｅ —ｐｅｍｐｌｒｈｅｉｎｅｌｗｅｄｉｕｔｈｐ — ｉｔａｓｍｉｏｎｉｅｌ，ｔｎｒｆｏｆｌｎａｐｍｐｗｉｈｔｅｓｅｈｅｉｃｆｃｓｅｄｎｉｐｅ＝１３ｗａｕｍｅｉａｌｉｕａｅｓｄｏｈｅＮａｉｒ— Ｓｏｅｑａｉｎｎｈｐｌｒｉｓｎ９．ｒｃｌｓｍｌｔｄｂａｅｎｔｖｅｙｔｋｓｅｕｔｓａｄｔｅＳａａｔ— ｏＡｌａａｕｂｕｅｃｏｅｔｔｅｔｐｃｅｒｎｃｓ０．，１１ｎ５ｍｍ．Ｔｈｅｏｍａｃｆｔｅｃｎｒｆ — ｌｒｓｔｒｌｎｅｍｄｌａｈｉｌａａｅ５ｍ．ａｄ２．ｅｐｒｒｎｅｏｈｅｔｉｕｆｇｌｐｕｓｍｅｓｅｓｗｅ１Ｔｈｅｕｌｈｗｈｔｔｅｆｏｉｈｍｐｌｅｓｉｒｖｄｗｉｈａｂｇｅａｍｐｗａａｕｒｄａｌ．ｅｒｓｔｓｏｔａｈｗｎｔｅｉｅｌｒｉｍｐｏｅｔｉｇｒｓｌｃｅｒｎｃｂｔｔｅｈｄａｌｃｏｓａｓｄｆｏｔｅｃｒｕａｏｌａａｅ，ｕｈｙｒｕｉｌｓｃｕｅｒｍｈｉｃｌｒｆｗｉｈｍｐｅｌｒａｅａｉｅｙｉ］ａｌｎｔｅｉｌｅｔａｒｌｔｖｌｂｇｃｅ —

半开式离心叶轮叶顶泄漏诱发流道流动堵塞特性研究

半开式离心叶轮叶顶泄漏诱发流道流动堵塞特性研究朱俊桦;金永鑫;吕世杰;成涛;宋文武【期刊名称】《中国农村水利水电》【年(卷),期】2024()1【摘要】为探究半开式离心叶轮叶顶泄漏量诱发的流道中流动堵塞作用,采用大涡模拟对流场进行精确计算,基于流动堵塞预估模型对叶顶间隙0.5、1.0和1.5 mm的3种半开式离心叶轮在不同流量工况下的流动堵塞特性进行研究,发现在叶轮流道内存在流动堵塞峰值,且在3种叶顶间隙下均在截面2处,在经过截面2之后流动堵塞发生大幅度的减小,并在后面4个截面发生小幅度的波动;通过对不同叶顶间隙、不同流量工况下在叶轮尾缘处相对流动堵塞作用的分析,发现尾缘处的流动堵塞在不同叶顶间隙下,随流量的变化具有相同的趋势,相对流动堵塞均在1.0Q_(d)时达到最小值,在0.6Q_(d)时出现峰值;然而流动堵塞在相同流量下与叶顶间隙的关系不是单一的线性关系,且存在一个最优叶顶间隙在设计工况点达到最小的流动堵塞情况;同时通过对泄漏涡发展情况的观察,发现泄漏涡的破碎和位移会增大叶片尾缘处的流动堵塞;通过对叶片静压差的分析,发现运行流量对叶片载荷的影响不大,然而叶顶间隙的改变会大大影响叶片载荷,同时对叶片尾缘处的流动堵塞造成影响。

【总页数】8页(P79-85)【作者】朱俊桦;金永鑫;吕世杰;成涛;宋文武【作者单位】西华大学能源与动力工程学院;西华大学流体及动力机械教育部重点实验室【正文语种】中文【中图分类】TH311【相关文献】1.半开叶轮离心泵叶顶间隙非定常流动特性研究2.叶顶泄漏流对半开式离心泵叶轮流动结构的影响3.半开式叶轮离心泵变叶顶间隙流动特性的研究4.半开式复合叶轮离心泵不同叶顶间隙的水力特性分析5.离心叶轮叶顶间隙泄漏流影响因素的量化分析研究因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

