單、雙隔舌對(duì)離心泵徑向力特性及內(nèi)部流場(chǎng)的影響

牟介剛， 劉　劍， 谷云慶， 代東順， 鄭水華， 馬　藝

(浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，杭州　310014)

單、雙隔舌對(duì)離心泵徑向力特性及內(nèi)部流場(chǎng)的影響

牟介剛， 劉劍， 谷云慶， 代東順， 鄭水華， 馬藝

(浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，杭州310014)

為了明確不同型式隔舌對(duì)離心泵內(nèi)部流場(chǎng)的影響，利用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，對(duì)不同工況下單隔舌、雙隔舌蝸殼離心泵外特性參數(shù)進(jìn)行數(shù)值模擬及相關(guān)試驗(yàn)，驗(yàn)證雙隔舌蝸殼離心泵的可行性，分析不同工況下單隔舌、雙隔舌離心泵葉輪與蝸殼處徑向力特性，并對(duì)蝸殼和葉輪靜壓分布以及流場(chǎng)的湍動(dòng)能進(jìn)行研究。結(jié)果表明：采用雙隔舌蝸殼并不會(huì)對(duì)離心泵外特性造成影響；不同工況下，作用在蝸殼上的徑向力均遠(yuǎn)大于葉輪上的徑向力，當(dāng)采用雙隔舌時(shí)，葉輪處徑向力略微減少，而蝸殼處則降低顯著；兩種隔舌離心泵葉輪內(nèi)流體流動(dòng)趨勢(shì)相當(dāng)，各處?kù)o壓分布較為均勻；不同時(shí)刻下，采用雙隔舌時(shí)，其蝸殼內(nèi)靜壓分布變化更小，尤其表現(xiàn)在蝸殼擴(kuò)散段，說(shuō)明雙隔舌蝸殼更利于流體流動(dòng)。

離心泵；雙隔舌；數(shù)值模擬；徑向力；流場(chǎng)

離心泵根據(jù)設(shè)計(jì)理論得到的幾何不對(duì)稱螺旋形壓水室，泵運(yùn)行時(shí)旋轉(zhuǎn)葉輪與蝸殼之間的動(dòng)靜干涉將使泵內(nèi)部流場(chǎng)的徑向分布差異較大，導(dǎo)致離心泵內(nèi)部的三維非定常流動(dòng)變得異常復(fù)雜[1-2]。泵內(nèi)部徑向力的不平衡不僅會(huì)嚴(yán)重影響到泵軸的穩(wěn)定性，且會(huì)造成軸封泄漏的后果。

目前尚無(wú)精確計(jì)算公式確定徑向力大小及方向，針對(duì)徑向力的研究主要通過(guò)數(shù)值模擬和試驗(yàn)的方法實(shí)現(xiàn)[3-6]。通過(guò)改善蝸殼不對(duì)稱的結(jié)構(gòu)及葉輪與蝸殼之間的動(dòng)靜干涉，以達(dá)到平衡徑向力的目的。施衛(wèi)東等[7]針對(duì)不同隔舌安放角蝸殼離心泵進(jìn)行全流道數(shù)值模擬，認(rèn)為適當(dāng)增加隔舌安放角可以有效減小葉輪上的徑向力。江偉等[8]對(duì)壓水室結(jié)構(gòu)研究表明，單、雙蝸殼離心泵的徑向力基本都呈橢圓分布，但單蝸殼徑向力平衡明顯較差。楊敏等[9]通過(guò)對(duì)雙蝸殼壓水室進(jìn)行非定常數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)葉輪所受徑向力隨葉輪旋轉(zhuǎn)呈現(xiàn)不穩(wěn)定性，不同工況下徑向力大小方向不一。曹衛(wèi)東等[10]通過(guò)研究多級(jí)泵內(nèi)部壓力脈動(dòng)的分布情況，了解到作用在葉輪上的徑向力呈周期性脈動(dòng)，且葉片吸力面和蓋板上徑向力分布更紊亂。通過(guò)改變?nèi)~輪與隔舌之間的間隙，Barrio等[11]探討了離心泵隔舌處的徑向力特性，指出隔舌處間隙對(duì)離心泵徑向力影響很大。瞿麗霞等[12]通過(guò)數(shù)值模擬方法，研究了不同隔舌間隙對(duì)雙吸離心泵內(nèi)部非定常流場(chǎng)的影響，發(fā)現(xiàn)隔舌間隙對(duì)壓水室內(nèi)壓力分布有著明顯的作用。袁壽其等[13]為了改善單葉片螺旋離心泵葉輪上的受力情況，分析分流葉片對(duì)離心泵徑向力的影響，結(jié)果表明分流葉片既是平衡軸向力的有效途徑，也能降低蝸殼上的振動(dòng)特性。

