葉片包角對離心泵流場及脈動特性的影響

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(1.上海理工大學 能源與動力工程學院,上海 200093; 2.上海理工大學 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室,上海 200093; 3.上海船舶設備研究所,上海 200031)

葉片包角對離心泵流場及脈動特性的影響

謝志賓1,陳二云1,2,丁京濤1,楊愛玲1,李國平3

(1.上海理工大學 能源與動力工程學院,上海200093;2.上海理工大學 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室,上海200093;3.上海船舶設備研究所,上海200031)

針對離心泵非定常流動壓力脈動特性,采用滑移網格的大渦模擬技術對葉片包角分別為95°,100°,105°,108°的4副葉輪進行數值模擬.分析了葉片包角對離心泵水力性能、葉輪出口“射流-尾跡”、測點壓力脈動頻譜特性和葉輪徑向力的影響關系.結果表明:隨著包角的增大,離心泵的水力性能下降;包角適當增大,會使葉輪射流-尾跡流動結構變弱.在設計工況下,蝸舌附近測點壓力脈動最大;在蝸殼螺旋段壓力脈動強度沿流動方向逐漸變弱,而在葉輪流道內壓力脈動沿流動方向逐漸增強,在葉輪出口處達到最大;而離心泵葉輪所受徑向力隨著包角的增大而減小,適當地增大包角可以提高離心泵運行的可靠性.

葉片包角; 射流-尾跡; 壓力脈動; 徑向力

離心泵是一種將機械能轉換成流體動能和壓能的通用機械,在國民生產中占有重要地位[1].離心泵在運行過程中,由于非對稱的蝸殼結構、葉輪的高速旋轉及其內部流動的非定常激勵力影響,使得離心泵內部產生周期性的壓力脈動,這將引起振動和噪聲,降低泵運行的可靠性.因此,離心泵內部的壓力脈動特性引起了許多學者的高度關注[2-4].

葉片包角作為離心泵的重要設計參數之一,對離心泵的性能和壓力脈動特性有十分重要的影響[5].過小的包角降低了葉片對流體的控制能力,不利于提高泵的效率;過大的包角增大了葉片摩擦損失,也不利于性能的提高.目前已有很多學者針對葉片包角對離心泵內部流動的影響進行了廣泛的研究,楊華等[6]采用試驗和數值模擬的方法對不同包角下的離心泵性能進行了試驗和模擬對比,并分析了性能的差異.Yang等[7]采用試驗和數值模擬的方法研究了葉片包角對離心泵的性能影響,通過對比發現,在不同范圍內,包角大小的變化對離心泵的性能會有不同的影響:在相對小角度下,隨著包角的增加,泵性能提升;而在相對大角度下,卻出現相反的結論.張翔等[8]基于CFD數值計算方法分析了不同葉片包角與離心泵性能的關系,得出了離心泵揚程和功率特性發生變化的原因在于葉輪出口相對速度液流角發生改變.王勇等[9]采用試驗的方法分析了不同葉片包角對離心泵空化振動流動誘導噪聲的影響.

葉片包角問題引起了許多學者的高度關注,但是,大多數學者的研究只關注葉片包角的變化對離心泵整機性能的影響,而對葉片包角變化影響葉輪出口“射流-尾跡”及壓力脈動的研究相對較少.作者通過數值求解方法,分析不同葉片包角對離心泵內部流動特征及壓力脈動及葉輪徑向力的影響,為離心泵葉輪葉片包角的設計提供一定的參考依據.

1 計算模型和數值模擬方法

1.1計算模型及網格

研究的原型泵型號為IS100-80-160單級單吸離心泵,泵的設計流量QS=100 m3/h,設計揚程H=32 m,轉速n=2 900 r/min,模型的基本參數如表1所示.整個離心泵的計算域如圖1所示.為了提高計算精度和收斂性,蝸殼和葉輪流體域全部用六面體網格生成,并且在葉片和蝸殼的壁面均進行邊界層的加密,蝸殼壁面第一層網格尺度為0.012 mm,保證壓力脈動分析的準確性[10].

