馬逢伯

(中國石油天然氣股份有限公司大慶石化分公司，黑龍江 大慶 163711)

1 中比轉(zhuǎn)速離心水泵技術(shù)參數(shù)以及數(shù)字模型的建立

1.1 技術(shù)參數(shù)

某中比轉(zhuǎn)速離心水泵額定流量Qd=130 m3/h，工作轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min，額定揚程H=21 m。本文利用CFturbo生成了該水泵主要零件的三維模型【1】。為了獲得更準確的分析結(jié)果，采用UG軟件對模型進行了優(yōu)化，將葉輪進口和蝸殼出口按實際情況進行了延伸。圖1為葉片包角φ=122°時的離心泵主要零件模型【2】。

圖1 離心泵三維模型示意

1.2 網(wǎng)格劃分

計算流體動力學(xué)CFD中要想得到正確的計算結(jié)果，需要對模型進行合理的網(wǎng)格劃分，來模擬流體真實流動的情況。網(wǎng)格劃分質(zhì)量也決定著計算的精度與收斂性。為了兼顧計算精度與穩(wěn)定性，本文在對模型進行網(wǎng)格劃分時采用了非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格，并在影響分析結(jié)果程度較大的位置(例如進、出口以及葉輪表面和隔舌等位置)進行了網(wǎng)格加密，這樣不僅提高了計算的精度，也有效控制了網(wǎng)格劃分的總數(shù)【3】。

建立離心泵模型時的葉片包角為122°，出口安放角為27°。對模型進行網(wǎng)格劃分，其中進口段網(wǎng)格總數(shù)308 491，葉輪網(wǎng)格總數(shù)800 721，蝸殼網(wǎng)格總數(shù)826 256，出口段網(wǎng)格總數(shù)325 882【4】。

2 計算方法及邊界條件

為了更加符合離心泵的實際工況，采用標準RNGκ-ε湍流模型，進口邊界條件選取總壓恒定，壓力為101 325 Pa；出口邊界條件選取質(zhì)量流量。葉輪作為旋轉(zhuǎn)部件，轉(zhuǎn)速1 450 r/min，采用GGI模式分析離心泵工作時的流體運動對主要工作參數(shù)的影響，并對收斂精度為10-6時的5種工作狀態(tài)進行分析和計算。首先進行定量和常量情況下的計算，然后根據(jù)計算結(jié)果再進行非定量與非常量情況下的計算【5】。非定量與非常量的條件設(shè)置為：將葉輪旋轉(zhuǎn)3°所需的時間Δt=3.448 3×10-4s設(shè)定為1個時間步長，在該時間步長內(nèi)，系統(tǒng)進行10次采樣，并將采樣誤差控制在10-6內(nèi)。選取6個周期的總時間t=0.248 76 s進行計算分析，計算結(jié)果顯示，在第3個周期后，系統(tǒng)呈現(xiàn)出明顯的規(guī)律性，可以選取最后2個周期進行進一步分析【6】。

3 結(jié)果分析

3.1 外特性分析

離心泵的外特征分析需要用到外特征曲線。外特征曲線是根據(jù)揚程、效率、流量的相互關(guān)系與規(guī)律生成的。本文研究包角對外特征的影響。當(dāng)流量發(fā)生變化時，對離心泵的外特征進行計算機模擬，得到外特征曲線(見圖2)。揚程和效率按式(1)和式(2)進行計算。

圖2 外特性變化曲線

(1)

式中：H——離心泵的揚程，m；

Pin——離心泵的進口總壓，Pa；

Pout——離心泵的出口總壓，Pa；

ρ——輸送液體密度，kg/m3；

g——重力加速度，m/s2；

ΔZ——離心泵出口的高度差，m。

(2)

式中：η——離心泵的效率；

Q——流量，m3/h；

m——離心泵葉輪旋轉(zhuǎn)的扭矩，N·m；

ω——離心泵葉輪旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s。

圖2顯示了離心泵葉片包角在幾個不同數(shù)值情況下的外特性曲線。在設(shè)計流量下的最佳葉片包角為122°，這時離心泵的效率最高，并且外特征曲線向大流量方向偏移；在大流量情況下，隨著葉片包角的增大，離心泵的整體工作效率下降，分析其原因是由于葉片包角增大導(dǎo)致摩擦損失增加所引起的【7】。

