不同葉片型式旋流泵能量轉換機理分析

權 輝 郭 英 楊宇娥 蔡 婷 陳祥玉 于欣洋

(1.蘭州理工大學能源與動力工程學院，蘭州 730050；2.日本大學工學院，福島 963-8642)

0 引言

作為一種廣泛應用的水力機械，旋流泵在農業領域應用比較廣泛[1-2]。1954年美國西部機械公司(Western machine company)研制出第一臺WEMCO型旋流泵[3-6]。旋流泵葉片型式及裝配位置不同于普通的離心式葉輪，且葉輪安裝在壓水室后的后縮腔中，電機啟動利用扭矩帶動葉輪旋轉,從而把電能轉化為流體的機械能。根據旋流泵的特殊結構形式，流體在無葉腔內主要形成循環流，經過后縮腔的流體主要形成貫通流。由于旋流泵特殊的結構形式，其流動結構與傳統泵有很大差別，特點是結構簡單、無堵塞、性能良好，可以輸送含固體顆粒的液體[7-10]。

本文設計前彎和后彎兩種折葉片結構，在現有研究成果基礎上，對旋流泵內部流動模型及能量轉換機理作進一步研究[11-13]。采用數值模擬和試驗相結合的方法對兩種葉片結構的旋流泵內部流動進行研究分析，探究不同葉片型式下旋流泵內部能量損失以及能量轉化機理[14-20]。

1 模型建立與網格劃分

1.1 水力設計和結構設計

以150WX-200-20型臥式旋流泵為研究對象，根據結構設計所需參數，針對旋流泵的葉輪和蝸殼進行水力設計。主要設計參數為額定流量Q=200 m3/h、額定揚程H=20 m、額定轉速n=1 450 r/min、比轉數ns=132、額定效率η=50%、軸功率P=21.952 kW。根據旋流泵的流動特點，選用環形蝸殼。依據上述旋流泵參數進行水力設計，得旋流泵主要幾何參數。

根據所需旋流泵模型進行水力設計和結構設計，可得到旋流泵二維結構裝配如圖1所示。

圖1 旋流泵二維結構示意圖

1.2 折葉片結構設計

葉片的結構型式對泵的整機性能有重大影響，因此選擇合理的葉片結構尤其重要。常用旋流泵葉片有直葉片、折葉片和彎葉片。根據研究需要，此次選擇折葉片作為研究對象，針對折葉片結構設計兩種型式的折葉片，折葉片具體結構型式如圖2所示。

將葉片型線與y軸夾角記為α，設為第一段傾斜角；若葉片型線偏轉方向與旋轉方向相同，偏轉角度則為F1，反之則為R1；同理可定義F2和R2。可得到前彎型(R1-F2)和后彎型(F1-R2)兩種折葉片結構。

1.3 三維模型及網格

依據旋流泵以上的設計，通過Pro/E軟件建立三維水體模型，三維水體模型和實體模型如圖3所示。

圖3 旋流泵三維模型

為了更好地實現區域的邊界擬合，適于流體的計算，采用ICEM對旋流泵水體模型進行結構化網格劃分，并進行網格無關性檢查，模型網格如圖4a所示。驗證網格無關性時，對6套網格都采用RNGk-ε湍流模型做定常計算，得到揚程變化趨勢如圖4b所示。由圖可知，當網格數大于300萬時，揚程變化不超過1%，此時認為加密網格數對計算的影響可忽略不計，綜合考慮之后采用靜止域245萬、旋轉域56萬的網格組合，檢查指標如圖4b所示。

圖4 模型網格及檢查

1.4 計算方法和邊界條件

計算求解過程中，采用相對參考坐標系，葉輪流道區域采取旋轉坐標系，旋轉速度為1 450 r/min。旋流泵進口設置為無旋流動；出口流動設置為自由出流(outflow)；模型計算時采用三維定常雷諾時均Navier-Stokes方程和RNGk-ε方程相結合的數學模型進行計算求解。泵進口采用質量進口條件；蝸殼流道區域采取靜止坐標系；旋流泵的內部流動被認為是以定常角速度繞固定轉軸旋轉的旋轉流場，屬于復雜的三維不可壓湍流流動。

