后吸式渣漿泵密封性能及內部流動研究

陶 藝，白永明，吳迎春

（無錫工藝職業技術學院機電與信息工程學院，江蘇 無錫 212206）

1 引言

渣漿泵主要應用于需要輸送含有固相顆粒且具有腐蝕性的溶液，如化工、礦山、冶金、石油等許多工業部門[1]。由于輸送介質中存在的固相顆粒，故其過流部件的水力設計除了需要考慮水力性能外[2-3]，還需要考慮固相顆粒對過流部件的磨損[4]。過流部件中，磨損較嚴重的零件主要是葉輪、蝸殼以及軸封[5]。采用副葉輪密封的渣漿泵，其密封失效主要是由于副葉輪密封前后壓力不平衡，導致大量顆粒進入軸承箱，引起部件磨損[6]。采用機械密封的渣漿泵，其使用壽命又受到冷卻水、泵運行震動及輔助密封件老化等方面的影響，且機械密封成本較高[7-8]。早期的渣漿泵所采用的填料密封，其運行阻力大，且軸套極易磨損，需要頻分調整壓蓋壓力來保證密封的泄漏量[9]。為此，國內外學者對渣漿泵密封進行了一定的研究。文獻[10]將流體動力密封進行結構簡化，并在此基礎上增加了機械密封配合使用。文獻[11]以TRIZ 理論為基礎，對潛污泵的密封進行了改進，降低了由于顆粒介質進入引起的磨損，提高了可靠性和可維護性。

這里對一種后吸式渣漿泵的內部全流場進行了數值計算，分析了其流場內的速度及靜壓分布，尤其是軸封處的壓力。并與傳統離心式渣漿泵進行了對比，研究了后吸的進水方式，對泵內流場分布以及軸封處壓力的影響，分析了后吸式渣漿泵的優缺點，以期為渣漿泵的設計及選型提供理論依據。

2 數值計算模型

2.1 渣漿泵主要設計參數

該后吸式渣漿泵主要參數如下：額定流量Q=20m3/h，揚程H=30m，轉速n=2900r/min。采用固液兩相流經驗系數法進行設計，葉輪形式為帶有背葉片的半開式葉輪，得到其主要參數為：葉輪進口直徑Dj=80mm，葉輪外徑D2=165mm，葉輪出口寬度b2=13mm，葉片數Z=6，葉片壓力面型線為變角螺旋線，進口角β1=30°，出口角β2=26°，包角=80°。泵進口采用三通管道，將葉輪反裝，即葉輪吸入方向為遠離電機方向，如圖1所示。

圖1 后吸式渣漿泵Fig.1 Slurry Pump with a Back Suction

2.2 計算域網格劃分

首先通過Solidworks軟件對計算域進行三維造型，本次數值計算的計算域是包括葉輪前后腔間隙在內的全流場。隨后再將三維造型軟件生成的通用文件導入到ANSYS ICEM軟件中進行網格劃分，為了提高數值計算速度并使數值計算獲得更好的收斂結果，所有計算域均采用結構化網格進行劃分，各計算域的網格劃分結果，如圖2所示。對近壁面水體均進行了網格局部加密。其中，葉輪部分網格數為705263，蝸殼部分網格數為1208535，前后腔間隙網格數為607563，背葉片部分水體網格數為305247，三通進口部分網格數為186472，傳統進口水體部分網格數為133142，網格數量的最終確定是經過網格無關性驗證的。

圖2 計算域網格劃分Fig.2 Grid Meshing of Calculation Domain

2.3 數值計算設置

數值計算采用多重參考坐標系，將葉輪及背葉片部分水體設置為旋轉域，旋轉速度設置為泵轉速，蝸殼、前后腔及葉輪進口部分水體設置為靜止域，動靜域之間的數據傳遞采用凍結-轉子模型，對流項及湍流數值計算均采用高精度格式。為了數值計算能夠更好地捕捉到近壁面處的邊界層分離及二次流動，對計算域近壁面處的網格進行了局部加密以保證其y+值，并選用了SST湍流模型來封閉方程組。

在邊界的設置上，考慮到離心泵在出口附近的水體容易出現回流，故為了使數值計算結果更容易收斂，采用速度進口邊界條件，根據流量確定進口流速，出口處采用開放出口邊界條件，并根據預測揚程給定相應的靜壓，使泵內壓力場的絕對值更貼近真實結果，計算域壁面采用無滑移邊界條件來模擬邊界層流動。數值計算結果的收斂精度為10-5，且進出口總壓監測點穩定。

3 計算結果及分析

3.1 軸封處靜壓

傳統渣漿泵與后吸式渣漿泵在不同工況下軸封處平均靜壓的模擬值，如圖3所示。從圖中可以看出，傳統渣漿泵軸封處的靜壓隨流量變化明顯，在小流量工況下，軸封處靜壓達到27000Pa，在大流量工況下出現了-10000Pa的負壓，僅在額定工況下靜壓的絕對值較低，密封性能較好。這是由于，傳統渣漿泵的軸封位于葉輪背面，葉輪旋轉產生的高壓水體在壓差的作用下有向軸封處流動的趨勢，故一般采用背葉片旋轉產生的反壓進行平衡，而背葉片的尺寸是根據額定工況來設計的，故僅在額定工況下密封效果較好。而后吸式渣漿泵的軸封位于三通進口處，不受葉輪加壓后的高壓水體影響，故從圖3可以看出，軸封處靜壓隨流量變化不大。

