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离心泵压水室形式对微型电泵性能影响的数值模拟


离心泵压水室形式对微型电泵性能影响的数值模拟
微型电泵是指输入功率小于 1.1kW 的泵。它具有流量小、扬程高、重量轻、结构简单、通用性强、 使用方便等特点,广泛应用于农业、石油、化工等领域。微型电泵大多属于低比转数离心泵。由于叶片出 口宽度较小,叶轮外径较大,轴面流道狭长,导致圆盘损失和水力损失较大,因此泵的效率很低。 压水室是泵的主要过流部件之一, 其形式主要有螺旋形压水室、 环形压水室以及空间导叶。 一般而言, 螺旋形压水室符合流体出流的流动规律,流动状态较理想,水泵能够获得较好的水力性能,大多数离心泵 采用螺旋形压水室。环形压水室主要用于渣浆泵,因为这种结构隔舌的间隙很大,不易造成杂质的堵塞, 而且工艺方便;多级泵的末级导叶也多采用环形压水室,因为这样结构对称,便于布置穿杠,且使热变形均 匀。 微型电泵大部分都是使用螺旋形压水室,但由于蜗壳的断面尺寸较小,流道不能机械加工,造成其形 状尺寸、表面光洁度等直接靠铸造来保证,而且铸造难度高,流道表面的粗糙度较大,导致泵体中的水力 损失很大。对于微型电泵而言,泵体内的水力损失仅次于叶轮圆盘摩擦损失,对泵的性能具有举足轻重的 影响。目前许多学者在这方面展开了一系列的研究。刘在伦等 1 对蜗壳形状在高速部分流泵性能的影响进 行了研究,指出采用矩形螺旋蜗壳能够提高关死点扬程,且同时提高泵的效率。郭鹏程等研究了不同断面 形式的蜗壳对离心泵性能的影响,发现矩形和圆形螺旋蜗壳在大流量工况下效率比马蹄形蜗壳稍高,而在 设计工况点,比马蹄形稍低一些。曾提到比转速低于 40 时,由于环形压水室便于机械加工和打磨,泵效 率可能高于不做加工处理的螺旋形压水室。 本文以此为思想,在螺旋形压水室的基础上,根据环形压水室的设计理论以及机械加工的难易程度, 设计了矩形断面的 3 种环形压水室,并将这 4 种压水室与同一叶轮组合进行三维定常数值模拟,通过与传 统螺旋形压水室的微型电泵性能预测的比较以及内部流动的分析,为微型电泵性能优化提供了理 1 设计思 路本文选取浙江某企业生产的 XCm158 型离心泵为研究对象进行数值模拟计算。相关参数为:叶轮的进口 直径 A= 38.5mm,出口直径 D2=162mm,叶片数 z=6,叶片出口宽度 2=2.2mm,叶片出口安放角择 =26°蜗壳的基圆直径 A= 164mm,第 8 断面面积 Ai= 102.5mm2,蜗室的进口宽度 63= 10.5mm;泵的 额定流量 CL=4m3/h,额定扬程 Hi=速 n =29.将其定义为 1 号泵。 XCm158 微型电泵使用的是螺旋形压水室, 在此基础上将其改为矩形断面的环形压水室, 并保证两者 第 8 断面面积相等。另外在此环形压水室的基础上,再进行改进,主要遵循以下几个原则:①基圆直径不 变;②压水室的进口宽度不变;③扩散段出口直径及相对位置不变。 根据以上原则及环形压水室的设计理论, 可得环形压水室的第 8 断面的面积 102.5mm2.扩散段部分, 出口尺寸采用标准公称直径 24mm,定义其为 2 号泵,该环形压水室第 8 断面的轴面高度为 9.7mm,在 此模型基础上增加环形压水室断面的轴面高度,分别增加 5、10mm 作为对比模型 3 号和 4 号泵。压水室 主要几何尺寸如表 1 所示。 模型号基圆直径 A3/mm 第 8 断面高度 8/mm 进口宽度第 8 断面面积 1 号泵 2 号泵 3 号泵 4 号泵表 1 压水室的主要几何参数 Tab. 2 模型建立及算法 2.1 模型的建立通过 PRO/E 进行实体建模, 然后导入 ICEM

对模型进行网格划分。建模时,为了避免进口旋涡区对流场及流量的影 Pfi,在叶轮进口段加一进口管,其 长度为进口直径的 3 倍;考虑到出口边界条件对蜗壳出口流场以及收敛性的影响, 在蜗壳出口段加一出口管, 其长度为出口直径的 5 倍。进出口管采用结构化六面体网格;而叶轮和蜗壳流道形状复杂,采用非结构四面 体自适应贴体网格。

2.2 数值计算方法数值模拟计算使用 ANSYSCFX12.0 求解雷诺时均方程, 其中的雷诺应力项采用标准 e 湍流方程模型求解并封闭方程组。在 ANSYSCFX12.0 中,采用有限体积法对方程组进行离散,离散过程 中的对流项采用高分辨率格、设计点工况和大流量工况(1.4 倍的工况)分析两种泵在不同工况下的静压云 图。