叶顶间隙对离心泵气液两相流特性及空化特性影响的研究

叶顶间隙对离心泵气液两相流特性及空化特性影响的研究叶顶间隙对离心泵气液两相流特性及空化特性影响的研究引言：离心泵是一种常见的流体输送设备，广泛应用于工业生产中。

在某些特定的工况下，离心泵会出现气液两相流现象，而这种现象会对泵的性能造成一定的影响。

同时，泵的叶顶间隙也是影响离心泵性能的重要因素之一。

因此，对离心泵叶顶间隙对气液两相流特性及空化特性的影响进行深入研究，对于提高离心泵的性能、延长其使用寿命具有重要意义。

一、离心泵气液两相流特性的影响1.1 气液两相流现象当离心泵在工作过程中，由于工况变化或介质性质改变，会使得泵入口处出现气泡，形成气液两相流。

气液两相流相对于单相流而言，具有更为复杂的特性，其中包括气液混合比例、气泡尺寸及分布、气泡运动速度等参数都会对泵的性能产生影响。

1.2 气液两相流对泵性能的影响气液两相流的存在会引发离心泵的一系列问题，如泵流量下降、扬程损失、振动增加等。

气液两相流在泵内会形成气泡聚集，增加了泵的摩擦阻力和流通阻力，从而降低了泵的流量。

同时，气液两相流还会增加泵腔内部的动态压力，并增加泵的振动，使得泵的工作状况不稳定。

二、离心泵叶顶间隙对气液两相流特性的影响2.1 叶顶间隙的定义及作用离心泵叶顶间隙指的是泵叶片与泵腔壁的距离，它的大小会影响泵的性能。

当叶顶间隙过大时，容易引起回流现象，产生涡流和较大的漏损；而叶顶间隙过小时，会使得泵内部难以正常流通，增加泵的摩擦阻力。

因此，合理控制叶顶间隙对于离心泵的稳定运行十分重要。

2.2 叶顶间隙对气液两相流特性的影响叶顶间隙的大小会直接影响气液两相流现象的发生与发展。

较大的叶顶间隙能够提供更大的泵腔容积，能够更好地容纳气泡的产生与聚集，减小气液两相流对离心泵性能的影响。

而较小的叶顶间隙则会使得气泡难以正常流通，增加气液两相流对泵的阻力，从而影响泵的流量和扬程。

2.3 叶顶间隙对空化特性的影响叶顶间隙的大小还会影响泵的空化特性。

半开式叶轮与导流器间隙对自吸泵性能的影响

ｆｒｏｎｔｓｈｒｏｕｄｏｆｌｆｕｉｄｄｉｒｅｃｔｏｒｏｎｌｆｏｗ — ｅｊｅｃｔｉｎｇｓｅｌｆ－ｐｉｒｍｉｎｇｃｅｎｔｉｒｆｕｇａｌｐｕｍｐ，ｎｕｍｅｉｒｃｌａｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｗａｓｃａｒｒｉｅｄｏｕｔａｎｄｔｈｅｃｈｎｇａｅ
大而减小；叶轮含气率、导流器两个不对称出口及泵体出口的气相质量流率随间隙增大而降低．兼顾考虑水力性能、白吸性能及加工装配工艺，最终确定叶轮与导流器前盖的间隙为０．５ｍｍ．样机试验结果表明：在额定工况点扬程３４．２１ｍ，效率５５．２９％，当自吸高度为５ｍ时，自吸时间４５ｓ，达到设计要求。关键词：半开式叶轮；导流器；射流式自吸离心泵；数值模拟；水力性能；自吸性能
（ＲｅｓｅａｒｃｈＣｅｎｔｅｒｏｆＦｌｕｉｄＭａｃｈｉｎｅｒｙＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，ＪｉａｎｇｓｕＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｚｈｅｎｊｉａｎｇ２１２０１３，Ｃｈｉｎａ）
ｒｕｌｅｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ，ｒａｄｉａｌｆｏｒｃｅｃｈｎｇａｅｒｕｌｅ，ｇａｓ — ｌｉｑｕｉｄｔｗｏｐｈａｓｅｄｉｓｔｉｒｂｕｔｉｏｎｎｄａｌｆｏｗｃｏｎｄｉｔｉｏｎｄｕｒｉｎｇｔｈｅｓｅｌｆ－ｐｉｍｉｒｎｇ