由于離心泵隔舌與葉片出口間隙最小，使該區(qū)域動(dòng)靜干涉尤為強(qiáng)烈。因此，通過(guò)適當(dāng)改變隔舌型式[14]，在改善隔舌區(qū)動(dòng)靜干涉的同時(shí)，也有利于改善離心泵內(nèi)部流場(chǎng)的脈動(dòng)情況及流體流動(dòng)狀態(tài)。基于此，采用單隔舌和雙隔舌兩種不同結(jié)構(gòu)型式蝸殼的離心泵，利用數(shù)值模擬的方法，研究?jī)烧咴诓煌r下葉輪和蝸殼徑向力特性，以及壓水室內(nèi)部流場(chǎng)流動(dòng)特性。

1數(shù)值計(jì)算方法及外特性分析

1.1計(jì)算方法

以IS80-50-250型離心泵為研究對(duì)象，其主要參數(shù)為：葉輪進(jìn)口直徑D1=80 mm，蝸殼出口直徑D2=50 mm，葉片數(shù)Z=5；轉(zhuǎn)速n=2 900 r/min，流量Q=50 m3/h，揚(yáng)程H=80 m。采用單隔舌和雙隔舌兩類蝸殼結(jié)構(gòu)，其中雙隔舌中由下隔舌保證必要的間隙的同時(shí)避免蝸殼內(nèi)的流體作不必要的循環(huán)，上、下兩隔舌間過(guò)渡區(qū)域則可以減緩流道中壓力脈動(dòng)，改善流體對(duì)隔舌的沖擊情況。雙隔舌蝸殼的上下隔舌各司其職，不僅能保證葉輪與隔舌之間必需的間隙，也能在一定程度上改善離心泵內(nèi)部流場(chǎng)的脈動(dòng)特性。雙隔舌的設(shè)計(jì)過(guò)程中必須保證基圓直徑、擴(kuò)散段入口處喉部面積不變，雙隔舌的隔舌安放角須保證在適宜角度，雙隔舌半徑與單隔舌半徑一致，上、下隔舌間由光滑曲線過(guò)渡，且曲線分別與兩隔舌相切。離心泵計(jì)算模型示意圖如圖1所示，模型泵單隔舌徑向距離Dr=130 mm；雙隔舌中上隔舌與下隔舌徑向距離分別為1.1Dr、1.03Dr，上下兩隔舌軸向距離為20 mm。

圖1　離心泵計(jì)算模型示意圖Fig.1 Schematic diagram of calculation model

1.2網(wǎng)格劃分及邊界條件設(shè)置

由于蝸殼隔舌及扭曲葉片的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故選取適應(yīng)性強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化混合四面體網(wǎng)格對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為保證計(jì)算的精確性，對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性分析，最終確定單隔舌、雙隔舌蝸殼離心泵模型網(wǎng)格總數(shù)分別為1 404 368和1 439 142。

離心泵葉輪區(qū)域設(shè)置為滑移網(wǎng)格坐標(biāo)系，其余區(qū)域均設(shè)置為靜止坐標(biāo)系；葉輪與進(jìn)水管、葉輪與蝸殼、蝸殼與出水管共形成三組網(wǎng)格滑移交界面，壁面為固壁無(wú)滑移邊界；近壁區(qū)按標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理。流體為常溫下的清水，外界常溫常壓；進(jìn)口設(shè)為速度進(jìn)口邊界，出口則選用自由出流；選取SIMPIEC算法；采用有限體積法離散控制方程，對(duì)流項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)的離散均采用二階迎風(fēng)格式，收斂精度設(shè)置為10-4。