将两种泵的静压进行对比,由可知:在 0.6(工况下,1 号泵和 3 号泵出口静压基本相同,3 号泵的环 形压水室与叶轮内的静压变化较均匀,而 1 号泵的螺旋形压水室在靠近隔舌处压力梯度较大,同时叶轮在 靠近隔舌叶片压力面出口处有明显的高压区, 这是由于 1 号泵在小流量下流动不均匀, 速度矢量方向混乱, 产生回流造成的。在 1.0Qi 工况下,环形压水室内的静压分布呈现先增大后减小再增大,原因可能为环形 结构的压水室隔舌和叶轮间的间隙过大, 不可避免的会出现一不同工况点下两种泵的静压云图些回流现象, 在隔舌处部分流体重新进入压水室。但正是由于回流起分流作用,使压水室出口断面的流速大大降低,实 现泵出口动能向压能的转换,这一结果和螺旋形压水室是不同的。 在 1.4(3,工况下,两者的出口静压有明显差异,环形压水室的出口静压明显高于螺旋形压水室。原 因可能是在流量越大时,压水室的沿程摩擦损失占的比重越大,环形压水室内壁光滑的优势越突出。另外, 两个泵出口静压的差异与扬程曲线的差异具有致性。 综合可知螺旋形压水室的压力及速度仅在泵的最高效率点均匀分布,在泵偏工况运行时,压力和速度 分布都不均匀。 而环形压水室怡好相反,泵的压力及速度分布在关死点时分布均匀,旦产生流量,这种平衡被破坏。 在最高效率点环形压水室水力损失大于螺旋形压水室。而在微型电泵中,由于环形压水室流道表面可机械 加工,能够获得更好的水力性能,超过了环形压水室带来的不稳定压力分布对泵的性能的影响。 4 径向力分析泵在运行时会受到流体沿叶轮径向的径向力,而径向力会使泵轴受到交变应力的作用产 生定向挠度,其大小直接影响泵轴工作的稳定性;另外,径向力的作用会使轴封间隙变得不均匀,而轴封间 隙过大是导致某些泵泄露的主要原因。因此在设计泵时需要对径向力作适当的考虑。为数值模拟预测的 1 号泵和 3 号泵的径向力。 两种泵的径向力分布由可以看出 1 号泵的径向力随着流量的增加先减小然后增大, 在设计工况点附近 达到最小值,但并不为 0,其原因是由于泵体的非对称结构导致泵叶轮各流道内的流量、流速及叶轮出口 压力分布出现非对称性;而 3 号泵其径向力在小流量时最小,随着流量的增加而增加。这两种压水室的径向 力分布规律与相符。 另外,从小流量到泵的额定流量附近,3 号泵的径向力小于 1 号泵;在大流量区域,3 号泵的径向力略 大于 1 号泵。这样,相较于 1 号泵,采用环形压水室的 3 号泵可在全流量范围内安全稳定地运行。 5 试验验证将 1 号泵与 3 号泵按回转动力泵水力性(下转第 88 页)离心泵叶轮内部湍流动能及耗散率 分析叶道星王洋将与相比较,可以看出湍流耗散率与湍流动能分布有十分相似的规律:在不同工况下,湍 流耗散率随着半径的增加先增加,达到一个极大值后开始减小,接着在在一个极小值后又开始一直增加直 到叶轮出口(除。6(工况下),在只= 60mm 的区域里湍流耗散率达到最大值;设计工况下,湍流耗散率整体 上是最小,除只=55mm 到只=65mm 区域外,湍流耗散率都在 400m2/s3 以下;。6Qd 工况下,出现了 与其他工况下截然相反的湍流耗散率分布,中间小两端大,而其他工况时中间大两端小的分布,同时可以 看出在只=65mm 到只= 85mm 区间,湍流耗散率增长非常迅速,原因可能是在小流量工况下,这个区域 中,叶轮流道内产生了轴向漩涡,造成湍流耗散率的急剧增加;。工况下,虽然湍流耗散率高于设计工况下,

但是可以看出还是远远低于 0.6(工况;整体上,设计工况下,湍流耗散率最小,大流量下,湍流耗散能量率 略高于设计工况,小流量下,湍流耗散率最大。 4 结语本文采用 e 双方程湍流模型, 进行了实验验证, 分析了由数值计算与实验所测得 XST 标准离心 泵扬程、效率、轴功率等数据之间存在差异的原因,验证数值计算的可靠性。)湍流动能和湍流耗散率沿半 径的分布有十分相似的规律,即湍流动能大的区域湍流耗散率也大,反之亦然。)除 0.6 小流量工况,湍流 动能和湍流耗散率分布沿半径表现为先增加,随后减小,最后增加这种现象。 6Qd 小流量工况下,湍流动能和湍流耗散率最大,流体能量损失最为严重,从效率方面考虑,应避免 泵在小流量工况下运行。


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