大功率磁懸浮泵寬流道葉輪的水力性能分析

白曉蓉, 胡 亮, 阮曉東, 蘇 芮, 傅 新

(浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室, 浙江 杭州 310027)

引言

自20世紀80年代初,BRAMM G等[1]提出了第一臺磁懸浮泵實驗模型,從此,磁懸浮泵在生命醫學領域人工心臟血泵方面的應用有了較大的發展。隨著半導體領域的發展,濕法制成用泵應用場合多變,不同工況的流量和壓力差異很大,運行工況相比血泵要復雜得多。半導體制造等領域對化學品工藝介質有超潔凈的輸送需求。超潔凈流控元件是光刻機、刻蝕機、離子和注入機等各類半導體制造裝備機臺中的核心基礎件[2-3]。泵作為流控系統的動力元件,與輸送介質密切接觸。傳統離心泵通常需要通過軸承與電機連接進行驅動與傳動,存在動密封摩擦,同時存在泄漏風險。離心泵中摩擦產生的表面顆粒物脫落與泄漏均無法滿足超潔凈流控元件的需求。而磁懸浮泵是一種無軸承、無潤滑、無密封且無機械部件摩擦的流體元件。

如圖1所示,該泵將無軸承永磁薄片電機與泵體結構一體化,其永磁體轉子被包覆在葉輪內部,工作時由電機驅動繞組和懸浮繞組產生的磁場來主動控制永磁體轉子的3個自由度,其他3個自由度則依靠磁阻力實現被動懸浮。該泵的葉輪和泵殼由耐化學腐蝕的高純度氟樹脂(PFA或PTFE)制成,且葉輪轉動過程中無摩擦,大大減少了流體輸送過程中污染顆粒產生的風險,與隔膜或波紋管等泵相比,磁懸浮泵具有結構簡單、運行可靠、易維護等優點,在浸沒式光刻、單晶圓清洗、涂膠顯影、CMP等半導體設備中被認為是最佳的流體輸送元件[4]。

圖1 磁懸浮泵結構示意圖

由于磁懸浮泵具有無軸承、無潤滑、無動密封、零泄漏等突出優點,已廣泛應用于半導體濕法制程,同時在制藥、食品、化工及軍工等應用領域也有極大的應用需求,但某些應用場合往往需要更大的工作流量和壓力,即大功率的磁懸浮泵。目前,瑞士Levitronix公司是中大流量磁懸浮泵的全球唯一供應商。

大功率磁懸浮泵由于其特有的水力結構,其泵送效率較低,此外其僅能依靠磁場懸浮剛度與平衡孔抵消軸向液壓沖擊力,當電機功率較小時,軸向被動磁阻力基本可以平衡葉輪的液壓軸向力。然而隨著功率的增加,磁懸浮泵的液壓軸向力平衡問題越發突出,此時葉輪將不能夠正常工作甚至觸碰泵殼造成破損或摩擦污染。

目前,國內外對有關磁懸浮泵高效水力特性研究的公開文獻報導較少。RAGGL K等[5]在綜合考慮水力因素、電驅動系統和電力電子技術下,對整個泵送系統進行了綜合優化,目標是實現最大輸出壓力、最小容積的泵系統。陳超[6]設計了無軸承薄片離心泵系統,最大流量達到9 L/min,但效率不高。

對于磁懸浮泵的液壓力平衡問題,國外研究學者已對其進行了一定的研究,RAGGL K等[5]研究了液壓軸向力隨葉輪半徑比例增大的倍數規律,表明軸向液壓力增加速度為軸向磁阻力的2倍;BOESCH P N[7]認為更高性能的磁懸浮離心泵葉輪的軸向平衡是必須解決的最困難任務之一,為此提出了平衡孔+阻塞板、平衡孔+頂閥+閥環、平衡孔+凹槽等不同的軸向平衡方法,同時對不同類型的泵殼產生的徑向力進行研究,認為環形泵殼體適用于小的工作流量,螺旋泵殼體適用于在最佳工作點處產生較大的流量。國內學者對傳統離心泵液壓軸向力及徑向力研究較多,汪東山等[8]運用仿真研究了平衡孔位置對離心泵軸向力的影響;劉在倫等[9]通過試驗研究了葉輪背葉片對離心泵軸向力的影響;陳帥[10]探究了雙吸離心泵蝸殼斷面面積規律、葉片布置方式以及葉片包角對離心泵葉輪部件所受徑向力的影響。但目前國內針對磁懸浮離心泵的液壓軸向力及徑向力研究基本處于空白。

為此,本研究為探究高效率大功率磁懸浮泵的水力結構,基于Cfturbo軟件設計了一種大功率磁懸浮泵的寬流道、螺旋形蝸殼的水力結構,同時為實現對照也搭建了窄流道、環形蝸殼的水力結構,并通過流體仿真對其進行水力效率、液壓軸向力及徑向力分析及對比,為高效率大功率磁懸浮泵的開發提供一定的技術支撐。