向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动特性研究

中国科学 E辑: 技术科学 2009年第39卷第4期: 618~625 618 《中国科学》杂志社SCIENCE IN CHINA PRESS向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动特性研究邓清华*, 牛久芳, 丰镇平西安交通大学能源与动力工程学院, 西安 710049* E-mail: qhdeng@收稿日期: 2008-03-06; 接受日期: 2008-05-16国家高技术研究发展计划(“863”计划)(批准号:2002AA503020, 2004AA503020)和西安交通大学博士学位论文基金(批准号: DFXJTU2005-02)资助项目摘要对微型燃气轮机向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动, 在级环境下进行了全三维粘性数值模拟研究. 结果表明, 轮盖和叶轮叶片顶部之间的相对运动引起的刮削流以及叶轮顶部压力面和吸力面两侧的压差对间隙泄漏流动起主要控制作用, 叶顶线速度越高, 间隙尺寸越小, 刮削作用越强; 改变叶轮转速对叶轮中部和导风轮顶部间隙内的泄漏速度影响不大, 但是叶轮转速能明显影响通道涡涡核与吸力面之间的距离; 间隙泄漏量主要在导风轮顶部区域形成, 如布置泄漏抑制结构, 在轮盖子午弦长的中后部将是最有效的. 关键词微型燃气轮机向心涡轮叶轮顶部间隙分布式供能系统是当前弥补集中供电安全性和满足特殊供电需求的重要供能形式[1], 微型燃气轮机作为此系统的主要动力设备之一, 在某些发达国家已获得了广泛的应用[2]. 向心涡轮是微型燃气轮机、军用车辆以及航空航天等辅助动力装置的关键核心部件, 其气动性能的好坏将直接关系到整个系统能否高效、可靠的运行.顶部间隙是影响涡轮气动性能的一个重要因素. 与轴流涡轮不同, 向心涡轮叶轮的顶部同时具有轴向和径向间隙, 从而使得轴向间隙尺寸和径向间隙尺寸对向心涡轮级性能的影响程度明显不同[3~5]. 作者的数值模拟研究结果表明径向间隙增加对级效率降低的影响是轴向间隙增加的8.3倍, 径向间隙增加使通流能力增强的程度是轴向间隙增加使通流能力减弱的4.2倍: 向心涡轮轴向间隙每增加1%, 涡轮级效率降低0.15%, 通流能力减小0.06%, 而径向间隙每增加1%, 级效率降低1.27%, 通流能力增大0.24%[5], 该研究结论与美国NASA等的实验研究结果[3,4]是基本一致的.英国剑桥大学Whittle实验室的Dambach等人[6]对一个叶轮进口直径为1218 mm、转速为450 r/min的向心涡轮叶轮顶部间隙进行了实验研究, 就径向间隙和轴向间隙对向心涡轮级性能影响不一致的因素进行了深入分析, 发现叶轮叶片顶部截面与轮盖之间的相对运动是其主要原因.微型燃气轮机的向心涡轮叶轮转速很高, 其叶轮进口线速度通常可达到400~600 m/s, 而Dambach 等人实验用的是低转速向心涡轮, 叶轮进口线速度仅为28 m/s左右, 由于叶顶线速度高低直接影响着轮盖刮削作用的大小, 因此, 在低的轮盖相对运动速度条件下获得的间隙流动特性可能具有一定的局限性, 需要进一步的深入研究. 同时, 叶轮顶部间隙内的泄漏规律也有待于进一步认识和分析, 以构造合适的密封结构对泄漏加以有效的控制.本文基于西安交通大学叶轮机械研究所TurboAero 研究组有关100 kW微型燃气轮机向心涡轮叶轮顶部间隙流动特性分析工作[5,7,8], 借助NUMECA FINE/Turbo 计算流体动力学软件, 对带有叶轮顶部间隙的向心中国科学 E 辑: 技术科学 2009年第39卷第4期619涡轮在级环境下进行了系统的数值模拟研究, 获得了间隙泄漏流场各区域的流动特性及其主要影响因素, 同时分析了间隙串流量沿叶片子午弦长的变化规律, 为向心涡轮叶轮顶部泄漏的密封提供了有效的结构形式.1 数值计算方法及边界条件向心涡轮通流部分主要包含导向器与叶轮2个部件, 为充分揭示向心涡轮内部复杂流动特性及其叶轮顶部间隙泄漏流场, 我们在由导向器和叶轮组成的级环境下进行数值模拟研究, 其相对位置及尺寸如图1所示.图1 叶轮与导向器尺寸示意图计算区域采用多块结构化网格进行剖分: 导向器采用H-O 型网格, 网格总数为267930, 叶轮区采用H-I 型网格, 网格总数为568056. 具体网格点分布如表1所示, 其中i , j , k 分别代表周向、展向和流动方向. 在叶片近壁面、端壁、前缘及尾缘等流动复杂区域, 对网格进行局部加密. 图2给出了叶轮和导向器的网格分布.表1 计算域各网格块节点分布计算区域网格块总网格数 i ×j ×k 节点分布前延伸段 193 05 33×65×9 导向器区叶片区 248 625 25×65×153 前延伸段234 09 17×81×17 叶片区 428 409 41×81×129 后延伸段 234 09 17×81×17 叶轮区顶部间隙区928 2929×33×97图2 叶轮及导向器网格以及叶顶间隙网格放大显示导向器出口与叶轮进口的交接面上采用混合平面法交换上下游流场信息. 导向器进口参数为: 总压P 0*=360.0 kPa, 总温T 0*=1173.15 K, 进口气流角α0= 45°; 叶轮出口参数为: 静压P 6=106.773 kPa, 转速n = 61000 r/min.计算采用商用CFD 软件FINE/Turbo7.2-1求解雷诺平均的湍流Navier-Stokes 方程组, 湍流模型应用Spalart-Allmaras-方程模型. 数值方法采用基于时间推进的数值离散格式, 空间差分采用中心格式, 添加人工粘性系数以保证收敛, 同时采用全多重网格方法, 结合当地时间步长以及残差光顺方法来加速收敛.2 设计工况间隙流动特性本文间隙流动特性分析主要是在子午方向10%,50%及90%叶顶弦长处的截面进行, 图3表示了其相应的位置与方向.向心涡轮的叶轮顶部间隙通常为叶轮叶片当地叶高的1%~3%, 本文研究的向心涡轮叶轮顶部间隙取为当地叶高的2%.图4给出了S =10%, 50%和90%三个位置特征截面的叶顶间隙流场速度矢量分布.图4(a)显示了在轮盖刮削作用下, 靠近轮盖几乎40%间隙高度范围内的气流, 由叶片吸力面侧进入间隙, 从压力面侧流出, 有效减小了泄漏流的通流面积, 且在该区域由压力面侧流向吸力面侧的泄漏流速度较小, 基本维持在100 m/s 左右, 泄漏流在吸力面侧离开间隙后转向叶根方向流动.与工作轮顶部区域相比, 叶轮中部区域的叶顶邓清华等: 向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动特性研究620图3 10%, 50%及90%子午弦长位置与方向图4 设计工况时间隙附近各区域的相对速度矢量(a) S =10%; (b) S =50%; (c) S =90%线速度下降, 叶片负荷增大. 对于该叶轮, 在20%S处叶顶线速度已降低至500 m/s 以下, 且此时叶顶中弧线和轴向的夹角与进口处相比有所增大, 使垂直叶顶的速度小于实际的叶顶线速度, 轮盖的刮削作用明显减弱, 同时叶片90%展向位置处两侧的压差由叶轮进口处的28 kPa 增大到40 kPa 左右. 因此, 大部分刮削流被阻挡在叶片的吸力面侧, 只有贴近轮盖的小部分气流能够由吸力面侧进入间隙并最终到达压力面侧, 如图4(b)所示.在叶轮中部压力面顶部区域的一部分气流在展向和周向压差的共同作用下, 进入间隙成为泄漏射流. 泄漏流进入间隙后在叶片顶部产生一个回流区, 图4(b)显示分离的气流在距吸力面1/3叶片宽度处重新附着, 该现象基本符合Sjolander 等人[9]建立的轴流涡轮叶片顶部间隙泄漏模型. 由叶片吸力面侧离开的泄漏流与流动方向相反的刮削流相遇, 卷起形成了一较小的泄漏涡.