離心泵級間間隙數值模擬及結構優化

(1.中國船舶重工集團公司第七〇四研究所，上海 200031；2.中國艦船研究設計中心，武漢 430064)

泵的泄漏一般主要發生在葉輪密封環[1-2]、級間密封環[3]、平衡軸向力裝置[4-5]等部位。某船為使結構緊湊，將兩泵同軸聯接。同軸聯接后的兩泵末級葉輪后泵腔A、B內的液體通過隔套內環與軸套外圓形成的徑向間隙發生了泄漏混合。為避免泵內流體通過級間間隙相互摻混，該兩型泵通過在隔套上開孔形成引水管，從而將兩泵的泄漏流引出，其結構見圖1。然而，這會使泵產生較大的容積損失[6]，降低泵的效率。為此，考慮采用數值模擬的方法計算不同葉輪出口壓力、背壓、轉速下級間間隙的泄漏情況，分析影響級間泄漏的影響因素，提出相應的結構改進方案。

圖1 兩泵同軸聯接結構示意

1 確定間隙前壓力

為結合工程實際，需考慮葉輪出口壓力對級間間隙泄漏量的影響，而計算模型未涉及葉輪部件，因此需要通過理論計算建立出葉輪出口到級間間隙前壓力的關系。

(1)

可知

(2)

(3)

由此得到間隙前壓力為

(4)

由公式(3)可知，葉輪出口到間隙前的壓降ΔP=P2-Ph與轉速、葉輪外徑和軸套外徑有關，其中，壓降與轉速的平方成正比；本文泵A葉輪外徑RA2=255 mm；泵B葉輪外徑RB2=195 mm；軸套外徑Rh=40 mm。由此可求出不同轉速下，葉輪出口到間隙前的壓降，見表1。

表1 不同轉速下葉輪出口到間隙前的壓降

2 模型建立及邊界條件

2.1 計算模型及網格劃分

建立級間間隙和泄漏流引水管計算模型見圖2。模型級間間隙為b=0.3 mm，總長度L=84.5 mm，泵A側間隙長度L1=36 mm，泵B側間隙長度L2=20 mm，見圖3。

圖2 三維模型

圖3 級間間隙幾何尺寸示意

采用ICEM網格劃分軟件對該物理模型進行網格劃分，當網格數量大于200萬后，泄漏量的計算結果變化很小。為提高數值計算速度，該模型的網格數量為211萬，網格劃分見圖4。

圖4 計算模型的網格劃分

2.2 數值計算方法及邊界條件

基于不可壓縮雷諾時均N-S方程組和標準k-ε湍流模型，采用有限體積法對方程組進行數值離散，并采用壓力耦合方程組的半隱式(SIMPLE)算法求解離散方程。進口邊界條件為壓力入口，根據表1即可得出不同葉輪出口壓力下的間隙前壓力，該間隙前壓力為入口壓力值；出口邊界條件為壓力出口；內壁面采用旋轉的壁面條件，其旋轉速度為泵轉速。當計算殘差小于10-5時，認為計算已收斂。

3 結果分析

3.1 葉輪出口壓力對泄漏量的影響

為了解葉輪出口壓力與級間間隙泄漏量的關系，設定其他條件不變，只改變泵A(或泵B)葉輪出口壓力，數值計算級間間隙的泄漏量。當轉速為1 250 r/min、泵A葉輪出口壓力為0.54 MPa、背壓為0.35 MPa時，泵B葉輪出口壓力對級間間隙泄漏量的影響見圖5。橫坐標P表示泵A葉輪出口壓力，縱坐標表示間隙的泄漏量。圖5b)是轉速為1 250 r/min、泵B葉輪出口壓力為0.89 MPa時，泵A葉輪出口壓力對級間間隙泄漏量的影響曲線。從圖5可以看出，級間間隙的泄漏量隨著泵A/泵B葉輪出口壓力的增大而增大。隨著葉輪出口壓力增大，級間間隙前后的壓差也隨著增大，從而增大了級間間隙的泄漏量。

圖5 葉輪出口壓力對泄漏量的影響

為了分析級間間隙內兩股泄漏流體對泄漏量的相互關系，設定一側間隙前壓力和背壓不變，通過改變另一側間隙前壓力來觀察該側間隙泄漏量的變化情況。圖6a)給出了泵A葉輪出口壓力為0.54 MPa、背壓為0.35 MPa時，泵B葉輪出口壓力對泵A側間隙泄漏量的影響曲線，圖6b)給出了泵B葉輪出口壓力為0.89 MPa時，泵A葉輪出口壓力對泵B側間隙泄漏量的影響曲線。從圖6a)中可以看出，在泵A葉輪出口壓力和背壓不變時，隨著泵B葉輪出口壓力的增大，泵A側間隙泄漏量逐漸變小。分析認為：級間間隙內兩股泄漏流體之間會發生相互影響，雖然泵A側的壓力與背壓不變，但泵B側壓力的變化會影響泄漏流混合處的壓力并對泵A側的泄漏流造成擠壓作用，泵B側壓力越高，泄漏流混合處壓力也會隨之增大，對泵A側泄漏流的擠壓作用也就越明顯，從而使泵A側的泄漏量降低。對比圖6a)和圖6b)發現，圖6b)中泵B側間隙泄漏量的變化較小，這是由于泵B側間隙前壓力較大(葉輪出口壓力為0.89 MPa)，泵A側的壓力變化(變化范圍0.54～0.94 MPa)對泵B側泄漏流的擠壓作用較小。