表1 離心泵主要幾何參數Tab.1 Main geometric parameters of the centrifugal pump

圖1 離心泵計算域模型Fig.1 Computational domain of the centrifugal pump

1.2包角的選定

葉片包角是離心泵葉片的一個重要幾何參數,其值的大小實質表征了葉片流道的擴散程度[11].葉片包角φ定義為葉片入口邊與圓心的連線和出口邊與圓心連線間的夾角[12],如圖2所示(見下頁).在對許多具有較好水利性能的葉輪進行研究的基礎上,有學者給出了Zφ/360隨著比轉速ns變化的最優規律,如表2所示[13].原始離心泵模型的比轉速為131.12,由此根據表2確定了模型泵葉片包角的取值范圍為90～108 °,保證離心泵的主要基本參數不變,選用葉片包角依次為95,100,105,108 °這4副葉輪,通過數值求解的方法來研究包角變化對離心泵內部非定常流動壓力脈動特性和葉輪徑向力的影響,從而為離心泵的設計與優化提供參考.

1.3大渦模擬控制方程及邊界條件

圖2 葉片包角示意圖Fig.2 Schematic diagram of the blade wrag angle

表2 葉片數Z與包角φ的乘積與比轉速ns的關系

離心泵內部的流動是十分復雜的三維紊流流動,而大渦模擬能夠捕捉到離心泵葉輪流道內復雜的湍流流動現象[14].大渦模擬是計算流體力學中的一種十分重要的數值模擬方法,它是基于一種數學濾波函數,通過在大渦流場中引入應力項來過濾掉小渦對大渦的影響,在流體機械非定常流動模擬計算中具有很大優勢[15].本文以模型泵為基礎,通過求解三維不可壓非定常流動N-S方程獲得離心泵內非定常流動的數值解,初始流場由離心泵流場的定常數值解近似給出,其控制方程為

(1)

(2)

式中:帶上劃線的量是濾波后的場變量;ρ為流體的密度;μ為流體的動力黏性系數;τij為亞格子尺度應力;t為時間;ui,uj為i,j方向上的雷諾時均速度.

2 計算結果分析

2.1外特性曲線分析

從流量-揚程功率曲線圖3中可以看出,隨著葉片包角的增大,離心泵的揚程H在相應流量下明顯下降。Q/QS為流量比.軸功率P隨著葉片包角的增大而減小,包角增大,相應流量下消耗的功率變小,葉片包角從95 °增加到108 °,設計工況下揚程下降了3.83%,軸功率下降了2.92%.

圖3 流量-揚程曲線Fig.3 Lift against flow coefficient

從流量-效率曲線圖4可以發現,在小流量情況下,隨著葉片包角的增大,泵的效率η有升高的趨勢,而在大流量下,離心泵的效率因包角的增大而顯著下降.4副葉輪的最高效率在設計工況下分別為81.95%,81.84%,81.77%,81.19%,效率下降了0.76%.包角為95 °時,效率最高,這是因為葉片包角增大后,葉片變長,當量擴散角變小,葉片對流體的約束能力增強的同時摩擦損失也越來越大,從理論上來講,必定存在最優的葉片包角.同時,隨著葉片包角的增大,泵最高效率點的流量也相對減小,根據葉輪和蝸殼的耦合關系[16],葉片包角的增大使得葉片出口安放角和葉輪出口相對液流角減小,從而會引起泵最高效率點流量偏向小流量.由4副葉輪的性能計算結果可見,隨著包角的增大,離心泵的揚程下降且效率減小.95 °葉片包角的性能要明顯優于其他幾副葉輪.在葉輪外尺寸確定后,造成這些性能差異的根本原因是包角變化引起葉片出口角、流道長度和葉型的改變,而不同的葉型使得葉輪內部的流場結構不同,包角的改變導致葉輪內部流動損失差異和葉片出口液體的滑移,最終使得葉片包角改變了離心泵的外特性.

2.2葉輪出口流動狀態

為了研究包角的改變對葉輪出口流動狀態的影響,圖5給出了葉輪出口徑向速度Cr沿周向的分布.其中:X=0,表示葉片壓力面位置;X=1,表示葉片吸力面位置.葉輪出口20%葉高為靠盤側,50%葉高為跨盤蓋流道中央,80%葉高處為靠蓋側.U2為周向速度.可以看出,在葉輪出口處徑向速度沿周向分布非常的不均勻,葉片的壓力面側存在著徑向速度的高速區,而在葉片的吸力面側則對應著徑向速度的低速區.這實際上反映的就是葉輪出口的“射流-尾跡”流動結構;由于尾跡區實質上是低速流體微團的聚集區,其存在將導致流體在葉輪流道的出口處產生“堵塞”,減小有效通流面積,增加速度分布的不均勻性,影響葉輪出口流動狀態.從圖5中可以看出,靠盤側葉輪出口徑向速度隨包角變化不明顯,而從跨盤蓋中央與靠蓋側整體上來看,在X=0.5處,徑向速度“虧損”最大,徑向速度隨著包角的增大先呈現一定的平緩趨勢而后波動變大.這說明過大或者過小的包角加強了葉輪出口射流-尾跡流動結構,使葉輪內部由邊界層分離、漩渦二次流和尾跡等引起的渦流損失變大,而在一定范圍內相對大葉片包角減弱了葉輪出口的射流-尾跡,使葉輪內部的渦流損失變小.