選用自由流動(dòng)精度較高的標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，該模型較多的考慮了流場(chǎng)中各點(diǎn)的湍動(dòng)能及流動(dòng)的作用，且模型基本形式比較簡(jiǎn)單、相對(duì)更易收斂，因而特別適用于三維流場(chǎng)復(fù)雜且湍流充分發(fā)展的離心泵，其方程為[16]：

(1)

(2)

Gk=μt[(uy+vx)2+(vz+wy)2+(wx+uz)2+

2(ux2+vy2+wz2)]

(3)

式中：ρ為流體密度；ui為雷諾時(shí)均速度；xi為笛卡爾坐標(biāo)系變量；Gk為湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)；μe為有效黏度；μ為分子黏度；μt為湍流黏度。

μe=μ+μt=μ+ρCμk2/ε，i=1,2,3分別表示3個(gè)坐標(biāo)方向；各常數(shù)Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3，C1=1.44，C2=1.92

在定常數(shù)值模擬計(jì)算收斂的基礎(chǔ)上，開(kāi)始非定常數(shù)值計(jì)算。考慮到計(jì)算機(jī)的能力，非定常時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)定為1.73×10-4s。葉輪在旋轉(zhuǎn)2～3周后所得數(shù)據(jù)才會(huì)穩(wěn)定，為確保計(jì)算的準(zhǔn)確性，故葉輪旋轉(zhuǎn)4個(gè)周期最佳，總耗時(shí)需t=0.083 s。選取葉輪旋轉(zhuǎn)第四周的監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)作為統(tǒng)計(jì)分析的依據(jù)。

1.3離心泵外特性分析

采用數(shù)值模擬及試驗(yàn)的方法，在0.6Q、0.8Q、1.0Q、1.2Q、1.4Q工況下對(duì)離心泵的外特性進(jìn)行分析。不同工況下離心泵的效率揚(yáng)程曲線如圖2所示。由圖2(a)可知，單隔舌離心泵的數(shù)值計(jì)算值與試驗(yàn)值的大小及變化趨勢(shì)基本一致；在小流量工況下，揚(yáng)程的試驗(yàn)值低于數(shù)值計(jì)算值，但效率的試驗(yàn)值略高于計(jì)算；在設(shè)計(jì)工況下，效率的數(shù)值計(jì)算值與試驗(yàn)值均達(dá)到較理想值，揚(yáng)程的計(jì)算值與試驗(yàn)值之間的差值在此處達(dá)到最大值；在隨著流量繼續(xù)增大，揚(yáng)程的數(shù)值計(jì)算值與試驗(yàn)值之間的差異越來(lái)越小，在Q=70 m3/h時(shí)兩者幾乎相等，效率的計(jì)算值與試驗(yàn)值均是先增后減，且試驗(yàn)值始終大于計(jì)算值。同時(shí)以上離心泵外特性的計(jì)算值與試驗(yàn)值的相對(duì)誤差均在3%以內(nèi)，說(shuō)明數(shù)值計(jì)算結(jié)果能夠準(zhǔn)確的預(yù)測(cè)泵的外特性。由圖2(b)可知，各工況下單隔舌離心泵的揚(yáng)程和效率的數(shù)值計(jì)算值與雙隔舌離心泵貼合度都很好，在設(shè)計(jì)工況下兩隔舌離心泵的外特性參數(shù)的最大差異在0.8%左右，說(shuō)明采用雙隔舌蝸殼對(duì)離心泵的外特性參數(shù)影響并不明顯。

圖2　離心泵效率揚(yáng)程曲線圖Fig.2 Curves of efficiency and head

2徑向力特性分析

2.1葉輪上徑向力特性

圖3　葉輪上徑向力矢量圖Fig.3 Vector diagram on the impeller

圖3為不同工況下，作用在兩種隔舌型式離心泵葉輪上徑向力的矢量圖。圖上的每一點(diǎn)代表著某一時(shí)刻作用在葉輪上的徑向力，其中Pd表示單隔舌蝸殼、Pj表示雙隔舌蝸殼。由圖3可知，徑向力的大小、方向隨時(shí)都在改變；在偏離設(shè)計(jì)工況時(shí)，單隔舌與雙隔舌時(shí)葉輪徑向力均呈星形分布；設(shè)計(jì)工況下，采用雙隔舌時(shí)徑向力較小，但其方向變化劇烈，使徑向力主要集中在較小值附近。三工況下，兩種隔舌型式離心泵作用在葉輪上的徑向力基本呈規(guī)則的形狀分布。但在設(shè)計(jì)工況時(shí)徑向力較小，而偏離設(shè)計(jì)工況時(shí)徑向力為設(shè)計(jì)工況下徑向力2倍有余。