圖6 葉輪出口壓力對單側間隙泄漏量的影響

3.2 背壓對泄漏量的影響

關于出口背壓對泄漏量的影響分析見圖7。轉速為1 250 r/min時，泵A和泵B葉輪出口壓力均為0.89 MPa。由圖7可知，級間間隙的泄漏量隨著出口背壓的增大而減少。改變葉輪出口壓力和背壓，都會改變級間間隙前后壓差，從而對級間間隙的泄漏量造成影響。

圖7 背壓對泄漏量的影響

3.3 轉速對泄漏量的影響

泵A和B葉輪出口壓力均為0.89 MPa、出口背壓為0.3 MPa、不同轉速時的級間間隙泄漏量變化見圖8。

圖8 葉輪出口壓力不變時轉速對泄漏量的影響

從圖8可以看出，葉輪出口壓力、背壓不變的情況下，級間間隙的泄漏量隨著轉速的增大而降低。由公式(3)可知，在不同轉速下葉輪出口到間隙前的壓力降是不同的。也就是說盡管葉輪出口壓力相同，但不同轉速下間隙進口處的壓力卻是不同的。

為進一步分析轉速對泄漏量的影響，分析泵A處間隙進口壓力為0.40 MPa、泵B處間隙進口壓力為0.81 MPa、出口背壓為0.35 MPa時，轉速對級間間隙泄漏量的影響見圖9。對比圖8、9可以得出：轉速主要是通過影響葉輪出口到間隙前的壓力降來影響級間間隙的泄漏量，而轉速對級間間隙本身的泄漏量幾乎沒有影響。

圖9 間隙前后壓差不變時轉速對泄漏量的影響

4 結構改進措施

為了減小級間間隙的泄漏量，借鑒工程中減小泵密封環間隙處容積損失的方法[8]，設計齒型密封結構見圖10，齒形槽的幾何尺寸為h=2 mm，s=2 mm。

圖10 齒型密封結構

級間間隙結構改進前后變化見圖11。

圖11 結構改進前后泄漏量的變化

從圖11可以看出，隨著葉輪出口壓力的增大，級間間隙結構改進前后的泄漏量都隨之增大；相同工況下，改進后的齒型密封結構相對于改進前的泄漏量減少了約40%。

為進一步分析齒型密封結構減小間隙泄漏量的機理，給出轉速為1 250 r/min、泵A葉輪出口壓力為0.54 MPa、泵B葉輪出口壓力為0.89 MPa時，結構改進前后級間間隙壁面附近處的速度云圖見圖12。

圖12 結構改進前后級間間隙的速度云圖

從圖12可以看出，泄漏流體分別從泵B末級葉輪后泵腔和泵A末級葉輪后泵腔流入到間隙內并發生混合，在與引水管連通的間隙處有條明顯的分界面(速度)；從圖12b)還可以看出，在級間間隙處有一條條明顯的速度降低區域，這是由于齒型結構增加了該區域內的截面積，使其速度降低。

對比圖12a)b)發現，齒型結構內泄漏流的流速明顯小于結構改進前的流速。

相同工況下，結構改進前后級間間隙X=0截面處的流線見圖13。

圖13 結構改進前后級間間隙的流線

從圖13可以看出，流體在齒形間隙的齒形槽內形成較大的液流漩渦，增大了泄漏流體的能量耗散。分析認為，齒形密封在結構上每增加一個齒形槽，都會增大一個進口局部阻力系數和出口局部阻力系數，從而增大了流體流過整個級間間隙的阻力系數，減小了泄漏流的流速，進而減少級間間隙的泄漏量。

5 結論

1)離心泵葉輪出口到級間間隙前的壓降與轉速、葉輪外徑和軸套外徑有關，而壓降與轉速的平方成正比。

2)離心泵葉輪出口壓力和背壓主要通過改變間隙前后壓差來影響間隙泄漏量，間隙前后壓差越大，泄漏量越大；轉速主要是通過影響葉輪出口到間隙前的壓力降來影響級間間隙的泄漏量，而轉速對級間間隙本身的泄漏量幾乎沒有影響。

3)級間間隙結構改進后的齒型密封結構，能有效改善級間間隙的泄漏情況，數值計算結果表明，改進后的級間間隙泄漏量降低了約40%。