液下泵平衡孔位置對軸向力及外特性影響

陳緒林,郭 元,李亞洲,唐張獻,吳文烈，林小雪

(1.重慶文理學院, 重慶 402160； 2.重慶紅江機械有限責任公司， 重慶 402160；3.浙江宣達實業集團， 浙江 溫州 325105； 4.中船重工(重慶)西南裝備研究院有限公司， 重慶 401122;5.船舶與海洋工程動力系統國家工程實驗室， 重慶 402160)

液下泵在化工生產硫磺過程中起著關鍵作用，其輸送流體流量較大、轉速低。在工程實際中常出現泵效率低、振動超標、轉子磨損等問題[1-5]。造成液下泵運行不穩定的原因是機械振動和水力振動[2，6-7]。Oncescu F[8]結合前人有限元研究結論，考慮系統所有因素,利用有限元方法分析了轉子系統穩定性，提高了計算的準確性。LEWIS研發的液下泵結構緊湊，運行高效穩定[9]。袁振偉等通過流固耦合分析了轉子的動力學特性。孔繁余研究了液下泵轉子前4階固有頻率及振型[10]。本文以國內某企業研發設計的液下離心泵為研究對象，采用數學理論公式計算、CFD仿真技術與工程實踐統計的方法，分析不同方案下葉輪軸向力及外特性情況，得到液下泵軸向力平衡的最佳方案，為該類型液下泵的結構設計提供參考。

1 泵基本參數及故障分析

1.1 泵結構

本文的研究對象是單級單吸立式液下離心泵，其結構簡圖如圖1所示。液上部件主要包括電機、角接觸球軸承、底板、聯軸器等。液下部件主要包括導軸承座、蝸殼、葉輪、前蓋板、緊固螺母、吐出接管等。長泵軸傳遞扭矩，液上部分采用滾動軸承約束，該軸承主要承受了轉子的軸向推力。液下部分采用兩對滑動軸承約束徑向運動。

1.電機；2.電機架；3.滾動軸承；4.固定底板；5.間隙密封填料；6.泵軸；7.套筒；8.防振軸套；9.襯套；10.導軸承座；11.口環；12.隔板蝸殼；13.葉輪；14.前蓋板；15.葉輪口環；16.緊固螺母；17.吐出接管；18.接管法蘭；19.聯軸器

圖1 液下泵結構簡圖

1.2 泵基本參數

液下泵主要性能參數如表1所示。

表1 液下泵參數

泵葉輪參數：采用進口倒角為1.5 mm的空間扭曲葉片，葉片數Z=5，進口直徑D1=320 mm，出口直徑D2=475 mm；蝸殼結構為隔板式壓水室，其基圓直徑尺寸D3=500 mm。

1.3 泵故障分析

該泵在使用一段時間后，泵軸套及口環處磨損嚴重，滾動軸承燒壞、嚴重變形(泵磨損見圖2)。初步分析是由于泵平衡孔設計不合理、泵軸向力過大造成的。在軸向上，滾動軸承主要承擔了轉子自身的重力、配件重力以及葉輪前后腔不平衡力。該軸向力超出了滾動軸承的許用范圍，長期運行導致軸承燒毀，泵振動加劇。

圖2 泵磨損

2 研究方案與理論計算

2.1 研究方案

在原設計方案的基礎之上，本文另擬2種研究方案。3種方案開孔方式如表2所示。本文主要分析了3種方案下液下泵在不同流量下軸向力數值大小和泵外特性變化(圖3)。

表2 3種方案開孔情況

2.2 軸向力理論計算

液下泵的軸向力主要來源于葉輪所受軸向力，葉輪所受軸向力是由于葉輪前、后蓋板受力不對稱產生的。關于軸向力的計算，對于單級閉式葉輪未考慮平衡孔作用，計算公式[9]為

(1)

式中：T1為不開平衡孔葉輪軸向力；Rm=170 mm為口環間隙半徑；Rh為輪轂半徑；Hp=19.17 m為葉輪勢揚程；R2=237.5 mm為葉輪半徑；輸送介質為濃硫酸，密度ρ=1 790 kg/m3。代入各數值計算得：T1=22 145.1 N。

圖3 平衡孔位置

本文計算軸向力參考《現代泵理論與設計》手冊，平衡孔可以有效平衡葉輪所受的軸向力，孔的數量和大小影響葉輪的平衡效果，通常選取孔總面積為平衡環間隙的面積的3～5倍[11]。該間隙面積S0=1 097 mm2，則孔總面積S1=4 388 mm2。葉輪葉片數為5，取平衡孔個數為5，單孔直徑為32 mm。故考慮在平衡孔的作用下，平衡力計算公式為

(2)

式中：ζm=2.57為泵口環間隙阻力系數；q=26.74 m3/h為泄露量；Fm=0.000 747 m2為密封間隙過流面積。代入各數值后計算得：T2=7 606.3 N。

泵在工作時由于進口流體在慣性的作用下，給葉輪1作用力，該力被稱為動反力，其計算公式為

T3=ρQt(vm0-vm3cosα)

(3)

式中：T3為動反力；Qt為理論流量。代入數值計算得：T3=3 696.7 N。

綜合式(1)～(3)計算結果，葉輪總的軸向力T=T1-T2-T3=10 842.1 N，與葉輪未開平衡孔相比較軸向力下降了51.04%。

該軸向力理論計算方法僅適合方案1，對于原方案和方案2并不適用，而數值模擬方法解決了這類問題。

3 軸向力的數值模擬

3.1 三維建模與網格

采用某三維軟件對液下泵全三維流體域建模，模型部分包括葉輪水體、蝸殼水體、前后腔體、葉輪進口延伸段以及蝸殼出水段。泵全流道模型如圖4所示。導入MESH中進行計算區域離散化。結構規則的泵葉輪進出水段為柱體，可以采用掃掠方法劃分六面體網格，而結構彎曲度較大的部分采用四面體非結構網格劃分。為了模擬的準確性對蝸殼隔舌區域進行加密。為保證密封環間隙液流態，對間隙也做了加密處理，既降低了網格數量，又保證了流體在小間隙時的準確計算[12]。