圖4為不同工況下，兩種隔舌型式的離心泵作用在葉輪上的徑向力時(shí)域圖。由圖4可知，作用在兩種隔舌型式的離心泵葉輪上徑向力的變化趨勢(shì)類似；并且在設(shè)計(jì)工況下，作用在葉輪上的徑向力遠(yuǎn)比偏離設(shè)計(jì)工況下小，但在小流量工況下其幅值偏離徑向力平均值較大；說(shuō)明偏離設(shè)計(jì)工況，葉輪中的流體流動(dòng)狀態(tài)分布并不如設(shè)計(jì)工況下均勻，導(dǎo)致葉輪上徑向力出現(xiàn)成倍增長(zhǎng)。同時(shí)，在不同工況下，雙隔舌時(shí)作用在葉輪徑向力均明顯小于單隔舌時(shí)的徑向力。

圖4　葉輪上徑向力時(shí)域圖Fig.4 Radial hydraulic force on the impeller

圖5為對(duì)單隔舌、雙隔舌蝸殼離心泵葉輪上徑向力在三種不同工況下通過(guò)快速傅里葉變換(FFT)[15]得到的頻域圖。由圖5可知，兩種隔舌型式離心泵葉輪上徑向力的脈動(dòng)頻率與葉片通過(guò)頻率(241.5 Hz)基本保持一致，均為241.7 Hz。三種不同工況下，葉輪上徑向力脈動(dòng)幅值不是很大；當(dāng)采用雙隔舌時(shí)，其主頻處最大脈動(dòng)幅值均小于單隔舌主頻脈動(dòng)幅值，三工況下徑向力脈動(dòng)降幅分別為：41.1%、23.3%、27.8%；相比于單隔舌蝸殼時(shí)，雙隔舌蝸殼離心泵葉輪的高頻脈動(dòng)逐漸減小，尤其體現(xiàn)在小流量工況下。說(shuō)明采用雙隔舌蝸殼時(shí)，可以使葉輪上徑向力的脈動(dòng)情況變得更為平緩。

圖5　葉輪上徑向力頻域圖Fig.5 Frequency characteristic on the impeller

2.2蝸殼上徑向力特性

圖6為不同工況下，兩種隔舌型式的離心泵作用在蝸殼上的徑向力矢量圖。由圖6可知，小流量、設(shè)計(jì)流量、大流量三工況下作用在蝸殼上徑向力的平均值依次下降，說(shuō)明泵在小流量工況下運(yùn)行時(shí)，更不利于平衡或降低蝸殼上的徑向力。在三種不同工況下，雙隔舌時(shí)徑向力都較大程度上小于單隔舌時(shí)徑向力。

圖6　蝸殼上的徑向力矢量圖Fig.6 Vector diagram on the volute

圖7為不同工況下，兩種隔舌型式的離心泵作用在蝸殼上的徑向力合力時(shí)域圖。由圖7可知，兩種隔舌型式的離心泵作用在蝸殼上徑向力在不同工況下隨時(shí)間的變化趨勢(shì)一致；采用雙隔舌蝸殼時(shí)，作用在蝸殼上的徑向力明顯小于單隔舌蝸殼上的徑向力；該徑向力遠(yuǎn)大于作用在葉輪上的徑向力，這說(shuō)明作用在蝸殼上的徑向力起著主導(dǎo)作用，而采用雙隔舌時(shí)在各工況下均能明顯改善離心泵徑向力。