1 計算模型及計算方法

1.1 磁懸浮泵泵頭幾何模型

由于磁懸浮泵將磁懸浮電機與泵體結構一體化,所以磁懸浮泵頭的設計需與前期設計的磁懸浮電機尺寸相配合。本研究首先基于CFturbo軟件設計了磁懸浮泵葉輪及對應的螺旋形蝸殼,其次在此基礎上將永磁體轉子包覆在葉輪內部,同時為了平衡液壓軸向力,設置了平衡孔、擋流板、背葉片等平衡裝置。基本設計參數為：流量Q=200 L/min,壓差Δp=0.24 MPa,轉速n=5000 r/min,比轉速nq=26。葉片采用圓柱形葉片,主要幾何參數為：葉輪進口直徑D1=33.6 mm,葉輪出口直徑D2=83 mm,葉輪出口寬度b2=12.6 mm,葉片數Z=6,葉片進口安放角β1=28°,葉片出口安放角β2=35°,蝸殼基圓直徑D3=91 mm。寬流道磁懸浮泵頭葉輪幾何模型及整體計算流體域如圖2所示。

圖2 寬流道磁懸浮泵泵頭三維模型

為了實現對照,本研究也建立了窄流道磁懸浮泵模型,并對窄流道磁懸浮泵進行流場分析,磁懸浮泵窄流道葉輪三維模型及流體域,如圖3所示。

圖3 窄流道磁懸浮泵葉輪模型

1.2 網格劃分及無關性驗證

在完成磁懸浮泵泵頭三維模型的基礎上,基于前處理軟件Fluent Meshing軟件對計算域模型進行網格劃分。由于模型較為復雜,采用非結構化網格,并對葉輪、中間連接域較薄區域,蝸殼隔舌部分進行局部網格加密。同時為消除網格因素對數值模擬計算結果的影響,對模型的進出口總壓差進行網格無關性檢驗。網格無關性結果如表1所示。

表1 寬窄流道磁懸浮泵計算域不同網格數方案Tab.1 Schemes of different grid numbers in the calculation domain of wide and narrow channel magnetic levitation pump

由表1可知,隨著網格數的增加,總壓差逐漸增大并趨于穩定。為保證網格計算精度,同時考慮節約計算時間,最終選取寬流道磁懸浮泵計算域網格數量為573.32萬,窄流道磁懸浮泵計算域網格數量為664.06萬。本研究寬窄流道磁懸泵將以上述所選網格模型作為后續研究。寬流道磁懸浮泵局部網格劃分,如圖4所示。

圖4 寬流道磁懸浮泵網格劃分局部圖

1.3 計算方法與邊界條件

數值模擬過程基于ANSYS CFX2020R2軟件,湍流模型采用標準k-ε模型,對所有變量整場聯立求解,同時求解連續方程和動量方程組。對流項選擇為迎風格式,湍流數值格式采用一階格式。邊界條件設置為總壓進口, 質量流量出口。在定常計算中,動靜交界面設置為凍結轉子模型,計算精度為10e-6;在非定常計算中,將定常計算的結果作為初始條件,動靜交界面設置為瞬態轉子-定子模型。在5000 r/min工況下,葉輪旋轉周期為0.012 s,非定常時間步長設定為葉輪旋轉3°,即時間步長為1e-4 s。

2 性能預測方法及泵頭受力分析

2.1 外特性分析

在不同工況下完成泵的流場數值模擬后,可以得到磁懸浮泵進出口壓差、轉矩等數據,進而對外特性進行預測。

壓差的計算：

Δp=pout-pin

(1)

式中,pin,pout為泵進、出口總壓,Pa。

泵效率計算：

(2)

式中,Pe為泵的輸出功率,P1為泵的輸入功率;Q為體積流量,m3/h;M為液體對泵產生的等效軸扭矩,N·m;ω為葉輪旋轉角速度,rad/s。

2.2 液壓軸向力分析

由于磁懸浮泵葉輪轉子內部裝有永磁體,該永磁體為電機的轉子,電機轉子與定子之間通過產生磁場來驅動葉輪旋轉,所以磁懸浮泵葉輪轉子在運轉過程中受到一個電機定轉子之間形成的軸向被動磁阻力Fz,方向與葉輪軸向運動方向相反,如圖5所示。同時葉輪轉子也會受到軸向液壓力, 如圖6所示。由于葉輪本身上表面入口處與葉輪底部結構的上下不對稱性,高壓液體作用在葉輪上表面的軸向力為F1,其大小與半徑r1,r2有關,方向向下;作用在葉輪下表面的軸向力為F2,其大小與泵腔殼下部的半徑r2有關,方向向上。同時待輸送的液體從入口到出口液流方向發生改變,液流由軸向偏轉到徑向會對葉輪組件產生一個向下的動反力F3,所以葉輪受到的軸向液壓合力為F1,F2,F3的矢量和Fh[7],即：