圖4 流量-效率曲線Fig.4 Efficiency against flow coefficient

圖5 不同包角下葉輪出口徑向速度Cr沿周向分布Fig.5 Radial velocity along circumferential direction at different wrap angles

2.3壓力脈動分析

由于流體的黏性作用及葉輪出口與蝸殼進口動靜部件的相互干涉作用,使得離心泵內的流場呈現非定常流動特征,從而引起流場的壓力脈動.這種周期性的壓力脈動會引起系統及設備的振動和噪聲,嚴重時會導致設備損壞.

為了監測離心泵在設計工況下內部壓力脈動,引入了無量綱壓力系數Cp=Δp/(0.5ρU2),其中,Δp為壓力與平均壓力的差值,ρ為水的密度.在離心泵蝸殼壁面的中截面上及沿葉輪流道中間位置設置了監測點y1,y2,y3,y4,y5和p1,p2,p3,p4,p5,如圖6所示.

圖7給出了不同包角下蝸殼螺旋段測點的壓力脈動頻譜特性,f為頻率.從圖7中可以看出,不同包角下的離心泵壓力脈動信號均呈現出明顯的離散特性,并且各測點壓力脈動的主頻均在葉頻處.壓力脈動最大的地方出現在蝸舌附近的p1點處,在此位置處的壓力脈動低頻信號也比較豐富.從p1點起,流體沿流動方向各測點在主頻上的壓力脈動強度逐漸減弱,高頻成分逐漸消失.這是因為受到葉輪出口處的射流-尾跡作用及蝸殼斷面幾何形狀影響,隔舌處徑向間隙小,葉輪與蝸殼的動靜干涉作用最強烈,沿著流動方向徑間隙變大,動量摻混作用也就隨之變弱.

圖6 監測點位置示意圖Fig.6 Schematic diagram of monitoring points

圖7 不同包角蝸殼螺旋段測點的壓力脈動頻譜圖Fig.7 Frequency spectrum of the pressure pulsation in the spiral case with different wrap angles

蝸舌附近是離心泵內部距離葉輪最近的區域,也是葉輪通道氣流流出直接沖擊的部位,該部位最能體現壓力的非定常變化,選擇蝸舌處監測點p1進行研究.圖8給出了不同包角下蝸舌處測點壓力脈動頻譜特性,從圖8中可以看出,在p1處監測點壓力脈動的低頻特性十分復雜,并且不同葉片包角在葉頻處壓力脈動最為強烈,由于蝸舌的存在和葉輪出口氣流的擾動作用使得蝸舌附近的流場較為復雜,表明了葉頻脈動是壓力脈動的主要貢獻因素.而除了葉頻外,在2倍葉頻和3倍葉頻處也存在脈動相對明顯的峰值,隨后幅值逐漸減小,這是因為在葉輪旋轉過程中監測點受前一個葉片產生的壓力脈動的影響還未消失時,后一個葉片又從該位置經過.

圖8 不同包角蝸舌處測點壓力脈動頻譜圖Fig.8 Frequency spectrum of the pressure pulsation at the measuring point on the volute tongue

同時,為了更加清楚地呈現不同包角對壓力脈動強度的影響,對于p1點在葉頻下的壓力脈動強度用直方圖表示,如圖9所示.可以清晰地看出,隨著包角的增大,壓力脈動幅值先增大后減小,95 °包角時壓力脈動最弱,105 °包角時壓力脈動最強,葉片包角從95 °增加到105 °時,脈動幅值增加了14.7%.該現象與前面分析葉輪出口處射流-尾跡結構現象不一致,這可能是由于此時葉輪與蝸舌處的動靜干涉作用強于射流-尾跡結構帶來的壓力脈動強度.

