胡明華

(江蘇海事職業(yè)技術(shù)學(xué)院， 南京 211170)

2017-05-12

胡明華(1965—)，男，安徽巢湖人,副教授,主要研究方向?yàn)檩啓C(jī)工程技術(shù)、高等職業(yè)教育管理。

E-mail:huminghua1965@cdiyun.com

1000-4653(2017)03-0020-05

徑向和軸向間隙對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵特性影響數(shù)值分析

胡明華

(江蘇海事職業(yè)技術(shù)學(xué)院， 南京 211170)

采用三維雷諾平均N-S方程和S-A湍流模型對(duì)不同葉輪間隙的噴水推進(jìn)軸流泵流場(chǎng)及水力性能進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。計(jì)算中選取的相對(duì)徑向間隙δ(徑向間隙尺寸與葉輪直徑之比)分別為0.2%,0.4%,0.6%和0.8%，選取的軸向間隙分別為10 mm,15 mm,20 mm和25 mm。計(jì)算結(jié)果表明:隨著δ的增大，泵模型水力性能降低；當(dāng)δ增大到0.6%時(shí)，小流量工況下泵模型的效率和揚(yáng)程下降加快，設(shè)計(jì)工況下的葉片進(jìn)口形成泄漏渦，泄漏損失增大；當(dāng)軸向間隙增大到20 mm時(shí),靜葉吸力面出現(xiàn)分離螺旋點(diǎn)，易引發(fā)汽蝕，泵模型選用的軸向間隙為15 mm。

船舶工程;噴水推進(jìn)泵；徑向間隙；軸向間隙；數(shù)值計(jì)算

噴水推進(jìn)軸流泵屬于高比轉(zhuǎn)速葉輪式泵[1]，其葉輪部件的性能直接影響噴水推進(jìn)泵的總體性能，設(shè)計(jì)合理的間隙距離(徑向間隙和軸向間隙)不僅能提高噴水推進(jìn)軸流泵葉輪的動(dòng)力性能，而且可優(yōu)化軸流泵的內(nèi)部流場(chǎng)，提高噴水推進(jìn)泵的抗汽蝕性能。[2]目前，普遍采用數(shù)值模擬的方法研究泵內(nèi)間隙流動(dòng)的現(xiàn)象，例如：楊昌明[3]、施衛(wèi)東等[4]、戴辰辰等[5]、張德勝等[6]和湯方平[7]采用物理模型及數(shù)值仿真的方法對(duì)軸流泵內(nèi)葉輪的徑向間隙流動(dòng)進(jìn)行研究；萬(wàn)繼林[8]采用變軸向間隙對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)行數(shù)值和試驗(yàn)研究；張始齋[9]對(duì)礦用小型軸流式通風(fēng)機(jī)進(jìn)行數(shù)值仿真，均取得很好的效果。

但是，目前對(duì)不同葉輪間隙的噴水推進(jìn)軸流泵流場(chǎng)及性能進(jìn)行的數(shù)值研究仍較少。這里在已有研究的基礎(chǔ)上，開(kāi)展葉輪間隙變化對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵流場(chǎng)和水力性能的影響研究，以獲得不同葉輪間隙對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵流場(chǎng)和水力性能的影響規(guī)律，為噴水推進(jìn)軸流泵葉輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定的指導(dǎo)。

1 噴水推進(jìn)軸流計(jì)算模型和數(shù)值方法

1.1物理模型

數(shù)值研究采用的噴水推進(jìn)軸流泵模型的葉輪外徑為150 mm，動(dòng)葉5片，輪轂比為0.45，靜葉9片，葉輪翼型選用NACA翼型，葉輪的額定轉(zhuǎn)速為1 450 r/min，葉輪軸向間隙為15 mm，葉輪葉頂間隙為0.6 mm，泵模型三維結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1。

圖1 泵模型三維結(jié)構(gòu)

