基于CFX的離心泵不同葉數(shù)對全流場的影響*

吳煜斌 郝惠娣 郭玉婷

(西北大學(xué)化工學(xué)院)

基于CFX的離心泵不同葉數(shù)對全流場的影響*

吳煜斌*郝惠娣 郭玉婷

(西北大學(xué)化工學(xué)院)

以IS125-200-250型清水離心泵為例，在僅改變其葉片數(shù)的條件下，利用大型三維建模軟件Pro/ENGINEER建立了葉輪、蝸殼、進(jìn)出口的整機(jī)流道模型，選用清水為流體介質(zhì)，基于ANSYS CFX軟件，建立相對坐標(biāo)下的時(shí)均連續(xù)N-S方程和帶有修正系數(shù)的RNGκ-ε湍流模型,對該離心泵在不同葉數(shù)、不同工況下進(jìn)行了流動(dòng)數(shù)值計(jì)算，對比分析數(shù)值模擬結(jié)果和性能試驗(yàn)測得的流量-揚(yáng)程、流量-功率特性曲線，同時(shí)預(yù)測了泵的水力性能，并與性能試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對比分析，結(jié)果表明模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較理想，滿足工程需要。

離心泵 葉輪 蝸殼 特性曲線 CFX

影響離心泵工作效率的因素中，除了管路特性、液體流經(jīng)泵的水力損失和容積損失外，最重要的就是離心泵蝸殼及葉輪等過流部件的設(shè)計(jì)[1]，葉輪是唯一能改變流體速度和壓力的部分。泵在設(shè)計(jì)工況下工作是保證其工作壽命和穩(wěn)定性的關(guān)鍵，在小工況下工作的泵，其入口管路的湍動(dòng)增大，甚至回流現(xiàn)象[2]，直接影響到泵的揚(yáng)程和工作穩(wěn)定性。針對不同工況設(shè)計(jì)合適的葉輪數(shù)目，能保證泵達(dá)到指定的揚(yáng)程和效果。

離心泵內(nèi)部流動(dòng)的數(shù)值模擬也從最初的無粘性流動(dòng)，發(fā)展到現(xiàn)在的考慮粘性的全三維粘性流動(dòng)，并且該離心泵內(nèi)部為不可壓縮的流體，采用質(zhì)量守恒控制方程[3，4]。筆者運(yùn)用ANSYS CFX對離心泵內(nèi)流場和外特性進(jìn)行研究，嚴(yán)格按照離心泵過流部件的尺寸對其水力模型進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分并與外特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比分析，并且對比了不同模擬組和試驗(yàn)組的數(shù)據(jù)，得出泵的葉輪對揚(yáng)程及效率等參數(shù)確實(shí)有影響，但針對不同的工況，葉輪的選取還得結(jié)合實(shí)際情況。

1 幾何模型

1.1 幾何參數(shù)

研究對象為單級(jí)單吸清水離心泵IS125-200-250,數(shù)值模擬計(jì)算所采用的離心泵的設(shè)計(jì)參數(shù)有：Q=200m3/h,H=80m,n=2900r/min。閉式葉輪的主要幾何參數(shù)有：D=250mm，b2=9.45mm,Z=6,包角Ф=100°。葉輪水力模型如圖1所示。離心泵吸水室的直徑Ds=125mm，出口直徑Dd=100mm，蝸殼的基圓直徑Dj=242mm。

圖1 離心泵水力圖

1.2 模型建立

結(jié)合AutoCAD 及三維造型軟件Pro/E建立離心泵全流場計(jì)算模型(圖2)，且能和ANSYS很好地實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)交換[5]，其中離心泵的葉輪通過軸面投影法來建模。整個(gè)蝸殼由螺旋線和擴(kuò)散管兩部分組成，在螺旋線部分共有8個(gè)截面，每個(gè)截面的夾角都是45°。最后將蝸殼和葉輪裝配在一起，形成離心泵的整機(jī)流道模型。

圖2 不同葉片數(shù)的離心泵計(jì)算模型

1.3 網(wǎng)格生成

將離心泵模型保存為IGS格式導(dǎo)入ANSYS CFX前處理軟件ICEM-CFD進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于葉輪采用扭曲的葉片，蝸殼結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，因而全局采用適應(yīng)性較強(qiáng)的四面體網(wǎng)格劃分技術(shù)，并且檢查網(wǎng)格質(zhì)量，最后對網(wǎng)格模型進(jìn)行命名，分別為入口、出口、壁面邊界和交界面，全流場計(jì)算模型網(wǎng)格[6]如圖3所示。

