程效銳,劉明建,楊登峰

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,甘肅 蘭州 730050; 2.甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點試驗室,甘肅 蘭州 730050)

立式無密封自吸泵是采用副葉輪和密封腔等組成密封結(jié)構(gòu)的離心泵,當(dāng)泵正常工作時,主葉輪出口產(chǎn)生的高壓液體沿軸向方向與副葉輪旋轉(zhuǎn)作用產(chǎn)生的高壓液體在密封腔內(nèi)相遇形成一種壓力平衡狀態(tài),液體則不會發(fā)生泄露,故這種密封形式又稱為流體動力密封[1-2]。

隨著計算流體力學(xué)的發(fā)展,國內(nèi)外大量的研究主要針對改進(jìn)立式自吸泵回流孔及氣液分離室結(jié)構(gòu)來提高自吸泵的性能,并通過CFD數(shù)值計算驗證方案的可行性[3-5]。王洋等[6]、Chang等[7]、王洪亮等[8]利用正交試驗的方法,通過數(shù)值計算和極差分析確定了射流自吸泵性能參數(shù)的最優(yōu)參數(shù)組合,為離心泵性能的優(yōu)化設(shè)計提供了方法。喬玉蘭等[9]將動密封裝置運用到實際工程中,由于動密封裝置功率消耗較大,在考慮密封能力的同時也應(yīng)該兼顧副葉輪效率。吳大轉(zhuǎn)等[10]利用數(shù)值計算方法研究了多級密封結(jié)構(gòu),發(fā)現(xiàn)改變副葉輪葉片參數(shù)和密封腔結(jié)構(gòu)可以獲得良好的密封能力,采用多級副葉輪結(jié)構(gòu)可以明顯提升自吸泵的效率。Cheng等[11]利用數(shù)值計算方法對高速離心泵定常流動下的內(nèi)部流場進(jìn)行分析,發(fā)現(xiàn)改變?nèi)~輪幾何參數(shù)可以使離心泵性能得到明顯提高。Tao等[12]研究了葉輪幾何參數(shù)對半開式葉輪內(nèi)瞬態(tài)流動特性的影響。董亮等[13]研究了葉輪長短葉片數(shù)之間的匹配關(guān)系,數(shù)值計算結(jié)果表明額定工況下最優(yōu)匹配關(guān)系的模型泵揚程提高而且噪聲降低。

針對自吸泵內(nèi)部結(jié)構(gòu)國內(nèi)外學(xué)者研究表明自吸泵密封裝置周向排氣孔尺寸的改變會在一定程度上影響自吸泵內(nèi)流線的分布,改變氣液分離室兩側(cè)的形狀可以使流場得到改善,泵腔內(nèi)流動的湍動能耗散率減小,紊亂程度降低并且較小氣泡直徑有利于自吸時間的縮短[14-15]。目前針對自吸泵密封裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)對自吸泵性能的影響規(guī)律的研究較少,因此以一臺內(nèi)混式無密封自吸泵為研究對象,采用正交試驗方法,結(jié)合數(shù)值計算和試驗驗證,揭示了密封裝置幾何參數(shù)改變對自吸泵密封能力的影響規(guī)律,為自吸泵密封裝置的設(shè)計和優(yōu)化提供了一定的理論依據(jù)。

1 研究對象及網(wǎng)格劃分

1.1 基本參數(shù)

350WFB-1200-50型內(nèi)混式無密封自吸泵二維結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。自吸泵主要由進(jìn)口S型彎管、儲液室、葉輪、蝸殼、氣液分離室、密封腔和副葉輪7個部分組成,密封腔三維結(jié)構(gòu)如圖2所示。采用ProE軟件對自吸泵模型進(jìn)行整體建模。設(shè)計參數(shù)如下:流量Q=1 200 m3/h,揚程H=50 m,額定轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min。

圖1 自吸泵結(jié)構(gòu)圖及局部放大圖Fig.1 Structure diagram and partial enlarged view of vertical self-priming pump

圖2 密封腔三維結(jié)構(gòu)Fig.2 3-D structure diagram of the sealed cavity

1.2 方案設(shè)計

為研究副葉輪葉片個數(shù)、密封腔周向排氣孔的大小以及葉片形式對密封裝置的密封能力以及內(nèi)流場的影響,取副葉輪葉片個數(shù)Z、密封腔排氣孔尺寸d、副葉輪葉片彎曲形式(徑向型和后彎型)3個幾何參數(shù)作為試驗因素,制定了L9(33)正交試驗方案(見表1)。表1中水平組合A、B、C分別表示葉片數(shù)、排氣孔尺寸和葉片形式,下角標(biāo)1、2、3分別表示特定幾何參數(shù)。

