前口環間隙對離心泵內流特性的影響

付 強，陳 揚，黃 倩，朱榮生，王秀禮，林 彬

(1.江蘇大學 流體機械工程技術研究中心， 江蘇 鎮江 212013;2.核電泵及裝置智能診斷運維聯合實驗室， 江蘇 鎮江 212013;3.中國核電工程有限公司， 北京 100840)

0 引言

離心泵主要用來輸送液體，在核電廠、冶金和煤炭方向都大量應用。但因為以上場合里離心泵都需要長時間運行所以導致用電量非常高[1]；前后口環是離心泵的重要部件，相比于后口環間隙，前口環間隙對離心泵的影響較大；因此一定要保證前口環設計的合理性來有效地提高泵性能減少能源消耗[2]。

對于離心泵的研究，間隙內的流動問題一直是熱門[3-4]。目前大多數研究都集中在葉輪出口與蝸殼進口處的間隙，對口環間隙的流動研究還未大量展開，仍有較大的研究空間[5-7]。李文廣等[8]對離心油泵口環間隙研究發現：口環間隙越小，泵效率越高。趙萬勇等[9]對比不同口環間隙的離心油泵性能發現：泵腔內的流體速度會隨著間隙的增大而隨之增大。高波等[10]對幾種不同口環間隙離心泵葉輪所受徑向力進行對比。研究結果表明：葉輪所受徑向力與口環間隙的改變并不是線性關系；口環間隙變化時葉輪所受徑向力與運行工況有關。楊從新等[11]通過對比不同口環間隙的高轉速離心泵發現，當前后口環間隙有一方較小時，另一方對效率和軸功率的影響就越大。Lomakin[12]對離心泵口環間隙處的受力進行了研究發現：泵的穩定性與口環間隙大小有緊密的連系。Ayad等[13]研究了口環間隙對半開式離心泵的影響發現：泵的揚程和效率與口環間隙呈負相關的關系。張景等[14]通過對比不同口環間隙時泵口環間隙處的泄漏量發現，間隙值從0.13 mm增大到0.93 mm時，口環間隙處泄漏量增大約3.3倍。

目前研究大多都集中在口環間隙對離心泵揚程和效率以及葉輪受力的影響上，并未對壓力變化做深入的研究。本文基于試驗與模擬相結合的方式研究葉輪前口環間隙對泵揚程和效率以及前口環間隙內壓力的影響。研究結果可為離心泵口環改進及故障診斷提供理論參考。

1 計算模型及網格

1.1 計算模型

模型泵設計工況參數如表1所示，主要結構參數如表2所示。

表1 設計工況參數

表2 主要結構參數

因為要研究口環間隙處的流動狀態，因此必須考慮泵腔及口環間隙水體。圖1為模型泵水體造型，分為進口延伸段、前腔、葉輪、蝸殼和后腔。

圖1 全流場計算模型

1.2 研究方案

δ表示離心泵前口環間隙，如圖2所示。模型泵設計口環間隙為δ=0.2 mm；之后分別分析δ=0.45、0.7、0.95、1.2 mm時離心泵內部流動情況。

圖2 前口環間隙δ

1.3 計算域網格劃分

通過ICEM CFD軟件對模型泵進行網格劃分。為了減少網格數量同時確保精確度，葉輪和蝸殼采用尺寸容易控制的非結構網格，進出水管段及前后腔采用質量較好的結構網格；為了保證網格質量對隔舌處進行網格加密。為避免網格數量對計算結果造成影響，進行網格無關性檢驗[15]，如圖3所示。

圖3 網格無關性檢驗

網格數并非越多越好，過多的網格會增加計算負擔，過少的網格會降低計算結果的準確性。最終選定網格總數為500萬左右的第4套方案，并且網格質量大于0.35，滿足要求。

計算域網格劃分如圖4所示。

圖4 網格劃分

1.4 試驗系統

試驗泵在開式系統中安裝。其系統圖、試驗泵、葉輪與儀器布置如圖5所示、儀器信息如表3所示。

圖5 系統簡圖、試驗泵及儀器布置

試驗設備設備型號生產廠家設備精度壓力表Y100上海正?！?.25%壓力傳感器TML山東特邁隆±0.2%電磁流量計E-mag開封儀表±0.2%轉速轉矩傳感器ZJ上海良表±0.2%