3.2 壓力脈動分析

導(dǎo)致離心泵出現(xiàn)壓力脈動的原因有很多，主要是由于葉輪與蝸殼動靜干涉以及泵內(nèi)二次回流導(dǎo)致壓力發(fā)生周期變化產(chǎn)生的。為了進一步觀察壓力脈動的變化，在離心泵內(nèi)選取了幾個監(jiān)測點，如圖3所示。

圖3 離心泵內(nèi)監(jiān)測點的位置

圖4顯示了流量分別為0.8Qd、1.0Qd和1.2Qd并采取不同的葉片包角時，葉輪流道壓力的脈動頻域分布。每個監(jiān)測點的壓力測量值都經(jīng)過快速傅里葉變換(FFT)。壓力脈動研究所需的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)按照離心泵實際情況給出。葉輪為6葉片形式，轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min，轉(zhuǎn)頻N和葉頻f分別為24.17 Hz與290Hz。分析圖4可知，壓力脈動主要來源為離心泵葉輪的轉(zhuǎn)頻，在流量與葉片包角發(fā)生變化時，順著流體的流動方向從監(jiān)測點Y1～Y5之間的壓力脈動幅值呈上升趨勢。Y1至Y5處的轉(zhuǎn)頻最大值出現(xiàn)在N=24.27 Hz時，隨頻率增加，壓力脈動的幅值呈先增加后減小的趨勢；當(dāng)f=169 Hz時，離心泵的壓力脈動頻域中出現(xiàn)次幅值，并且各監(jiān)測點的壓力脈動最大幅值隨著葉片包角的增大而增大，說明葉片包角的大小直接影響著離心泵壓力脈動，二者成正比例關(guān)系。

圖4 離心泵葉輪流道壓力脈動頻域分布

圖5記錄了離心泵在設(shè)計流量下采用不同葉片包角工作時的蝸殼流道內(nèi)各監(jiān)測點的壓力脈動頻域分布。通過對圖5的分析能夠發(fā)現(xiàn)：幅值變化較大的頻率區(qū)間為0～600 Hz，而最大壓力脈動幅值均出現(xiàn)在145 Hz時，即1倍葉頻處；各監(jiān)測點的情況非常類似，出現(xiàn)最大幅值的位置相同，壓力脈動幅值最大位置出現(xiàn)在隔舌監(jiān)測點T處，最小位置出現(xiàn)在離葉輪出口位置最遠的監(jiān)測點V4處；在所有監(jiān)測點中，壓力脈動幅值隨葉片包角的增大而逐漸增大的監(jiān)測點有隔舌監(jiān)測點T和出口監(jiān)測點B兩個；監(jiān)測點V1～V4在試驗中均呈現(xiàn)出與葉片包角增加趨勢相反的反比例規(guī)律。

圖5 離心泵蝸殼流道壓力脈動頻域分布

4 結(jié)語

以1臺中比轉(zhuǎn)速離心泵為例進行研究，分析了葉片包角變化對離心泵壓力脈動的影響。試驗通過定常和非定常的數(shù)值模擬測定了葉片包角為116°、122°和128°時離心泵的外特性曲線，進而對葉輪流道與蝸殼流道內(nèi)的壓力脈動進行分析，得到如下2個結(jié)論：

1) 葉片包角122°時中比轉(zhuǎn)速離心泵處于最佳的工作狀態(tài)，能夠獲得設(shè)計工況下的最高工作效率，并且最佳效率點向大流量點偏移，對中比轉(zhuǎn)速離心泵的工作非常有利，使其在設(shè)計流量和大流量工況下的揚程高于葉片包角為116°和128°時。

2) 設(shè)計工況時，葉片包角的增大起到了降低葉輪流道內(nèi)的壓力脈動的作用，使離心泵葉輪流道內(nèi)的壓力脈動減小，并且最小值出現(xiàn)在葉片包角為122°時，也就是說這個數(shù)值是中比轉(zhuǎn)速離心泵葉片包角的最優(yōu)選擇。葉片包角的大小對蝸殼流道內(nèi)的壓力脈動影響較小。