懸臂式離心泵流固耦合特性研究

牟介剛,陳瑩,谷云慶,鄭水華,錢(qián)亨

(浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，浙江 杭州 310014)

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懸臂式離心泵流固耦合特性研究

牟介剛,陳瑩,谷云慶,鄭水華,錢(qián)亨

(浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，浙江 杭州 310014)

針對(duì)懸臂式離心泵流固耦合問(wèn)題，采用單向耦合方法，在不同懸臂比、不同工況下，分析葉輪應(yīng)力、應(yīng)變的變化規(guī)律，獲取離心泵在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中最容易發(fā)生強(qiáng)度破壞和剛度破壞的位置，并在有預(yù)應(yīng)力和無(wú)預(yù)應(yīng)力下，對(duì)不同懸臂比離心泵的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究。結(jié)果表明：在一定工況下，懸臂比越小，葉輪的變形越小，葉輪后蓋板中間流道處最有可能發(fā)生剛度破壞，葉片出口邊緣與前、后蓋板交接處最有可能發(fā)生強(qiáng)度破壞；懸臂比越小，離心泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有頻率越大，流固耦合作用會(huì)降低轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的前三階固有頻率。

離心泵；懸臂比；流固耦合；應(yīng)力應(yīng)變；轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)；固有頻率；數(shù)值模擬

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懸臂式離心泵作為離心泵應(yīng)用最廣泛的一種結(jié)構(gòu)形式，其轉(zhuǎn)子泵軸的兩個(gè)支撐軸承均位于泵軸的一端，葉輪則安裝在泵軸的另一端，處于自由懸臂狀態(tài)。這種特殊結(jié)構(gòu)，使得其工作狀態(tài)參數(shù)(轉(zhuǎn)速、外載荷)和實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)(懸臂長(zhǎng)度、支撐間距等)對(duì)轉(zhuǎn)子動(dòng)力特性的綜合影響變得更為復(fù)雜。離心泵在高速旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，蝸殼內(nèi)流場(chǎng)狀態(tài)不斷變化，勢(shì)必造成葉輪所受載荷隨之變化而產(chǎn)生流體激勵(lì)力，繼而引起懸臂式離心泵轉(zhuǎn)子的振動(dòng)。同時(shí)周期性的液力載荷又會(huì)引起葉輪及泵軸的動(dòng)態(tài)變形，從而進(jìn)一步影響流體的分布，直接導(dǎo)致離心泵運(yùn)行效率低，甚至引發(fā)故障[1]。

懸臂式離心泵內(nèi)部流動(dòng)為復(fù)雜的三維非定常湍流流動(dòng)，常伴有渦流、回流、汽蝕、水力振動(dòng)等現(xiàn)象[2]。隨著計(jì)算流體力學(xué)的發(fā)展，運(yùn)用CFD研究離心泵內(nèi)部流場(chǎng)已成為一種主流手段，在內(nèi)流場(chǎng)與壓力脈動(dòng)的計(jì)算已經(jīng)取得了一些成果[3-4]。Kelder等[5]通過(guò)勢(shì)流理論和實(shí)驗(yàn)兩方面研究了離心泵內(nèi)外流場(chǎng)的特性。Kaewnai等[6]利用CFD研究不同湍流模型對(duì)離心泵外特性的影響。當(dāng)前，在旋轉(zhuǎn)機(jī)械中流固耦合問(wèn)題已成為研究熱點(diǎn)之一，如羅永要等[7]對(duì)混流式水輪機(jī)動(dòng)載荷作用下的應(yīng)力特性進(jìn)行研究，結(jié)果表明動(dòng)應(yīng)力過(guò)大導(dǎo)致葉片產(chǎn)生裂紋。Young[8]對(duì)彈性的復(fù)合海洋螺旋槳進(jìn)行研究，指出葉片的變形改變液體壓力分布、空化程度，最終降低螺旋槳的效率。Brennen等[9]通過(guò)理論和試驗(yàn)分析了懸臂式離心泵流體誘導(dǎo)轉(zhuǎn)子產(chǎn)生動(dòng)應(yīng)力，嘗試在前蓋板上增加溝槽或凸條以降低入口處渦流率，進(jìn)而增加轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性，但效果并不明顯。吳賢芳等[10]對(duì)離心泵關(guān)死點(diǎn)內(nèi)部流場(chǎng)研究表明，流固耦合作用對(duì)揚(yáng)程的影響較小，對(duì)壓力脈動(dòng)影響較大。Zhang等[11]基于流固耦合方法研究了不同葉片形狀的瞬態(tài)振動(dòng)性能。劉厚林等[12]對(duì)比分析單、雙向耦合的葉輪靜應(yīng)力強(qiáng)度，指出單向耦合即可滿足葉輪靜應(yīng)力分析。