导风轮区轮盖的刮削作用相对压差对间隙泄漏影响已经显著减小, 叶片顶部产生的流动分离在整个叶片宽度范围内没有再附着, 且泄漏涡比中部区明显增大, 涡核远离吸力面和轮盖, 如图4(c)所示.如果叶顶间隙为0, 刮削流将滞止在吸力面上, 随后转向背离叶顶的方向流动, 据此刮削流的动压头可表示为221,2cos U ργ其中, U 为轮周速度, γ 为当地叶片中弧线与子午方向的夹角.为了定量表示刮削流对叶顶间隙泄漏的影响, Dambach 提出用叶顶压差与刮削动压头的比值来定义“刮削率”R (scraping ratio)tipflow 22.1/2cos p R U ργ∆=Dambach 等人[6]指出: 在R <1的区域内刮削流对间隙泄漏流动起主导作用, 会有一部分气流通过间隙到达叶片的压力面侧; 而当R 1时, 间隙泄漏主要受到压差的驱动, 几乎没有气流能够在轮盖的刮削作用下通过间隙.图5所示的是Dambach 针对低转速向心涡轮得到的刮削率沿叶轮子午方向的分布曲线: 当S <30%时, R <1.0; S =75%时, R 达到最大值10.1. 在S =63%中国科学 E 辑: 技术科学 2009年第39卷第4期621图5 刮削率沿子午方向的分布曲线[6]和S =88%范围内, 实验所用的热线风速仪已经测量不到间隙内部的刮削流, 因而认为导风轮区内的间隙泄漏流动是受压差驱动的.针对本文所模拟的向心涡轮, 选择3个特征位置对R 进行了估算, 得到如下结果: 叶轮进口处R =0.23, 75% S 处R =1.4, 出口处R =1.2, 且R 的最大值也出现在S =75%附近.与Dambach 等人的实验结果相比, 本文叶轮的刮削率在整个弦长范围内都很低. 其主要原因是本文模拟的向心涡轮叶轮叶顶线速度较他们实验用涡轮高很多, 轮盖的刮削作用也就增强很多.虽然导风轮区间隙泄漏流动主要受压差驱动, 但不可避免地在近轮盖处也会有一小部分气流能够通过间隙到达压力面侧, 因此, 刮削作用增强意味着由压力面侧到吸力面侧的泄漏流总量减少, 且间隙对向心涡轮总体气动性能影响减弱.为定量考察间隙处的泄漏质量流量和泄漏速度, 选取间隙内距叶片压力面和吸力面等距的中部截面作为特征截面, 按下式定义进行积分, 得到从叶轮进口沿叶片长度方向(用S 表示)到各位置处通过间隙的串流流量, 如图6所示.(d ).SmS ρ=⋅⋅∫GG w 工作轮区轮盖强烈的刮削作用阻碍了部分气流向吸力面侧的泄漏, 直接降低了叶顶泄漏总量: 邻近叶轮进口S <20%范围内, 通过顶部间隙的平均质量流量趋于0. 而随后轮盖的刮削影响不断减弱, 更多的气流在压差驱动下由叶片压力面侧泄漏到吸力面侧, 平均泄漏量逐渐增大. 在S >50%区域内, 总泄漏量沿弦长方向呈线性增长, 且超过一半的泄漏量发生在70%<S <100%范围内, 间隙总泄漏量达到级质量流量的6.35%.图7示出了沿间隙高度方向各位置处中弧线法向上的相对泄漏速度大小以及泄漏流与叶片中弧线的夹角, 间隙内展向由叶顶端面指向轮盖, 速度和夹角为正值代表气流由压力面泄漏到吸力面侧.沿间隙高度方向可将叶顶间隙泄漏流场分为3层来考虑: 回流层、射流层以及刮削层. 其中回流层与泄漏射流层可用靠近叶顶端面速度为0的点的连线来划分, 刮削层和泄漏射流层则可用靠近端壁速度为0的点的连线来划分. 分析结果表明, 刮削层的厚度沿叶片长度方向逐渐减小: 在叶轮进口处刮削层厚度达到最大值, 为间隙高度的50%左右, 在S =50%位置处下降到了14%, 在S >80%以后刮削层厚度基本保持不变, 在6%左右.叶片顶部回流区的分离泡沿叶片弦长方向不断发展, 无论是在展向还是在周向其尺寸均不断增大: 在S =45%位置处其周向尺寸已达到叶顶宽度的一半,图6 顶部间隙特征截面位置及串流流量沿叶片长度方向的变化规律邓清华等: 向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动特性研究622图7 间隙内特征截面上不同高度处的法向速度和泄漏角度分布曲线邻近叶轮出口时其展向影响范围达到了间隙高度的15%.叶轮中部区泄漏角度保持在60°以上, 法向速度在300 m/s 左右. 导风轮区泄漏射流相对速度与中部区相比有较大提高, 虽然泄漏角度有所减小, 仅为40°左右, 但其法向速度在70%S =处达到了最大值400 m/s, 而且该区域内间隙绝对高度逐渐增加, 最终导致泄漏量不断增大.3 变工况间隙流动特性变工况间隙流动特性是指叶轮转速变化和涡轮进口总压发生变化(负荷变化)时叶轮顶部间隙内的流动特性.3.1 变转速间隙流动特性在叶轮顶部间隙泄漏流场的3个区域中, 工作轮区受到轮盖刮削作用的影响最大, 而叶轮转速的高低直接影响着轮盖的刮削作用的大小. 因此转速变化对间隙内相对速度分布的影响应该主要表现在工作轮区, 图7为变转速下时S =10%截面中的相对速度矢量分布.从图8中可看出, 随着转速的降低, 刮削层厚度大幅度减小, 108%设计转速下S =10%位置处间隙内邻近端盖50%间隙高度范围内充满了刮削流, 而67%设计转速条件下该数值降低到不足5%.图9显示为变转速下间隙内特征截面(位置如图6所示)中不同间隙高度位置上的法向泄漏速度分布. 图9中表明法向泄漏速度的不同主要表现在S <60%范围内: 高转速下该区域内泄漏射流速度沿叶片长度方向逐渐增大, 且在邻近叶轮进口时速度为负值, 即气流由吸力面侧进入间隙再由压力面侧流出, 属于刮削流; 转速降低后叶轮进口处的泄漏速度较大, 达到400 m/s 左右, 随后不断降低, 直到S =60%时接近200 m/s. 因此, 当叶轮转速变化时, 在叶轮泄漏流场的3个区域中, 工作轮顶部区域的间隙泄漏速度变化最大.在轮盖相对运动速度影响不敏感的中部区和导图8 变转速下S =10%截面相对速度矢量分布(a) 108%设计转速; (b) 67%设计转速中国科学 E 辑: 技术科学 2009年第39卷第4期623图9 变转速下间隙内特征截面中不同间隙高度位置上的法向泄漏速度分布(a) 108%设计转速; (b) 67%设计转速风轮区, 虽然改变转速对间隙内部泄漏速度分布的影响不如工作轮区表现强烈. 但图10显示转速的不同给叶轮通道流场带来了很大变化. 转速较高情况下, 叶轮通道中形成顺时针旋转的通道涡和逆时针旋转的泄漏涡, 文献[10]中曾对这种流场分布有过相关说明, 且该范围内转速提高引起的较强刮削流将通道涡推向叶片吸力面, 更好地阻碍了泄漏涡的产生与发展; 而转速较低时, 没有使得泄漏流在吸力面出口处卷起形成泄漏涡, 而是在整个通道范围内形成了逆时针旋转的通道涡, 因此叶顶间隙泄漏对主流的影响范围在周向扩大到整个叶片通道, 且转速越小通道涡的涡核越接近压力面.端壁刮削作用越弱, 泄漏涡的产生越难, 更多的泄漏流将直接冲击通道主流, 使得靠近轮盖的通道流向压力面侧偏移, 相对气流角减小. 图11为间隙与通道中的三维流线图, 直观地显示了转速变化对叶轮通道流场产生的影响, 泄漏流对主流的影响范围随着转速的降低逐渐增大, 同时改变了叶顶两侧的静压分布, 如图12所示. 在S <20%时, 随着叶轮转速的降低, 叶顶两侧静压均呈下降趋势, 尤其吸力面侧降低幅度较大, 使得压差不断增大, 67%设计转速下叶轮进口处压差达到了98 kPa; 在S >20%时, 叶顶压差随转速的降低而减小, 主要由压力面侧静压降低引起, 在S=80%处低转速下压差大小仅为高转速时压差的1/3.Dambach 等人[6]在计算间隙泄漏引起的损失系数时假定垂直间隙的泄漏速度所输送的动能全部损失掉, 但是变转速情况下间隙泄漏对通道流的影响有很大不同, 有理由认为计算损失系数时只考虑通图10 变转速下S =90%截面相对速度矢量分布(a) 108%设计转速; (f) 67%设计转速邓清华等: 向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动特性研究624图11 变转速下通道三维流线分布图12 变转速下90%叶片展向静压分布过间隙的动能损失欠合理, 在叶片吸力面侧是否产生泄漏涡也会对损失大小产生一定的影响, 因此需要一种更准确的方法来量化间隙泄漏带来的损失大小, 这有待于进一步深入研究.3.2 变负荷间隙流动特性进口总压变化一方面影响叶轮进口冲角, 另一方面影响叶轮叶片两侧压差. 