低比转速导叶式混流泵水力性能分析

2021-07-13易艳林张志民王万鹏王武昌

中国水利水电科学研究院学报 2021年3期

易艳林，张志民，王万鹏，何磊，王武昌

（中国水利水电科学研究院，北京 100038）

1 研究背景

城市内涝自然灾害时有发生，给人们的生命财产造成重大损失。在快速排水抢险救灾方面，应急排水装备发挥了重要作用。目前应用较多的应急排水装备有便携式排水设备、大型移动泵站两类。前者多采用小型潜水泵，灵活性高，适用工况范围广，但排水能力较小；后者多采用轴流泵，可实现大流量快速排水，但因装置笨重，适用工况范围较小。本文设计的应急排水泵，为了实现轻便的目的，结构设计紧凑，且采用内置液压马达代替传统的驱动电机，为了实现高扬程和大流量排水，选用低比转速混流泵。由于结构的变化及转速提高，会对泵外部性能和内部流场特性产生不小的影响。根据市场调研，目前兼具大流量高扬程、轻便小巧的混流泵很少见，且针对此类型泵的研究极少，该类型水泵的开发具有极高的市场价值。

近年来，国内外对混流泵的内部流动及优化设计进行了大量研究。邴浩等［1］应用SIMPLE算法，模拟混流泵全流道三维湍流场，分析导叶设计参数对混流泵性能的影响。Kim等［2］在轴面流道形状不变的条件下，对混流泵叶轮和导叶进行优化，改善了内部流态。贾瑞宣等［3］将内流分析与优化设计结合起来，采用CFD软件NUMECA完成叶型径向参数优化设计，实现泵效率的较大提高。蒋文青等［4］基于数值模拟方法，分析叶轮叶片和导叶片对混流泵水力性能的影响，实现了混流泵水力效率的提高。OH H W等［5］基于数值模拟方法，分析并预测了混流泵水力性能和空化性能，并与试验结果对比。翟杰等［6］采用数值模拟方法，研究不同工况下低比转速混流泵导叶内部压力脉动特性，为混流泵优化设计提供参考。杨从新等［7］研究了导叶参数对混流泵水阻系数及效率的影响。李海峰等［8］基于CFD计算平台，对新开发的混流泵模型进行定常数值模拟，预测水泵性能，并与试验结果进行验证。姚凌钧［9］采用数值模拟方法模拟高速应急排水泵内流场，分析转速对性能的影响，并分析了不同流量工况下叶轮及导叶区压力脉动特性。刘琦［10］模拟高比转速混流泵内非定常流场，分析混流泵内部流动特性，并验证了调节叶片安放角可有效防止二次回流现象的发生。此外，关于导叶对泵水力性能影响的分析［11-13］也为本文提供参考。

本文基于CFX计算软件，对低比转速导叶式混流泵内部流动进行三维定常数值计算，预测混流泵水力性能，并选取五种流量工况，分析混流泵各过流部件水力损失及叶轮区、导叶区流态。

2 物理模型

图1 混流泵结构图

图2 混流泵三维模型图

2.2网格划分对导叶式混流泵各工作段采用六面体非结构网格，其中在近壁区进行网格加密，叶轮及导叶区计算网格如图3所示。为了消除网格数对计算结果的影响，进行网格无关性分析，在设计流量工况下做不同网格数量的离散，再分别进行数值模拟，预测水泵扬程，得到扬程和计算网格数之间的关系如图4所示，当网格数量大于300万个时，计算结果无明显变化。本文计算域总网格数量为409万个。

图3 叶轮及导叶区计算网格

图4 网格数与混流泵扬程曲线

3 数值计算方法

3.1湍流模型混流泵内部流动为三维不可压缩湍流，流体运动满足质量守恒方程和动量守恒方程。质量守恒方程（连续性方程）：

动量守恒方程：

由于SSTk-ω湍流模型在近壁区采用k-ω模型，在充分发展湍流区采用标准k-ε模型，能很好模拟分离流、旋涡流等现象，本文选用SSTk-ω湍流模型进行数值计算。

湍动能k输运方程：

湍流脉动频率ω方程：

其中，湍流黏度μt与湍动能k和湍流脉动频率ω的关系式为：

式中：ρ为流体密度；p为压力；xi和xj是坐标分量；ui和uj是速度分量；Pk是湍流生成速率；β′、α、β、σk、σω均为常数项。

3.2边界条件叶轮区域采用旋转坐标系，其他区域采用静止坐标系。边界条件设置如下：导叶和叶轮、叶轮与进口段的动静交界面采用混合面法（Mixing-Plane），以消除叶轮叶片与导叶相对位置变化造成的影响；固体壁面设置为无滑移，近壁面采用自动壁面处理函数；进口边界条件为质量流量；出口边界条件为静压。

