诱导轮对紧凑型磁力泵压力脉动的影响

2021-03-24孔繁余张坤童凯钱文飞汪家琼

排灌机械工程学报 2021年3期

孔繁余，张坤，童凯，钱文飞，汪家琼

(江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心，江苏镇江 212013)

压力脉动特性及其发展规律对紧凑型磁力泵的平稳运行有重要影响.在叶轮上游的轴流段管道内布置诱导轮，可提高叶轮进口处的压力使其不低于流动介质的汽化压力，提高泵抗汽蚀性能[1-3].但目前缺少对紧凑型磁力泵内设置诱导轮后压力脉动影响的研究.

国内外许多学者针对离心泵内的压力脉动特性进行了研究.叶长亮等[4]运用数值模拟的方法对双进口两级双吸离心泵的过渡流道压力脉动机理进行了非定常流场分析.张宁等[5]通过试验研究的方法，对比了3种不同的口环间隙对低比转速离心泵压力脉动的分析.黄凯乐等[6]采用DES方法对多级离心泵在不同工况下进行非定常数值模拟分析.ISSA等[7]采用非定常数值模拟的方法研究了离心泵叶轮叶片和蜗壳隔舌之间的相互作用关系.BERTEN等[8]通过试验研究了高速离心泵在各种工况下的压力脉动分析.裴吉等[9]运用CFD非定常数值模拟与样机试验相结合的方法,对余热排出泵的压力脉动进行了研究.其研究结果对降低泵内部的压力脉动提供了一定的参考.李欣等[10]通过试验对诱导轮流道内的压力脉动进行了分析.SPENCE等[11]运用参数化研究的方法,改变双蜗壳双吸泵结构的几何参数,通过数值模拟对各种方案压力脉动进行分析.ANTONIO等[12]采用了大涡模拟的方法，计算结果说明了对扩压件的几何结构进行优化能够降低泵流道内的低频脉动.

以上研究主要针对离心泵内压力脉动进行研究，而对紧凑型磁力泵内设置诱导轮后压力脉动影响的研究鲜见文献报道.文中应用CFD数值计算方法，根据在叶片进口处是否前置诱导轮，分别对叶轮、蜗壳流域的压力脉动进行计算，并进行对比分析.

1 计算模型和数值计算方法

1.1 计算模型

选取GCB500-130型紧凑型磁力泵为研究对象,该磁力泵设计性能参数分别为流量Qd=30 m3/h，扬程Hd=130 m,转速n=7 800 r/min.泵的主要部件包括蜗壳泵体、连接体、外磁转子体、内磁转子体、诱导轮、隔离套、电动机等.泵水体模型如图1所示.

为了能够获得较好的汽蚀性能，文中设计了一种变螺距诱导轮,该诱导轮主要参数分别为必需汽蚀余量NPSHR=8 m,比转数ns=67.5,汽蚀比转数C=808.采用Pro/E软件对诱导轮进行三维建模,叶片部分三维模型如图2所示.

图1 泵全流场水体模型

图2 诱导轮三维模型

1.2 网格划分及无关性验证

采用ICEM对泵全流场水体模型进行网格划分.由于诱导轮的形状比较复杂，故对其采用四面体非结构网格划分，对其余过流部分进行结构网格划分.图3为全流场水体网格及诱导轮水体网格划分.

图3 计算域网格划分

1.3 网格无关性验证

在额定工况下，对磁力泵进行多次网格划分,并分别对其进行数值模拟，以计算的扬程和效率变化作为网格无关性检验的标准，结果如表1所示，表中N为网格数，H为扬程，η为效率.

表1 网格无关性验证

由表1可以看出,当网格总数超过2 467 029时，扬程和效率的计算值变化很小，小于1%.此时各主要计算域的网格数分别为进水管65 005，前泵腔245 318，诱导轮510 112，后泵腔539 406，轮缘间隙22 636，蜗壳361 640，过渡段63 471，出水管82 560，叶轮576 881.

1.4 监测点布置

本次模拟中，在叶轮区域叶片表面与流道内设置4个监测点，分别为a1，b1，c1，d1；在蜗壳区域的中截面蜗壳基圆、隔板、隔舌等处设置5个监测点，分别为a2，b2，c2，d2，e2，如图4所示.

图4 监测点布置

1.5 数值计算

应用ANSYS-CFX软件对紧凑型磁力泵进行非定常数值计算,采用标准k-ε湍流模型，进口、出口边界条件分别设为静压进口和质量流量出口，壁面为无滑移光滑壁面.计算时间步长设为6.41×10-5s，设置叶轮共旋转10圈,为确保计算结果准确,取数值计算的第9—10圈的结果进行分析.

