前置叶片式叶轮对微型高速离心泵性能的影响

柴立平，曹林松，李　跃，俞嘉枫，燕　浩

(1.合肥工业大学化工机械研究所，合肥 230009； 2.合肥工业大学汽车与交通工程学院，合肥 230009)

0　引　言

微型高速离心泵一般用来为激光装置输送冷却液。受工作空间及能量供给方式限制，微型高速离心泵一般具有尺寸小、转速高、流量低等特点。但由于高转速的原因，离心泵在运行时具有不稳定性，这种不稳定性主要是由于叶轮进口处的回流旋涡引起的[1-4]。叶轮进口处回流会降低泵的效率，恶化叶轮进口条件，诱导引发振动和噪声，甚至产生汽蚀破坏过流部件，降低泵的使用寿命[5,6]。因此减小离心泵叶轮进口处的回流量对于泵的性能提升具有一定意义。

国内外学者运用了很多方法对离心泵叶轮进口处回流进行控制。刘甲凡[7]提出了在进水管中安装阻旋片，可以防止进水管中预旋的传播。P.Cooper等[8]设计了一种回流器，可以分离主流与回流，只将回流从叶轮引出，当回流的能量消散后，再让其流回进水管。这种设计可以避免在叶轮进口处产生旋涡，从而优化叶轮进口条件。宋文武等[9]提出了一种在进水管前方设置孔板的诱导轮，通过数值模拟得出孔板可以改善叶轮进口处回流旋涡，减小诱导轮的低压区，从而提高高速泵的水力性能。陈英华等[10]为了缩小进水管过流面积，设置了缩流板，可以改善入流条件。张金凤等[11]在叶轮进口处注入高压水以改善入流流线分布，削弱回流强度。林刚等[12]通过数值模拟的方式来研究叶轮的几何参数对回流特性的影响，结果表明随着叶轮进口边向前延伸，叶轮进口处回流的强度有所减弱，离心泵性能得到提升。

牟介刚等[13]研究了叶轮口环间隙与汽蚀余量的关系，结果表明减小口环间隙可以优化入口流态，从而提高离心泵汽蚀性能。

目前，相关学者大多通过改变进水管或叶轮进口附近结构来减小回流对离心泵性能的影响。而本文提出了一种前置叶片式叶轮，在叶轮前盖板处添加前置叶片，依靠叶轮高速旋转产生的离心力，使前腔中的回流重新返回到叶轮中，从而减小叶轮进口处的回流量。随着计算流体力学(CFD)的迅速发展，可以避免使用经验公式修正容积损失，可信度得到提升。因此本文对离心泵进行数值模拟来研究前置叶片式叶轮对离心泵性能的影响。

1　研究对象

1.1　模型建立

研究对象为一台高速离心泵，其叶片数Z=6，比转速为ns

=62；设计参数：流量Qd=3 L/min,扬程H=6.5 m，转速为n=10 000 r/min。泵内部计算域的三维模型采用Pro/E软件绘制。其计算域模型爆炸视图如图1所示。

图1　计算域模型爆炸视图Fig.1 Exploded figure of computational domain

1.2　方案设计

为探究不同前置叶片型式对离心泵性能的影响，计算模型采用以下3种方案：

方案一：离心泵叶轮不做处理，如图2(a)所示；

方案二：离心泵叶轮前盖板处增置直叶片且叶片数为6，如图2(b)所示；

方案三：离心泵叶轮前盖板处增置圆柱形叶片且叶片数为6，如图2(c)所示。

图2　3种方案叶轮型式Fig.2 Impeller type of three schemes

1.3　网格划分及无关系验证

本文采用ICEM CFD软件对计算域进行前处理，计算域包括：进口延伸段，间隙，叶轮和蜗壳，且均采用六面体网格。网格的数量一般会影响计算精度及仿真结果，所以为了确定合适的网格数，要进行网格无关系性分析，如图3所示。如图可以看出随着计算域网格数的增加，泵扬程逐渐上升最后趋于平稳。当网格数超过90万后，泵的扬程基本稳定不变，计算结果受网格数影响较小。因此，最终确定模型的计算网格数为95万。

图3　网格数与泵扬程变化的关系Fig.3 Relationship between pump head and the number of grid

1.4　湍流模型选取及边界条件

本文的数值模拟采用三维不可压缩雷诺时均N-S方程，并选用Shear Stress Transport(SST)湍流模型使方程封闭。采用有限体积法进行数值离散，其中扩散性采用二阶中心差分格式离散，对流项采用二阶迎风格式离散。SSTk-ω模型是在BSLk-ω模型的基础上改进了涡黏性的表达式，以考虑湍流主切应力主项的影响，这样，SSTk-ω模型使得对逆压梯度流动的预测(如分流)得到了重要的改进。