泵軸結(jié)構(gòu)參數(shù)是離心泵運(yùn)行穩(wěn)定性的重要因素，針對(duì)懸臂式離心泵的特殊結(jié)構(gòu)，其懸臂比的設(shè)計(jì)對(duì)離心泵動(dòng)力學(xué)特性有重要影響，但目前泵軸結(jié)構(gòu)對(duì)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)影響研究鮮有報(bào)道。采用單向流固耦合計(jì)算方法研究懸臂式離心泵靜力學(xué)特性和轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性，分析懸臂比對(duì)離心泵穩(wěn)定性的影響。

1　參數(shù)建模及數(shù)值計(jì)算方法

1.1離心泵建模

離心泵流固耦合特性研究過(guò)程中，以IS 80-50-250型號(hào)離心泵為研究對(duì)象，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1(a)。

(a)單級(jí)單吸懸臂式離心泵

(b)懸臂比圖1　離心泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1　Structure diagram of centrifugal pump

離心泵參數(shù)為：流量Q=50 m3/h，揚(yáng)程H=80 m，轉(zhuǎn)速n=2 900 r/min，進(jìn)口直徑D1=80 mm；葉輪為閉式葉輪，葉片數(shù)為5，葉輪外徑D2=252 mm；葉輪材料選為HT200，密度ρ=7 200 kg/m3，彈性模量E=2.07×1011Pa，泊松比γ=0.3；泵軸材料選為45，密度ρ=7 890 kg/m3，彈性模量E=1.1×1011Pa，泊松比γ=0.28。離心泵懸臂比為泵軸伸出端與軸承支撐間距之比，如圖1(b)所示，則離心泵的懸臂比λ為

(1)

式中：l1為泵軸伸出端長(zhǎng)度，l2為軸承支撐間距。

1.2網(wǎng)格劃分

離心泵數(shù)值計(jì)算模型流體域包括進(jìn)水管、葉輪水體、蝸殼水體和出水管4部分，采用網(wǎng)格劃分軟件ICEM對(duì)流體域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。因葉輪和蝸殼水體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造成離心泵非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格單元數(shù)量多，進(jìn)而帶來(lái)數(shù)值計(jì)算量大、耗時(shí)長(zhǎng)的問(wèn)題，故采用拓?fù)溆成浞▽?duì)流體域劃分結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格，使網(wǎng)格生成速度快、質(zhì)量好、數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單[13]。進(jìn)水管與出水管部分，因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)液體流入面和流出面進(jìn)行O型劃分，即得到高質(zhì)量、正交性良好的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格；葉輪水體部分，結(jié)構(gòu)雖相對(duì)復(fù)雜，但呈現(xiàn)循環(huán)對(duì)稱的特點(diǎn)，因此將葉輪平均分割成5個(gè)部分，只需建立其中一個(gè)周期的塊并做出符合實(shí)際流體流向的六面體網(wǎng)格；蝸殼水體部分，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜部位集中在隔舌處，可將隔舌部位的六面體網(wǎng)格流向分為3個(gè)方向，分別是出水口方向、第一斷面方向和第八斷面方向，確保網(wǎng)格流向和實(shí)際流體流向相同，同時(shí)在隔舌處進(jìn)行網(wǎng)格加密。在流體壁面的邊界層節(jié)點(diǎn)應(yīng)用linear排列方式，加密邊界層使流固耦合交換信息誤差減小。分別用4組不同尺度的網(wǎng)格對(duì)設(shè)計(jì)工況進(jìn)行數(shù)值模擬，對(duì)比模擬揚(yáng)程值來(lái)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，如表1所示不同網(wǎng)格數(shù)量對(duì)應(yīng)的模擬揚(yáng)程，從表中可看出計(jì)算的揚(yáng)程值與試驗(yàn)值間的誤差較小，均在2%內(nèi)。因此在滿足計(jì)算精度的前提下考慮到節(jié)省時(shí)間，本文最終選用網(wǎng)格數(shù)量為110萬(wàn)左右。固體域包括固體葉輪和泵軸2部分，采用ANSYS自帶網(wǎng)格劃分軟件對(duì)其進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格數(shù)為188 763，節(jié)點(diǎn)數(shù)為297 564。計(jì)算模型網(wǎng)格劃分情況如圖2所示。