总压的降低使得叶轮进口绝对速度减小, 叶轮进口相对速度将向吸力面方向偏移, 进口负冲角增大, 本文研究的向心涡轮在70%进口总压时叶轮进口冲角降低至−52°, 气流直接冲击叶片吸力面, 在压力面产生了严重脱流, 进口总压降低使得叶轮叶片负荷降低, 叶片两侧压差减小. 在这2种变化的共同作用下间隙吸力面侧的气流有相对大的一部分经过间隙流向到压力面侧, 图13给出了间隙内气流流动的变化趋势, 总压降低时, 泄漏射流速度减小, 刮削层厚度逐渐增大, 70%设计总压条件下几乎整个间隙高度范围内充满了刮削流, 有效降低了压力面侧到吸力面侧的总泄漏量.根据2%叶轮顶部间隙在级环境下变工况的流动特性可知, 刮削和压差是影响间隙流动的2个主要因素, 两者是此消彼长的关系, 共同控制着间隙流场. 另外, 本文在以上工作的基础上, 还进行了1%和3%间隙下的变工况特性分析, 除了间隙越小刮削作用越强的结论外, 其余结论都是基本类似的, 限于篇幅不再在此赘述.鉴于工作轮顶部间隙刮削流在一定程度上抑制了从压力面侧到吸力面侧的泄漏以及泄漏量主要发生在导风轮的顶部间隙中, 因此, 可在向心涡轮叶轮叶片顶部子午弦长的中后部, 即叶轮叶片中部区域的顶部和导风轮的顶部, 布置密封结构, 从而有效抑制间隙泄漏, 如图14所示.图14(a)为在向心涡轮叶轮顶部实壁轮盖的内壁布置的周向密封槽示意图[11], 该结构的数值模拟验证已经初步完成, 考察了周向槽宽, 槽高以及周向槽数对向心涡轮级总体性能的影响, 其中最好的结构参数可使级功率提高1.54%, 总-总效率提高0.26%,目前正在进行结构参数的进一步优化.向心涡轮叶轮顶部子午弦长中后部的间隙泄漏主要是由叶片压力面与吸力面的压差驱动的, 因此,图13 变负荷下的间隙流动特性比较(a) 110%设计进口总压; (b) 70%设计进口总压中国科学 E 辑: 技术科学 2009年第39卷第4期625图14 向心涡轮叶轮顶部区域的密封结构(a) 实壁轮盖内壁; (b) 叶轮叶片顶部通过降低叶片壁面两侧的压差可减小顶部间隙的泄漏量, 减小泄漏涡的尺寸, 增加向心涡轮做功能力和提高向心涡轮效率. 根据该思路, 利用流场自身作用力, 在叶轮叶片顶部布置凹缝[12], 如图14(b)所示, 使得工质穿过在叶片顶部区域局部位置布置的凹缝, 到达叶片的吸力面侧, 形成射流, 吹散泄漏涡或通道涡, 同时降低驱动泄漏的压差, 达到提高向心涡轮性能的目的. 该部分的数值模拟验证工作目前正在进行中, 随后将结合国家“十一五”863计划“100 kW 微型燃气轮机设计研制”项目, 在自行建成的向心涡轮气动特性实验平台上进行验证.4 结论对微型燃气轮机向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏流动, 在级环境下进行了全三维粘性数值模拟研究. 分析了叶轮顶部间隙3个区域的泄漏流动特性、主要影响因素、以及间隙串流量沿叶轮顶部子午弦长方向的变化规律, 为抑制向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏提出了几种有效的密封结构, 获得的主要结论如下.(i) 向心涡轮叶顶间隙流动主要由两种因素决定, 一是叶轮顶部压力面和吸力面两侧的压差, 二是轮盖和叶轮相对运动引起的刮削流. 这两种机制的联合作用决定了叶顶间隙中的流动特性, 叶顶线速度越高, 刮削作用越强, 顶部间隙尺寸越小, 刮削作用也越强, 刮削主要影响的是工作轮顶部间隙区域.(ii) 在轮盖相对运动速度影响较弱的叶轮中部区和导风轮区, 改变叶轮转速对间隙内部泄漏速度分布影响不大, 但是如果叶轮转速提高, 通道涡涡核将向叶片吸力面侧移动, 如叶轮转速降低, 通道涡涡核将远离吸力面.(iii) 叶轮进口区轮盖的刮削作用有效地减小了间隙泄漏总量, 中部区泄漏流与叶片中弧线的夹角最大, 但间隙泄漏法向速度的最大值出现在导风轮区, 且该区域间隙的绝对高度较大, 因而间隙泄漏流量主要发生在导风轮区.(iv) 轮盖刮削作用的存在使叶轮顶部间隙泄漏在一定程度上得到了抑制, 如在向心涡轮叶轮顶部区域布置密封结构, 叶轮顶部子午弦长的中后部将是最有效的.参考文献1徐建中. 分布式供电与冷热电联产的前景. 节能与环保, 2002, (3): 10－142 丰镇平. 微型燃气轮机技术进展及应用前景. 燃气轮机发电技术, 2001, 3(1): 9－163 Futral S M, Holeski D E. Experimental results of varying the blade-shroud clearance in a 6.02-inch radial inflow turbine. NASA Tech Note D-5513, 19704 Ishimo M, Otuka M, Uchida H, et al. The effects of tip-clearance on small radial turbine performances. In: Proceedings of 1991 Yo-kohama International Gas Turbine Congress and Exhibition. Tokyo: Gas Turbine Soc Jpn, 1991. 165－1695 邓清华, 牛久芳, 丰镇平. 叶轮顶部间隙对向心涡轮总体性能影响的研究. 工程热物理学报, 2006, 27(3): 408－4106 Dambach R, Hodson H P, Huntsman I. An experimental study of tip clearance flow in a radial inflow turbine. ASME J Turbomach, 1998, 121(4): 644－6507 邓清华, 牛久芳, 丰镇平. 微型燃机向心涡轮叶轮顶部间隙流动的数值模拟. 西安交通大学学报, 2005, 39(7): 685－688 8 Deng Q H, Niu J F, Feng Z P. Tip leakage flow in radial in flow rotor of a microturbine with varying blade-shroud clearance. In: Pro-ceedings of the ASME Turbo Expo 2007. New York: Amer Soc Mech Eng GT2007-27722, 2007. 1081－10889 Sjolander S A, Cao D. Measurements of the flow in an idealized turbine tip gap. ASME J Turbomach, 1995, 117(4): 578－58410Rudiger M, Jorg K, Jurgen F M, et al. Computation of three-dimensional viscous transonic turbine stage flow including tip clearance effects. In: Proceedings of the International Gas Turbine and Aeroengine Congress and Exposition. New York: Amer Soc Mech Eng, 95-GT-76, 1995. 811 邓清华, 丰镇平, 李军. 向心涡轮叶轮顶部间隙泄漏抑制结构. 中国国家发明专利, 专利号: 200710018883.9, 2007 12邓清华, 丰镇平. 一种向心涡轮的叶轮结构. 中国国家发明专利, 专利号: 200710019173.8, 2007。

