全貫流泵回流間隙對泵水力性能的影響

石麗建 焦海峰 茍金瀾 袁 堯 湯方平 楊 帆

(1.揚州大學水利科學與工程學院， 揚州 225100； 2.武漢第二船舶設計研究所， 武漢 430205；3.江蘇省水利科學研究院， 南京 210017)

0 引言

泵裝置按照電動機在水泵中的安裝位置可以分為軸伸泵裝置和貫流泵裝置，軸伸泵裝置的電機布置在管道外部，貫流泵裝置的電動機布置在管道內部，而貫流泵按照其電機的布置方式又可以分為燈泡式貫流泵和全貫流泵[1-2]。燈泡式貫流泵在流道內設有一個金屬燈泡體，電動機和減速箱均安裝在燈泡體之內；而全貫流泵的電機和葉輪整合為一個整體，沒有葉頂間隙和傳統軸流泵的傳動軸，葉片的外緣與電機的轉子相連，轉子通過電磁作用旋轉并帶動葉輪做功，進、出水流道平直，水流直進直出，進水流態平順均勻，水力損失小，泵裝置效率較高。

全貫流泵作為一種新型水泵，具有揚程低、流量大等特點，在國外大量應用于調水工程、灌溉工程和防洪排澇工程之中，尤其是在荷蘭和日本，已經將其作為一種成熟的技術廣泛應用。但是由于其效率和揚程均顯著低于軸流泵，全貫流泵在國內泵站中的應用還很少[3]。由于其結構特點，全貫流泵省去了電機的空間，泵房面積不需要很大，節省了土建成本和建設周期。全貫流泵整體結構緊湊，安裝便利，在尺寸較大時，安裝檢修更為方便，因此適合大型低揚程、大流量泵站使用[4-5]。

目前，國內外對于軸流泵的研究較多，由于全貫流泵使用的是經過軸流泵葉輪改造的葉輪，兩泵的進出水流道和導葉也相似，因此軸流泵的內流特性和水力特性對于研究全貫流泵也有一定的參考意義。許多學者對軸流泵水力性能、內部流動特性及其非定常特性進行了較為廣泛的研究[6-23]。

全貫流泵和軸流泵的葉輪有相似之處，由于全貫流泵葉輪與轉子是一個整體，因此全貫流泵工作時電機轉子參數會對其葉輪室的內流特性和水力性能產生影響。本文基于數值模擬和模型試驗的研究方法[24-26]，對全貫流泵進行性能分析，研究全貫流泵的回流間隙對泵水力性能的影響。

1 數值計算

1.1 計算模型

全貫流泵的設計是將葉輪和電機轉子焊接為一體，關鍵設計部件為電機轉子，電機轉子與定子外殼存在間隙，間隙d中存在間隙回流流量q，可以起到散熱的作用。本文設計的全貫流泵初始間隙d為0.65 mm，另外設計了1.00、1.50、 2.00 mm共計4個方案。本文電機轉子為簡化模型，不含線圈布置，轉子最大厚度為18 mm，軸向長度為100 mm。全貫流泵葉輪三維模型造型圖如圖1所示。

圖1 全貫流泵葉輪的三維模型圖Fig.1 Three-dimensional model diagram of full-flow pump impeller

本文研究的全貫流泵葉輪直徑D為350 mm，轉速n為950 r/min，輪轂比為0.4，葉尖葉柵稠密度為0.79，葉根葉柵稠密度為1.4，輪緣處葉片安放角為15.33°，輪轂處葉片安放角為46.59°。導葉體葉片數為7片，直徑為350 mm，輪轂比同樣為0.4。進出水流道與葉輪和導葉配套，直徑均為350 mm，長度L均為1 m。泵裝置設計流量Q為390 L/s，設計揚程H為3.2 m，水泵比轉數nS為905。全貫流泵的電機轉子間隙二維示意圖如圖2所示。

圖2 全貫流泵間隙二維示意圖Fig.2 Two-dimensional diagram of gap

1.2 網格劃分及無關性分析

本文根據伯努利能量方程計算全貫流泵葉輪揚程，由數值模擬計算得到的速度場和壓力場以及葉輪上作用的扭矩預測軸流泵葉輪的水力性能。

全貫流泵葉輪揚程計算公式為

H=(pout,T-pin,T)/(ρg)

(1)