4 计算结果及分析

表1 导叶式混流泵数值计算结果

图5 混流泵外特性曲线

4.2各过流部件水力损失选取五种流量工况，统计混流泵各过流部件水力损失情况，定义混流泵除叶轮外各过流部件损失L1如下：

式中：叶轮区水力损失L1由混流泵总损失减去叶轮外各过流部件损失得到，%；P进口总压为各过流部件进口处总压；P出口总压为各过流部件出口总压。

如表2所示，五种流量工况下，进口段损失均较小。流量为0.75Qd、0.9Qd工况下，导叶区和出口段损失均较大，导叶区及出口段总损失占混流泵总损失的34.31%、21.11%，随着流量增大（1.0Qd、1.15Qd、1.4Qd），导叶区及出口段损失均减小，主要损失集中在叶轮区，分别占混流泵总损失91.19%、94.61%、82.70%。

表2 五种流量工况下各过流部件水力损失

4.3混流泵内部流态分析

4.3.1 全流道流态分析图6为混流泵在五种流量工况下的全流道3D流线图，如图6所示，流体由进口段进入叶轮后，沿叶轮叶片出口边流出，并均匀流入导叶体内，经导叶体的能量转换和消除环量后从出口管流出。整体看，各流量工况下进口段流态均较好；流道内水流速度随着流量的增大而增大，在叶轮流道内更明显，而在导叶区流体速度变化较小，主要是因为叶轮是混流泵的能量转换部件，流体经过叶轮做功使得流速增加。0.75Qd、0.9Qd流量工况时，出口段存在比较明显的与叶轮旋转方向一致的旋涡流，剩余环量较大。随着流量不断增大（1.0Qd、1.15Qd、1.4Qd），出口处旋涡流减弱，整体流态得到改善，出口处剩余环量减小，其中流量为1.15Qd时，出口旋涡流最弱，流线最平顺。

图6 五种流量下混流泵全流道流线图

4.3.2 叶轮区流态分析图7为五种流量工况下叶片工作面的压力云图。如图7所示，叶片工作面上的压力从叶片进口边往出口边逐渐增加。0.75Qd、0.9Qd流量工况下，在叶片出口靠近轮毂处出现小范围高压区，随着流量加大，出口靠近轮毂处高压区消失。1.4Qd流量工况时，工作面进口处出现明显低压区，且工作面出口靠近轮缘处出现大面积高压区。

图7 五种流量工况叶轮工作面压力云图

图8为叶片背面在五种流量工况下的压力云图。总体看，叶片背面静压强度从进口边往出口边方向逐渐增加，五种流量工况下叶片背面压力分布较均匀。0.75Qd流量工况时，叶片背面进口边开始出现低压区，随着流量增大，进口压力逐渐增大，在1.4Qd流量工况时，进口边出现高压区。

图8 五种流量工况叶轮背面压力云图

将叶轮工作面与背面压力云图进行对比发现，叶片入口处工作面和背面的压力随着流量变化而变化。在设计流量工况及最优效率工况时，水流运动方向与叶片进口形状一致，冲击损失较小。小流量工况（0.75Qd），来流方向与叶片进口形成正冲角，导致叶片背面流动分离，在叶片背面入口处出现低压区；大流量工况（1.4Qd），来流方向与叶片形成负冲角，叶片工作面出现流动分离，导致叶片工作面入口处出现低压区，叶片入口处的冲击现象是造成叶轮区水力损失的重要原因。

4.3.3 导叶区流态分布图9为Z=0截面导叶区流速分布图。如图9所示，0.75Qd及0.9Qd流量工况下，导叶区出现流动分离形成低压区，且流道内有较强的旋涡流，随着流动扩散到导叶出口直至全流道；流量增大至1.0Qd，流动分离现象得到改善，但出口处旋涡流仍存在，随着流量继续增大，导叶区流态继续改善，流动分离及旋涡流动消失。