离心泵非定常空化流动特性的数值研究

流体机械第47卷第7期2019年7月 39 doi：10.3969/j.issn.1005-0329.2019.07.008离心泵非定常空化流动特性的数值研究刘春哲1，王国光2，尹光志3，田辉1（1. 承德石油高等专科学校机械工程系，河北承德 067000；2. 山东华成中德传动设备有限公司，山东淄博 255200；3. 淄博华成泵业有限公司，山东淄博 255200）摘要：采用压力边界条件对一单级单吸蜗壳离心泵进行了三维空化非定常相变流动的数值计算，模拟过程通过定常计算、基于滑移网格技术的非定常计算、以及结合混合项模型和Schneer-Sauer方程的空化演变计算，成功捕捉了泵内非定常空化流动特性。

计算结果表明：设计工况叶轮前缘空化率在0.92%~1.12%范围内以叶片旋转频率做周期性变化；当叶片靠近蜗舌时空化加剧，而泵流量略有降低；当叶片远离蜗舌时空化减轻，流量有所增加。

关键字：离心泵；非定常；附着空化；云空化；数值模拟中图分类号：TH311；O357.1 文献标志码：ANumerical Study of Unsteady Cavitating Flow Characteristics in a Centrifugal PumpLiu Chunzhe1，Wang Guoguang2，Yin Guangzhi2，Tian Hui1（1.Department of Mechanical Engineering，Chengde Petroleum College，Chengde 067000，China；2.Shandong Huacheng Sino-German Transmission Equiment Corporation，Zibo 255200，China；3.Zibo Huacheng Pump Corporation，Zibo 255200，China）Abstract：Pressure boundary condition was used to numerically calculate the three-dimensional unsteady cavitating phase-change flow characteristics in a single-stage single-suction centrifugal pump，in the simulation process，the unsteady cavitating flow characteristics were successfully captured through the steady calculation and the unsteady calculation based on the Sliding-Mesh technique and calculation of cavitation revolution incorporating the Mixture multiphase model and Schneer-Sauer equations. The calculation results show that the cavitation rate of leading edge of impeller under the design conditions periodically changed in the region of 0.92%~1.12% at the rotating frequency of blades；when the blade was close to the tongue，the cavitating was aggravated，and the mass flow rate of the pump was decreased slightly；on the contrary，when the blade was away from the tongue，the cavitation was reduced，and the mass flow rate was increased somewhat.Key words：centrifugal pump；unsteady；attached cavitation；cloud cavitation；numerical simulation0引言为了减小以致消除汽蚀现象对水泵设计工况及非设计工况运行中的有害作用，提高系统运行稳定性，提高水泵效率，对泵内汽蚀空泡的产生、演变及其溃灭过程的研究持续受到国内外学者的关注。

离心泵叶轮与泵盖的间隙变化对运行性能影响的研究

离心泵叶轮与泵盖的间隙变化对运行性能影响的研究张弋扬;贾瑞旗;闫宇;张智彬【摘要】离心泵应用广泛,从工程实际和模型试验中发现,离心泵内各种间隙的存在是产生泄漏损失、影响离心泵效率的重要原因.本文以单级单吸式离心泵为研究对象,通过模型试验研究叶轮与泵盖的间隙变化对运行性能的影响.这对工程实际中离心泵安全、节能运行具有重要的意义.【期刊名称】《水电站机电技术》【年(卷),期】2017(040)005【总页数】5页(P11-14,20)【关键词】离心泵;间隙;运行性能;试验【作者】张弋扬;贾瑞旗;闫宇;张智彬【作者单位】中水北方勘测设计研究有限责任公司,天津300222;中水北方勘测设计研究有限责任公司,天津300222;中水北方勘测设计研究有限责任公司,天津300222;中水北方勘测设计研究有限责任公司,天津300222【正文语种】中文【中图分类】TV734.4离心泵广泛应用于农业、工业及城市给排水等众多领域，在国民经济中有着重要的地位。

