开式离心泵全流场数值模拟

开式离心泵全流场数值模拟

王洋，蒋其松

（江苏大学流体机械工程技术中心，江苏镇江２１２０１３）

摘要：介绍了开式叶轮的设计方法，确定了泵的主要设计参数。详细论述了开式离心泵全流道模型的建立方法，采用ＦＬＵＥＮＴ软件对轴向间隙分别为０．５，０．７５，ｌ，１．２５和１．５ｍｍ的开式离一ｔ５泵进行全流场数值模拟，计算时采用雷诺时均方程和标准☆一ｓ湍流模型，应用ＳＩＭＰＬＥ算法，对比分析泵内部静压力和速度，分析轴向间隙对开式离心泵内流场、空化性能、扬程及效率的影响，得出随着轴向间隙的增大，开式离心泵的抗空化性能、扬程和效率降低的结论，为开式离心泵的优化设计提供了有价值的参考。

关键词：开式叶轮；离心泵；数值模拟；湍流模型；空化性能

中图分类号：ＴＨ３１１文献标识码：Ａ文章编号：１００３—１８８Ｘ（２０１０）０６－０１９７—０４０引言２数值模拟

通过ＣＦＤ技术模拟泵内流动情况来改善泵的设

计，是提高离心泵性能的关键途径之一【ｌ。５Ｊ。目前，泵

内部流场数值计算大多仅分析叶轮流道和蜗壳流道，

不考虑前后腔及口环间隙处流道。泵的全流场数值

计算包括了泵的所有流道，更符合实际，能够更准确

预测泵的性能。本文采用ＦＬＵＥＮＴ软件对不同轴向间

隙的开式离心泵进行了全流场数值计算，并对计算结

果进行分析，得出随着轴向间隙的增大，开式离心泵

的抗空化性能、扬程和效率降低的结论。

１泵参数设计

开式叶轮可采用闭式叶轮设计方法，叶轮外径根

据轴向间隙的情况增大到（１．１—１．２５）Ｄ：∞Ｊ。泵设计

参数为：流量Ｑ＝４０ｍ３／ｈ，扬程Ｈ＝２００ｍ，转速ｎ＝

２９００ｒ／ｍｉｎ。表１是泵的主要几何参数。

表Ｉ开式叶轮离心泵主要几何参数

Ｔａｂ．１Ｍａｉｎ

ｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｔｈｅ

ｃｅｎｔｒｉｆｕｇａｌｐｕｍｐ

ｗｉｔｈ

ｏｐｅｎｉｍｐｅｌｌｅｒ

叶轮进口叶轮出口叶轮出口出口基圆泵出口

直径Ｄ０直径Ｄ２宽度ｂ２安放角皮叶片数Ｚ直径Ｄ３直径．Ｄ４／ｎｕｎ／ｒｎｍ／ｍｍ／（。）／ｍｍ／ｒｎｍ

５８３７０６２０５３８０５０

收稿日期：２００９一０９—１４

基金项目：国家“８６３计划”项目（２００６ＡＡｌ００２１１）

作者简介：王洋（１９５５一）。男，河北定州人，研究员。（Ｅ—ｍａｉｌ）ｐｇｗｙ＠ｕｊｓ．ｅｄｕ．ｃｎ。

通讯作者：蒋其松（１９８４一），男，江苏淮安人，硕士研究生，（Ｅ—ｍａｉｌ）ｊｑｓ２１３．ｓｏ，ｄｅ１６３．ＣＯＩｌｌ。２．１模型建立

采用ＰＲＯ／Ｅ软件建立离心泵叶轮实体模型，如图１所示。全流场计算模型如图２所示，包括叶轮、蜗壳、前后腔体及环状体积（叶轮和前后腔体通过环状体积与蜗壳相连接）。计算中，对泵进出口做了足够的延伸¨１。