2 數值計算

2.1 基本控制方程

泵的工作介質通常為常溫水。所以在對泵內流場情況進行數值模擬時，只需考慮連續性方程和動量方程，不需要考慮能量方程[16]。

2.2 計算方法及邊界條件

將劃分好的各部分水體網格導入CFX完成組裝；之后在求解器中設置：進口邊界條件為壓力進口，出口邊界條件為質量流量出口，將部件壁面設置為無滑移，數值離散方法和湍流方程的離散均采用默認設置，最大時間步為2 500，收斂精度為10-4，最后采用標準k-ε模型進行計算[17]。

對于非定常計算，設定葉輪每轉過1/90圈需要的時間作為一個Time Step Size。根據模型泵轉速可以計算得到時間步長的大小為：t=2.3×10-4s[18]。設定葉輪旋轉7個周期，提取最后2個周期的計算結果進行分析研究。

3 結果與分析

3.1 試驗驗證

δ=0.2 mm的揚程模擬結果與試驗值如圖6所示。為與試驗作對比，模擬的流量點嚴格與試驗點相匹配。

圖6 模擬值與試驗值的揚程曲線

圖6中可以看出，試驗與模擬的揚程均是隨著流量的增大逐漸降低，模擬值與試驗值的最大相對誤差為6.89%，誤差在允許范圍內；因此認為數值模擬結果可滿足研究需要。

3.2 不同方案外特性對比

對模擬進行CFX-Post后處理，首先選擇計算器中的函數計算器，然后選擇質量流量選項，最后選取口環間隙處的圓環截面來提取口環泄漏量qv，具體數據如圖7所示。

圖7 設計工況qv-δ曲線

從圖7中可以看出，隨著δ的增大，葉輪出口處的高能量流體回流增多，泄漏量qv從1.5106 m3/h增大到3.5791 m3/h，增大約2.37倍。從圖8中可以看出，δ從0.2 mm變化至1.2 mm時，泵的揚程和效率均有所下降，相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時下降最大；最大下降分別達5.37%和4.07%。上述結果是由于隨著前口環間隙改變空間變大，回流量增加；之后與泵進口的低能量流體混合導致葉輪內部原本規則的流動變得紊亂，進而導致水力損失增大，泵的揚程和效率下降。

圖8 不同間隙下揚程、效率曲線

圖9為額定工況下揚程和效率隨δ的變化曲線。從δ=0.2 mm變化為δ=0.7 mm時，圖中直線斜率較大，說明H，η下降速度較快；但從δ=0.7 mm繼續增大至δ=1.2 mm時，直線斜率變小，H、η變化有所平緩。因此初步認為口環間隙磨損值在0.2～0.7 mm時對模型泵影響較大。

3.3 內流場分析

前口環間隙的改變不僅對離心泵的外特性有影響，葉輪內部也會受到影響。通過CFD-Post進行后處理，圖10和圖11為額定工況下不同前口環間隙葉輪中截面處的壓力和流線變化。

圖9 設計工況H-δ，η-δ曲線

圖10 設計工況不同口環間隙葉輪中截面壓力圖

圖10為額定工況下不同δ時葉輪中截面壓力云圖。從圖中可以看出，隨著δ的增大，葉輪進口壓力升高，出口處壓力略微降低。根據伯努利方程不難理解這是由于間隙增大進口回流增大，導致葉輪進口處速度減小，壓力升高。由此也證明δ增大時揚程會下降；而當δ大于0.7 mm時，葉輪內部壓力變化不明顯，所以認為模型泵δ變化的敏感尺寸為0.2～0.7 mm。

圖11 設計工況不同口環間隙葉輪中截面流線圖

圖11是葉輪中截面流線圖：其速度的大小和空間分布的不均勻性從側面說明了口環間隙改變對葉輪內部流動的影響。從整體上看，隨著口環間隙增大，回流增多，導致葉片流道內的流動狀態變得復雜，流體擾動增強，造成能量損失；為了保證流量不變葉輪需做更多的功來輸送液體，就會消耗更多的軸功率，導致效率降低。