其中，离心泵的能耗约占全国发电总量的1/12[1]，所以提高离心泵的效率、节约能源是本行业的重要目标。

离心泵的种类很多，存在着各种间隙且间隙大小各不相同。

从工程和试验中发现离心泵的间隙对性能影响明显，不合理的间隙值会造成不必要的泄漏损失和液体内部的漩涡流动等，都会降低离心泵的效率，对其运行性能产生负面影响。

离心泵内的主要间隙有：口环间隙、叶顶间隙和叶轮与泵盖的间隙等。

其中对离心泵叶轮口环间隙和叶顶间隙[2-4]的研究开展较多且深入。

研究表明泄漏损失是由于离心泵叶轮与口环密封之间存在的间隙造成的，对离心泵的性能产生重要影响。

但是对于大型离心式泥泵不存在口环密封，而是靠泵前盖和叶轮进口端面进行密封。

虽然与口环密封原理相似但结构差异很大，目前还没有这方面的试验和数值模拟的文献可以参考。

所以研究泵盖和叶轮进口端面的间隙变化对离心泵性能的影响，是离心泵安全、节能运行必要的技术支持，具有重要的意义和创新性。

离心泵叶顶间隙测量方法

液压气动与密封/2020年第10期d o i:10.3969/j.issn.1008-0813.2020.10.024离心泵叶顶间隙测量方法王向前，李海英，赵洪锋(河南航天工业有限责任公司，河南郑州451191)摘要：离心栗叶顶间隙大小对其出口压力和流量性能影响较大，合理的叶顶装配间隙非常重要。

结合生产实践，该文总结了一些叶顶间隙的测量方法，以最小的误差测得叶顶间隙值，为装调和试验提供可靠依据。

关键词：离心栗;叶顶间隙;测量;装调中图分类号:TH137 文献标志码：A文章编号=1008-0813 (2020 #103082-02The Measurement Method of Centrifugal Pump Tip ClearanceWANGXiang-qian，LI Hai-ying，ZHAO Hong-feng(Henan Aerospace Industry Co.，Ltd.，Zhengzliou 451191，China)Abstract： The t i p) clearance of centrifugal pump has a great influence on i t s outlet pressure and flow performance，reasonable t i p very important. Combined with production practice，some methods of measuring t i p clearance are summarized in the paper，the minimum errori s used t o measure ti p clearance，which provides a reliable basis for assembly and t e s t.Key words： centrifugal p u m p； t i p clearance & measurement & assembly and debugging0引言离心泵在航空发动机领域应用十分广泛，为发动机提供一定压力和流量的燃油，或作为高压泵的前级增压泵以保证其高空性能。

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第31卷第4期农业工程学报V ol.31 No.42015年2月Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering Feb. 2015 91 半开式离心泵变工况叶顶间隙的流动特性贾晓奇1，聂小林2，涂必成2，崔宝玲3※（1. 浙江大学动力机械及车辆工程研究所，杭州 310027； 2. 嘉利特荏原泵业有限公司，温州 325204；3. 浙江理工大学浙江省流体传输技术研究重点实验室，杭州 310018）摘要：为研究不同工况下，叶顶间隙对半开式叶轮离心泵内部流场及外特性的影响，该文对某半开式叶轮离心泵内部三维湍流流场进行数值模拟。

揭示了离心泵内不同工况下叶轮流道和叶顶间隙层内的流动规律，对比分析了4种不同流量工况下叶顶间隙泄漏涡的流动特性、叶顶间隙层总压与相对速度分布，以及流量的变化对离心泵外特性的影响。

结果表明：在小流量（设计流量为1.5 m3/h）时，间隙层内充满了泄漏涡，随着流量的增加涡核逐渐减少；大流量时涡核几乎消失，但此时流体速度激增，流动冲击损失变大在叶轮出口与间隙层附近存在着大面积回流，小流量时回流几乎占据了整个出口。

通过模型泵外特性试验，验证了数值计算的准确性。

该文为离心泵叶顶间隙设计及水力优化提供了参考。

关键词：离心泵；数值模拟；模型；半开式；离心叶轮；变工况；叶顶间隙doi：10.3969/j.issn.1002-6819.2015.04.013中图分类号：TH311 文献标志码：A 文章编号：1002-6819(2015)-04-0091-06贾晓奇，聂小林，涂必成，等. 半开式离心泵变工况叶顶间隙的流动特性[J]. 农业工程学报，2015，31(4)：91－96.Jia Xiaoqi, Nie Xiaolin, Tu Bicheng, et al. Flow characteristics of blade tip clearance in semi-open centrifugal pump in variable condition[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2015, 31(4): 91－96.(in Chinese with English abstract)0 引言半开式叶轮离心泵工作时，为避免叶片与泵前盖板间发生摩擦、碰撞，须引入叶顶间隙[1-4]；叶轮流道内部分流体在叶片两侧压差作用下，进入叶顶间隙层形成间隙流。

间隙流的形成与发展受主流、二次流动以及固壁面边界层等影响，是复杂的三维湍流流动[5-8]，对泵的内部流动、载荷能力以及能量传输等有重要影响。

国内外有关叶顶间隙对离心叶轮性能及内部流动的影响有较多研究成果[9-11]。

贾希诚等[2]在叶顶间隙对气动性能影响的研究中，发现具有适当小间隙的叶栅可以获得比无间隙叶栅更高的效率；同时，在相同切向泄露面积下，沿流向渐扩型间隙的叶栅具有更高的效率。

廖伟丽等[12]在轴流式水轮机的轮缘间隙流动的研究中发现泄漏涡核的位置发生了2次转移，泄漏流动与主流相互作用形成的泄漏涡带是汽蚀破坏的主要原因。

Tamm等[13]通过经验公式以及相似原理对某低比转速离心泵进行了间隙损失和圆盘摩擦损失的计算，并通过试验进行了验收稿日期：2014-09-17 修订日期：2015-01-29基金项目：国家自然科学基金资助项目（51275461）；国家自然科学基金资助项目（51276172）；浙江省科技计划项目（2013C01141）作者简介：贾晓奇，男，博士生，主要从事流体机械流固耦合、转子动态特性研究。

杭州浙江大学动力机械及车辆工程研究所，310027。

Email：jiaxiaoqi01@※通信作者：崔宝玲，女，教授，主要从事流体机械内部特性、优化设计及汽蚀特性等研究。

杭州浙江理工大学浙江省流体传输技术研究重点实验室，310018。

Email：blcui@ 证。

朱祖超等[14]对开式叶轮高速离心泵的试验中发现，间隙值的增大将使泵内间隙泄漏量增加，同时泵内始终作循环运动的流体流量也增加，导致泵内水力损失增加，但间隙增大对泵汽蚀性能影响不显著。