1.2計(jì)算域與邊界條件

噴水推進(jìn)軸流泵模型計(jì)算域見(jiàn)圖2，進(jìn)口壓力設(shè)置為107 000 Pa，總溫度為294 K，來(lái)流方向?yàn)檩S向入流；出口設(shè)置為壓力出口，出流壓力近似設(shè)置為環(huán)境壓力；進(jìn)水管道壁面設(shè)置為絕熱無(wú)滑移邊界?？紤]到計(jì)算域的周期性和計(jì)算速度，對(duì)計(jì)算域單流道區(qū)域進(jìn)行計(jì)算，采用旋轉(zhuǎn)周期性邊界條件。

圖2 噴水推進(jìn)軸流泵模型計(jì)算域

1.3計(jì)算網(wǎng)格與數(shù)值方法

計(jì)算域網(wǎng)格劃分利用NUMECA的Fine/turbo模塊完成，劃分為O-H型網(wǎng)格和蝶型網(wǎng)格。為控制網(wǎng)格生成質(zhì)量，對(duì)進(jìn)水口和進(jìn)水流道等流動(dòng)變化劇烈的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密;流道管壁附近區(qū)域使用附面層網(wǎng)格，以增強(qiáng)計(jì)算結(jié)果的可信度。計(jì)算模型網(wǎng)格總數(shù)約為130萬(wàn)個(gè)，計(jì)算得到所有壁面y+<10，滿(mǎn)足湍流模型的要求。[10]數(shù)值仿真時(shí)的控制方程選用三維定常雷諾平均N-S方程組，湍流模型選用S-A方程模型。

2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

為準(zhǔn)確反映噴水推進(jìn)軸流泵水力性能的變化情況，又不致網(wǎng)格數(shù)太多，同時(shí)縮短計(jì)算時(shí)間，選用網(wǎng)格總數(shù)為110萬(wàn)個(gè)、130萬(wàn)個(gè)、150萬(wàn)個(gè)和170萬(wàn)個(gè)的計(jì)算域網(wǎng)格模型，在流量分別為220 kg/s及240 kg/s時(shí)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)圖3和圖4。由圖3和圖4可知，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)>130萬(wàn)個(gè)時(shí)，網(wǎng)格數(shù)繼續(xù)增加，軸流泵的水力性能波動(dòng)較小(水力效率波動(dòng)范圍在0.025%以?xún)?nèi)，揚(yáng)程波動(dòng)范圍在0.115%以?xún)?nèi))，網(wǎng)格數(shù)繼續(xù)增加對(duì)泵模型水力性能的影響較小，泵模型網(wǎng)格數(shù)過(guò)多反而會(huì)使計(jì)算后收斂曲線(xiàn)產(chǎn)生周期性波動(dòng)，不利于數(shù)值仿真，因此泵模型網(wǎng)格總數(shù)選擇130萬(wàn)個(gè)。

圖3 效率-網(wǎng)格數(shù)曲線(xiàn)

圖4 揚(yáng)程-網(wǎng)格數(shù)曲線(xiàn)

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1葉輪間隙對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵外特性的影響

首先保持葉輪軸向間隙為15 mm不變，選取相對(duì)徑向間隙δ為0.2%,0.4%,0.6%,0.8%及流量為200 kg/s,220 kg/s,240 kg/s,260 kg/s,280 kg/s共20個(gè)工況進(jìn)行數(shù)值計(jì)算和分析。

另外，當(dāng)時(shí)還有一些學(xué)者則從日、月和雞、兔的陰陽(yáng)相配、交感來(lái)解釋“日中有金雞”“月中有玉兔”的現(xiàn)象。如明人楊慎在其《藝林伐山》一書(shū)中還說(shuō)：

圖5為不同徑向間隙下泵模型水力性能的變化曲線(xiàn)。從圖5a)中可看出:在相同徑向間隙、小流量工況(200～240 kg/s)下,軸流泵的效率隨著流量的增加而增大;當(dāng)流量超過(guò)設(shè)計(jì)工況后，效率將逐漸降低。在設(shè)計(jì)工況(240 kg/s)下，當(dāng)δ為0.2%時(shí)泵的效率達(dá)到90%,但當(dāng)δ為0.2%時(shí)小流量工況下軸流泵的效率下降最快，流量為200 kg/s時(shí)的效率已接近于δ為0.4%和0.6%時(shí)的效率。