表1 動密封裝置幾何參數(shù)正交試驗Table 1 Orthogonal experiment table of geometric parameters of dynamic sealing device

1.3 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

采用非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格對全流域模型進(jìn)行劃分,主要過流部件計算網(wǎng)格示意圖如圖3所示。為保證自吸泵全流域數(shù)值計算結(jié)果的準(zhǔn)確性,對自吸泵內(nèi)間隙(例如葉輪前口環(huán)間隙和葉輪后口環(huán)間隙)進(jìn)行多層網(wǎng)格加密處理,對于葉輪和密封葉輪進(jìn)口邊位置采用面網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格加密處理。設(shè)計工況下自吸泵全流場網(wǎng)格無關(guān)性驗證結(jié)果如圖4所示。由圖4可知,當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目達(dá)到600萬個時,網(wǎng)格數(shù)目增加對自吸泵的計算揚程影響不足0.9%,認(rèn)為此時網(wǎng)格數(shù)目可以滿足數(shù)值計算要求。主要過流部件網(wǎng)格尺寸及網(wǎng)格數(shù)量見表2。針對不同方案,其網(wǎng)格數(shù)目基本保持一致。

圖3 自吸泵主要流體域部件網(wǎng)格示意圖Fig.3 Schematic diagram of the main fluid domain components of the self-priming pump

圖4 設(shè)計工況下不同網(wǎng)格數(shù)目對應(yīng)的自吸泵揚程Fig.4 Self-priming pump head with different grid numbers under design conditions

表2 各過流部件網(wǎng)格尺寸及數(shù)量Table 2 Mesh size and quantity of each flow- through component

2 數(shù)值計算

2.1 控制方程

(1) 基本方程 假設(shè)所用流體為不可壓縮黏性流體,對計算域采用雷諾時均N-S方程,擴(kuò)散項離散采用二階中心差分格式,考慮計算的收斂性,對流項離散采用一階迎風(fēng)格式,其控制方程為

(1)

(2)

其中:u為速度(m/s);ρ為流體密度(kg/m3);p為壓力(Pa);μ為湍流黏度(N·s/m2);ρuiuj為雷諾應(yīng)力(Pa)。

(2) 湍流模型 湍流模型采用RNGκ-ε模型,通過修正湍動黏度,考慮了平均流動中的旋轉(zhuǎn)和旋流情況,RNGκ-ε湍流模型可以更好地處理高應(yīng)變率和流線彎曲程度較大的流動,其控制方程為

(3)

(4)

μeff=μt+μ,

(5)

(6)

其中:u為速度(m/s);ρ為流體密度(kg/m3);k為湍動能;μeff為有效黏性系數(shù);Cμ、αk、αε為經(jīng)驗常數(shù),分別取0.084 5、1.39和1.39;μ為湍流黏度(N·s/m2);GK為湍動能生成項;ε為湍流耗散率;C1ε、C2ε為經(jīng)驗常數(shù)[16]。

2.2 邊界條件設(shè)置

采用ANSYS FLUENT軟件對自吸泵全流場進(jìn)行迭代求解和數(shù)值計算分析。葉輪和密封葉輪設(shè)置為旋轉(zhuǎn)部件,其余部分為靜止部件,自吸泵內(nèi)過流部件表面粗糙度為0.025。過流部件流道流體設(shè)置為常溫25 ℃清水,應(yīng)用Simple算法求解控制方程,設(shè)定收斂精度為10-5。進(jìn)口斷面條件設(shè)置為速度進(jìn)口,出口條件設(shè)置為自由出流。根據(jù)經(jīng)驗公式計算湍動能和湍流耗散率,壁面均采用無滑移條件,近壁區(qū)網(wǎng)格y+值為64,并采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理近壁面問題。

3 試驗驗證和水平因素分析

3.1 性能試驗

自吸泵試驗裝置結(jié)構(gòu)示意圖如圖5所示。采用開式試驗臺對自吸泵樣機(jī)進(jìn)行測試,通過壓力傳感器和電磁流量計得到樣機(jī)的揚程和流量,采集樣機(jī)工作電流換算得到自吸泵的軸功率,進(jìn)口段電動空氣控制閥采用DKF-60。

圖5 自吸泵試驗裝置結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Structure schematic diagram of the self-priming pump test device

3.2 試驗驗證對比分析

為驗證數(shù)值計算結(jié)果的準(zhǔn)確性,選取密封裝置幾何參數(shù)為副葉輪葉片數(shù)Z=8、葉片形式采用后彎型葉片、排氣孔尺寸d=13 mm的自吸泵樣機(jī)進(jìn)行外特性試驗,結(jié)果如圖6所示。綜合分析數(shù)值計算和試驗值誤差在允許的5%誤差范圍之內(nèi),該試驗結(jié)果驗證了數(shù)值計算方法可以滿足研究的需要。