圖4 液下泵全流道域造型

3.2 湍流模型

選擇合適的湍流模型可以準確計算泵內流場分布。泵的仿真計算流域彎曲度較大，RNGk-ε湍流模型相比于標準k-ε湍流模型在處理復雜剪切流動、旋流以及存在流動分離的場合中具有較好的預測效果,故選擇該模型作為分析液下泵內部流場的湍流模型[13-16]。

3.3 邊界條件

將全流道網格導入仿真軟件Fluent中。 Fluent模擬計算選用分離求解器，假定液下泵內部為定常流動。泵計算流動湍流模型選用本文提到的RNGk-ε模型，近表面區域設置為加強的壁面函數，同時可根據實際情況考慮壁面粗糙度的影響[17]。葉輪進口邊界條件均為質量流量進口或體積流量進口，蝸殼延伸段出口條件為自由出口Outflow。原方案和方案2軸承座孔出口條件設為Press-outlet(設定工程壓力為22 779 Pa)；各過流部件區域的耦合模型選用多重參考坐標系模型(multiple reference frame)。全流道模型的葉輪為旋轉流域，采用旋轉坐標系(MRF)，根據葉輪的旋轉方向，可判定葉輪沿Z軸正方向旋轉[18]，轉速為950 r/min。通過改變泵進口速度來模擬不同工況下的液下泵流場。

4 結果分析

4.1 軸向力數值分析

不同流量葉輪轉子所受軸向力如圖5所示，圖中的橫坐標為泵進口流量，縱坐標為葉輪轉子的軸向力。

圖5 不同流量下液下泵軸向力曲線

從圖5可以看出：仿真計算的軸向力曲線與理論計算曲線趨勢一致，在設計工況點附近的軸向力近似相等。在泵進口流量為1 250 m3/h時，初始方案葉輪所受的軸向力為21 777.5 N，這是由于原方案的葉輪沒有開設平衡孔，無法直接平衡軸向力，液體只能從導軸承座孔溢出。方案1的葉輪軸向力為11 362.4 N，相對于原方案而言，軸向力下降了47.6%；方案2葉輪所受的軸向力為10 184.6 N，葉輪所受軸向力下降為53.1%。顯然，初始方案與另外兩種方案相比，方案1、2可以更好地平衡葉輪的軸向力。對于液下泵而言，大部分的軸向力由長軸轉子上的角接觸軸承承擔，過大的軸向力將會超出軸承所承受的許用力，長期工作會導致軸承溫度過高，出現軸承燒壞、磨損等問題，嚴重影響液下泵的穩定、高效與持久運行。

4.2 外特性曲線

不同流量下3種方案液下泵的外特性曲線如圖6所示。從圖6(a)中可以看出：揚程均隨流量的增加而降低，原方案的揚程相比方案1、2較高，在液下泵進口流量為1 250 m3/h時，原方案的揚程最高為23.7 m，方案1揚程為23.3 m，方案2最低為22.4 m，這是由于原方案的葉輪沒有平衡孔，流體只能從泵體上的平衡孔泄露，該平衡孔壓力大于葉輪進口壓力，泄露量相對減少，因此揚程相對其他兩種方案較高。從圖6(b)可以看出：在相同流量工況下，原方案葉輪水力效率最大，方案2次之，方案1水力效率最小；在泵進口流量為1 250 m3/h下，方案1、2與原方案水力效率相比分別降低了5.6%、1.9%；原方案葉輪未開設平衡孔，泄漏量較小，效率較高，而方案1葉輪平衡孔面積最大，葉輪進口壓強較小，回流泄漏量較大，水力效率較低。從圖6(c)可以看出：在設計流量附近(980～1 450 m3/h)，3種方案的軸功率無明顯差異，平衡孔位置的改變對軸功率無影響。

圖6 不同流量下液下泵外特性曲線

4.3 運行周期

從工程實際中，3種方案液下泵穩定運行周期統計如表3所示，在安裝方式相同的情況下，方案2比原方案和方案1可以更長時間地穩定運行。在該方案中，葉輪上開平衡孔降低了后腔的流體壓力，減小了前后腔壓差，降低了泵葉輪軸向力，減小了滾動軸承的承載力，導軸承上溢流孔快速潤滑中間軸套，及時帶走多余的摩擦熱，防止軸套磨損、局部溫度過高，起到了保護轉子中間軸套的作用，使液下泵更持久、穩定地工作。

表3 3種方案下液下泵穩定運行的周期

方案原方案方案1方案2穩定運行周期/h5 9529 36010 800

5 結論

經理論計算和數值模擬分析，液下泵平衡孔位置的改變影響泵的軸向力大小，而對泵外特性影響較小，具體如下：

1) 在設計流量下，葉輪開孔與葉輪、導軸承座開孔相比于僅導軸承開孔時液下泵軸向力下降約50%，有效降低了泵軸向力。

2) 平衡孔位置對泵軸功率、揚程影響較小。設計流量下僅導軸承座開孔與葉輪、導軸承座開孔泵的水力效率較高。

3) 在葉輪和導軸承座均開孔的情況下，泵工作高效穩定、運行周期長，對液下泵的優化設計有重要參考價值。