基于FLUENT的并聯自平衡多級泵末級內流動研究

2017-03-22 03:38:50陳芳芳羅瑞祥李志鵬

中國農村水利水電 2017年5期

秦武，陳芳芳，羅瑞祥，李志鵬

(1.長沙佳能通用泵業有限公司，長沙 410323；2.長沙理工大學，長沙 410114)

0 引言

目前為止，研究人員對離心泵壓水室的研究，集中在單級單吸或單級雙吸離心泵螺旋形壓水室徑向力方面，得到的共性結果為對比單蝸殼壓水室，雙蝸殼壓水室結構泵對減小和平衡葉輪徑向力方面具有優勢。江偉[1]通過定常和非定常的數值分析的方法研究了壓水室結構對離心泵徑向力的影響，所得結論為導葉式壓水室離心泵徑向力變化呈現無規律性，蝸殼型離心泵產生的徑向力呈橢圓分布的變化；嚴敬[2]介紹了國外一種離心泵雙蝸殼的設計方法，以試驗結果為基礎給出葉輪徑向力計算統計公式，通過比較不同結構的壓水室對葉輪徑向力平衡效果及水力特性，得出單蝸殼在大、小流量區域葉輪徑向力平衡特性較雙蝸殼差，雙蝸殼泵效率較單蝸殼低1%～1.5%，高效區增大；劉宜[3]等用CFD軟件通過改變蝸殼基圓直徑研究了不同徑向間隙對徑向力的影響；劉建瑞[4]和肖若富[5]等人對擴散段為直錐形的雙吸式雙蝸殼泵隔板進行了優化設計，確定了最小葉輪徑向力隔板方案。

為了滿足遠距離輸水、大型市政水利工程等程項目中對大流量、中高揚程的水泵越來越多的市場需求，課題組成功開發出雙進口并聯自平衡臥式多級離心泵產品。為了同時滿足并聯多級離心泵結構上的穿杠及內部流動性能要求，將出水段設計成單出口雙蝸殼壓水室，其擴散段設計為彎脖型。

并聯自平衡多級泵末級由雙吸葉輪及雙蝸殼壓水室組成。為了研究內部流動特性以提高設計性能，在確定葉輪模型的前提下，本文通過設計3種壓水室方案與葉輪進行匹配。采用FLUENT軟件對末級進行數值計算及分析，將所得最佳設計方案制作樣機后，進行性能試驗對揚程、效率進行了驗證。

1 模型泵設計參數及壓水室設計方案

所研究的雙進口并聯自平衡型多級離心泵整體結構如圖1所示，可根據揚程需求增加泵的級數。該泵末級葉輪比轉速為112.06，設計流量為1 440 m3/h，單級揚程為60 m，轉速為1 480 r/min。

1-吸水室；2-首級葉輪；3-出水雙吸葉輪；4-壓水室；5-拉桿圖1 并聯多級離心泵結構示意圖Fig.1 Structure of parallel multistage pump

由于此并聯多級泵設計點流量較大，將壓水室設計為雙蝸殼，蝸形體采用結構簡單、水力性能好的梯形斷面。根據不同的速度系數及隔板長度設計了3種壓水室方案，蝸室平面圖如圖2所示，各方案設計參數如表1所示。

圖2 雙蝸殼蝸室平面圖Fig.2 Volute plane of double volute

名稱符號數值方案一方案二方案三速度系數(第Ⅷ斷面)kⅧ0．380．380．44基圓直徑/mmD3470470470隔舌安放角/(°)φ0252525蝸室進口寬度/mmb3106106106出口直徑/mmDd350350350擴散段長度/mmL650650680隔板尾端位置第IX斷面出口附近出口附近

2 并聯自平衡多級泵末級數值計算

2.1 控制方程

對于此多級泵末級內部流動，采用黏度和密度均為不隨時間變化的Navier-Stockes方程，流體流動控制方程通用公式為：

φ)-div(Γgradφ)+S

(1)

等式左邊為瞬態項和對流項，等式右邊為擴散項和源項。

2.2 湍流模型

采用RNGk-ε湍流模型，對應的湍動能k和湍流耗散率ε方程為：

(3)

2.3 流道建模及網格劃分

進行數值計算多級泵末級包含的計算區域物理模型為出水雙吸葉輪及壓水室流道。利用三維軟件對計算區域進行如圖3所示的實體建模，為減少邊界條件對計算結果的影響對進出口進行適當延伸。由于葉輪及壓水室結構復雜，采用計算結果較好的四面體進行網格劃分，對于進出口延伸段進行結構化網格劃分。通過對網格無關性進行分析，額定工況下泵的揚程等水力性能參數變化幅度穩定在0.1%內時3種方案對應的計算模型網格數分別為2 865 239、2 807 421、2 934 186。

