孔繁余，錢文飛，童凱，汪家瓊，張坤

(江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

磁力泵具有完全無泄漏、耐腐蝕、壽命長等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于航空、石油、化工、醫(yī)療器械等領(lǐng)域[1-3].緊湊型高速磁力泵在偏離額定流量工況下運(yùn)行時(shí)，會(huì)產(chǎn)生作用于葉輪表面的徑向力，該力將引起密封環(huán)和軸套的迅速磨損，較大的徑向力會(huì)使軸因疲勞而損壞.同時(shí)徑向力是交變載荷，該力在泵運(yùn)行時(shí)，使軸產(chǎn)生撓度，引起泵的振動(dòng)噪聲[4-6].

為滿足工程對緊湊型高速磁力泵可靠性的要求，大流量高揚(yáng)程的緊湊型高速磁力泵的平衡葉輪徑向力問題備受重視.導(dǎo)葉雖然也能平衡徑向力，但在設(shè)計(jì)過程中受到安裝尺寸的限制，不適用于緊湊型磁力泵的設(shè)計(jì).隔板不但是雙蝸殼結(jié)構(gòu)起平衡葉輪徑向力的關(guān)鍵部件，還是優(yōu)化葉輪流道流動(dòng)的重要結(jié)構(gòu).不合理的隔板結(jié)構(gòu)不僅不能起到平衡葉輪徑向力的作用，而且還會(huì)產(chǎn)生危害，并影響泵的水力特性.故對于高速磁力泵隔板長度對平衡葉輪徑向力的研究尤為重要，國內(nèi)外眾多學(xué)者針對雙蝸殼泵對葉輪徑向力的影響進(jìn)行了研究[7-9].BARRIO等[10]利用CFD軟件對離心泵的徑向載荷進(jìn)行計(jì)算，并與試驗(yàn)值對比，驗(yàn)證了數(shù)值計(jì)算方法的正確性.SONG 等[11]對雙吸離心泵葉輪交錯(cuò)布置，研究發(fā)現(xiàn)葉輪上徑向力矢量與交錯(cuò)角有關(guān)，交錯(cuò)布置可有效減小徑向力波動(dòng)幅值，并提出了一種預(yù)測特定交錯(cuò)角徑向波動(dòng)幅度的經(jīng)驗(yàn)公式.劉建瑞等[12]對隔板位置進(jìn)行了改進(jìn)，與原雙蝸殼式雙吸離心泵額定點(diǎn)效率相比提高了7%，同時(shí)能夠有效平衡葉輪的徑向力，軸所受到的應(yīng)力也最小.肖若富等[13]改進(jìn)了隔板結(jié)構(gòu)使得雙蝸殼式雙吸離心泵既保持了原有的水力特性，又減小了葉輪徑向力.

以上研究對于將不同隔板長度應(yīng)用在緊湊型高速磁力泵中鮮有涉及，由于緊湊型高速磁力泵整體尺寸小，受加工制造的限制，且保證泵的水力性能，故對蝸殼隔板長度進(jìn)行研究以提高泵水力性能具有重要意義.文中通過改變隔板長度對緊湊型高速磁力泵內(nèi)部流場進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，并采用方案四蝸殼加工實(shí)型樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，將試驗(yàn)值與計(jì)算結(jié)果作對比，研究隔板長度對緊湊型磁力泵外特性以及葉輪徑向力的影響.

1 隔板設(shè)計(jì)

1.1 研究方案

隔板結(jié)構(gòu)對雙蝸殼泵外特性及徑向力均具有一定的影響，其設(shè)計(jì)重點(diǎn)在于隔板的頭部與尾部位置以及隔板曲線控制方程.根據(jù)理論分析與大量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)的泵隔板自隔舌處繞軸旋轉(zhuǎn)與葉輪方向相反180°的設(shè)計(jì)對平衡徑向力效果最為明顯，該設(shè)計(jì)方法可使得蝸殼內(nèi)產(chǎn)生對稱的徑向力，避免蝸殼外腔受到?jīng)_擊.隔板與蝸殼在設(shè)計(jì)時(shí)均滿足vur=const的規(guī)律，其曲線方程符合對數(shù)螺旋線，即

R=R3eφtan α3,

(1)

(2)

式中：R3為基圓半徑；α3為葉輪出口稍后的絕對液流角；φ為蝸殼包角；b為蝸殼進(jìn)口寬度；K2為速度系數(shù),K2=vuR.

圖1為6種蝸殼方案的水力圖，其中方案一為無隔板的單蝸殼，其余方案隔板起始端位置固定，尾端位置分別位于蝸殼第七、八、九、十?dāng)嗝嬉约俺隹跀嗝?取隔板厚度與蝸殼壁厚一致均為5 mm，6種蝸殼方案隔板弧度依次為0°，105.7°，150.7°，175.0°，187.4°，195.7°.各方案僅蝸殼結(jié)構(gòu)不同，其余部件均完全一致.對不同蝸殼方案下的緊湊型高速磁力泵進(jìn)行數(shù)值模擬，對比采用不同蝸殼方案的泵內(nèi)部流動(dòng)與外特性情況，并進(jìn)行后續(xù)試驗(yàn)驗(yàn)證.