3.4 壓力脈動分析

用定常結果文件作為非定常計算初始文件，來研究壓力脈動變化。監測點布置如圖12所示，提取泵運行相對穩定的第6-7周期的計算數據進行處理分析。

圖12 壓力脈動監測點

通過壓力值雖然能看出各點具體壓力數值，但卻不能總結出各點的壓力脈動特性[19]。為了更直觀的表達壓力脈動情況，本文經過無量綱化處理把壓力轉化為壓力系數Cp來表示。

壓力系數Cp定義如式(1)和式(2)所示：

(1)

(2)

圖13為額定工況下δ=0.2 mm時各監測點的時域圖。

圖13 設計工況下不同監測點時域圖

圖13中可以看出，各監測點壓力脈動具有很強的周期性。P1和P5的波峰波谷要明顯大于P2、P3和P4。P1是因為流體流過隔舌時，會與旋轉的葉輪產生動靜干涉作用導致此處波動劇烈。因前口環間隙結構狹小以及有來自葉輪出口回流的高能流體，流動狀態相對紊亂，所以導致P5峰值遠大于其他監測點。由于都是同一個葉輪旋轉作用，所以P1、P5壓力脈動周期特點與其他各點一致。

圖14為額定工況不同口環間隙各監測點時域數據經過快速傅里葉變換[20]得到頻域圖。

圖14 設計工況同一監測點不同間隙頻域圖

從圖14可以看出，葉頻(即289.8 Hz)有峰值產生，之后出現的脈動頻率峰值也均為葉片通過頻率的整數倍，隨著能量在蝸殼中傳遞并消耗，壓力脈動幅值由大變小，在二倍葉頻后已趨于平緩。對比同一口環間隙，蝸殼內各點壓力脈動大小關系為P1>P2>P3>P4。這是因為蝸殼的結構是復雜的空間曲面體，型線為螺旋線；這就使得隔舌到蝸殼出口的空間逐漸變大，葉輪與蝸殼背面的距離越來越遠，流體受到葉輪的影響也越來越小，流動逐漸平緩。從而使得壓力波動逐漸平穩，所以出現了圖中的大小關系；隔舌處因為動靜干涉作用以及渦流和水流的沖擊作用，會產生壓力波動。波動過大時還會產生振動甚至引起共振，而共振會引起設備結構很大的變形和動應力，給設備造成不可逆的損壞。

相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時，P1-P5主頻處幅值均有所下降，且在P1和P5處下降幅度較最大，分別為ΔCp=0.186，2.068。通過數值可以看出，δ的變化對前口環間隙的壓力影響最大。這是由于口環間隙結構狹小，葉輪出口處的高能量流體回流到此處，會產生較大的能量損失，導致壓力幅值的大幅下降。另外，分別觀察P1-P5監測點主頻處峰值的變化可發現:當δ=0.2 mm增大到δ=0.7 mm時，壓力脈動峰值下降較大，而當δ=0.7 mm增大到δ=1.2 mm 時，壓力脈動峰值下降相對平緩。結合外特性曲線和葉輪內的壓力變化，說明前口環間隙在0.2～0.7 mm時對泵的影響較大。

4 結論

1) 通過數值模擬的計算得出：隨著前口環間隙的增大，空間變大、回流增多；葉輪內部流動受到干擾，導致葉輪進口部分區域壓力升高，出口部分區域壓力降低；相比于δ=0.2 mm，δ=1.2 mm時泵的揚程下降5.37%，效率下降4.07%，且泄漏量增大約2.37倍，達到3.579 1 m3/h。

2) 蝸殼處監測點P1-P4及前口環間隙處監測點P5的壓力脈動周期性相同但是峰值不同，隔舌處P1由于動靜干涉作用，壓力變化強烈。前口環間隙處P5因結構狹小回流等影響，壓力變化最為強烈，峰值最大。其中隔舌處P1下降為ΔCp= 0.186、前口環間隙內P5下降ΔCp=2.068。

3) 蝸殼及口環間隙處的壓力脈動受葉頻影響最大，在1倍及2倍葉頻處，峰值較大；隨著倍頻的增加峰值驟降，說明壓力脈動的能量主要分布在低倍葉頻處。隨著前口環間隙的增大，葉頻處峰值均有所下降。但在0.2～0.7 mm時，峰值下降幅度較大。