式中pout,T——葉輪出口斷面總壓，Pa

pin,T——葉輪進口斷面總壓，Pa

ρ——液體密度，kg/m3

g——重力加速度，m/s2

全貫流泵葉輪效率計算公式為

(2)

式中Tp——扭矩，N·m

ω——葉輪轉動角速度，rad/s

全貫流泵葉輪功率計算公式為

P=Mω

(3)

式中P——功率，W

M——葉輪的扭矩，N·m

全貫流泵連續性方程為

(4)

式中r——過流斷面的半徑，m

Vz——過流斷面的平均速度，m/s

ηV——水泵容積效率，%

rt——葉輪輪轂半徑，m

rh——葉輪輪緣半徑，m

本文的計算模型由葉輪、電機轉子、導葉以及進、出水流道等部分構成，其中葉輪和導葉的網格通過將葉輪和導葉的Curve文件導入Turbogrid中建模，然后劃分結構化網格，葉輪網格數約為60萬，導葉網格數約為76萬。進出水流道通過UG建模，使用ICEM劃分結構化網格，網格數約為44萬。電機轉子通過UG建模并使用Mesh劃分非結構化網格，網格數約為177萬。模型各部位網格圖如圖3所示。各部件網格劃分完成后在CFX里面裝配成計算模型，計算模型三維圖如圖4所示。

圖3 計算區域網格劃分Fig.3 Computational area meshing

圖4 全貫流泵裝置計算模型三維圖Fig.4 3D map of calculation model of full-flow pump device

由于全貫流泵運行時，葉輪是最主要的做功部件，因此葉輪網格數量對于計算結果的準確性有著決定性的影響。因此需要對全貫流泵的葉輪網格進行網格無關性分析，結果如圖5所示。

圖5 全貫流泵葉輪網格無關性分析Fig.5 Grid independence analysis of full-flow pump impeller

根據圖5可以發現葉輪總網格數量在60萬時，網格數量的增加對于效率的影響很小，為了減小計算工作量以及網格數量對數據可靠性的影響，最終選取葉輪網格數量為60萬左右。

1.3 控制方程及邊界條件

數值模擬計算控制方程采用時均N-S方程，湍流模型采用標準k-ε湍流模型[27]。進口邊界條件設定為總壓進口，壓力為1個標準大氣壓；出口邊界條件設置質量流量出口，設計流量Q=390 L/s。葉輪和轉子設置為旋轉域，其他部件均設置為靜止域。固體壁面邊界包括葉片表面、輪轂表面、葉輪輪緣的內表面等，采用滿足粘性流體的無滑移條件，近壁區域采用標準壁面函數邊界條件。動靜交界面采用速度平均的Stage交界面模型，其余各部分交界面均采用None交界面模型[28-29]。

針對圖4全貫流泵計算模型初始間隙方案(d=0.65 mm)進行數值模擬計算，并將其與模型試驗進行對比。

2 模型試驗驗證

2.1 試驗系統

根據全貫流泵數值模擬的結果，將葉輪、導葉、電機轉子和進、出水流道加工出來進行模型試驗研究。全貫流泵葉輪直徑為350 mm，試驗轉速為950 r/min。全貫流泵葉輪如圖6a所示，輪轂比為0.4，葉片數為4片，采用黃銅材料加工而成。間隙電機轉子按照CAD圖紙精確加工，采用鋼質材料制成，轉子通過4枚直徑3 mm的沉孔螺絲與葉片固定，使其與葉輪形成一體，定子安裝在轉子外圈，與試驗臺固定。模型導葉如圖6b所示，輪轂比為0.4，采用直導葉型式，導葉葉片數為7片，用鋼質材料焊接成型。試驗裝置實物如圖6c所示。

圖6 試驗部件及裝置實物圖Fig.6 Physical diagrams of test components and devices

2.2 試驗結果分析

試驗執行GB/T 18149—2000《離心泵、混流泵和軸流泵水力性能試驗規范(精密級)》和SL 140—2006《水泵模型及裝置模型驗收試驗規程》標準，每個葉片安放角的性能試驗不少于15個測試點。對間隙d=0.65 mm下的全貫流泵裝置進行試驗測試，并與全貫流泵裝置數值模擬結果進行對比，如圖7所示，以驗證數值模擬的可靠性。

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圖7 數值模擬與模型試驗對比Fig.7 Comparison of numerical simulation and model test