1.5 研究方案與目標

本研究設計兩種折葉片結構型式，前彎型和后彎型葉片，對兩種折葉片型式分別建立6組葉輪模型，如表1所示(表中L代表整個葉片的長度)。通過Fluent 15.0進行數值計算。本次研究目標有3個，通過計算結果判斷兩種折葉片水力性能的優越性；通過流場分析，解釋不同折葉片結構造成損失的原因；通過外特性和內流場綜合比較，建立兩種不同葉片型式流道中渦的演變過程。

表1 方案配置

2 計算結果分析

2.1 性能曲線

隨著流量從0.2Qd(Qd表示設計流量)逐漸增大到1.4Qd，每個模型進行7個不同工況點的數值計算，得到旋流泵兩種折葉片的揚程H、效率η、軸功率P的性能曲線變化規律如圖5所示。前彎折葉片的外特性參數分別用H1、η1和P1表示；后彎折葉片的外特性參數分別用H2、η2和P2表示。

圖5 兩種折葉片水力性能變化規律

經觀察圖5所示6種方案性能曲線規律，由效率曲線組成的紅色陰影區域較為特殊，且效率最大值位于設計工況點附近。其原因是當流量小于設計工況點200 m3/h時，流體在后縮腔中形成的循環流沒有充滿整個后縮腔容積，由于前彎折葉片對流體控制能力強，因此后縮腔中大多數流體隨葉輪在后縮腔中旋轉，流入貫通流的流體較少。后彎折葉片對流體控制能力相對較弱，從而使經前彎折葉片做功之后流入貫通流的流體較多。流量超過設計工況點200 m3/h時，大量流體流入后縮腔，流體充裕導致后彎折葉片發生回流現象。分析如下：

(1)在旋流泵的后縮腔中，葉片旋轉對流體做功傳遞能時，前彎折葉片對流入后縮腔的貫通流傳遞較高的能量，使得旋流泵的揚程增大；后彎折葉片與前彎折葉片結構相反，當葉片對流體做功時，折葉片結構造成流體溢流現象，因此對貫通流的能量傳遞損失較嚴重，導致旋流泵整機揚程下降。

(2)依據前彎和后彎兩種折葉片在后縮腔中傳遞能量能力不同，由此判斷出前彎折葉片在提供高揚程的同時也需要較大的軸功率，而后彎折葉片所需軸功率較小。

(3)流量小于設計工況點200 m3/h時，流體在后縮腔中形成的循環流沒有充滿整個后縮腔容積，由于前彎折葉片對流體控制能力強，因此后縮腔中大多數流體隨葉輪在后縮腔中旋轉，流入貫通流的流體較少。后彎折葉片對流體控制能力相對較弱，從而使經前彎折葉片做功之后流入貫通流的流體較多。因此在流量小于設計工況點時后彎折葉片的水力效率更好；流量超過設計工況點200 m3/h時，大量流體流入后縮腔，流體充裕導致后彎折葉片發生溢流現象，因此在同等充裕流體條件下前彎葉片水力效率更好。

2.2 流場規律

通過旋流泵兩種折葉片型式7個不同工況點的數值計算，得到圖6～8中兩種折葉片型式的流線以及渦粘度和渦核演化圖，與性能曲線結合分析得，隨著流量增大，由于葉片折點結構的差異，在葉輪后縮腔徑向流面上渦的直徑變化及分布位置和渦的數量表現出兩種演化規律。