圖7　蝸殼上的徑向力時(shí)域圖Fig.7 Radial hydraulic force on the volute

圖8為單隔舌、雙隔舌在三種不同工況下徑向力頻域圖。由圖8可知，兩種隔舌型式蝸殼在不同工況下的徑向力的脈動(dòng)頻率依然以葉片通過(guò)頻率為主，而蝸殼上徑向力的脈動(dòng)幅值則遠(yuǎn)大于葉輪上徑向力的脈動(dòng)幅值。說(shuō)明三種工況下，作用在蝸殼上的徑向力不僅大，處于極度不對(duì)稱狀態(tài)。當(dāng)采用雙隔舌時(shí)，其主頻處最大脈動(dòng)幅值均小于單隔舌主頻脈動(dòng)幅值，三工況下徑向力脈動(dòng)降幅分別為：66.2%、24.5%、19.3%；相比于單隔舌蝸殼時(shí)，雙隔舌蝸殼離心泵葉輪的高頻脈動(dòng)逐漸減小。蝸殼上徑向力的不平衡將會(huì)嚴(yán)重影響離心泵的穩(wěn)定運(yùn)行，采用雙隔舌蝸殼時(shí)，則可明顯改善蝸殼內(nèi)的徑向力脈動(dòng)特性。

圖8　蝸殼上的徑向力頻域圖Fig.8 Frequency characteristic on the volute

2.3徑向力試驗(yàn)結(jié)果

對(duì)IS80-50-250型單、雙隔舌離心泵徑向力的測(cè)試在閉式試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，該試驗(yàn)臺(tái)包括試驗(yàn)泵、閉式管路、參數(shù)測(cè)量?jī)x及電機(jī)，如圖9中所示。試驗(yàn)通過(guò)電阻應(yīng)變法測(cè)定不同工況下葉輪作用在泵軸上的徑向力的分布，先將固定在軸承上徑向測(cè)力環(huán)周向每隔90°布置一個(gè)支撐架，支撐架上貼有應(yīng)變片。當(dāng)泵軸上有徑向載荷作用時(shí)，該載荷通過(guò)支撐架傳遞到應(yīng)變片上，應(yīng)變片的敏感柵應(yīng)變，導(dǎo)致電阻值發(fā)生變化。參數(shù)測(cè)定儀器選用DH-3818靜態(tài)應(yīng)變測(cè)試儀，測(cè)得應(yīng)變片的應(yīng)變，然后由徑向載荷和應(yīng)變間的對(duì)應(yīng)關(guān)系，求出徑向力。

圖9　徑向力測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)Fig.9 Test site of radial force

針對(duì)0.6Q、0.8Q、1.0Q、1.2Q、1.4Q五種工況下單、雙隔舌離心泵徑向力進(jìn)行了測(cè)試，并與對(duì)應(yīng)工況下相應(yīng)隔舌離心泵徑向力計(jì)算值進(jìn)行對(duì)比。基于徑向力由靜態(tài)應(yīng)變測(cè)試儀獲取相關(guān)數(shù)據(jù)，則試驗(yàn)得到的徑向力為平均值，故徑向力的計(jì)算值取某一穩(wěn)定周期內(nèi)的均值，并繪制徑向力隨流量變化曲線如圖10所示。由圖10可知，試驗(yàn)值與模擬值的分布趨勢(shì)基本一致，其中單隔舌在30 m3/h-1處兩曲線間出現(xiàn)最大差值，大小9 N；雙隔舌試驗(yàn)值與模擬值的最大差值出現(xiàn)在40 m3/h-1處，大小為8 N；單、雙隔舌徑向力的試驗(yàn)值與模擬值均在誤差允許范圍內(nèi)；不同工況下徑向力的模擬值均小于試驗(yàn)值，是因?yàn)閿?shù)值模擬過(guò)程中沒(méi)有考慮流體對(duì)葉輪的動(dòng)反力，所以模擬值小于實(shí)際值。以上幾點(diǎn)都充分說(shuō)明徑向力的數(shù)值模擬結(jié)果具有較好的可靠性。

圖10　不同工況下徑向力試驗(yàn)值與模擬值對(duì)比Fig.10 Comparison of test value and simulation value