從圖5b)中可看出:在相同流量下，徑向間隙尺寸越大，揚(yáng)程越低。這是由于葉輪徑向間隙尺寸的增大會(huì)產(chǎn)生較大的間隙泄漏，葉片做功減少,葉片間隙泄漏損失增加。當(dāng)葉輪徑向間隙尺寸過(guò)度增大時(shí)，非設(shè)計(jì)工況下軸流泵的水力性能下降加快，如相對(duì)徑向間隙為0.8%的噴水推進(jìn)軸流泵在流量為280 kg/s時(shí)的揚(yáng)程比流量為240 kg/s時(shí)的揚(yáng)程降低約7.95%，這是由于葉輪徑向間隙尺寸增大到一定程度后，葉片間隙泄漏損失占主要作用。

a) 效率-流量曲線(xiàn)

b) 揚(yáng)程-流量曲線(xiàn)

保持葉輪徑向間隙0.6 mm大小不變，選取葉輪軸向間隙為10 mm,15 mm,20 mm和25 mm，流量為220 kg/s,230 kg/s,240 kg/s,250 kg/s和260 kg/s共20個(gè)工況進(jìn)行數(shù)值計(jì)算并分析。圖6為不同軸向間隙時(shí)泵模型水力性能的變化曲線(xiàn)。

a) 流量-效率曲線(xiàn)

b) 流量-揚(yáng)程曲線(xiàn)

對(duì)于非設(shè)計(jì)工況，從圖6中可看出:在大流量工況(240～260 kg/s)下,效率和揚(yáng)程受軸向間隙的影響不大，隨軸向間隙的增加,效率和揚(yáng)程稍有下降；而在小流量工況(220～240 kg/s)下,效率下降較快，軸向間隙為20～25 mm時(shí)下降最快，揚(yáng)程也大幅下降；而軸向間隙為10～15 mm時(shí),泵模型的高效工作區(qū)較寬，揚(yáng)程也相對(duì)較高。

3.2徑向間隙不同時(shí)泵內(nèi)流場(chǎng)分析

3.2.1徑向間隙對(duì)葉輪壓力分布的影響

設(shè)計(jì)工況下不同葉輪徑向間隙對(duì)應(yīng)的葉輪靜壓分布見(jiàn)圖7(前緣在葉片右側(cè))和圖8(前緣在葉片左側(cè))。從圖7和圖8中可看出，δ=0.2%的葉輪進(jìn)口狹長(zhǎng)的高壓區(qū)壓力較高，進(jìn)口液流積聚較多，葉輪吸力面進(jìn)口存在梯度變化較大的壓力差，容易對(duì)液體流動(dòng)造成較大擾動(dòng)，這種現(xiàn)象在靠近葉輪葉頂處最為明顯。隨著葉輪徑向間隙增大，葉輪進(jìn)口的高壓區(qū)壓力得到改善，δ=0.6%時(shí)吸力面和壓力面在葉輪進(jìn)口的壓差變得很小。由于葉輪氣蝕一般發(fā)生在壓力較低處，因此δ=0.2%的葉輪進(jìn)口更易發(fā)生氣蝕。

a) δ=0.2%

b) δ=0.4%

c) δ=0.6%

a) δ=0.2%

b) δ=0.4%

c) δ=0.6%

隨著葉輪徑向間隙的增大，葉輪壓力面葉片中部的低壓區(qū)擴(kuò)大，出口葉頂附近的高壓區(qū)(圖7左側(cè)橢圓區(qū)域)減小。這是因?yàn)殡S著葉輪徑向間隙的增大，壓力面?zhèn)纫毫魍ㄟ^(guò)徑向間隙泄漏到吸力面?zhèn)鹊牧吭龆啵谷~輪中部的低壓區(qū)擴(kuò)大，靠近出口葉頂側(cè)的高壓區(qū)減小。