表1　不同網(wǎng)格數(shù)量的揚(yáng)程模擬值

1.3計(jì)算方程

懸臂式離心泵在數(shù)值計(jì)算中，內(nèi)部流體可視為等溫不可壓縮流體，內(nèi)部流動(dòng)近似為常密度流動(dòng)。采用三維、穩(wěn)態(tài)、不可壓的連續(xù)性方程及RNGk-ε湍流方程進(jìn)行求解[14]。其中連續(xù)方程為

(2)

動(dòng)量方程為

(3)

式中：ρ為密度，ui為平均相對(duì)速度，xi為各坐標(biāo)分量，t為時(shí)間。

懸臂式離心泵內(nèi)部流線彎曲程度大，采用RNGk-ε湍流模型能很好地處理內(nèi)部流動(dòng)中旋轉(zhuǎn)和旋流情況，在RNGk-ε湍流模型中湍動(dòng)能k和湍流耗散率ε的方程為

(4)

(5)

圖2　網(wǎng)格模型Fig.2　Grid model

1.4邊界條件設(shè)置

研究過(guò)程中分別選取0.6Q、0.8Q、1.0Q、1.2Q、1.4Q五種工況，采用ANSYS CFX中進(jìn)行數(shù)值模擬，進(jìn)出口分別設(shè)置為質(zhì)量流量進(jìn)口、自由流出口。葉輪采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，蝸殼、進(jìn)出水管采用靜坐標(biāo)系；定常計(jì)算時(shí)，動(dòng)靜交接面采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子。控制方程空間離散使用基于有限元體積法，對(duì)流項(xiàng)選擇高分辨率，收斂目標(biāo)設(shè)置為10-4。采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理近壁面，固體壁面設(shè)為無(wú)滑移。輸送介質(zhì)為常溫常壓條件下的清水。

1.5單向耦合過(guò)程

基于單向耦合方法，對(duì)離心泵λ分別為0.8、0.9、1.0、1.1、1.2、1.3等6種懸臂比下的葉輪應(yīng)變應(yīng)力分布情況進(jìn)行分析。耦合過(guò)程在ANSYS Workbench中實(shí)現(xiàn)，為將離心泵內(nèi)部流體力準(zhǔn)確得傳遞到固體葉輪表面，需定義流固耦合面，將流體定常計(jì)算結(jié)果以壓力載荷的形式施加到流固耦合面上，定義葉輪水體與固體所有接觸面為流固耦合面，即前、后蓋板面以及葉片表面[15]；并對(duì)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)施加慣性載荷(重力載荷和離心載荷)；假定軸承支承為剛性支承，其安裝處添加圓柱約束，軸向和徑向固定，切向自由。

離心泵結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算的靜力學(xué)方程[16]：

(6)

(7)

式中：K為剛度矩陣，D為彈性矩陣，B為應(yīng)變矩陣，δ為位移，F(xiàn)為所受的力，σ為應(yīng)力。

根據(jù)第四強(qiáng)度理論計(jì)算等效應(yīng)力σe:

(8)

