多軟件環境下主油泵集成設計系統研究

楊佐衛，曾令剛，趙世全

（東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

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多軟件環境下主油泵集成設計系統研究

楊佐衛，曾令剛，趙世全

（東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

摘要：鑒于汽輪機油系統中主油泵的自主設計需求，在流動分析與結構分析理論的基礎上，編制了低比轉速離心泵水力設計軟件，與基于ANSYS WORKBENCH軟件平臺的水力性能預測模型和結構強度分析模型相結合，構建了主油泵集成設計系統，并以60 Hz-300 MW機組主油泵的全新設計作為設計實例，驗證了主油泵集成設計系統的有效性和可行性。

關鍵詞：主油泵，集成設計，性能預測，結構分析

0　前言

大型火電機組廣泛采用“主油泵-射油器”型式與“主油泵-油渦輪”型式的潤滑油系統，主油泵升壓比高達15～18倍，要求“揚程-流量”特性曲線平坦，同時，為了防止汽輪機油系統中零件“碰摩”引起潤滑油燃燒的事故而采用了鑄銅葉輪，其材料的屈服強度遠小于其他零件，高速條件下葉片頭部易出現應力集中問題。傳統的一元水力設計方法、材料力學與臨界轉速校核方法不能完全滿足主油泵的設計要求，設計的主油泵效率偏低、“揚程-流量”特性曲線易出現駝峰，軸功率曲線隨流量增加而迅速增加，葉輪易出現應力集中，并且試驗周期長、成本高。因此，引入數值分析手段完善主油泵的設計必將成為發展趨勢。

目前，國內外學者在離心泵的設計與分析方面已經做了許多工作。Voorde J V［1］提出了離心泵穩態和瞬態條件下的性能預測方法；Gonza?lez J［2］通過數值模擬手段研究了離心泵葉輪與蝸殼的相互作用對其動態性能的影響；符杰［3］利用性能預測方法進行了離心泵改型設計研究；Goto A［4-5］采用反向設計方法與CFD方法相結合，提出了離心泵及其擴散管的流體動力學設計系統；王洋［6］利用流固耦合方法完成了離心泵沖壓焊接葉輪的強度分析；張暉［7］針對高壓小流量離心泵進行了泵軸的模態分析。

雖然現階段已具有了較為完善的離心泵水力性能預測模型和結構強度分析模型，同時水力設計、流動分析與結構分析軟件間的數據接口不兼容，但多數數值分析均是以校核或驗證為目的，而不是以形成完整設計系統或實現多學科聯合優化為目的，這也是尚未形成主油泵集成設計系統的主要原因。

隨著ANSYS WORKBENCH軟件平臺的升級，軟件之間的接口問題已經得到解決，因此筆者在流動分析理論與結構分析理論的基礎上，編制了低比轉速離心泵水力設計軟件，與基于ANSYS WORKBENCH軟件平臺的水力性能預測模型和結構強度分析模型相結合，構建了主油泵集成設計系統，并以60 Hz-300 MW機組主油泵的全新設計作為設計實例，驗證了主油泵集成設計系統的有效性和可行性。

1　主油泵集成設計系統總體技術路線與數據傳遞流程

主油泵集成設計系統總體技術路線如圖1所示。首先，根據主油泵運行要求確定是全新設計還是改型設計，通過離心泵水力設計軟件或從優秀水力模型庫中獲得葉輪與蝸殼的初始水力型線，進入流動分析模塊，利用全流道流動分析模型提取外特性參數，通過水力性能的數值試驗判定其是否滿足要求，若滿足，則進入結構分析模塊，利用結構分析模型提取內特性參數，通過結構性能的數值試驗判定其是否滿足要求，若滿足，則得到滿意解，以上二者其一未滿足，則修改水力型線返回計算。

圖1　主油泵集成設計系統總體技術路線

主油泵集成設計系統的數據傳遞流程如圖2所示。由離心泵水力設計軟件（全新設計）或優秀水力模型庫（改型設計）獲得葉輪與蝸殼的型線，并以數據點（葉片型線）和尺寸參數（流道形狀）的格式寫入記事本，而后以Design Modeler軟件讀出數據生成三維模型，也就是以設計要求驅動的參數化建模過程；然后，應用ICEM軟件劃分流體區域網格傳遞給Fluent/CFX軟件進行流動分析，以TGRID格式劃分固體區域網格傳遞給Design Simu?lation軟件進行結構分析，根據計算方法的不同，結構分析模塊需要從流動分析模塊讀取不同的特征參數，如流固耦合分析需要讀取固體區域壁面對應的流體區域壁面的靜壓分布，若采用基本力學模型分析則需要讀取扭矩、軸向力與徑向力參數。