圖3 兩種渣漿泵軸封處的靜壓Fig.3 Static Pressure at the Shaft Seal of the Two Slurry Pumps

3.2 軸封處壓力脈動頻域圖

為研究兩方案軸封處的壓力脈動，在軸封處分別設置了4個監測點，面朝電機方向，12點位置為P1，3點位為P2，6點位置為P3，9 點位置為P4。非定常數值計算，時間步長設為0.000172414s，其間葉輪旋轉3°，即葉輪旋轉一圈需要120個時間步長。其中，每個時間步的殘差收斂標準設為10-5，以定常數值計算結果為初始條件進行計算。當葉輪旋轉10圈后，各監測點的靜壓值呈現穩定的周期性，故選取葉輪旋轉第11圈的數據作進行分析。

額定工況下，兩種渣漿泵軸封處壓力脈動頻域圖，如圖5所示。從圖中可以看出，傳統渣漿泵軸封處壓力脈動幅值明顯高于后吸式渣漿泵。傳統渣漿泵軸封處壓力脈動主為6倍軸頻，即葉頻。如前所述，傳統渣漿泵軸封處的壓力為葉輪旋轉所產生壓力與背葉片旋轉所產生反壓之差，而葉輪外緣水體的壓力脈動受葉輪葉片與蝸殼隔舌的動靜干涉影響，故軸封處的壓力脈動主頻為葉頻。而后吸式渣漿泵軸封處壓力脈動主頻為軸頻，次頻為葉頻，這是由于軸封位于葉輪之前，故其靜壓受葉輪內壓力脈動的影響較小，因此主頻為軸頻。

圖4 兩種方案軸封處靜壓監測點Fig.4 Monitoring Point of the Static Pressure at the Shaft Seal for the Two Cases

圖5 兩種渣漿泵軸封處的壓力脈動頻域圖Fig.5 Frequency Domain of the Pressure Pulsation at the Shaft Seal of the Two Slurry Pumps

可以看出，后吸式渣漿泵軸封處的壓力脈動較小，且受葉輪內部流動影響較小，故密封性能好。

3.3 葉輪及蝸殼內水體相對流速

兩種方案葉輪及蝸殼內水體的相對速度矢量圖，如圖6 所示。可以看出，在額定工況下，兩者內部流動并無明顯差異，相對流速最大處均位于蝸殼第八斷面附近，這是由于蝸殼采用的是環形蝸殼，隨著蝸殼從第一斷面到第八斷面，流量逐漸增加，而過流面積不變，故流速增加。

圖6 兩種方案葉輪及蝸殼內水體相對速度矢量圖Fig.6 Vectors of Relative Velocity in the Impeller and the Volute for Two Cases

兩種方案在葉輪遠離蝸殼的流道中均出現了不同程度的二次流動，后吸式渣漿泵中還有一個流道出現了輕度的二次流動。

4 試驗驗證

為驗證數值計算結果的準確性，對兩種方案的樣機進行了外特性試驗，數值計算結果與試驗結果的對比，如圖7所示。可以看出，在額定工況點，兩種方案數值計算結果與試驗結果的誤差在2%以內，隨著運行工況偏離額定工況，兩者誤差增加，尤其是大流量處，但最大誤差在5%以內，故可以認為數值計算結果是可信的。此外，從圖中還可以看出，傳統渣漿泵在各工況下的揚程及效率均高于后吸式渣漿泵，尤其是大流量工況。

圖7 兩種方案泵外特性曲線Fig.7 Pump Performance Curves of the Two Cases

從圖6已經知道兩種方案葉輪流道內水體的流動情況相似，故其不是兩者外特性出現差異的主要原因。為研究其原因，圖8給出了后吸式渣漿泵三通進口內水體的速度矢量圖，可以看出三通管道內存在大量的沖擊損失，且流量越大，損失越大。此外，在靠近葉輪進口附近管道中出現了回流。

圖8 后吸式渣漿泵三通進口內水體速度矢量圖Fig.8 Vectors in the Inlet of the Slurry Pump with a Back Suction

因此，三通管道內水體的沖擊損失及回流是其外特性比傳統渣漿泵差的主要原因。

然而，在額定工況附近，后吸式渣漿泵與傳統渣漿泵的外特性差異不大，考慮到后吸式渣漿泵的密封效果好，使用壽命長，故在外特性上的損失完全是可以接受的。

5 結論

這里為提高渣漿泵密封性能，設計了一種后吸式渣漿泵，隨后基于ANSYS CFX研究了后吸式渣漿泵的密封性能及其內部流動，并與傳統渣漿泵進行了對比。

由數值計算結果可以得出以下結論：后吸式渣漿泵軸封處靜壓受泵運行工況的影響較小，且軸封處靜壓較低，脈動幅值較小，因此密封性能更好。而由于三通管道內存在沖擊損失及回流，后吸式渣漿泵的外特性比傳統渣漿泵略低，尤其是在大流量工況。但考慮到后吸式渣漿泵的密封性能更好，使用壽命長，故其在外特性上的損失是完全可以接受的。