圖3 六葉片離心泵全流場計(jì)算域網(wǎng)格

2 數(shù)值模擬方法

由于不同的湍流模型對近壁區(qū)域網(wǎng)格數(shù)量要求不同，筆者選用帶有修正系數(shù)的RNGκ-ε湍流模型和可升級(jí)壁面函數(shù)來模擬泵內(nèi)部流動(dòng)，收斂系數(shù)為10-4。

出口邊界：假設(shè)從進(jìn)口進(jìn)入的流體從出口全部流出，不考慮容積損失，并且為了控制入口的回流現(xiàn)象，應(yīng)采用壓力出口邊界(pressure outlet)。

固體邊界條件：計(jì)算區(qū)域分為定子部分(蝸殼)和轉(zhuǎn)子區(qū)域(葉輪)，兩區(qū)域動(dòng)靜耦合交界面采用Frozen Rotor類型，固體壁面均為無滑移壁面(no slip wall)[7]。

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 變工況下離心泵整機(jī)速度場分析

圖4為離心泵在0.6Q、1.0Q和1.4Q流量工況下的中間截面的整機(jī)流線圖。

圖4 變工況速度流線圖

從圖4可以看出：

a. 液體在葉輪進(jìn)口處流動(dòng)比較均勻，沒有明顯的流動(dòng)分離現(xiàn)象，且速度較低,進(jìn)入葉輪后沿徑向方向液體速度逐漸升高，在葉輪出口附近達(dá)到最大。

b. 進(jìn)入蝸殼后在葉輪的旋轉(zhuǎn)過程中，沿著流體的逆時(shí)針方向流動(dòng)，此時(shí)速度逐漸減小，壓力逐漸增大，流場內(nèi)的速度變化和壓力分布與理論基本一致，符合葉輪蝸殼的功能原理。

c. 由于蝸殼結(jié)構(gòu)的不對稱性，流體流速的分布也不均勻，在0.6Q流量工況下靠近隔舌部位的葉輪流道出現(xiàn)旋渦和低速區(qū)，隨著計(jì)算流量的增大遠(yuǎn)離流道出口的速度要大一些。

3.2 變工況下離心泵整機(jī)壓力場分析

圖5為離心泵在0.6Q、1.0Q和1.4Q流量工況下中間截面的整機(jī)靜壓力分布圖。

圖5 變工況壓力云圖

從圖5中可以看出：

a. 蝸殼內(nèi)的流體壓力隨著流量的增大而減小，因?yàn)榱黧w流速隨液體向外流動(dòng)而降低。如果流體流動(dòng)沒有能量損失，則動(dòng)能就會(huì)轉(zhuǎn)變?yōu)殪o壓能。

b. 在蝸殼內(nèi)流體壓力的分布并不均勻，經(jīng)常出現(xiàn)局部的高壓區(qū)，隨著流量的增大蝸殼內(nèi)的高壓區(qū)遠(yuǎn)離出口位置，造成能量損失。

c. 在大流量工況時(shí)由于隔舌對流體的沖擊，使流體的靜壓力損失比較大，容易產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象，對離心泵的性能和壽命產(chǎn)生很大影響。所以離心泵不適合在大流量工況下長時(shí)間工作，如果遇到該情況可采用并聯(lián)泵組來解決。

3.3 離心泵特性曲線的預(yù)測

為了進(jìn)一步預(yù)測離心泵的特性曲線，對所模擬計(jì)算的離心泵在清水試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行水泵試驗(yàn)。將試驗(yàn)得到的泵揚(yáng)程、效率和軸功率曲線與數(shù)值模擬計(jì)算獲得的性能曲線進(jìn)行對比。根據(jù)伯努利方程，揚(yáng)程表達(dá)式為[8]：