根據圖7可知，在設計工況(流量為390 L/s，轉速為950 r/min)下，全貫流泵試驗測試效率為78.54%，揚程為3.22 m，數值模擬流量-效率曲線普遍高于模型試驗，效率最大偏差約為3.7個百分點；流量-揚程曲線與設計工況基本重合，在大流量和小流量工況下揚程最大偏差約為0.17 m；試驗測試最高運行效率為78.69%，數值模擬最高效率為82.66%，偏差約為3.97個百分點，全貫流泵數值模擬與模型試驗揚程和效率偏差較小，說明全貫流泵的數值模擬計算結果準確可信。

3 計算結果分析

根據上述設計結果，分別對不同間隙尺寸的全貫流泵裝置模型進行數值計算。計算流量為190 ～ 470 L/s，每隔20 L/s計算一個流量工況點。將不同間隙下的數值模擬計算結果進行分析，如圖8所示。

圖8 各間隙下泵裝置數值計算結果對比Fig.8 Comparison of numerical calculation results of pump devices under each gap

由圖8可知，各間隙的全貫流泵的揚程和效率曲線均較為光滑。最小間隙為0.65 mm時，全貫流泵在設計工況下的揚程為3.05 m，效率為82.46%，最高效率為82.66%；最大間隙為2 mm時，全貫流泵在設計工況下的揚程為2.92 m，效率為80.85%，最高效率為81.27%。不同間隙的泵裝置在設計工況下的揚程最大差值為0.13 m，效率差值為1.61個百分點，因此可以發現不同間隙全貫流泵的揚程和效率差別較大。隨著間隙的增大，全貫流泵在流量230～430 L/s之間的流量-揚程和流量-效率曲線逐漸下移，其中流量-揚程曲線在馬鞍區的差別尤為明顯，馬鞍區位置逐漸向大流量移動，且最大間隙與最小間隙的馬鞍區流量偏移了近40 L/s，馬鞍區的最高揚程差值約為0.34 m；流量-效率曲線的高效區基本一致，在流量370 L/s時效率差距最大，最大間隙與最小間隙的效率相差約1.61個百分點，在流量小于230 L/s和流量大于430 L/s范圍內效率曲線的差距很小。

為了分析全貫流泵的水力特性的差異是否由間隙引起，取出軸流泵和間隙d=0.65 mm的全貫流泵在3種特征工況(210、390、450 L/s)下葉輪室的軸向速度云圖和二維流線圖，如圖9、10所示。

圖9 軸流泵葉輪室的內流特性Fig.9 Inflow characteristics of impeller chamber of axial-flow pump

圖10 全貫流泵葉輪室的內流特性(d=0.65 mm)Fig.10 Inflow characteristics of impeller chamber of full-flow pump (d=0.65 mm)

對比圖9、10可以發現，軸流泵和全貫流泵的主要差距在小流量工況下，軸流泵的葉輪進口流態平順，而全貫流泵的葉輪進口靠近輪緣處(即間隙回流出口)有漩渦和偏流現象，此處產生了低壓區，這是由于間隙回流擾亂了葉輪進口靠近輪緣處水流的流態引起。同樣葉輪出口流場在小流量工況差距較為明顯，兩泵在靠近輪緣位置均出現了偏流，靠近輪轂位置出現了漩渦，而軸流泵水流往輪轂方向偏流，全貫流泵往輪緣方向偏流，這是由于間隙回流流量q是由葉輪出口流向葉輪進口，全貫流泵葉輪出口靠近輪緣處(即間隙回流進口)壓力較低,間隙回流進入葉輪進口時對主流影響較大，造成葉輪進口輪緣處較大的漩渦，進而導致了葉輪出口流場的變化(間隙內部二維流動如圖11所示)。由此可以發現，全貫流泵葉輪水力特性的變化主要是由間隙回流導致。

圖11 間隙內部流動示意圖Fig.11 Internal flow in gap

從圖11可以發現，全貫流泵葉輪進出口的流態均受到了間隙回流的影響，距離輪緣越近，水流受到間隙回流的干擾越強烈。隨著葉輪流量的增大，間隙回流對全貫流泵葉輪進出口的影響越來越小，在設計工況和大流量工況下全貫流泵葉輪進出口的流態均較好，沒有出現明顯的流線偏移。為了研究間隙回流對葉輪進出口的干擾程度隨葉輪流量增大的原因，取出間隙d=0.65 mm的全貫流泵在全工況下間隙回流流量、葉輪進出口壓差與總流量的關系，如圖12所示。