圖10 (見下頁)給出了設計工況下不同包角葉輪流道內測點的壓力脈動頻譜特性,可以發現,在葉輪流道內沿著流體流動方向,各測點的壓力脈動幅值在葉頻及諧頻處均增大,位于葉輪進口處的測點y1的壓力脈動最弱,而距離葉輪出口處最近測點y5的壓力脈動則最為強烈.由此說明葉輪內壓力脈動沿著流體流動的方向逐漸增強,在葉輪出口處壓力脈動表現得最為強烈,這是因為葉輪流道的出口處射流-尾跡結構作用明顯且距離蝸殼壁更近,動靜耦合干擾作用造成出口處湍流十分強烈,從而導致脈動幅值很大.同時可以發現,隨著包角的增大,葉輪出口y5壓力脈動整體呈現遞減,這與包角增大導致葉輪出口處射流-尾跡減弱的規律一致.

圖9 不同包角蝸舌測點壓力脈動強度直方圖Fig.9 Frequency histogram of the pressure pulsation at the measuring point on the volute tongue

2.4葉輪徑向力分析

從圖11中可以看出,離心泵葉輪所受徑向力呈現明顯的周期性和脈動性,波峰和波谷的數目與葉片數呈現對應關系,并且隨著葉片包角的增大,徑向力幅值呈現減小趨勢.圖12 (見下頁)為葉輪所受徑向力的頻譜分析,徑向力呈現出明顯的離散特性,不同包角下葉輪徑向力最大幅值均出現在葉頻處,同時在二階和三階葉頻及諧頻處都出現了較大諧波.為了能夠更加清楚地呈現不同包角下徑向力的變化情況,圖13 (見下頁)給出了葉頻下不同包角的徑向力大小直方圖,可以清楚地看到,葉頻下徑向力的幅值隨著包角的增大而逐漸減小.在葉頻下葉片包角從95 °增加到108 °時,徑向力下降了16.0%,由此可見,包角增大,增強了離心泵運行的可靠性.壓力沿葉輪出口分布不均導致離心泵葉輪受到徑向作用力,包角的改變對葉輪徑向力的規律同對葉輪出口處射流-尾跡的規律一致,證明了之前包角對葉輪出口流場影響結論的準確性,也說明包角改變了葉輪出口的壓力分布,從而影響了葉輪徑向力的產生.

圖10 不同包角葉輪流道內測點壓力脈動頻譜圖Fig.10 Frequency spectrum of the pressure pulsation at the measuring point in the impeller with different wrap angles

圖11 不同包角葉輪徑向力差時域圖Fig.11 Time-domain diagram of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

圖12 不同包角葉輪徑向力差大小頻域圖Fig.12 Frequency spectrum of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

圖13 不同包角徑向力差大小直方圖Fig.13 Frequency histogram of the radial force difference of the impeller with different wrap angles

3 結 論

a. 隨著葉片包角的增大,葉輪出口相對液流角減小,進而改變了離心泵的外特性,具體表現為,隨著葉片包角的增加,離心泵的揚程下降,離心泵的效率降低,且最大值向小流量方向偏移.

b. 包角的變化改變了葉輪流道的結構.從而使得葉輪內部的流場發生變化,產生了射流-尾跡結構,隨著包角的增大,葉輪內部射-流尾跡作用先減弱后加強.

c. 蝸殼螺旋段測點沿流動方向,尾跡流的動量摻混作用隨距離尾緣越遠而越弱;沿葉輪流道流動方向,壓力脈動逐漸增強,葉輪出口處壓力脈動最為強烈;隨著包角的增大,蝸舌處壓力脈動強度先增大后減小,而葉輪出口處的壓力脈動卻先減小后增大,這是射流尾跡結構作用和葉輪與蝸殼動量摻混作用相互耦合導致的.

d. 葉輪所受徑向力表現出明顯的周期性,且徑向力脈動頻率在葉頻處強度最大;徑向力隨著葉片包角的增大而減小,因此,適當地增大葉片包角,可以提高離心泵運行的可靠性.

[1] TAN L,CAO S L,GUI S B.Hydraulic design and pre-whirl regulation law of inlet guide vane for centrifugal pump[J].Science China Technological Sciences,2010,53(8):2142-2151.

[2] KAUPERT K A,STAUBLI T.The unsteady pressure field in a high specific speed centrifugal pump impeller-part I:influence of the volute[J].Journal of Fluids Engineering,1999,121(3):621-626.

[3] GUELICH J F,BOLLETER U.Pressure pulsations in centrifugal pumps[J].Journal of Vibration and Acoustics,1992,114(2):272-279.