圖1 6種蝸殼方案水力圖

1.2 計(jì)算模型

緊湊型高速磁力泵的設(shè)計(jì)性能參數(shù)分別為流量Qd= 30 m3/h, 揚(yáng)程Hd= 130 m， 轉(zhuǎn)速n= 7 800 r/min, 比轉(zhuǎn)數(shù)ns=67.5；幾何參數(shù)分別為泵進(jìn)口直徑Ds=65 mm,出口直徑Dd=50 mm,葉輪出口直徑D2= 128 mm,葉片數(shù)Z=5.緊湊型磁力泵機(jī)組結(jié)構(gòu)如圖2所示.

圖2 緊湊型磁力泵結(jié)構(gòu)示意圖

1.3 網(wǎng)格劃分與邊界條件設(shè)置

緊湊型高速磁力泵全流場水體流域包含進(jìn)口延長段、誘導(dǎo)輪水體、輪緣間隙、過渡段、葉輪水體、前、后泵腔水體、蝸殼水體、出口延長段，泵全流場計(jì)算域如圖3所示.

圖3 全流場計(jì)算域網(wǎng)格

由于誘導(dǎo)輪幾何結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故采用四面體網(wǎng)格劃分，其余計(jì)算域均采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并對計(jì)算域流體邊界層進(jìn)行網(wǎng)格加密.

湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε方程，進(jìn)口邊界條件設(shè)為101 kPa，出口邊界條件設(shè)為質(zhì)量流量出口，一般通過改變泵出口流量模擬泵的不同工況.與旋轉(zhuǎn)域接觸的壁面設(shè)為旋轉(zhuǎn)壁面，并假設(shè)壁面光滑，給定無滑移邊界條件.對緊湊型磁力泵全流域進(jìn)行不同網(wǎng)格數(shù)量的劃分，以額定流量點(diǎn)下泵揚(yáng)程和效率作為網(wǎng)格無關(guān)性的檢驗(yàn)指標(biāo)，最終選取總網(wǎng)格數(shù)為2 467 490的全流場網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算.

2 流場分析

2.1 內(nèi)流場對比

圖4為各蝸殼方案在額定流量工況下中截面的壓力分布，可以看出：加入隔板后，因泵內(nèi)液體與隔板發(fā)生沖擊，使隔板起始段壓力突增，采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)的泵效率低于單蝸殼結(jié)構(gòu)；方案一葉輪內(nèi)壓力分布不均勻，隔舌位置處周向壓力明顯升高；對于方案二、三和四，隨著隔板長度增大，葉輪周向壓力分布逐漸均勻，葉輪內(nèi)壓力分布基本保持不變；隨著隔板長度增大，隔板內(nèi)外側(cè)隔腔流體壓差逐漸升高，其壓差層級明顯變大.

圖4 額定流量工況下不同蝸殼方案泵中截面壓力分布

圖5為不同流量工況下方案四泵中截面壓力分布，可以看出：隨著流量增大，葉輪內(nèi)壓力分布趨向均勻，蝸殼流道內(nèi)壓力對稱分布情況改善，隔舌兩側(cè)壓力差減??；蝸殼出口靜壓最大值和靜壓最大區(qū)域逐漸減小，這說明增大流量有利于泵穩(wěn)定運(yùn)行；在大流量工況下，隔板長度增大至方案四后對葉輪周向壓力分布情況基本無影響.

圖5 不同工況下方案四泵中截面壓力分布

圖6為額定流量工況下各方案泵中截面流線分布，可以看出：增大隔板長度可使葉輪內(nèi)流體流動(dòng)逐漸穩(wěn)定,但在隔板尾端出現(xiàn)流動(dòng)紊亂現(xiàn)象，這將造成一定的水力損失；方案五和六中，葉輪內(nèi)流體流動(dòng)平穩(wěn)，隔板尾端的流動(dòng)紊亂程度減弱.

圖6 額定工況下各方案泵中截面流線分布

圖7為不同流量工況下方案四泵中截面流線分布，可以看出，隨著流量增大，流道內(nèi)流動(dòng)分散與不規(guī)則運(yùn)動(dòng)程度都有所降低.

圖7 不同工況下方案四泵中截面流線分布

2.2 各方案外特性對比分析

圖8為不同蝸殼方案時(shí)泵數(shù)值計(jì)算得到的性能曲線.

圖8 不同蝸殼下的泵水力特性曲線

由圖8可以看出：采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)對泵揚(yáng)程具有一定的影響，采用方案一單蝸殼結(jié)構(gòu)的泵揚(yáng)程在全流量工況下均為最高值；隨著隔板長度增大，泵揚(yáng)程提高，流量大小對揚(yáng)程變化趨勢不變；在雙蝸殼泵中，增大隔板長度對泵內(nèi)流動(dòng)紊亂程度有所緩解；效率的變化規(guī)律與揚(yáng)程基本相同，總體上，方案二、三的效率低于方案一，方案四與方案一基本相同，方案五、六略高于方案一；隔板長度合理的增大對緊湊型磁力泵的水力效率有一定的提高.