计算域的进口边界条件选择总压(Total Pressure)入口条件作为边界条件类型，并输入具体的值1 atm；计算域出口边界条件选择质量流量(Mass Flow Rate)作为边界条件类型，取值根据模拟的工况流量确定；转子区域选用旋转坐标系，其旋转速度为泵转速；近壁区采用标准壁面函数方法进行处理。

2　计算结果及分析

2.1　外特性分析

离心泵的外特性性能曲线是一种评判离心泵的性能优越性的方法，其能够综合、直观和全面地得表达被测量泵的各项重要性能。针对不同的优化方案，分别对3种种方案下的0.2Q、0.4Q、0.6Q、0.8Q、1.0Q、1.2Q、1.4Q七种工况进行数值模拟。通过对计算结果的处理，得到了泵的流量Q-扬程H、流量Q-效率h曲线，如图4所示。

图4　泵的外特性曲线图Fig.4 Characteristic curve of pump

由图4可以看出3种方案的扬程都随着流量的增大而减小，遵循离心泵性能曲线的变化规律。各工况下，方案二和方案三的扬程较方案一的扬程均有不同程度的提高，在小流量工况下提高的幅度比较明显，提高的幅度最高达到了7%，在大流量工况下扬程提高的幅度较小，为3%左右。其原因可能是小流量工况下，回流量对泵性能影响较大；随着流量的增大，回流量对泵性能的影响也随之减弱。从图中还可以看出，当流量小于标准工况流量时，方案三的扬程要大于方案二；而流量大于标准工况流量时，方案三的扬程要小于方案二。三种方案下的效率均先升高再降低，并都在标准工况流量下达到了最大值。方案二和方案三的效率在各工况流量下均大于方案一，提升幅度最大为6%。而方案二和方案三在各工况流量下的效率相近，除了流量为0.2Qd时，方案三的效率要略大于方案二。

综合以上的分析可以看出，在离心泵前盖板处添加前置叶片对离心泵的性能有一定的提升作用。

2.2　试验验证

对方案一进行实验，结果如图5所示。Q-H和Q-η曲线的试验值(EXP)与仿真值(CFD)能较好吻合，额定工况下误差分别为3%和4%，这主要是因为一方面泵在铸造过程中可能与模型存在一定误差，另一方面泵内存在机械损失、圆盘损失、容积损失和水力损失等导致泵效率下降。由图5可知，试验结果验证了数值模拟的正确性。

图5　模拟结果与试验结果比较Fig.5 Comparison of simulation results and experimental results

2.3　内部流场分析

图6为3种方案在标况流量下YZ面涡量分布图。涡量是速度场的旋度，且本文仅考虑Z方向的旋度即：

(1)

图6　3种方案YZ面涡量图(单位：s-1)Fig.6 YZ surface vorticity diagram of three schemes

涡量通常用来度量旋涡流动的大小和方向。由泵前腔泄露的流体产生的回流在叶轮的进口与主流混合，恶化了叶轮进口条件，在也叶轮进口区域出现旋涡。由图6可以看出，方案一的叶轮进口附近的涡量区域最大，方案二和方案三的涡量区域较小，方案二的涡量区域最小。说明在离心泵叶轮前盖板处添加前置叶片，可以使由于回流冲击主流造成的旋涡的数量减少，可以使叶轮进口处由于回流冲击作用造成的水力损失减少，从而增大离心泵的水力效率。

图7为3种方案在标况流量下叶轮XY面湍动能分布云图。湍动能 是湍流模型中比较常见的物理量，一般用湍流强度表示估算湍动能，其公式为：

(2)

其中：

I=0.16Re-0.125

图7　3种案XY面湍动能分布云图(单位：m2/s2)Fig.7 Distribution of turbulent kinetic energy on XY plane of three schemes

由图7可以看出，方案二中叶轮低湍动能区域最大，其次是方案三，说明方案二中的叶轮湍动能最小，方案一中的叶轮湍动能最大。根据式(2)可知，湍动能增加时，湍流强度增大，流体能量耗散增强，水力损失增大。这说明在离心泵叶轮前盖板处添加前置叶片后，离心泵叶轮内湍动能减小，湍流强度减小，流体能量耗散减弱，导致叶轮内水力损失减少，最终提高离心泵的水力效率。