式中：σ1為第一主應(yīng)力，σ2為第二主應(yīng)力，σ3為第三主應(yīng)力。

2　葉輪應(yīng)變應(yīng)力分析

2.1葉輪應(yīng)變分析

圖3為不同懸臂比λ下葉輪的最大總變形隨流量變化曲線圖。由圖3可知，葉輪在離心泵徑向力、軸向力和扭矩共同作用下發(fā)生應(yīng)變，總變形的最小值和最大值分別處于λ=0.8在Q=40m3/h和λ=1.3在Q=70m3/h下。各個(gè)工況下，最大總變形量與懸臂比的大小呈正相關(guān)，懸臂比越小，葉輪變形越小。不同懸臂比的離心泵運(yùn)行時(shí)，葉輪產(chǎn)生的最大總變形隨工況的增大而呈現(xiàn)先下降后上升的變化趨勢(shì)。這是因?yàn)椴煌r下離心泵徑向力、軸向力、扭矩都隨流量而變，由離心泵定常計(jì)算結(jié)果可知，軸向力隨流量增大而減小，徑向力隨流量先減小后增大，設(shè)計(jì)工況下徑向力最小。扭矩隨流量增大而增大，在三者綜合載荷作用下葉輪總變形先下降后上升。從最大總變形的變化趨勢(shì)可以看出，大懸臂比對(duì)不同工況的敏感程度更高，即改變運(yùn)行工況時(shí)大懸臂比離心泵的葉輪變形梯度更大，小懸臂比的變形量較平緩。各個(gè)工況下，不同懸臂比的離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)葉輪產(chǎn)生的變形量方差依次為1.93×10-4、6.3×10-5、3.3×10-5、7.55×10-5、1.82×10-4。在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)變形量較為集中，區(qū)間為0.19～0.21mm；越偏離設(shè)計(jì)工況，葉輪最大變形量隨懸臂比的改變發(fā)生的變化越大。故盲目增大懸臂比會(huì)加劇離心泵不穩(wěn)定運(yùn)行，內(nèi)部流體激勵(lì)力引起葉輪較大變形，反過(guò)來(lái)較大變形影響內(nèi)部流場(chǎng)。為了保證葉輪運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中的剛度要求，避免選擇較大的懸臂比，且避免懸臂泵在過(guò)大偏離設(shè)計(jì)工況點(diǎn)下運(yùn)行。

圖4 為在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)不同懸臂比λ下葉輪的應(yīng)變分布云圖。可知，葉輪發(fā)生了彎曲變形，變形幾乎成軸對(duì)稱，并且沿著葉輪半徑增大的方向逐漸增加。葉輪后蓋板出口邊緣中間流道處發(fā)生最大變形，此處壓力最大，說(shuō)明此處最有可能發(fā)生剛度破壞。改變懸臂比對(duì)葉輪產(chǎn)生最大總變形有較明顯的影響。隨著懸臂比增加，葉輪小變形區(qū)域逐漸減小，變形量逐漸增大。此外，懸臂比取大值時(shí)葉輪的最大應(yīng)變明顯高于懸臂比取小值，說(shuō)明泵軸伸出端越短葉輪變形越小，離心泵運(yùn)行過(guò)程越穩(wěn)定；泵軸伸出端越長(zhǎng)越容易引起葉輪后蓋板邊緣中間流道處的較大應(yīng)變。

圖3　不同懸臂比不同載荷下葉輪的最大總變形Fig.3　The maximum total deformation of impeller under different cantilever ratios and loads

圖4　設(shè)計(jì)工況下葉輪應(yīng)變分布圖Fig.4　Distribution of impeller total deformation under design condition

2.2葉輪應(yīng)力分析

圖5為不同懸臂比λ下葉輪的最大等效應(yīng)力隨流量變化曲線圖。由圖5可知，葉輪的最大等效應(yīng)力均隨流量的增加而降低，降低速度先緩后急。最大等效應(yīng)力為78.958MPa，小于葉輪材料HT200的許用應(yīng)力200MPa，說(shuō)明葉輪的強(qiáng)度足夠。在0.6Q工況下，葉輪的最大等效應(yīng)力略有不同；當(dāng)λ=1.0，最大等效應(yīng)力最小，為77.73MPa；當(dāng)λ=1.3時(shí)，最大等效應(yīng)力最大，為78.958MPa，最大值與最小值相差1.2MPa。懸臂比的改變并不會(huì)引起葉輪的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)明顯變化，因此，對(duì)于懸臂式離心泵在小工況運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，應(yīng)充分考慮葉輪的強(qiáng)度要求。