3離心泵內(nèi)部流場(chǎng)特性分析

3.1蝸殼靜壓

圖11　蝸殼對(duì)稱面壓力云圖Fig.11 Contours of static pressure on volute cross section

圖11為設(shè)計(jì)工況下，不同時(shí)刻時(shí)(葉片相對(duì)于隔舌在不同位置時(shí))單隔舌與雙隔舌蝸殼對(duì)稱面靜壓云圖。由上文中徑向力的特性分析可知，葉輪與蝸殼之間的動(dòng)靜干涉呈現(xiàn)一定的周期性，故所取時(shí)刻只需具有一定的代表性即可：t=0 s時(shí)，葉片正在接近隔舌；t=0.000 693 s時(shí)，葉片離隔舌最近；t=0.001 386 s時(shí)，葉片正在遠(yuǎn)離隔舌。由圖11可知，蝸殼內(nèi)靜壓呈嚴(yán)重的不對(duì)稱分布，這也是離心泵產(chǎn)生徑向力的重要誘因之一。不同時(shí)刻下，同一蝸殼內(nèi)靜壓分布有較大的變化，當(dāng)葉片接近隔舌時(shí)，蝸殼擴(kuò)散段壓力值更大，當(dāng)葉片遠(yuǎn)離隔舌時(shí)，蝸殼出口壓力呈下降趨勢(shì)；雙隔舌蝸殼內(nèi)的壓力變化較單隔舌蝸殼更平緩，尤其體現(xiàn)在蝸殼擴(kuò)散管處；單隔舌蝸殼內(nèi)隔舌處壓力梯度最大，而雙隔舌處則基本都保持高壓區(qū)，壓力梯度變化更單一。同一時(shí)刻下，兩類隔舌蝸殼各壓水室截面上的壓力值，在靠近蝸殼壁面時(shí)更大；雙隔舌蝸殼壓水室壓力分布相對(duì)于單隔舌蝸殼更對(duì)稱。綜上可知，雙隔舌蝸殼相比單隔舌，不僅在各截面上壓力分布更均勻，在擴(kuò)散管內(nèi)的壓力變化也更加平緩、隔舌處壓力梯度也更小，說(shuō)明雙隔舌蝸殼更適于流體流動(dòng)。

3.2葉輪靜壓

圖12為同一時(shí)刻(葉片離隔舌最近處)，兩種隔舌型式下葉片壓力側(cè)與吸力側(cè)的壓力分布云圖。由圖12可知，兩種隔舌型式下分別對(duì)應(yīng)的葉片壓力側(cè)、吸力側(cè)壓力梯度基本一致：葉片進(jìn)口處壓力最低，沿著葉片依次增加，在葉片出口處達(dá)到最大值；各葉片上的受力較為均勻，說(shuō)明兩種隔舌型式對(duì)葉片的壓力分布影響并不明顯，同時(shí)作用在葉輪上的徑向力不會(huì)出現(xiàn)較大值；葉片壓力側(cè)不僅壓力值明顯高于吸力側(cè)壓力值，其壓力梯度也顯然大于吸力側(cè)，其差異在進(jìn)口處和出口處表現(xiàn)的尤其強(qiáng)烈。葉片吸力側(cè)進(jìn)口處相對(duì)于出口處低壓區(qū)十分明顯，這是離心泵最容易在該處發(fā)生汽蝕的重要因素之一。

圖12　葉片壓力云圖Fig.12 Contours of static pressure of blades

同一時(shí)刻下葉輪前后蓋板上靜壓分布云圖如圖13所示。由圖13可知，兩種隔舌型式離心泵在葉輪前后蓋板上的壓力分布類似，壓力值由中心沿徑向方向依次遞增，在葉輪半徑處達(dá)到最大值。兩種隔舌型式的葉輪前后蓋板上壓力分布整體較為均勻，但在靠近隔舌處有一塊明顯的高壓區(qū)，這是由于葉片與隔舌動(dòng)靜干涉造成的。葉片前后蓋板整體壓力梯度跨度較為均勻，說(shuō)明葉輪上徑向力將處于比較平衡的狀態(tài)。

圖13　蓋板上壓力分布云圖Fig.13 Contours of static pressure of covers

3.3湍動(dòng)能

設(shè)計(jì)工況下兩種隔舌蝸殼離心泵內(nèi)流場(chǎng)中截面上的湍動(dòng)能分布如圖14所示。由圖14可知，葉輪內(nèi)部、壓水室各截面、蝸殼擴(kuò)散段內(nèi)的湍動(dòng)能分布基本一致，其中葉輪區(qū)湍動(dòng)能主要集中在葉片壓力側(cè)，葉片進(jìn)口處吸力側(cè)分布了少許，壓水室內(nèi)湍動(dòng)能則分布極少。兩種隔舌型式的離心泵湍動(dòng)能均在隔舌處達(dá)到最高點(diǎn)，這也很好的驗(yàn)證了隔舌區(qū)是離心泵內(nèi)部流場(chǎng)中流動(dòng)最為復(fù)雜的區(qū)域。其中單隔舌蝸殼最大湍動(dòng)能為6.87 m2/s2，雙隔舌蝸殼最大湍動(dòng)能為5.06 m2/s2，說(shuō)明采用雙隔舌可以有效的降低隔舌處湍動(dòng)能，同時(shí)較好的改善離心泵內(nèi)部的流動(dòng)特性。