圖2　主油泵集成設計系統數據傳遞流程

2　主油泵水力設計軟件的開發

根據權威著作《Centrifugal Pump:Design& Application》編制的離心泵水力設計軟件，其程序流程圖如圖3所示。首先，通過用戶身份驗證界面后，進入主界面輸入初始設計參數，軟件將根據經驗公式提供主要幾何參數的缺省值，用戶可以根據自身經驗修改；然后，根據主要幾何參數繪制軸面投影圖，自動計算F-L曲線與比轉速，再根據不同的比轉速跳轉到低比轉速或中高比轉速葉輪的設計界面；而后，確定進口邊位置、進出口安放角及其流線加厚規律直至葉片繪制界面；最后，通過調整軸面截線圖生成葉片木模圖，輸出主要尺寸參數和水力型線給三維建模軟件。

圖3　離心泵水力設計軟件程序流程圖

離心泵水力設計軟件主要包括22個界面，這里限于篇幅僅列出最后4個界面，如圖4～7所示。

圖4　安放角計算及流線加厚

圖5　葉片繪型

圖6　軸面截線圖

圖7　葉片木模圖

3　主油泵水力性能預測模型

3.1湍流模型的選取

利用雷諾時均方程解析離心泵內部湍流流動，采用標準k-ε模型封閉雷諾方程，見式（1～2）。

標準k-ε模型的湍流粘度見式（3）。

式中：C1ε=1.44；C2ε=1.92；Cμ=0.09；σk=1.0；σε=1.3。

3.2邊界條件的確定

選用多重參考坐標系模擬葉輪與蝸殼動靜交界面的耦合問題，葉輪區域為運動坐標系，蝸殼區域為固定坐標系，邊界條件如下：

（1）進口邊界條件：采用速度進口，通過改變進口速度模擬不同工況的流場。

進口湍動能k和擴散率ε見式（4～5）。

式中：V為進口截面平均流速；d為入口段特征尺寸。

（2）出口邊界條件：采用充分發展條件，假設所有變量的擴散通量為零。

（3）壁面邊界條件：采用無滑移固壁條件，并由壁面函數法確定固壁附近流動。

工作介質為潤滑油，同時，連續性方程、動力方程、湍動能方程和湍動能耗散方程均采用二階迎風格式離散，壓力與速度耦合方式采用壓力-速度修正方法SIMPLEC算法。

3.3外特性參數的提取

利用FLUENT軟件可以直接提取流量、壓力、扭矩、軸向力等外特性參數，而揚程、水力效率和徑向力則為次生參數。

（1）揚程

單位重量流體從進口到出口的能量增加為揚程，可以通過進、出口壓差與重度的比值來計算，見式（6）。

（2）水力效率

輸出功率與輸入功率的比值即為水力效率，可以通過進、出口壓差和流量乘積與扭矩和角速度乘積的比值來計算，見式（7）。

式中：MZ為扭矩；ω為角速度。

（3）徑向力［8］

由于葉輪出口與蝸殼入口耦合面的靜壓分布為離散值，且耦合面為圓柱面，假定在耦合面各個網格節點附近靜壓均勻分布，可以認為作用在每個網格節點上的面積相等，首先，求解耦合面上每個節點上受到的作用力，然后，通過力的合成分解定理，分別計算y軸與z軸的作用力，最后，確定總作用力的大小和方向，見式（8～9）。

式中：R2為葉輪出口半徑；B2為葉輪出口寬度；N為葉輪出口與蝸殼入口耦合面網格節點個數；Pi為第i個網格節點的壓強；Fi為包含第i個網格節點微小區域的壓力；xi、yi、zi為第i個網格節點的三維坐標；、為包含第i個網格節點微小區域的壓力在y軸、z軸方向的分量；Fy、Fz為徑向力在y軸、z軸方向的分量；F為徑向力的大小；α為徑向力與y軸方向的夾角。

4　主油泵轉子結構強度分析模型

4.1主油泵轉子基本結構型式

主油泵轉子主要由葉輪、泵軸、套筒、聯接鍵等零件組成，通過UG軟件建立的主油泵轉子三維模型如圖8所示。

圖8　主油泵轉子三維模型

4.2主油泵轉子力學分析模型

汽輪機組主要包括啟動、正常運行、停機、超速等典型工況，其中啟動工況與停機工況汽輪機轉子轉速緩慢變化，其承受的扭矩和徑向力均比正常工況小，同時，超速試驗工況承受的扭矩和徑向力為4種工況的最大值，因此，超速110%工況可以作為主油泵轉子結構強度驗證工況。

主油泵轉子的力學邊界條件：流體傳遞給葉輪的扭矩，由于蝸殼結構的不對稱引起的徑向力，軸系零件的重力，軸系高速旋轉引起的離心力，其中，離心力與徑向力是影響最大的2個負荷。

由于主油泵葉輪材料的屈服強度遠小于其他零件，僅采用材料力學計算方法無法完全掌握其力學性能，因此，這里基于有限法建立主油泵結構強度分析模型，其三維模型與力學邊界條件如圖9所示。

圖9　力學邊界條件

與汽輪機轉子聯接端視為固定端，另一端浮動軸承處視為固定支撐（偏安全），葉輪承受的流體壓力矩和徑向力以流固耦合的方式直接施加到有限元模型上，同時考慮重力影響和高速運轉條件下的離心力影響。