圖6 為在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)不同懸臂比λ下葉輪的應(yīng)力分布云圖。由圖6可知，葉輪的等效應(yīng)力呈循環(huán)對(duì)稱分布，這與葉輪循環(huán)對(duì)稱結(jié)構(gòu)相符(如圖中局部放大圖所示最大等效應(yīng)力集中在葉片背面出口邊緣與前后蓋板相交接的位置)，此處前后蓋板的壓力載荷最大。最大等效應(yīng)力在59.11～59.13MPa，遠(yuǎn)小于葉輪的許用應(yīng)力，且不同懸臂比下等效應(yīng)力的最大值與最小值的相對(duì)偏差在1%以內(nèi)，說(shuō)明離心泵懸臂比對(duì)葉輪最大等效應(yīng)力值的影響很小。

圖5　不同懸臂比不同載荷下葉輪的最大等效應(yīng)力Fig.5　The maximum equivalent stress of impeller under different cantilever ratios and loads

圖6　設(shè)計(jì)工況下葉輪等效應(yīng)力分布圖Fig.6　Distribution of impeller equivalent stress under design condition

3　轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性分析

轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性限制了離心泵的高效運(yùn)行范圍，同時(shí)也影響了離心泵的安全可靠性。在靜力學(xué)分析基礎(chǔ)上，對(duì)不同懸臂比懸臂式離心泵進(jìn)行有預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，并將有預(yù)應(yīng)力模態(tài)與自由模態(tài)的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，其中預(yù)應(yīng)力指的是內(nèi)部流體計(jì)算的壓力載荷、轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的慣性力和離心力。表2為不同懸臂比下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的前6階固有頻率。

表2　不同懸臂比下葉輪固有頻率

由表2可知，隨著λ的增大，葉輪的各階固有頻率逐漸減小，且減小幅度逐漸降低，說(shuō)明泵軸結(jié)構(gòu)的外形尺寸對(duì)固有頻率有顯著的影響。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前3階固有頻率在有預(yù)應(yīng)力的情況下明顯低于無(wú)預(yù)應(yīng)力情況，后三階固有頻率在兩種情況幾乎相等，因在無(wú)預(yù)應(yīng)力時(shí)忽略了阻尼作用和附加質(zhì)量，有預(yù)應(yīng)力時(shí)考慮了離心泵的離心力和流體力，其中流體力相當(dāng)于附著在固體葉輪表面的附加質(zhì)量，在離心泵運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中固體葉輪與周圍流體產(chǎn)生摩擦，同時(shí)內(nèi)部流體也產(chǎn)生摩擦，引起能量消耗，增大了阻尼作用，從而降低了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有頻率。在有預(yù)應(yīng)力、λ=1.3情況下，葉輪的第一階固有頻率最小，為140.49 Hz，遠(yuǎn)離葉片通過(guò)頻率(zn/60=5×2 900/60=241.5 Hz)，故懸臂式離心泵在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。

在有預(yù)應(yīng)力、λ=0.8情況下離心泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前6階振型如圖7所示。由圖7可知，前6階振型表現(xiàn)為葉輪整體振動(dòng)，葉輪較軸端振動(dòng)較大。第1階振型表現(xiàn)為繞z軸的扭轉(zhuǎn)，振動(dòng)出現(xiàn)節(jié)圓。第2階和第3階振型相同，但角度分布不同，分別沿y、x軸擺動(dòng)。葉輪第4、5階各出現(xiàn)1條節(jié)徑，節(jié)徑方向互相垂直，同時(shí)發(fā)生彎曲振動(dòng)和扭曲振動(dòng)。第6階振型為沿z軸的傘形彎曲振動(dòng)。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的第2階和第3階、第4階和第5階振型相同固有頻率相近，這種振型成對(duì)出現(xiàn)的現(xiàn)象與葉輪循環(huán)對(duì)稱的結(jié)構(gòu)有關(guān)，因循環(huán)對(duì)稱結(jié)構(gòu)具有重根模態(tài)。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動(dòng)幅度隨著階數(shù)的增加逐漸增長(zhǎng)，階數(shù)越高節(jié)徑數(shù)越多，離心泵轉(zhuǎn)子模態(tài)頻率越大。無(wú)預(yù)應(yīng)力下轉(zhuǎn)子振型表現(xiàn)形式與有預(yù)應(yīng)力時(shí)基本一致。