3.2.2徑向間隙對(duì)葉輪間隙泄漏的影響

流量為240 kg/s時(shí)不同葉輪徑向間隙下的吸力面極限流線(xiàn)見(jiàn)圖9。從圖9中可看出:流量相同時(shí)，徑向間隙對(duì)動(dòng)葉吸力面的角區(qū)分離影響較為明顯。這是由于隨著徑向間隙的增大，葉片壓力面與吸力面之間的壓差變小，葉片在出口的回流減弱，使得吸力面的角區(qū)分離隨之減小。

a) δ=0.2%

b) δ=0.4%

c) δ=0.6%

3.2.3徑向間隙對(duì)靜葉流動(dòng)的影響

設(shè)計(jì)工況下不同葉輪徑向間隙對(duì)應(yīng)的靜葉吸力面極限流線(xiàn)見(jiàn)圖10。從圖10中可看出:隨著徑向間隙的增大，靜葉吸力面的角區(qū)分離逐漸減小，其中δ=0.2%時(shí)靜葉的角區(qū)分離比較嚴(yán)重，分離面積較大且存在分離螺旋點(diǎn)，在實(shí)際應(yīng)用中更易產(chǎn)生汽蝕，因此δ=0.2%的相對(duì)徑向間隙不適合該噴水推進(jìn)軸流泵。結(jié)合泵模型外特性分析，該泵模型選擇的葉輪相對(duì)徑向間隙δ=0.4%。

a) δ=0.2%

b) δ=0.4%

c) δ=0.6%

d) δ=0.8%

圖10 設(shè)計(jì)工況下不同葉輪徑向間隙對(duì)應(yīng)的靜葉吸力面極限流線(xiàn)

3.3軸向間隙不同時(shí)泵內(nèi)流場(chǎng)分析

3.3.1軸向間隙對(duì)靜葉壓力分布的影響

從設(shè)計(jì)工況下靜葉吸力面靜壓分布云圖(見(jiàn)圖11,葉片右側(cè)為前緣)中可看出:隨著軸向間隙的增大，靜葉尾緣高壓區(qū)范圍先擴(kuò)大后縮小。從設(shè)計(jì)工況下靜葉壓力面壓力分布云圖(見(jiàn)圖12,葉片右側(cè)為尾緣)中可看出:隨著軸向間隙的增大，靜葉壓力面進(jìn)口的高壓區(qū)得到改善，但壓力面的中下部低壓區(qū)擴(kuò)大，壓力分布不均勻程度增大;軸向間隙為15 mm時(shí)的壓力面和吸力面靜壓分布比較均勻,且尾緣高壓區(qū)較寬。

a) 10 mm

b) 15 mm

c) 20 mm

d) 25 mm

a) 10 mm

b) 15 mm

c) 20 mm

d) 25 mm

3.3.2軸向間隙對(duì)靜葉載荷分布的影響

為研究軸向間隙對(duì)靜葉載荷分布的影響，分析設(shè)計(jì)工況下靜葉吸力面極限流線(xiàn)和不同截面的靜葉載荷分布曲線(xiàn)(見(jiàn)圖13,葉片左側(cè)為葉片前緣)。

a) 10 mm

b) 15 mm

c) 20 mm

d) 25 mm

由圖13可知:隨著軸向間隙的增大，靜葉角區(qū)分離不斷擴(kuò)大，其中當(dāng)軸向間隙為20 mm時(shí)靜葉吸力面出現(xiàn)分離螺旋點(diǎn)，不僅流動(dòng)損失較大，而且更易引發(fā)汽蝕。因此，軸向間隙不宜過(guò)大，在10～15 mm即可。

4 結(jié)束語(yǔ)

1) 隨著徑向間隙和軸向間隙的增大，泵模型的效率和揚(yáng)程都下降,且當(dāng)相對(duì)徑向間隙增大到0.6%時(shí)，小流量工況下泵模型的效率和揚(yáng)程下降加快,其中軸向間隙為15 mm時(shí)泵模型的水力性能和流場(chǎng)分布最好，靜葉載荷分布最均勻。

2) 隨著相對(duì)徑向間隙的增大，動(dòng)葉間隙泄漏流量增多，當(dāng)相對(duì)徑向間隙增大到0.6%時(shí)，設(shè)計(jì)工況下的葉片進(jìn)口處會(huì)形成泄漏渦，泄漏損失較大。由于相對(duì)徑向間隙為0.2%時(shí)靜葉角區(qū)分離比較嚴(yán)重，而相對(duì)徑向間隙為0.8%時(shí)間隙泄漏造成的流動(dòng)損失較大，因此該泵模型選用的相對(duì)徑向間隙為0.4%。

