单级双吸双层蜗壳离心泵变工况运行特性研究

， ， ， ， ，

(1.中国特种设备检测研究院,北京 100029； 2.中国石油大学(华东) 化学工程学院，山东 青岛 266580)

伴随着大型离心泵变工况运行在工程项目中应用场合的不断增多，大功率离心泵流致振动导致的可靠性降低问题也日益突出[1-2]。双吸离心泵可有效改善工况变化对离心泵运行可靠性的不利影响，得到了广泛的应用[3-4]。但双吸离心泵用于变工况场合只是具有轴向力相互平衡等优点，工况的改变还是会使叶轮周围液体的速度和压力分布发生变化，叶轮上作用有径向力[5]。在单级蜗壳泵中，有些双吸离心泵的蜗壳设计成双层蜗壳结构，用以平衡径向力[6]。但从已经投运的大型高功率离心泵来看，双层蜗壳泵实际变工况运行时还是不同程度上存在着较大振动，研究表明变工况运行时泵内压力分布变化是产生振动的主要原因[7-9]。因此，研究这种泵型变工况时泵内的流动特性，掌握流动规律，对提高泵的运行水平及改进泵的设计都具有重要意义。

计算机技术的更新换代促进了计算流体动力学(CFD)的应用，CFD已经已成为包括离心泵在内的流体机械流动分析的重要工具和技术手段[10-11]。冯秋月等[12]利用CFD 数值模拟技术对原油调合离心泵内流动进行了模拟，并分析了工况变化对泵内流场的影响。S A I Bellary等[13]通过数值模拟和实验的方法研究了水利结构参数对原油输送离心泵流场和外特性的影响，并在模拟结果的基础上进行了性能优化。谈明高等[14]对6台不同外径离心泵的内部流场进行了数值模拟，并分析了外径对泵内流场的影响。Raúl Barrio等[15]在实验验证的基础上通过CFD软件模拟了不同工况单级离心泵隔舌附近的不稳定流动，并对不稳定流动特征进行了分析。

本文以实际运行中振动较大的某石化炼油厂常减压装置减三线蜡油泵为原型泵，对其进行数值模拟计算，研究设计流量工况和非设计流量工况下泵内速度和压力分布情况，为改进该蜡油泵的运行水平提供参考。

1 离心泵内流场数值计算

1.1 计算模型及模拟工况

数值计算所用模型泵的进、出口直径分别为254 mm和200 mm，叶轮出口直径为430 mm，叶片数为3，转速为2 970 r/min。单级双吸双层蜗壳离心泵的计算域实体模型见图1，主要包括半螺旋形吸水室、双吸叶轮和双层蜗壳3部分，计算域对泵的进、出口进行适当延长。单相流体蜡油的密度为720.5 kg/m3，动力黏度为0.079 0 Pa·s。

图1 离心泵计算域实体模型

1.2 网格划分及边界条件

由于吸水室和蜗壳几何结构比较复杂，采用了对复杂边界适应性强的非结构化四面体网格对计算域进行网格划分，在叶轮叶片周围、吸水室防涡板处和压水室的隔舌及隔板处进行网格加密，网格总数为2 076 952个单元，叶轮和蜗壳网格见图2。

图2 叶轮和蜗壳网格示图

计算域的进口边界采用压力进口条件，给定压为泵实际运行时的进口压力，出口由质量守恒定律和进口无预旋的假设计算得出出口法向速度，且在出口截面上均匀分布。流道内与流体相接触的固体表面上均采用无滑移壁面条件，壁面附近采用标准壁面函数[16]。

2 离心泵模拟结果及分析

为研究双吸离心泵蜡油介质在不同流量工况下的内部流动特性，分别设置出口流体速度(通过出口速度的变化来改变流量)对多流量工况进行数值计算，根据计算结果得出双层蜗壳离心泵不同流量工况下的内部流场。

2.1 内部流体压力分布

2.1.1设计流量工况

离心泵在设计流量工况下的泵内压力、蜗壳内压和叶轮内压分布等值线图见图3～图5。

图3 设计流量工况下泵内压力分布

图4 设计流量工况下蜗壳内压力分布

图5 设计流量工况下叶轮内压力分布

综合分析图3～图5的压力分布情况可知，在设计流量工况下，随着半径的增加，叶轮内压力从叶轮进口到叶轮出口不断增加，叶片工作面的压力大于非工作面的的压力，叶轮内压力分布轴对称性较好，这与一般离心泵在设计工况下的流动规律相一致。但叶轮出口靠近隔舌和隔板始端位置压力略有增大，且隔板始端压力增大区域要大于隔舌位置区域。蜗壳内压力从隔舌位置开始向着蜗壳出口方向压力逐渐增大，说明蜗壳起到了很好的降速扩压作用，且隔板始端附近压力梯度较大，从隔舌到隔板始端180°包角范围和对称的隔板内侧蜗壳内180°范围内的压力对称性较好，隔舌前端靠近隔板内侧蜗壳内存在一定的压力增大区域，但从叶轮内的压力分布来看，靠近隔板的压力变化对叶轮内压力的分布影响不大，整体看叶轮内及叶轮周围蜗壳内360°范围的压力分布对称性较好，这说明双层蜗壳泵在设计流量工况下泵内压力，特别是叶轮内压力分布比较均匀，轴对称性较好。