圖7　有預(yù)應(yīng)力下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前6階振型Fig.7　The first six mode of vibration considering pre-stress

4　結(jié)論

1)懸臂比與流量對(duì)葉輪應(yīng)力應(yīng)變有較大的影響，當(dāng)流量一定時(shí)，懸臂式離心泵葉輪的應(yīng)變隨著懸臂比的增大而增大，最佳懸臂比為0.8；當(dāng)懸臂比一定時(shí)，葉輪的應(yīng)變隨著流量的增加呈先減小后增大的變化趨勢(shì)，葉輪應(yīng)變沿著半徑增大的方向逐漸增大，最大變形發(fā)生在葉輪后蓋板中間流道處。

2)懸臂比的改變并不會(huì)引起葉輪的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)明顯變化，葉輪最大等效應(yīng)力隨流量的增加而減小，應(yīng)力集中出現(xiàn)在葉片出口邊緣與前、后蓋板交接處。

3)隨著懸臂比的增加，葉輪固有頻率逐漸減小，且減小幅度逐漸降低；流固耦合作用能夠降低葉輪的固有頻率，葉輪最小固有頻率為140.49 Hz，不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。葉輪振型表現(xiàn)為扭曲、擺動(dòng)、彎曲振動(dòng)，且第2階和第3階、第4階和第5階振型相同固有頻率相近。

[1]ZHANG Desheng, XU Yan, LIU Yang, et al. Effects on the performance and flow field of the axial flow pump hydraulic components with fluid-solid interaction[J]. Journal of food, agriculture & environment, 2013, 11(3/4): 2000-2004.

[2]CHEAH K W, LEE T S, WINOTO S H. Unsteady analysis of impeller-volute interaction in centrifugal pump[J]. International journal of fluid machinery and systems, 2011, 4(3): 349-359.

[3]LUCIUS A, BRENNER G. Unsteady CFD simulations of a pump in part load conditions using scale-adaptive simulation[J]. International journal of heat and fluid flow, 2010, 31(6): 1113-1118.

[4]率志君, 張權(quán), 陳春來(lái), 等. 多級(jí)離心泵整機(jī)流場(chǎng)三維非穩(wěn)態(tài)湍流壓力脈動(dòng)特性分析[J]. 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報(bào), 2013, 34(3): 306-311.

SHUAI Zhijun, ZHANG Quan, CHEN Chunlai, et al. Characteristic analysis of three-dimensional unsteady turbulent pressure fluctuation in whole flow field of multi-stage centrifugal pump[J]. Journal of Harbin Engineering University, 2013, 34(3): 306-311.

[5]KELDER J D H, DIJKERS R J H, VAN ESCH B P M, et al. Experimental and theoretical study of the flow in the volute of a low specific-speed pump[J]. Fluid dynamics research, 2001, 28(4): 267-280.

[6]KAEWNAI S,CHAMAOOT M,WONGWISES S. Predicting performance of radial flow type impeller of centrifugal pump using CFD[J]. Journal of mechanical science and technology, 2009, 23(6): 1620-1627.

[7]羅永要, 王正偉, 梁權(quán)偉. 混流式水輪機(jī)轉(zhuǎn)輪動(dòng)載荷作用下的應(yīng)力特性[J]. 清華大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版, 2005, 45(2): 235-237, 257.

LUO Yongyao, WANG Zhengwei, LIANG Quanwei. Stress of francis turbine runners under fluctuant work conditions[J]. Journal of Tsinghua University： science and technology, 2005, 45(2): 235-237, 257.

[8]YOUNG Y L. Fluid-structure interaction analysis of flexible composite marine propellers[J]. Journal of fluids and structures, 2008, 24(6): 799-818.

[9]BRENNEN C E, ACOSTA A J. Fluid-induced rotordynamic forces and instabilities[J]. Structural control and health monitoring, 2006, 13(1): 10-26.

