大流量高扬程管线泵的流场模拟和优化设计

大流量高扬程管线泵的流场模拟和优化
设计
大耐泵业有限公司许金鹏（116620）
沈阳广播电视大学邱海斌（110003）
大耐泵业有限公司曲鹏（116620 ）
江苏大学流体机械工程技术研究中心曹璞钰212013)
烟台阳光泵业有限公司李阳（264100 ）
目前国内设计制造的大流量双吸泵转速普遍较低，
无法满足市场的需求。

针对这一现状，大耐泵业有限公司成功研制出高转速、大流量、高扬程的双吸泵。

该类型泵设计难度极大，对制造和装配工艺要求较高。

本文基于三维设计和CFD技术，详细介绍了设计及优化过程。

样机经试验验证，确认效率等关键参数达到国际领先水平。

关键词】大流量高转速高扬程双吸泵数值模拟
效率国际领先
、前言
管线增压泵是一种水平中开、单级双吸、大流量、
高转速的化工泵，API610标准BB1型泵。

目前市场上该类型
泵，大部分采用四级或六级转速。

低转速泵设计难度低，但
泵头尺寸比较大，制造成本高。

大耐泵业有限公司研制的该
类型泵为二级转速，在相同的流量下，具有更高的单级扬程。

由于对泵效率的要求极其严苛，必须达到国标 A 线标准，使 得
该泵的水力设计成为难点中的难点。

如今，CFD 技术已经广泛应用于水泵性能的预测、
水力
部件的设计和优化。

本文基于数值模拟技术，结合大耐泵业 力设计并提出优化方案。

经试验验证，确认综合性能达到国 际领先水平。

、叶轮设计与性能预测
设计参数如下 流量 Q ：3600 m3/h 扬程 H ：230 m 转速 r ：2990 rpm 必 需汽蚀余量 NPSHr ： 35m
1. 叶轮设计 计算比转速，并且比照已有成熟高效的水力模型，决
定通过相似换算的方法来设计叶轮。

造的成熟经验，对某规格的管线增压泵进行水
流模型，单独模拟叶轮，计算在
100步内收敛。

取相似系数 0 0牡计算叶轮关键尺寸如下i 叶轮外径 JF450X1. 04=46SniD 叶轮岀口宽度 /1F46X1. M 二Q 匚3 mm 叶轮入 口直径
1.04=260 mm
示。

之后使用网格生成软件
ICEM 对叶轮三维模型进行网格
划分，如图2所示。

叶轮采用非结构四面体网格，对叶片工 作面、背面和叶片入口这样流动参数变化剧烈的位置进行网 格加密。

自动生成网格，自动或手动修改网格，使网格整体
质量达到0.4以上，最终网格数量为
602681。

将网格导入
CFX-pre 软件，设置叶轮入口面属性为 inlet 流速v=13.7m/s , 叶轮出口面属性为 open ,转速n=2980rpm ,使用标准k- £湍
空_戸U 试1490
=1.02
对通过相似换算得出的叶轮进行三维造型，如图
1所
图2
叶轮网格
计算数据导入CFX-post软件中进行分析。

观察叶片与
前后盖板压力分布情况，叶轮流线，如图3、4。

可以确定叶
轮整体性能良好，压力均匀变化，流线稳定无漩涡。

利用
CFX-POST软件中自带Liquid PumpPerformance 模块，得至「叶轮效率为96.9%。

由于单独对叶轮进行模拟，只观察流场和压力分布情况，得到的扬程外特性并不准确，在此忽略。

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、泵体水力设计与性能预测
1. 压出室设计
基圆直径D3 参考模型泵体水力模型相似换算，并由结构参数选取 基圆
D3=1.1 X D2=1.1 X 470=517 mm ,圆整后取 520mm
压水室进口宽度
经相似换算后，取涡室截面宽度 b3=146mm
涡室各断面面积的计算 因该规格泵体需要配
0.5 Q 、0.7 Q 、Q 1.25 Q 四种规
格转子，故在相似换算的基础上，适当放大了喉部截面的面
取一个截面，保证涡壳断面面积均匀变化。

泵体初步水力设 计结束。

2.泵体水力性能预测
为了验证泵体水力性能，对泵体部件进行三维造型。

将
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积，以适应大流量转子的性能要求。

根据
D3 b3及各断面
面积就可以算得各断面径向尺寸。

由起始截面开始，每45 ° J ■■壬"
4叶轮内流线
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已设计的叶轮与泵体部件配合后以*.st P 格式输出，导入ICE M软件中进行网格划分，如图5。

进出口管道流体区域采
用结构化网格，叶轮、涡壳、半螺旋型吸入室采用非结构四面体网格，并对涡壳隔舌处进行加密处理，手动修改网格使
网格整体质量达到0.4以上。

整体网格数量为2486227，其中出水段为98400，叶轮563092,进口段141825，涡壳917451 ,
吸入室417790。

a.
网格导入CFX-pre软件，使用标准k- ^湍流模型，进
口边界按流量设置进口速度，出口边界设置为open,目标压
力设23atm。

每两个相邻模型体间设置交接面(interface ),
非旋转体与非旋转体间interface models 设置为general connection , frame change model 设置为none，非旋转体
与旋转体间interface models 设置为general connection ,
frame change model 设置为 frozen rotor 。

该模型在 0.6Q , 0.8Q 0.9Q , 1.0Q , 1.1Q , 1.2Q 这6个流量点进行模拟计算。

计算2000步，虽然计算不收敛但是进出口压力长时间稳定， 计算数据可以使用。

计算数据导入 CFX-post 软件中进行分析。

使用
Liquid
pumPPerformance 模块得出外特性参数， 对
涡壳内压力分布和流线进行分析，如图
流体在扩散管处产生了很大的漩涡，从第W 断面
开始，
压力分布没有均匀变化。

也就是说，涡壳水力设计存在缺陷， 造成大量能量损失，这是该水力设计效率偏低的直接原因。

四、泵体水力优化与预测 基于对流场的分析，决定改变涡壳第W 断面以后的断面
面积，并且增大隔舌螺旋角，以提高能量回收效率。

重新设 计涡壳后，用同样的方法对新方案进行模拟分析，优化后的 涡壳压力分布和流线情况如图 7所示。

涡壳的压力分布明显
结果低于设计要求，
6。

I
一
■A
B P ■欧
L 2 血 MSt B H ■
H
r rsi-9ai
■ n ■巧中 円^ 1：
变得均匀，没有出现明显漩涡，可见能量高效的由速度能转化为压能，效率提高。

外特性参数与优化前对比，如图8示
优化方案已经达到设计要求。

五、性能试验及对比分析
经过全尺寸样机的试制及试验，实测结果与理论计算的
对比如下表:
量、高扬程、高转速双吸泵的设计有一定的指导作用，并且 得出以下几点结论:
1.
额定点扬程比设计值高。

是因为设计时人为增大
相似系数和放大喉部面积导致的;
2.
以相似换算为基础的设计方法，在一定范围内，
可以保证实型泵效率达到或超过模型泵的效率，这需要依据 实型泵的流量范围而定。

3. CFD 技术在对泵的水力设计有较大的促进作用，
如何选择合适的湍流模型，尚需要进一步摸索。

275 250 e 225 Z 200
175
ISO 95
90 S5
_ 75 > 70 65 60 2ieo
2680
3240 0 { m 晞）
3^00 3960 4320
六、结语
试验结果表明， 本文所述的设计和优化方法，对大流。