圖14　離心泵內(nèi)流場(chǎng)中截面湍動(dòng)能分布Fig.14 Distribution of turbulent kinetic energy on cross section in the flow field

4結(jié)論

(1) 數(shù)值模擬能夠較好的預(yù)測(cè)離心泵外特性，雙隔舌蝸殼并不會(huì)影響離心泵外特性，兩種型式隔舌蝸殼離心泵的外特性參數(shù)的最大偏差在0.8%左右。

(2) 非設(shè)計(jì)工況下作用在葉輪上的徑向力，其大小為設(shè)計(jì)工況下徑向力的2倍有余；采用雙隔舌時(shí)，葉輪上各工況下主頻處脈動(dòng)降幅分別為：41.1%、23.3%、27.8%。

(3) 不同工況下作用在蝸殼上的徑向力遠(yuǎn)大于葉輪上的徑向力，作用在蝸殼上的徑向力在離心泵所受徑向力中起主導(dǎo)作用；隨著工況流量的增大，作用在蝸殼上徑向力的平均值依次減小；采用雙隔舌時(shí)，蝸殼上各工況下主頻處脈動(dòng)降幅分別為：66.2%、24.5%、19.3%。

(4) 不同時(shí)刻下，蝸殼內(nèi)靜壓分布變化較大，當(dāng)葉片出口與隔舌相距最近時(shí)，蝸殼出口壓力最大；采用雙隔舌時(shí)，蝸殼內(nèi)的壓力分布變化更為平緩，更利于流體流動(dòng)；同一時(shí)刻下，兩種隔舌型式離心泵葉輪上的靜壓分布趨勢(shì)一致；葉片壓力側(cè)不僅壓力高于吸力側(cè)，其壓力梯度也更高，葉片吸力側(cè)進(jìn)口處壓力最低，該處為離心泵中最易發(fā)生汽蝕的部位。

(5) 兩種隔舌蝸殼對(duì)稱面上湍動(dòng)能分布基本一致，湍動(dòng)能主要集中在葉片壓力側(cè)中部，葉片進(jìn)口處以及隔舌處，在隔舌處達(dá)到最高值；采用雙隔舌蝸殼能有效的降低隔舌處的湍動(dòng)能。

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Effects of different tongues on radial hydraulic force characteristics and internal flow field of a centrifugal pump

MOU Jie-gang, LIU Jian, GU Yun-qing, DAI Dong-shun, ZHENG Shui-hua, MA Yi

(College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310014, China)

In order to clarify different tongues’ influences on the internal flow field of a centrifugal pump, based on ak-εturbulence model, its external characteristics were numerically simulated and tested under different operating conditions, the results showed that a double-tongue centrifugal pump is feasible. Radial force characteristics, static pressure distribution and the turbulent kinetic energy on the impeller and volute of centrifugal pumps with different tongues were analyzed. Results showed that the double-tongue has no obvious effects on the external characteristics of pumps; the radial hydraulic force acted on the volute is much larger than that acted on the impeller under different operating conditions; when the double-tongue is applied, the radial hydraulic force on the impeller decreases slightly, and it decreases significantly on the volute; tendencies of fluid flowing on the impeller under different tongues are similar, and static pressure distributions are uniform for the two tongues; when the double-tongue is applied at different instants, changes of static pressure distribution are smaller, especially, during the diffuser duration of the volute, so the double-tongue is much better for fluid flowing.

centrifugal pump; double-tongue; numerical simulation; radial hydraulic force; flow field

10.13465/j.cnki.jvs.2016.11.018

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51406183);浙江省自然科學(xué)基金(LQ15E050005)

2015-01-14修改稿收到日期：2015-05-18

牟介剛 男，博士，教授級(jí)高工，1964年4月生

谷云慶 男，博士，講師，1982年4月生

TH212；TH213.3

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