[4] DONG R,CHU S,KATZ J.Effect of modification to tongue and impeller geometry on unsteady flow,pressure fluctuations,and noise in a centrifugal pump[J].Journal of Turbomachinery,1997,119(3):506-515.

[5] 張啟華,李月仙,林建忠,等.基于紙漿泵流場數值模擬的葉輪設計準則及其應用[J].江蘇大學學報(自然科學版),2011,32(2):185-189.

[6] 楊華,劉超,湯方平,等.不同葉片包角的離心泵試驗與數值模擬[J].機械工程學報,2007,43(10):166-169.

[7] YANG S S,KONG F Y,CHEN H,et al.Effects of blade wrap angle influencing a pump as turbine[J].Journal of Fluids Engineering,2012,134(6):061102.

[8] 張翔,王洋,徐小敏,等.葉片包角對離心泵性能的影響[J].農業機械學報,2010,44(11):38-42.

[9] 王勇,劉厚林,劉東喜,等.葉片包角對離心泵流動誘導振動噪聲的影響[J].農業工程學報,2013,29(1):72-77.

[10] 馬尊領,郭艷麗,陳二云,等.離心泵壓力脈動的數值模擬及敏感性分析[J].工程熱物理學報,2015,36(7):1461-1465.

[11] 嚴敬,張江源,何敏,等.離心泵可控包角圓柱形葉片型線方程[J].排灌機械,2008,26(5):46-49.

[12] 離心泵設計基礎編寫組.離心泵設計基礎[M].北京:機械工業出版社,1974:134-162.

[13] 陳乃祥,吳玉林.離心泵[M].北京:機械工業出版社,2003:105-117.

[14] BYSKOV R K,JACOBSEN C B,PEDERSEN N.Flow in a centrifugal pump impeller at design and off-design conditions-Part II:large eddy simulations[J].Journal of Fluids Engineering,2003,125(1):73-83.

[15] 王福軍.計算流體動力學分析:CFD軟件原理與應用[M].北京:清華大學出版社,2004:15-35.

[16] 張翔.低比速離心泵蝸殼對水力性能的影響[D].鎮江:江蘇大學,2008.

EffectofBladeWrapAngleontheInternalFlowFieldandPressurePulsationinCentrifugalPumps

XIE Zhibin1,CHENEryun1,2,DINGJingtao1,YANGAiling1,LIGuoping3

(1.SchoolofEnergyandPowerEngineering,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China; 2.ShanghaiKeyLaboratroyofMultiphaseFlowandHeatTransferinPowerEngineer,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China; 3.ShanghaiMarineEquipmentResearchInstitute,Shanghai200031,China)

For investigating the pressure pulsation characteristics of the unsteady flow in centrifugal pumps,a single-stage single-suction centrifugal pump was taken as an example to perform a numerical simulation by using the technology of large eddy simulation with sliding grid.The three dimensional flow field was simulated numerically with the blade wrap angle 95 °,100 °,105° and 108° respectively.The influences of the blade wrap angle on the centrifugal pump hydraulic performance,impeller exit jet-wake,pressure pulsation frequency spectrum characteristics at each measuring point and radial force of the impeller were analyzed.The results show that as the angle increases,the centrifugal pump hydraulic performance degradates.The angle increase will lead to the impeller outlet jet-wake flow structure.Under design conditions,near the volute tongue the pressure pulsation at measuring points is the strongest,at the spiral screw section along the flow direction,the pressure pulsation intensity gradually weaken,and at the impeller passage point along the flow direction,the pressure pulsation gradually enhances and reaches the maximum at the impeller outlet.The radial force of the centrifugal pump impeller decreases with the increase of angle.Therefore,appropriately increasing the wrap angle can improve the reliability of the centrifugal pump running.

bladewrapangle;jet-wake;pressurepulsation;radialforce

1007-6735(2017)05-0430-08

10.13255/j.cnki.jusst.2017.05.005

2017-03-14

國家自然科學基金資助項目(51106099,50976072);上海市科委科研計劃項目(13DZ2260900)

謝志賓(1990-),男,碩士研究生.研究方向:葉輪機械氣動力學.E-mail:xiezhibin2015@163.com

陳二云(1977-),男,副教授.研究方向:葉輪機械氣動力學和聲學.E-mail:cheneryun@usst.edu.cn

TH311

A

(編輯:石 瑛)