5　主油泵集成設計系統設計實例

5.1主油泵設計要求與設計方案

這里以60 Hz-300 MW機組主油泵的全新設計作為設計實例，驗證主油泵集成設計系統的有效性和可行性。主油泵設計邊界條件，如表1所示。

表1　設計要求

利用編制的主油泵水力設計軟件，獲得主油泵的葉片型線和流道幾何參數，如表2所示。

表2　流道幾何參數

5.2水力性能預測與結構強度分析

這里僅列出最終設計方案的水力性能預測與結構強度分析。

5.2.1水力性能預測結果

設計工況點的水力性能如圖10～12所示。

圖10　流量-壓差曲線

圖11　流量-功率曲線

葉片表面靜壓分布與全流道速度矢量分布，如圖13～14所示。

圖14　全流道速度矢量分布

5.2.2結構強度分析結果

這里僅列出超速110%工況的主油泵轉子靜力學分析結果，應力分布和變形云圖如圖15～16所示。

圖15　應力分布云圖

圖16　變形分布云圖

主油泵轉子的前6階固有頻率如表3所示。

表3　固有頻率

5.3分析結果評價

水力性能預測結果表明新設計主油泵在設計工況點4 100 L/min的進、出口壓差為2.386 MPa，根據經驗試驗值低于設計值0.05 MPa，其水力性能滿足要求，同時，葉輪各流道速度分布均勻、無脫流，各流道速度變化趨勢較為合理，葉輪與蝸殼匹配良好，流量-壓差曲線平坦，可運行區域較為寬廣。

正常運行工況，主油泵轉子最小安全系數為2.098，滿足銅質葉輪安全因子大于2的要求。超速110%工況，主油泵轉子最大變形量為0.018 8 mm，出現在葉輪輪緣處。主油泵轉子最大應力點出現在泵葉輪葉片頭部，最大應力值為76.16MPa，最小安全系數為1.707。

主油泵泵軸最高應力≤10 MPa，無需進行疲勞計算；主油泵轉子的前3階固有頻率與激勵頻率及其倍頻相隔較遠，具有較大安全裕度，不會引起共振，因此，主油泵轉子結構強度滿足安全運行要求。

綜上所述，全新設計的300 MW機組主油泵的水力性能和結構強度均滿足設計要求。

6　結論

（1）在流動分析理論與結構分析理論的基礎上，編制了低比轉速離心泵水力設計軟件，與基于ANSYS WORKBENCH軟件平臺的水力性能預測模型和結構強度分析模型相結合，構建了主油泵集成設計系統。

（2）以60 Hz-300 MW機組主油泵的全新設計作為設計實例，驗證了主油泵集成設計系統的有效性和可行性。

（3）主油泵集成設計系統完全滿足汽輪機油系統中主油泵的自主設計要求，將解決主油泵、升壓泵及其類似的低比轉速離心泵的全新設計或改型設計問題。

參考文獻

［1］Voorde J V，Dick E，Vierendeels J.Performance prediction of centrifugal Pumps with steady and unsteady CFD-methods ［J］.International on Advances in Fluid Mechanics，2002:559-568.

［3］符杰，賴喜德，宋文武，等.基于性能預測的離心泵改型及優化設計［J］.流體機械，2009，37（9）:42-45.

［4］Goto A，zangeneh M.Hydrodynamic design of pump diffuser using inverse design method and CFD［J］.ASME Journal of Fluid Engineering，2002，124（2）:319-328.

［5］GotoA，MotohikoN.Hydrodynamicdesignsystemfor pumps based on 3-D CAD，CFD，and inverse design method ［J］.ASME Journal of Fluid Engineering，2002，124（2）:329-335.

［6］王洋，王洪玉，張翔.基于流固耦合理論的離心泵沖壓焊接葉輪強度分析［J］.農業工程學報，2011，27（3）:131-136.

［7］張暉，李寶良.基于ANSYS軟件的高壓小流量離心泵泵軸模態分析［J］.水泵技術，2010，（6）:18-21.

［8］袁丹青，張建.雙蝸殼離心泵徑向力數值分析［J］.流體機械，2010，38（12）:18-22.

Research on Integrated Design System of Main Oil Pump under Multi-software Condition

Yang Zuowei，Zeng Linggang，Zhao Shiquan
（Dongfang Turbine Co.，Ltd.，Deyang Sichuan，618000）

Abstract:Owing to independent design requirements of main oil pump for steam turbine oil system，on the basis of flow analysis and structural analysis theory，the hydraulic design software of low specific speed centrifugal pump was established.Combining hydraulic performance prediction models with structural strength analysis model based on ANSYS WORKBENCH software platform，the integrat?ed design system of main oil pump was established.At the same time，the new design of main oil pump for 60 Hz-300 MW unit as de?sign example was done.The effectiveness and feasibility of main oil pump integrated design system were verified.

Key words:main oil pump，integrated design，performance prediction，structural analysis

中圖分類號：TK263

文獻標識碼：A

文章編號：1674-9987（2016）02-0001-07

DOI:10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2016.02.001

作者簡介：楊佐衛（1980-），男，工學博士，工程師，畢業于四川大學機械工程專業，主要從事汽輪機潤滑油系統設計與仿真工作。