[10]吳賢芳, 談明高, 劉厚林, 等. 流固耦合作用對(duì)離心泵關(guān)死點(diǎn)內(nèi)流的影響[J]. 應(yīng)用基礎(chǔ)與工程科學(xué)學(xué)報(bào), 2015, 23(1): 172-181.

WU Xianfang, TAN Minggao, LIU Houlin, et al. Effect of FSI on inner flow field in a centrifugal pump at shut off condition[J]. Journal of basic science and engineering, 2015, 23(1): 172-181.

[11]ZHANG Yu, HU Sanbao, ZHANG Yunqing, et al. Optimization and analysis of centrifugal pump considering fluid-structure interaction[J]. The scientific world journal, 2014, 2014: 131802.

[12]劉厚林, 徐歡, 吳賢芳, 等. 基于流固耦合的導(dǎo)葉式離心泵強(qiáng)度分析[J]. 振動(dòng)與沖擊, 2013, 32(12): 27-30. LIU Houlin, XU Huan, WU Xianfang, et al. Strength analysis of a diffuser pump based on fluid-structure interaction[J]. Journal of vibration and shock, 2013, 32(12): 27-30.

[13]LIN Hongwei, TANG Kai, JONEJA A, et al. Generating strictly non-self-overlapping structured quadrilateral grids[J]. Computer-aided design, 2007, 39(9): 709-718.

[14]譚磊, 曹樹(shù)良, 桂紹波, 等. 帶有前置導(dǎo)葉離心泵空化性能的試驗(yàn)及數(shù)值模擬[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2010, 46(18): 177-182.

TAN Lei, CAO Shuliang, GUI Shaobo, et al. Experiment and numerical simulation of cavitation performance for centrifugal pump with inlet guide vane[J]. Journal of mechanical engineering, 2010, 46(18): 177-182.

[15]CAMPBELL R L, PATERSON E G. Fluid-structure interaction analysis of flexible turbomachinery[J]. Journal of fluids and structures, 2011, 27(8): 1376-1391.

[16]PEI Ji, YUAN Shouqi, YUAN Jianping. Dynamic stress analysis of sewage centrifugal pump impeller based on two-way coupling method[J]. Chinese journal of mechanical engineering, 2014, 27(2): 369-375.

本文引用格式：

牟介剛,陳瑩,谷云慶,等. 懸臂式離心泵流固耦合特性研究[J]. 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報(bào), 2016, 37(8): 1111-1117.

MOU Jiegang, CHEN Ying, GU Yunqing, et al. Research on fluid-structure interaction characteristics of cantilever centrifugal pump[J]. Journal of Harbin Engineering University, 2016, 37(8): 1111-1117.

Research on fluid-structure interaction characteristics of cantilever centrifugal pump

MOU Jiegang, CHEN Ying, GU Yunqing, ZHENG Shuihua, QIAN Heng

(College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310014, China)

To address cantilever centrifugal pump fluid-structure interaction problems, we used the one-way coupling method to analyze the stress and strain distribution of the impeller with different cantilever ratios and working conditions. We then determined the positions of the centrifugal pump that are most likely to be associated with rigidity and strength failure during operation. We also studied the prestressed and non-prestressed centrifugal pump rotor’s dynamic characteristics at different cantilever ratios. The results show that, under a certain condition, the smaller the cantilever ratio, the smaller the deformation of the impeller. In addition, the maximum total deformation usually occurs in the middle flow channel of the hub, the maximum equivalent stress usually occurs in the outlet of the blade and impeller cover junction, and the smaller the cantilever ratio, the greater the natural frequency of the centrifugal pump rotor system. Lastly, the first three natural frequencies of the rotor system are reduced by fluid-structure interaction.

centrifugal pump; cantilever ratio; fluid-structure interaction; stress and strain; rotor dynamics; natural frequency; numerical simulation

2015-06-10.網(wǎng)絡(luò)出版日期：2016-06-24.

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51476144);浙江省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(LQ15E050005).

牟介剛(1963-), 男, 教授,博士生導(dǎo)師；

谷云慶(1982-), 男, 講師,博士.

谷云慶，E-mail：guyunqing@zjut.edu.cn.

10.11990/jheu.201506030

TH311

A

1006-7043(2016)08-1111-07