3) 隨著軸向間隙的增大，靜葉角區(qū)分離不斷擴(kuò)大，當(dāng)軸向間隙為20 mm時(shí),靜葉吸力面出現(xiàn)分離螺旋點(diǎn)，易引發(fā)汽蝕。軸向間隙對(duì)靜葉下部前緣的載荷影響較大，軸向間隙為15 mm時(shí)靜葉載荷分布比其在20～25 mm時(shí)更加均勻，這說(shuō)明軸向間隙為15 mm時(shí)靜葉能保持較好的強(qiáng)度且能更好地體現(xiàn)整流作用，因此該泵模型選用的軸向間隙為15 mm。

[1] 常書(shū)平, 王永生, 靳栓寶. 軸流式噴水推進(jìn)泵水力設(shè)計(jì)和性能檢驗(yàn)[J]. 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報(bào), 2011, 32(10): 1278-1282.

[2] 韓小林. 葉輪徑向間隙對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵性能的影

響[J]. 江蘇船舶, 2008, 25(1): 5-8.

[3] 楊昌明,陳次昌,王金諾,等. 軸流泵端壁間隙流動(dòng)特性的數(shù)值研究[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2003, 39(9): 49-51.

[4] 施衛(wèi)東, 李通通, 張德勝,等. 不同徑向間隙對(duì)軸流泵空化性能及流場(chǎng)的影響 [J]. 華中科技大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版), 2013, 41(4): 21-25.

[5] 戴辰辰, 郭鵬程, 羅興锜. 軸流泵端壁間隙流動(dòng)特性的數(shù)值分析[J]. 流體機(jī)械, 2009, 37(6): 32-35.

[6] 張德勝, 施衛(wèi)東, 張華,等. 軸流泵葉輪端壁區(qū)流動(dòng)特性數(shù)值模擬 [J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2012, 43(3): 73-76.

[7] 湯方平. 噴水推進(jìn)軸流泵設(shè)計(jì)及紊流數(shù)值分析[D]. 上海：上海交通大學(xué),2006.

[8] 萬(wàn)繼林. 變軸向間隙對(duì)采用直、彎靜葉壓氣機(jī)性能影響的數(shù)值研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué),2008.

[9] 張始齋. 基于CFD的軸向間隙對(duì)軸流式通風(fēng)機(jī)性能影響的研究[J]. 礦山機(jī)械, 2011, 39(7): 33-36.

[10] 郭然, 賈力平, 樊小莉, 等. NUMECA系列教程[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2013.

[11] 李臣.噴水推進(jìn)軸流泵水力設(shè)計(jì)及性能仿真[D].大連：大連海事大學(xué)，2015.

EffectofClearanceonPerformanceofWaterjetAxialFlowPump

HUMinghua

(Jiangsu Maritime Institute, Nanjing 211170, China)

The three dimensional Reynolds averaged N-S equation and the S-A turbulent model are used to simulate the flow field and hydraulic performance of the waterjet axial flow pump with the different impeller clearance. For simulation, the relative tip clearanceδ(the ratio of the tip clearance and the impeller diameter) is set to 0.2%, 0.4%, 0.6% and 0.8% while the axial clearance is chosen from the set of 10 mm, 15 mm, 20 mm, 25 mm. The numerical research results show that the hydraulic performance of the pump goes down as the relative tip clearance increases. Under the small flow rate conditions, when relative tip clearance increases to 0.6%, the efficiency and the head of pump decrease sharply, meanwhile the tip leakage vortex is formed in the inlet zone of the impeller under the designed working condition, causing leakage loss increase. When the axial clearance increases to 20 mm, the separation point appears on the suction surface of the stator, which may cause cavitation, therefore, the axial clearance of 15 mm is set in the model of the pump.

ship engineering; waterjet axial flow pump； tip clearance； axial clearance； numerical calculation

U664.34

A