2.1.2小流量工况

离心泵在0.61倍设计流量工况下的泵内压力、蜗壳内压和叶轮内压分布等值线图见图6～图8。

图6 0.61倍设计流量工况下泵内压力分布

图7 0.61倍设计流量工况下蜗壳内压力分布

图8 0.61倍设计流量工况下叶轮内压力分布

综合分析图6～图8的压力分布情况可知，隔舌前端隔板内侧蜗壳内压力增大区域增加，蜗壳从隔舌到隔板始端180°包角范围和对称的隔板内侧蜗壳内180°范围内的压力对称性变差，叶轮在靠近隔舌前端和隔板始端附近区域内叶轮出口压力大于其它位置叶轮出口压力，相对于设计流量工况，压力增大区域增加。 由于蜗壳内压力分布呈现出一定的非轴对称性，所以叶轮内压力分布的轴对称性相对于设计流量工况变差。

2.1.3大流量工况

离心泵在1.11倍设计流量工况下的泵内压力、蜗壳内压和叶轮内压分布等值线图见图9～图11。

图9 1.11倍设计流量工况下泵内压力分布

图10 1.11倍设计流量工况下蜗壳内压力分布

图11 1.11倍设计流量工况下叶轮内压力分布

综合分析图9～图11的压力分布情况可知，在大于设计流量工况下，靠近隔舌前端隔板内侧蜗壳和隔舌后端蜗壳内都存在压力局部增大区域，隔板始端压力变大区域相对设计流量工况和小流量工况由隔板始端向前移动到隔板始端向后位置。隔板外侧蜗壳内压力梯度比较大，压力分布不均匀性明显。蜗壳内压力分布对叶轮内压力分布的影响相对较小，叶轮内压力轴对称性相对于设计流量工况变差，叶轮内压力增大区域相对于小流量工况向隔舌后端和隔板始端后方移动。

2.2 内部流体速度分布

离心泵在0.61倍设计流量、设计流量和1.11倍设计流量工况下的泵内速度分布等值线图见图12～图14。

图12 0.61倍设计流量工况下泵内速度分布

图13 设计流量工况下泵内速度分布

图14 1.11倍设计流量工况下泵内速度分布

综合分析图12～图14的流体速度分布情况可知，在设计流量工况和2种非设计流量工况下，叶轮与蜗壳内都存在明显的流体速度梯度，叶轮内流体的速度明显大于隔板外侧蜗壳内流体速度。由于叶轮是通过叶片将机械能传递给流体的，这使得流体速度能和压力能得到增加，所以最大速度基本在叶轮工作面靠近叶轮出口处，这与理论分析结果相一致。隔板外侧蜗壳内从隔板始端到蜗壳出口基本上是速度逐渐降低，蜗壳起到了一定的降速扩压作用，但3种流量工况下速度分布差别较大。

设计流量工况下，蜗壳隔舌到隔板始端180°包角范围和对称的隔板内侧蜗壳内180°范围内流体速度与从叶轮流出的流体速度大小基本一致，不会发生撞击现象，因此叶轮周围的流体速度(图13)和压力(图5)分布是均匀的，叶轮内速度轴对称性较好。

当流量小于设计流量时，叶轮内速度分布轴对称性变差(图12)，特别是靠近隔板始端叶片的工作面处速度明显变大。由于流量小于设计流量，蜗壳内的流道面积相对过大，使实际液流速度低于设计流速，但隔板外侧蜗壳内速度基本是逐渐降低的，小流量工况外侧蜗壳内的速度分布最合理。

在大于设计流量工况下(图14)，叶轮内速度轴对称性相对小流量工况较好，但是隔板外侧蜗壳内速度变化并不均匀，蜗壳内的速度变化势必会造成隔板外侧蜗壳内的流动损失(对应于图9和图10的压力变化)。

3 结语

通过建立双层蜗壳离心泵流动区域计算模型，对泵内流动进行模拟。对叶轮和蜗壳内部流场的分析表明，双层蜗壳泵叶轮周围蜗壳和叶轮内压力和速度分布具有轴对称性的特征，双层蜗壳可以起到平衡径向力的作用。当偏离设计流量工况时，蜗壳隔板内侧和叶轮内压力和速度分布轴对称性变差，特别是在小流量工况下，靠近隔舌附近和蜗壳隔板始端附近叶轮内压力和速度梯度变化明显，分析认为此即该双层蜗壳泵产生振动的主要原因。尽管在大于设计流量工况下叶轮内压力和速度分布较好，但蜗壳隔板外侧压力和速度分布变化较大，会造成蜗壳内流动损失增加。本文的研究揭示了该型双蜗壳离心泵内部的流动规律，得到了一些非设计流量工况下的不合理流动现象，为后续研究该型泵的非定常流动特性打下了基础，同时对改进该型泵的设计具有重要的参考价值。