2 数值计算结果及分析

为更好地对比各监测点在不同工况下的压力脉动特性,引入压力脉动系数Cp用来表达脉动幅值的变化[13],其公式为

(1)

应用CFD软件对紧凑型磁力泵在3种流量工况(0.8Qd，1.0Qd，1.2Qd)下进行非定常计算，采用Origin软件对所得的压力数据进行处理并绘成时域图及频域图.时域图中，横坐标表示时间.频域图中，横坐标f/fn表示计算所得的压力值经快速傅里叶变换后的频率与轴频的比值.

2.1 叶轮流域压力脉动分析

图5为叶轮流域内监测点处在不同流量工况下的压力脉动时域图，从图中可以看出：在小流量工况0.8Qd下，诱导轮对叶轮进口处的压力脉动没有明显影响，有无诱导轮的脉动曲线趋势及幅值基本一致；在额定流量工况1.0Qd下，诱导轮对叶轮进口处的影响较大，前置诱导轮后脉动幅值有较大增幅，在额定流量下有最高幅值0.018，该值是未设前置诱导轮时该流量工况下峰值的1.9倍，且有诱导轮时脉动曲线在同一时间内存在的波峰波谷数均小于未前置诱导轮时；在大流量工况1.2Qd下，压力脉动曲线趋势基本一致，但有诱导轮时的脉动幅值稍高。这些现象说明叶片进口处的压力脉动不仅会受到动静干涉的影响，还受到诱导轮对流体产生的作用(见图5a)．

不同的工况下，监测点b1，c1，d1处在有无诱导轮时压力脉动变化幅值基本一致，表明诱导轮对叶轮流道的压力脉动的影响较小.监测点c1较d1处波动稍大，说明叶片出口处受叶轮内部的脉动影响较大,而蜗壳基圆附近的其余地方主要受到叶轮与蜗壳之间动静干涉的作用.

图6为叶轮流域内压力脉动频域图，可以看出：各监测点处主频均为轴频；在叶轮前装置诱导轮后，在首个叶轮叶片通过频率内脉动幅值比没有诱导轮时的压力脉动幅值低,这表明在叶轮前装置诱导轮对减小泵内振动具有积极作用；在1个叶频周期内,轴频和及其5倍谐频的幅值趋势明显,表明轴频为其主要频率；从叶轮进口到叶轮出口，压力脉动幅值逐渐增大,且在叶轮出口附近的叶片工作面上达到最大,表明在叶轮内流体流动的正方向上，随着液体流速的增大，液体受到叶轮和蜗壳之间的动静干涉的影响逐渐升高，且在叶轮出口处受到的影响最大.

图5 叶轮压力脉动时域图

图6 叶轮压力脉动频域图

2.2 蜗壳流域压力脉动分析

在蜗壳流域内，各监测点处的压力脉动时域图如图7所示，可以看出：在有无诱导轮时，除蜗壳隔舌处监测点e2外,其余各监测点的压力脉动规律没有显著变化；在0.8Qd工况下,监测点e2处的压力脉动变化情况较为紊乱；在1.0Qd工况与1.2Qd工况下,隔舌处的压力脉动规律在没有装置诱导轮时呈明显的周期性变化,且装置诱导轮时压力脉动的最大值比未装置诱导轮时更高；在监测点a2处，由于蜗壳在此处的流道面积较小，流体经过叶轮甩出后对蜗壳的内壁面造成了较大的撞击，因此监测点a2处压力脉动幅值会较高.

流体流入内层隔腔时受到隔板起始端的影响,使在起始端处的压力脉动出现驼峰.进入扩散段后，液流逐渐趋于稳定流动,脉动幅度最大值在很小范围内波动，基本一致.

图7 蜗壳压力脉动时域图

图8为蜗壳流域各监测点压力脉动的频域图，可以看出：蜗壳内压力脉动的主频均为5倍轴频，这说明蜗壳内压力脉动的变化与叶轮的叶片数量有较大关系；蜗壳内所有监测点的压力脉动系数的最大值均于1倍叶频处出现，且在蜗壳的第一断面到第四断面流域内，2倍叶频处的压力脉动系数幅值随着流道断面面积的增大而增大；每个监测点在不同的工况下压力脉动幅值均发生明显的变化，但压力脉动的强弱保持不变；非额定工况下隔舌处出现了明显的低频脉动，额定工况下低频脉动最大值较小，这可能是由于在隔舌处出现了流动分离与旋转失速现象.这说明设计的叶轮和蜗壳应相互匹配，否则会对蜗壳隔舌处的压力脉动特性造成较大影响，进而影响泵的运行稳定性.因此，对各过流部件进行优化设计可提高泵机组的运行稳定性和安全性.