圖6 兩種折葉片流道流線軌跡

圖7 兩種折葉片渦粘度演化對比

圖8 兩種折葉片渦核演化對比

(1)兩種折葉片流道間流動共性。當流量小于設計工況點200 m3/h時，兩種折葉片的流道之間都形成直徑尺度較大的渦，渦的半徑逐漸減小但渦數量逐漸增多；當流量等于200 m3/h時，兩種折葉片流道間渦的半徑變小且渦的數量也減少，流線軌跡變得光滑平順；當流量大于200 m3/h時，渦的半徑開始增大且渦旋數量增多。

(2)兩種折葉片結構流場差異性。當流量從0.2Qd增到Qd的過程中，后彎折葉片生成的大多數渦主要集中在葉片背面折點下方附近，前彎折葉片生成的渦集中在靠近葉片背面和工作面的流道間，且位置靠近折點上方附近。

圖9 試驗臺測試系統

(3)綜合分析得旋流泵能量損失與渦的演化過程有著密不可分的聯系。在流量小于200 m3/h時，流體在前彎折葉片中衍生出少量渦且渦的半徑小于后彎折葉片，從而前彎折葉片在小流量工況時前彎折葉片效率高于后彎折葉片效率；當流量大于200 m3/h時，由于前彎折葉片約束力較強且流體充裕，流體在流道中產生大量渦導致部分能量損失，后彎折葉片結構與之相反，在流量大于200 m3/h時，后彎折葉片效率高于前彎折葉片效率。通過圖6定量和圖7定性分析，可以觀察得到，流量從小增加到設計工況點時，渦的數量減少，相對應的旋流泵效率曲線呈現不斷升高的趨勢；由設計工況點到過載工況運行的過程中，渦的數量減少，但形成的渦直徑變大，效率曲線開始下降。

3 試驗測試與可靠性分析

3.1 試驗測試臺系統

為驗證數值計算結果可靠性和準確度，建立了旋流泵開式試驗測試系統，對同一3/4R30F30型折葉片葉輪模型進行試驗測試和數值模擬，如圖9所示。

3.2 試驗測試性能結果比較

在實體葉輪模型和水體模型下，通過試驗測試與數值計算結果對比，進行數值模擬可靠性驗證。試驗和模擬結果的水力性能對比如圖10所示。

由圖10分析得，隨著流量從0.2Qd增大到1.4Qd的過程中，試驗泵測試數據和數值計算數據之間存在誤差。經計算，揚程和效率的平均誤差分別為2.27%和5.26%，誤差均小于6%，通過試驗測試說明文中采用的數值方法對于研究該泵是可靠的。

3.3 旋流泵內部流動狀態試驗測試

為研究旋流泵內部流體的具體流動形式，運用高速攝像機拍攝流體在整個旋流泵中運動形式和流動結構，試驗測試拍攝流場結構和數值模擬獲得內流場流動結構分別如圖11、12所示。

圖10 水力性能誤差驗證

圖11 試驗結果

結合圖12數值模擬流場分析發現旋流泵內部存在復雜的湍流流動，其主要能量損失由大量的渦造成，與本次設計旋流泵數值模擬結論保持一致。

圖12 兩種折葉片流線

4 結論

(1)從小流量增加到設計工況點時，前彎折葉片效率高于后彎折葉片效率；當旋流泵流量超過設計工況點時，后彎折葉片效率高于前彎折葉片效率。

(2)流體從旋流泵進口流入，依次流過無葉腔和后縮腔。流體從葉片進口到葉片出口的過程中需經歷兩次速度轉換，因此有大量的流體質點運動軌跡是渦旋形狀，在同一時刻大量的流體質點在相互疊加后形成大量渦，造成旋流泵能量損失。

(3)在旋流泵中，能量損失主要是由大量直徑不等的渦造成的，且渦與渦之間的能量損失主要由相互干涉和疊加的兩種形式表現出來。渦的直徑越大，渦與渦之間主要形成干涉，造成的能量損耗越嚴重；渦的直徑越小，渦與渦之間主要形成疊加，造成的能量損耗越小。