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图１叶轮实体模型

Ｆｉｇ．１Ｉｍｐｅｌｌｅｒｍｏｄｅｌ

图２泵计算模型示意图Ｆｉｇ．２Ｔｈｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ

ｍｏｄｅｌ

万方数据

２．２网格生成

采用ＧＡＭＢＩＴ软件进行网格划分，前后腔及环状体积采用六面体网格，蜗壳和叶轮采用适应性很强的混合网格，检查网格质量。经检查，网格的等角斜率和等尺斜率都小于０．８５，网格质量良好。

２．３计算求解

采用标准Ｉ｜｝一占湍流模型，压力和速度的耦合采用ＳＩＭＰＬＥ算法。压力方程的离散采用标准格式，动量方程、湍动能和耗散率输运方程的离散采用二阶迎风格式。在迭代计算的过程中，通过监测残差判断计算是否收敛，收敛精度为１０～。为加快收敛，采用欠松弛因子迭代。

１）进口条件。假定叶轮进口前速度凹ｉ。在轴向均匀分布，其大小为流量与进口面积之比。进口湍流强度，和水力直径Ｄｈ旧１为

ｊｆ，＝ｏ・１６בｕＤＪｔ，’。１７８（１）

ＬＤｈ＝４Ａ／ｚ

式中口一液体的动力粘度，２０。（２的水运ｕ＝１．００７Ｘ１０—６ｍ２／ｓ；

Ａ一过流断面面积（１１１２）；

Ｚ一湿周周长（ｍ）。

２）出口条件。计算前出口压力未知，采用自由出流边界条件。

３）固壁条件。在固壁处采用无滑移边界条件，在

近壁区采用标准壁面函数。

３计算结果及分析

１）图３为不同轴向间隙时叶轮的静压力云图。

由图３可以看出：叶轮进口到出口压力呈上升趋势；

工作面上的压力大于相应位置背面上的压力；叶片进

口处有明显的低压区存在，且背面上的最低压力低于

工作面上的最低压力，此处是叶轮易发生空化的部

位；随着间隙的增大，泵内部压力减小。轴向间隙越

大，叶片进口处背面越容易发生空化。

２）图４是轴向间隙分别为０．５ｍｍ和１．５ｍｍ时

叶轮进口相对速度矢量图。由图４可以看出：随着轴

向间隙的增大，叶轮进口处有明显的冲击，叶轮内部

液体对叶片壁面的冲击变得严重。

３）泵内静压力图及绝缘速度图如图５所示。由

图５可以看出：叶轮进口到出口速度呈上升趋势，压

水室内速度基本相同，泵进口到出口压力不断上升，

泵内的压力随轴向间隙的增大呈线性下降。轴向间

隙小的蜗壳将更多的动能转化成压力能。

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图３叶轮静压力图

Ｆｉｇ．３Ｔｈｅｐｒｅｓｓｕｒｅｉｎｉｍｐｅｌｌｅｒ

图４叶轮进口相对速度矢量图Ｆｉｇ．４

Ｒｅｌａｔｉｖｅｖｅｌｏｃｉｔｙｉｎｔｈｅｉｎｌｅｔｏｆ

ｉｍｐｅｌｌｅｒ万方数据

图５泵内静压力图及绝对速厦图

Ｆｉｇ．５Ｓｔａｔｉｃｐｒｅｓｓｕｒｅａｎｄａｂｓｏｌｕｔｅｖｅｌｏｃｉｔｙｉｎｐｕｍｐ

４）图６为轴向间隙处的相对速度矢量图。由图

６可以看出：随着轴向间隙的增大，泄露量增大，泵内

部随叶轮旋转的循环流量增大，导致泵内水力损失增

加。图６中（ａ１）、（ａ２）、（ａ３）、（ｂ１）、（ｂ２）、（ｂ３）为轴

向间隙为０．５ｍｍ和１．５ｍｍ时相同位置局部放大图。

图６叶轮内相对速度图

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万方数据