式中c1、c2——進(jìn)、出口液體的速度，m/s；

p1、p2——進(jìn)、出口液體壓力，Pa；

Z1、Z2——進(jìn)、出口的距離，m。

離心泵的揚(yáng)程、軸功率和效率隨流量的特性曲線如圖6所示。

a. 揚(yáng)程特性曲線

b. 軸功率特性曲線

c. 效率特性曲線

由圖6a可以看出：3種葉片的揚(yáng)程曲線均與試驗(yàn)組有著相同的變化趨勢，而揚(yáng)程也會(huì)隨著葉片數(shù)的增加而變大,大工況時(shí)揚(yáng)程值會(huì)逐漸趨近，但總體上要比試驗(yàn)值高，而四葉片離心泵的揚(yáng)程與預(yù)測值誤差最小在設(shè)計(jì)流量工況，預(yù)測揚(yáng)程為76.80m，試驗(yàn)揚(yáng)程為73.20m，兩者之間相對誤差為4.57%，滿足工程應(yīng)用的需求。

泵的軸功率P指泵軸的輸入功率，是電機(jī)傳到軸上的功率；輸出功率Pe表示單位時(shí)間液體從泵中獲得的有效能量[8]：

P=Mω

式中M——葉輪繞中心軸的力矩和，N·m；

ω——葉輪的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度，r/s。

由圖6b可以看出：軸功率模擬值和試驗(yàn)值趨勢均呈線性分布，隨著流量的增大而上升，但模擬值要低于試驗(yàn)值，這是因?yàn)樵谀M過程中并沒有考慮到容積損失和摩擦損失所消耗的功率。模擬值中隨著葉片數(shù)的增大泵的軸功率也相應(yīng)增大，但是影響并不大。

從軸功率隨流量的走勢來看，離心泵的軸功率隨著流量增大而增大，說明在大流量工況下，離心泵的功率消耗比較大，生產(chǎn)成本較高。

泵的效率η是指有效功率和軸功率的比值[8]，即：

不同葉片數(shù)離心泵的效率值都很接近，試驗(yàn)值要稍小于模擬值的原因是計(jì)算過程中忽略了容積損失和機(jī)械損失。

4 結(jié)束語

基于CFX，采用修正系數(shù)的RNGκ-ε湍流模型使得模擬更接近真實(shí)狀態(tài)，獲得離心泵的整機(jī)模擬結(jié)果后，和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對比，由于實(shí)際工況中的一些因素沒有考慮進(jìn)來，和試驗(yàn)結(jié)果有一定偏差，但總體結(jié)果吻合程度較高。

葉輪葉片數(shù)的增加可以提高離心泵的揚(yáng)程，但同時(shí)也會(huì)提高軸功率增加功耗。使用工況的選擇也很重要，要盡量避免離心泵長期在大流量工況下工作，否則不僅增加能耗，也會(huì)使泵的不穩(wěn)定因素增加、能量損失增加,必要時(shí)可以通過泵的串并聯(lián)來滿足工作要求，同時(shí)使單個(gè)泵在設(shè)計(jì)流量下工作，提高泵的工作效率。

[1] 李仁年,權(quán)輝,韓偉,等.變螺距葉片對螺旋離心泵軸向力的影響[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2011,47(14):158～163.

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[8] 康永，張建偉，李桂水.過程流體機(jī)械[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2007.

InfluenceofCFX-basedCentrifugalPumpBladeNumberonWholeFlowField

WU Yu-bin, HAO Hui-di,GUO Yu-ting

(CollegeofChemicalEngineering,NorthwestUniversity,Xi’an710069,China)

Basing on structure and size of IS125-200-250 centrifugal pump and through changing its blade number, the Pro/ENGINEER modeling software was adopted to establish the flow channel model for the centrifugal pump’s impeller, volute and inlet and outlet pipe. The water was selected as fluid medium and basing on ANSYS CFX software, theN-Sequation under relative coordinates and RNGκ-εturbulence model with correction coefficient were establish to simulate interior turbulent flow of the centrifugal pump with different blade numbers and under different conditions. Comparing the simulation results and the centrifugal pump’s characteristic curves of the flow-lift and the flow-power obtained in the performance test, and predicting the hydraulic performance of the pump and then having the prediction result compared with the performance test result show that the simulated result agrees well with the experimental result as the engineering demanded.

centrifugal pump, impeller, volute, characteristic curve, CFX

TQ027.3

A

0254-6094(2016)01-0102-05

*陜西省科技廳工業(yè)攻關(guān)資助項(xiàng)目(2011K10-21),陜西省教育廳專項(xiàng)基金資助項(xiàng)目(11JK0619)。

**吳煜斌，男，1992年4月生，碩士研究生。陜西省西安市，710069。

2015-04-09，

2015-05-05)