圖3 末級流道模型Fig.3 Model of the last stage flow channel

2.4 數值計算方法及邊界條件

利用Fluent軟件對計算模型采用RNGk-ε模型進行三維流場定常模擬，各計算常量使用默認值。按軟件提供的多重參考坐標系將葉輪區域設為旋轉區域，雙蝸殼區域為靜止區域。對基本方程的離散采用二階迎風差分格式，以減小截斷誤差，壓力和速度采用SIMPELC算法進行耦合。

對于不可壓縮流動，模型進口設為速度進口，速度大小由流量和進口面積確定。出口設為充分發展的自由出流。壁面條件為無滑移壁面邊界，固壁附近流動由標準壁面函數確定。延伸段與葉輪進口、壓水室出口，以及葉輪出口和壓水室進口的交界面設為INTERFACE面進行數據交換。

2.5 模擬結果分析

圖4為3種方案并聯多級泵末級設計工況下數值模擬速度跡線圖，圖5為對應葉輪和蝸殼中截面靜壓分布圖。

額定工況下流體在葉輪內流動狀態比較好，在葉輪出口與蝸殼隔舌、隔板頭部交界處由于動靜干涉流動波動大。流體進入蝸殼后在第X斷面處過流面積突然變大，使流動出現漩渦。對比三個方案的流動跡線，方案一由于隔板延伸位置位于第Ⅸ斷面處，隔板兩側流體在此匯合，隨著過流面積突然增大，缺少隔板的引導分流作用，第X斷面到出口流動出現強漩渦且流動雜亂。方案三采用較大的速度系數，同一斷面處速度比方案二大，因此漩渦較方案二明顯。

圖4 額定工況速度跡線Fig.4 Pathlines colored by velocity magnitude in rated flow

圖5 額定工況靜壓分布云圖Fig.5 Contours of static pressure (Pa) in rated flow

所示葉輪和蝸殼中截面壓力分布圖上，流體在葉輪內流動壓力葉輪內壓力不斷增加且具有規律的壓力梯度分布，在葉片出口和蝸殼的交界處壓力出現波動，受到隔舌及隔板頭部的干涉局部壓力增加。進入蝸殼后隨著斷面面積變化，流體動能不斷轉化為壓能，靜壓不斷增加。

綜合速度跡線圖和靜壓分布圖分析，方案一中隔板尾端位置處于第IX斷面處，其后擴散段內兩邊蝸殼流體在此混合，從第IX斷面到出口部分流動紊亂，產生較大漩渦；方案三中設計采用的大的速度系數，因此從隔舌開始到出口面積變化幅度較方案一方案二大；以上兩方面原因導致流動損失增加，水力效率降低，此外隔板的存在增加了因摩擦引起的水力損失，在一定程度上使效率下降。

3 水力性能計算及試驗驗證

FLUENT軟件提供的后處理功能可對水力性能進行預測，額定工況下三種方案多級泵末級揚程及效率計算結果為表2。

表2 數值計算的揚程、效率值Tab.2 Head & efficiency of numerical calculation

由表2可知，經過數值計算后，方案二性能最優。將方案二的葉輪、壓水室制成的多級泵整機按照《回轉動力泵水力性能驗收試驗1級和2級》進行水力性能試驗驗證。圖6為樣機現場性能測試圖，末級兩個取壓監測點分別設在末級前中段和出水管路上。經數值模擬和試驗所得多級泵末級流量-揚程、流量-效率對比曲線數據如表3，趨勢圖如圖7所示。

圖6 現場試驗圖Fig.6 Performance test of parallel multistage pump

由多級泵末級流量-揚程、流量效率對比曲線可知，定常模擬結果基本與實際試驗值變化趨勢保持一致，揚程計算誤差保持在2%以內。在模擬計算中，未考慮葉輪圓盤摩擦損失、機械損失及密封間隙的泄露損失；多級離心泵的前級導葉對次級葉輪進口有擾流，而且隨著流量的不同，造成的葉輪進口預旋影響程度不同；且隨著流量的不斷加大，實際流動中的口環間隙泄漏量增大，容積損失也增大，致使效率計算誤差較小流量點更大，但均在5%以內。設計的葉輪及雙蝸殼壓水室經過測試，末級設計點效率為80.6%，性能良好滿足設計要求，且此泵高效區范圍為0.75～1.3倍額定流量處，高效工作性能區間寬。