张剑慈等[15]对开式直叶高速离心泵叶轮内部流场进行数值模拟，观察到叶片进口存在液流冲击、流动不均及二次流等不稳定现象，同时发现叶轮与泵盖之间轴向间的隙增加使泵扬程、效率下降。

梁开洪等[16]的研究捕捉到了叶顶间隙泄漏流动及泄漏涡，发现泄漏流产生的主要原因是叶片两侧产生的压差；同时还发现，当间隙值变大时，泄漏流动及泄漏涡的强度更加显著。

综上所述，国内外对于叶顶间隙的研究，主要集中在汽轮机、压缩机等方面，而针对半开式叶轮离心泵叶顶间隙的研究相对较少，尤其缺少对离心泵叶顶间隙流动的深入研究。

本文采用数值计算与试验方法，以期揭示半开式离心泵叶顶间隙流动细节及演变过程，同时对叶顶间隙泄漏量进行定量计算。

1 计算模型与数值方法1.1 计算模型本文模型泵为低比转速半开式叶轮离心泵，比转速为16.25，设计流量Q为1.5 m3/h，扬程为12.5 m，转速为1 450 r/min。

模型泵叶轮有8个后弯式叶片，叶片型线为二维。

为了取得更好的汽蚀性能，叶轮前置等螺距诱导轮。

模型泵主要几何参数如表1所示。

图1a为叶顶间隙示意图，泵体和叶片顶部的间隙为1.0 mm。

图1b为模型泵三维整机造型。

农业工程学报 2015年92表1 模型泵主要几何参数Table 1 Main geometrical and design parameters参数名称 Parameters 大小 Value参数名称 Parameters 大小Value 诱导轮导程 Inducer lead/mm 33.25 诱导轮叶片数Inducer blade number2诱导轮进口直径Diameter of Inducer inlet/mm39.5 叶片进口宽度Width of blade inlet /mm15叶片轴向长度Axial length of blade/mm43.2 叶片出口宽度Width of blade outlet /mm5叶片数Blade number 8 叶轮进口直径Diameter of impeller inlet /mm45蜗壳轴向宽度Axial width of volute/mm8 叶轮出口直径Diameter of impeller outlet /mm1881. 叶顶间隙2. 后盖板3. 前盖板4. 叶轮1. Tip clearance2. Back casing3. Front casing4. Impellera. 叶顶间隙示意图a. Meridional profile of unshrouded centrifugal pump with tip clearanceb. 模型泵三维造型 b. Prototype of centrifugal pumpc. 过流部件网格划分c. Computational grids for geometricalmodels图1 模型泵三维造型及网格划分Fig.1 Prototype and computational grids of centrifugal pump1.2 数值计算方法模型泵计算域的边界条件主要为入口边界、出口边界和壁面边界等。

其中，入口采用速度入口条件；出口采用自由出流；固壁处采用无滑移、绝热边界，近壁区采用标准壁面函数以处理高雷诺数湍流模型带来的问题。

计算控制方程为Navier-Stokes 方程，采用标准k-ε湍流模型封闭Reynolds 时均方程[12]，使用有限体积法对控制方程进行离散，采用Simple 算法实现速度压力耦合求解，对流项采用一阶迎风格式，扩散项采用中心差分格式。

本文采用CFD 软件Fluent 对模型泵数值计算。

图1c 为过流部件三维造型及网格图，其中计算域由吸水室、诱导轮区域、叶轮区域、蜗壳以及叶顶间隙区域组成。

考虑到计算区域的复杂性，应用分块网格技术获得高质量网格。

其中泵进出口管路、叶顶间隙层区域采用形状规则的六面体结构化网格，诱导轮、离心叶轮及蜗壳流道等区域采用不规则的四面体混合网格。

由于本文重点探索叶顶间隙区域内的流动特征，因此网格划分时重点对叶顶间隙层进行网格加密。

本文对模型泵进行了网格无关性验证，并且网格等角斜率和等尺寸斜率均不超过0.8，所有近壁面Y+控制在15～30范围内，网格质量良好，综合考虑计算效率及计算准确性，本文选取的网格数如表2所示。

表2 整机流场的网格单元数Table 2 Grid numbers of main overflow parts间隙值 Tip clearance value/mm 进口段Inlet 诱导轮Inducer 叶轮 Impeller 间隙层Tipclearance 蜗壳 Volute 出口段Outlet 总网格Total1.0 64 158173 487401 952 512 177 285 879 43 287 1 416 7822 结果分析为方便后续分析，做如图2标记，其中蜗壳喉部位置为起始位置，圆周角逆时针方向逐渐增大，截面x =0如图所示，坐标原点为叶轮中心，泵进口方向为z 轴正向，蜗壳出口方向为x 轴反向。

注：A ：x =0截面 B ：泵出口 C ：泵进口Note ：A: Section of x =0 B: Pump outlet C: Pump inlet图2 叶轮流道编号及x =0截面位置示意图 Fig.2 Sketch map of impeller passages and x =0 section2.1 内部流动分析对叶顶间隙值为1.0 mm 的计算模型整机流场进行三维定常流动计算，并选取了4个不同流量点对模型泵内部流场进行流动分析，揭示不同工况下（0.2Q 、0.6Q 、1.0Q和1.4Q ，其中设计流量点Q 为1.5 m 3/h ）模型泵内部的流动特性。

图3和图4为不同流量时模型泵叶根、叶顶间隙底层的总压分布图。

从图3a 和图4a 可知，沿着叶轮进口到出口方向总压逐渐增大，叶轮进口附近总压波动相对较小且压力值较小，尤其是在叶片吸力面靠近叶轮进口附近区域总压达到最小值。

由于在叶轮进口处压力值最小，当泵内压力进一步降低时，此处的流体压力会最先降低到汽蚀临界压力。

此时该区域部分流体的压力会较其他区域更快下降到汽蚀临界压力以下，进而首先发生汽蚀现象，因此在叶轮进口处总压最低区域容易发生汽蚀现象。