圖6 模型泵計算值與試驗值外特性曲線Fig.6 The characteristic curve of calculated value and test value of model pump

3.3 不同結(jié)構(gòu)方案對封壓系數(shù)及封壓功率比的影響

副葉輪通過自身產(chǎn)生的壓力平衡泵在電機(jī)軸處的泄漏壓力以達(dá)到無接觸密封的效果。為了研究動密封裝置的密封能力,引入封壓系數(shù)F來表征密封能力的優(yōu)劣,其公式為

(7)

其中:H1為副葉輪揚程;H2為主葉輪揚程;H為自吸泵揚程;L為自吸泵氣液分離室容積損失系數(shù),經(jīng)計算模型泵L=1.1。

通過工程應(yīng)用及試驗發(fā)現(xiàn),當(dāng)F在1.4～2.0之間時,自吸泵動密封具有良好的封壓能力;當(dāng)F<1.4,自吸泵密封裝置運行時屬于欠密封狀態(tài),會導(dǎo)致液體泄漏的發(fā)生;當(dāng)F>2.0,自吸泵密封裝置運行狀態(tài)屬于過度密封狀態(tài)。因此在自吸泵設(shè)計時,應(yīng)該充分考慮封壓系數(shù)F的大小。正交試驗方案的數(shù)值計算結(jié)果如表3所列。

表3 正交試驗方案數(shù)值計算結(jié)果Table 3 Numerical calculation results of orthogonal test scheme

對于副葉輪因為消耗功率,引入封壓功率比S來衡量副葉輪結(jié)構(gòu)形式的優(yōu)略,封壓功率比S數(shù)值越大,表示提供相同的密封壓力消耗的功率越小,其計算公式為

(8)

其中:H1為副葉輪揚程;P為副葉輪消耗功率。

4 數(shù)值計算結(jié)果分析

4.1 正交試驗結(jié)果分析

為進(jìn)一步分析副葉輪密封裝置幾何參數(shù)對自吸泵性能的影響,通過數(shù)值計算得到正交試驗極差分析表(見表4)。表4中R為K1、K2和K3的差值,即極差。去掉誤差對極差的影響因素,得到密封結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)對密封性能的影響:副葉輪葉片形狀對封壓功率比影響最為顯著,在其他幾何參數(shù)不變的情況下,采用徑向型直葉片封壓功率比可以提高13%;采用不同葉片個數(shù)的密封結(jié)構(gòu),對應(yīng)密封裝置的封壓功率比存在極值;密封腔排氣孔尺寸對自吸泵密封裝置封壓功率比的影響存在極值點,所以應(yīng)該合理選擇密封腔排氣孔的大小。

表4 密封裝置幾何參數(shù)正交試驗極差分析Table 4 Orthogonal test range analysis of geometric parameters of sealing device

綜上所述,密封裝置幾何參數(shù)的最優(yōu)匹配方案為:葉片數(shù)Z=6,排氣孔尺寸d=8 mm,葉片采用徑向型直葉片。

4.2 優(yōu)選模型性能預(yù)測分析

為了分析優(yōu)選模型方案在變工況下的定常流動外特性,對優(yōu)選方案的不同工況進(jìn)行數(shù)值計算,作為自吸泵性能預(yù)測的基礎(chǔ)并根據(jù)優(yōu)選方案制作樣機(jī)模型。進(jìn)一步分析密封裝置幾何參數(shù)對自吸泵內(nèi)部流動的影響,保持密封腔周向排氣孔尺寸d=8 mm不變,選取封壓系數(shù)F在1.4～2.0之間且特征明顯的3個方案:即G1方案Z=8,后彎型葉片形式;G2對比方案Z=6,后彎型葉片形式;G3優(yōu)選方案Z=6,徑向型葉片形式。根據(jù)數(shù)值計算和試驗得到不同方案在7個不同流量工況下的性能曲線,如圖7所示。計算結(jié)果表明優(yōu)選模型方案的揚程和效率幾乎沒有改變,且在不同工況下密封裝置的密封能力均較強(qiáng)。因此通過正交試驗方法優(yōu)選的方案具有高效率低功耗的特點,實現(xiàn)了自吸泵動密封裝置的優(yōu)化設(shè)計目標(biāo)。

圖7 優(yōu)選方案及對比方案性能曲線Fig.7 Performance curve of preferred scheme and comparison scheme