圖12 間隙回流流量和葉輪進出口壓差與總流量的關系曲線(d=0.65 mm)Fig.12 Gap backflow rate and impeller inlet and outlet pressure difference and total flow rate (d=0.65 mm)

從圖12可以看出，隨著葉輪流量的增大，葉輪進出口壓差越來越小，間隙回流流量也越來越小，而間隙回流斷面面積是不變的，根據連續性方程可知間隙回流流速減小，回流對葉輪進出口的流態干擾也就更不明顯。因此間隙回流不僅對葉輪進出口流態有影響，而且該影響隨著葉輪流量的升高而降低。

為了進一步分析不同間隙對全貫流泵揚程和效率的影響，將4種間隙全貫流泵葉輪壓力面和吸力面在設計工況下(390 L/s)的壓力云圖和二維流線圖取出，如圖13、14所示。

圖13 各間隙全貫流泵葉輪壓力面在設計工況下的壓力云圖Fig.13 Pressure cloud diagrams of pressure surface of full-flow pump impeller under various design conditions

圖14 各間隙全貫流泵葉輪吸力面在設計工況下的壓力云圖Fig.14 Pressure cloud diagrams of suction surface of full-flow pump impeller under various design conditions

從圖13可發現，各間隙下葉輪壓力面的壓力沿著輪轂到輪緣的方向逐漸上升。軸流泵葉片做功能力主要來自于輪緣處壓差分布，而隨著間隙的增大，壓力面靠近輪緣區域高壓區范圍越來越小，說明葉片的做功能力越來越低，這也是圖8設計工況下揚程隨著回流間隙增大而降低的原因。從圖14可以發現，各間隙葉輪吸力面的壓力沿著水流流動的方向先減小后增大，在葉輪背面靠近進口位置壓力最低，說明了該區域是葉輪工作時最容易發生汽蝕的位置，且該區域的面積隨著間隙的增大基本沒有變化，說明間隙回流對全貫流泵葉輪的汽蝕性能影響很小。

為了分析不同的間隙回流對全貫流泵效率的影響，取出設計工況(Q=390 L/s)下間隙回流流量、摩擦功率、葉輪功率與間隙的關系，如圖15、16所示。

圖15 間隙回流流量與間隙的關系曲線Fig.15 Relationship between gap backflow and gap size

圖16 葉輪功率、摩擦功率與間隙的關系曲線Fig.16 Relationship between gap backflow, shaft power and gap size

由圖15、16可以發現，在設計工況下，隨著間隙的增大，間隙回流流量逐漸增大，實際工程使用中可根據間隙回流流量要求選擇相應的間隙。隨著間隙的增大，葉輪功率逐漸減小，這是由于揚程降低較大的原因。由圖8可知，設計工況全貫流泵效率計算結果為81%左右，遠低于當前軸流泵87%的效率水平，這是因為葉輪轉子外殼帶來了很大的摩擦阻力損失，根據圖16計算，摩擦功率占葉輪功率的5%。同時可以發現，隨著間隙的增大，摩擦功率基本不發生變化。

4 結論

(1)相對于傳統軸流泵，全貫流泵具有結構簡單、安裝方便、土建成本低等優勢，但由于電機跟葉輪合二為一，電機轉子與定子之間存在間隙回流，導致水力損失和圓盤摩擦功率均增加。實際工程中，根據間隙回流流量對水泵性能的影響規律，應在滿足回流流量要求的前提下盡可能提高全貫流泵的性能指標，對應選取合適的間隙。

(2)當間隙一定時，隨著葉輪流量的增大，間隙回流流量逐漸減小，間隙回流對葉輪進出口的流態影響也逐漸減小；距離輪緣越近，水流受到回流的影響越大。在設計工況下，隨著間隙的增大，全貫流泵的間隙回流流量逐漸增大，間隙回流流量與葉片進出口壓差趨勢一致，全貫流泵葉輪的做功能力逐漸降低，但吸力面的汽蝕性能基本不發生變化。同時，隨著間隙的增大，葉輪的軸功率逐漸減小，而摩擦功率基本不發生變化。

(3)全貫流泵數值模擬與模型試驗數據的差別較小，說明了全貫流泵數值模擬結果準確、可靠。