2.4　泄漏量

为读取不同工况下离心泵的口环泄漏量，在CFX-POST 软件中垂直于口环轴线方向作1个轴截面，确定不同流量下口环处的泄漏量。为了可以更直观比较方案二、方案三离心泵泄漏量与方案一离心泵泄漏量的差异，以方案一离心泵的泄漏量为标准，计算另外两种离心泵泄漏量的偏差，为此引入无量纲参数R，R为：

(3)

式中：Q1为方案一某工况下的泄漏量；Qb为方案二或方案三相对应工况下的泄漏量。

表1　两种方案离心泵泄漏量的偏差Tab.1 Deviation of leakage rate of centrifugal pumps in two schemes

由表1可以看出方案二、三与方案一相比，其泄漏量在各工况下都有所降低，且流量越大泄漏量降低的越多，降低幅度都在25%以上；而方案三离心泵泄漏量的偏差随着进口流量的增加而减少，且在大流量工况下泄漏量基本与方案一相同。

2.5　运行稳定性分析

2.5.1监测点设置

为了能够较好地得到非定常仿真的频率分辨率，本文选取叶轮每旋转3°计算一次，共计算6个叶轮旋转周期，即总共720步，计算总时间0.036 s，对应的每一步时间为5×10-5s，仿真计算一步，即相当于对流场信息进行一次采样。为分析叶轮添加前置叶片对蜗壳内及叶轮进口附近压力脉动的影响，本文分析标况下蜗壳内部及叶轮进口处的压力脉动情况。在蜗壳周向上每隔45°布置一个点，总共8个点；在进水管内设置3个监测点，位于叶轮进口附近，具体位置如图8所示。

图8　蜗壳及叶轮进口附近监测点布置Fig.8 Layout of monitoring points near the volute and inlet of impeller

2.5.2时域分析

选取最后一个叶轮旋转周期内各监测点的静压值进行对比分析，定义压力脉动系数CP作为衡量压力脉动强度的无量纲数，用来分析三种方案下的压力脉动变化参数。

(4)

图9　蜗壳内压力脉动时域图Fig.9 Time domain diagram of pressure fluctuation in volute

图9为蜗壳内压力脉动时域图，本文选取点P5和P8进行分析。点P5和P8的波动形式相同，均有6个波峰和6个波谷，这与该离心泵叶轮的六个叶片相对应，但点P8的压力脉动系数整体都大于点P5，这是由于点P8更靠近蜗壳的隔舌，该点处流体的振动较大。对于点P5，方案一的压力系数达到±0.03，方案二与方案三的压力系数基本相同在±0.025左右，均小于方案一。对于点P8，方案一的压力系数达到±0.04，方案二与方案三的压力系数基本相同且均小于方案一，这与点P5的振动规律类似。综合以上可以说明，在离心泵叶轮前盖板处添加前置叶片，可以减小离心泵蜗壳内的振动，有利于提高离心泵的运行稳定性。

图10为叶轮进口处压力脉动时域图，由于点P10与P11距离叶轮进口较远，压力脉动不明显，本文选取点P9进行分析。如图所示，方案一的压力系数最大，达到±0.02；方案二与方案三的压力正系数相同，方案三的压力负系数要略大于方案二，但两种方案整体的压力系数都小于方案一。说明在叶轮前盖板处添加前置叶片可以减小回流对叶轮进口冲击造成的振动，从而优化离心泵叶轮进口条件。

图10　叶轮进口压力脉动时域图(P9)Fig.10 Time domain diagram of pressure fluctuation at impeller inlet (P9)

3　结　论

(1)离心泵叶轮前盖板处增置前置叶片后，扬程和效率在各个工况点下都有提高，扬程在小流量工况下提高的幅度比较明显，提高的幅度最高达到了7%，效率提高的最大幅度为6%。

(2)方案一叶轮进口附近的涡量区域和叶轮内部湍动能都是最大的，方案二和方案三较小，说明在叶轮前盖板处增置前置叶片可以减小水力损失，提高水力效率。

(3)方案二与方案三相对于方案一口环处的泄漏量在各工况下都有所降低，且流量越大泄漏量降低的越多，降低幅度都在25%以上；而方案三口环处泄漏量的偏差随着进口流量的增加而减小，且在大流量工况下泄漏量基本与方案一相同。

(4)方案二与方案三在蜗壳内部及叶轮进口处的压力脉动系数均小于方案一，说明在叶轮前盖板处增置前置叶片可以提高离心泵的运行稳定性，减小回流对叶轮进口冲击造成的振动，从而优化离心泵叶轮进口条件。

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参考文献：

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