4.3 密封腔內(nèi)部流動分析

(1) 副葉輪內(nèi)部壓力變化 保持密封腔排氣孔尺寸不變,改變副葉輪葉片數(shù)目和葉片彎曲形式,副葉輪內(nèi)部靜壓分布如圖8所示。由圖8可知,所選取的3種不同試驗方案的副葉輪內(nèi)部靜壓分布變化比較均勻,且靜壓值沿著副葉輪徑向逐漸增大,表明副葉輪結(jié)構(gòu)形式合理。

圖8 副葉輪內(nèi)壓力云圖Fig.8 Pressure cloud diagram in the auxiliary impeller

(2) 副葉輪內(nèi)部速度分布變化 額定工況下3種試驗方案副葉輪內(nèi)部速度分布云圖如圖9 所示。對比方案G1和G2可以得到,副葉輪內(nèi)流體速度分布比較均勻,無明顯的漩渦和回流現(xiàn)象,具有較強(qiáng)的對稱性;對比方案G2和G3可以發(fā)現(xiàn),葉片形式采用徑向直葉片,葉輪內(nèi)高速區(qū)明顯增大并且由邊緣向葉輪流道內(nèi)擴(kuò)散,但是在葉片背面和葉輪流道中心出現(xiàn)低速區(qū)。

圖9 副葉輪內(nèi)速度分布云圖Fig.9 Cloud diagram of velocity distribution in auxiliary impeller

(3) 副葉輪內(nèi)部湍動能變化 3個對比方案中間截面處湍動能分布云圖如圖10所示。通過湍動能云圖,對比方案G1和G2,湍動能值較大區(qū)域都集中在副葉輪出口區(qū)域,且隨著葉片數(shù)目增多,湍動能值也隨之增大,此時葉輪出口區(qū)域出現(xiàn)渦流,流道內(nèi)的流動結(jié)構(gòu)已經(jīng)開始惡化;對比方案G2和G3,得到采用徑向型直葉片,湍動能高壓區(qū)明顯縮小,湍動能低壓區(qū)由副葉輪入口向葉輪流道內(nèi)逐漸增長,且高湍動能區(qū)域大多集中在葉片背面。

圖10 副葉輪內(nèi)湍動能分布云圖Fig.10 Cloud diagram of turbulent kinetic energy distribution in the auxiliary impeller

4.4 自吸泵內(nèi)流場結(jié)構(gòu)分析

在額定工況下,G1、G2和G3 3個試驗方案自吸泵泵腔內(nèi)流線分布和總壓力分布情況如圖11所示。對比分析3個試驗方案可以得到,自吸泵由于氣液分離室的存在,流體從葉輪出口流出然后進(jìn)入蝸殼內(nèi),一部分液體由出口流道流出,另一部分液體由蝸殼第九斷面上部分的回流孔進(jìn)入氣液分離室內(nèi)部,形成較大的漩渦,且漩渦隨著主流區(qū)向出口管道移動,由于出口管路壓力逐漸升高,泵內(nèi)流線分布更加流暢。自吸泵氣液分離室內(nèi)流體流動比較復(fù)雜,形成較多漩渦,導(dǎo)致能量損失,這也是自吸泵整機(jī)效率偏低的原因。由局部放大圖可以清楚直觀地看到密封腔內(nèi)部中間截面流場的流線和壓力分布情況,得出優(yōu)選模型方案G3副葉輪內(nèi)部流線分布更加均勻。

圖11 自吸泵內(nèi)部流線分布及局部放大圖Fig.11 Internal flow line distribution and partial enlarged view of self-priming pump

5 結(jié)論

通過對350WFB-1200-50型立式無密封自吸泵動密封裝置密封能力影響因素的研究,得到以下結(jié)論:

(1) 通過正交試驗極差分析,得到對自吸泵動密封能力影響較大的因素是副葉輪的葉片形式,并得到不同密封結(jié)構(gòu)參數(shù)下的優(yōu)選模型方案,這種方法可以在滿足設(shè)計要求的情況下,設(shè)計出更高效的密封裝置。

(2) 在自吸泵封壓系數(shù)F在合理范圍的情況下,自吸泵在不同流量工況下工作時,密封結(jié)構(gòu)封壓功率比S基本保持不變。

(3) 通過分析自吸泵內(nèi)部流場發(fā)現(xiàn),由于密封腔內(nèi)部的流體流動會對氣液分離室內(nèi)的漩渦產(chǎn)生影響,因此在保證自吸泵自吸性能的同時減少氣液分離室內(nèi)的漩渦對提高自吸泵效率尤為重要。

(4) 通過對比自吸泵密封裝置的密封能力發(fā)現(xiàn),副葉輪采用徑向直葉片有利于密封裝置動密封能力的提高。配合選取適當(dāng)?shù)娜~片數(shù),在密封腔周向開設(shè)排氣孔有利于提高密封腔內(nèi)部流動的穩(wěn)定性,并有效提高自吸泵性能。