2.3 葉輪徑向力對比分析

2.3.1 求解設(shè)置

應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件ANSYS-CFX對泵內(nèi)流場進(jìn)行非定常數(shù)值計(jì)算.采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，動(dòng)靜交界面選用“Transient Rotor Stator”.葉輪旋轉(zhuǎn)3°所需時(shí)間步長為6.410 26×10-5s，旋轉(zhuǎn)1周需120步，設(shè)置葉輪在非定常計(jì)算中共旋轉(zhuǎn)10圈，所需總時(shí)間為0.076 923 s.為保證計(jì)算結(jié)果的穩(wěn)定性，取第9—10圈的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析.

2.3.2 徑向力結(jié)果分析

為方便提取葉片表面上的徑向力，將流體作用在葉片表面上的力分解為水平x方向與豎直y方向，并提取分力Fx和Fy，則徑向力合力大小為

(3)

圖9為葉輪在額定流量工況下旋轉(zhuǎn)1個(gè)周期內(nèi)蝸殼采用不同方案的泵葉輪表面徑向力矢量分布，可以看出：單蝸殼結(jié)構(gòu)方案一的葉輪徑向力在x，y方向的最大分量分別為152.3，149.8 N，遠(yuǎn)大于雙蝸殼結(jié)構(gòu)的其他方案；隨著隔板長度增大，葉輪徑向力逐漸減小，方案三至方案六的葉輪徑向力平衡效果較為明顯.

圖9 額定流量下不同方案葉輪徑向力對比

考慮到實(shí)際加工制造，由于方案五和六的隔板長度過大，加工困難，選用方案四雙蝸殼結(jié)構(gòu)作為制造對象.圖10為方案四雙蝸殼結(jié)構(gòu)在不同流量工況下的泵葉輪徑向力矢量分布，可以看出：不同流量工況下都出現(xiàn)與葉片數(shù)相等的5個(gè)徑向力波峰；額定流量下葉輪徑向力分布較大，其次為小流量，而大流量工況下徑向力分布最小.

圖10 不同流量下方案四蝸殼徑向力分布

2.4 樣機(jī)試驗(yàn)

2.4.1 試驗(yàn)臺介紹

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算方法的可靠性，采用閉式試驗(yàn)臺對方案四實(shí)型樣機(jī)進(jìn)行性能試驗(yàn).在泵進(jìn)口和出口法蘭處各安裝1個(gè)壓力傳感器，通過調(diào)節(jié)出口閥以控制運(yùn)行工況，測量輸入電流實(shí)現(xiàn)測功率.試驗(yàn)臺示意圖如圖11所示.

圖11 試驗(yàn)臺示意圖

2.4.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

試驗(yàn)中，泵機(jī)組由零流量一直運(yùn)行至最大流量，利用計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)采集及處理系統(tǒng)分析得到泵性能曲線，如圖12所示.

由圖12可以看出：在額定流量(Qd=30 m3/h)工況下，泵的計(jì)算揚(yáng)程為136.30 m，試驗(yàn)揚(yáng)程為135.93 m，相對偏差小于1%；在偏離工況下，數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果偏差均小于4%，這表明數(shù)值計(jì)算結(jié)果是可信的.

圖12 泵試驗(yàn)外特性曲線

泵在額定流量工況下的機(jī)組效率約為39%，這是因?yàn)榘穗妱?dòng)機(jī)和磁力傳動(dòng)部分的效率，而圖8僅為泵的水力效率.緊湊型磁力泵在試驗(yàn)臺長達(dá)1 000 h運(yùn)轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)，拆檢轉(zhuǎn)子推力軸承無磨損痕跡，測量磨損量幾乎為0，表明泵的軸向力得到很好平衡.

3 結(jié) 論

1) 緊湊型高速磁力泵采用有隔板的雙蝸殼方案時(shí)葉輪徑向力明顯減小，隨著隔板長度增大，葉輪徑向力不斷減小，采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)有利于平衡葉輪徑向力.根據(jù)計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果，建議隔板弧度盡量大于180°，可有效平衡徑向力.

2) 比對數(shù)值計(jì)算和試驗(yàn)結(jié)果表明，單蝸殼泵在各流量工況下?lián)P程較高，采用有隔板的雙蝸殼泵時(shí)，隨著隔板長度增大泵揚(yáng)程逐漸增大，泵效率有所提高，而無隔板的單蝸殼泵效率與隔板弧度為180°的雙蝸殼泵相近.當(dāng)隔板弧度大于180°時(shí)，泵內(nèi)流動(dòng)得到一定改善，葉輪附近流體以及葉輪周向壓力呈對稱分布，徑向力得到很好的平衡.