圖5 葉輪轉子受到的軸向被動磁阻力示意圖

圖6 葉輪受到的液壓軸向力示意圖

Fh=F2-F1-F3

(3)

(4)

F3≈ρ·Q·ΔVa

(5)

式中, ΔVa為葉輪進口和出口處絕對速度的軸向分量之差。

當軸向磁阻力Fz和液壓軸向推力Fh相互抵消時,會產生穩定的軸向位置,即：

Fz+Fh=0

(6)

2.3 液壓徑向力分析

在徑向上,磁懸浮泵葉輪轉子在工作中會受到徑向磁阻力和液壓徑向力的共同作用,該徑向力主要由磁懸浮泵電機懸浮繞組產生的磁場通過負反饋來主動控制。如果液壓徑向力過大會對磁懸浮泵的主動懸浮控制造成相當大的壓力,甚至使其無法工作,所以磁懸浮泵液壓徑向力的研究具有重要意義。

目前研究徑向力的方法主要有3種,包括經驗公式法、測試法以及數值模擬預測法[11]。本研究主要利用數值模擬來進行預測。葉輪液壓徑向力主要由液體作用于葉輪上的壓力和黏性力所產生的,通過軟件中的直接積分法可以得到葉輪X和Y方向上的徑向分力Fx和Fy,再利用勾股定理計算出徑向合力Fr。

3 仿真結果及分析

3.1 窄流道效應分析

下面以薄葉片-寬流道葉輪為對照,分析厚葉片-窄流道葉輪的窄流道效應,即分析葉輪的窄流道帶來的水力損失影響。

首先,由于窄流道葉輪進口管道較細,來流速度大,如圖7所示,在葉輪的中心入口處均形成了局部的高速液流團,高速液流團速度相對寬流道葉輪較高,液體直接沖擊到葉輪的后蓋板上,且后蓋板中心導流弧度較小,同時由于窄流道葉輪葉片厚,部分流道被阻塞,通流面積小,使得沖擊現象加劇,動能損失較大。相比較圖7b,圖7a中的寬流道葉輪后蓋板中心導流弧度較大,同時在泵殼上部和底部速度分布較為均勻,能量損失較小。

圖7 磁懸浮泵泵頭軸向截面速度云圖

其次,由于磁懸浮泵本身的懸浮結構,使得葉輪轉子與泵殼壁面之間存在著大面積的間隙,當葉輪懸浮在泵殼內高速旋轉,轉子與泵殼間在側面和底面形成的間隙強剪切流動,產生了較大的摩擦損失。

同時,為了防止葉輪在啟動關閉過程中由于軸向力的作用產生碰撞,葉輪上下表面與泵殼頂部和底部的間隙都較大,且葉輪出口壓力較大,入口壓力較小,使得葉輪上表面與泵殼頂部表面的間隙內的液體容易產生從出口向入口的泄漏回流,從而造成較大的容積損失。如圖8b軸向截面速度矢量圖所示,窄流道葉輪在頂部兩邊間隙內均產生了從出口到入口的泄漏回流。相比較圖8b,圖8a中在頂部間隙內僅在一邊產生了從出口到入口的泄漏回流,這是由于頂部間隙另一邊屬于螺旋形蝸殼的螺旋起始段,如圖9b壓力云圖所示,螺旋起始段流道較窄,壓力作用在頂部間隙的面積較小,同時葉輪出口動能還未完全轉換為壓力能,未引起泄漏回流,所以寬流道葉輪的容積損失相對較小。

圖8 磁懸浮泵泵頭軸向截面速度矢量圖

圖9 磁懸浮泵泵頭徑向截面壓力分布云圖

最后在葉輪出口處具有尾跡軸向渦能量損失,如圖10所示為磁懸浮泵泵頭徑向截面的軸向渦分布,軸向渦的正值代表旋渦方向與葉輪旋轉方向相同,負值相反[12]。圖10b中窄流道葉輪的出口與環形蝸殼的交接處整個弧度范圍內均存在負的尾跡軸向渦分布,同時在中心處也有軸向渦的存在。而寬流道葉輪的出口與螺旋形蝸殼的交接處僅在靠近薄葉片兩邊存在尾跡,在交接處大部分弧度范圍內均沒有軸向渦的產生。所以與寬流道葉輪相比,窄流道葉輪的軸向旋渦能量損失較大。

圖10 磁懸浮泵泵頭徑向截面軸向渦分布

綜上所述,窄流道葉輪的流體的入口沖擊損失、摩擦損失、容積損失及軸向旋渦能量損失均較大,這些窄流道效應致使其水力效率較低。

3.2 寬窄流道磁懸浮泵的外特性對比分析

圖11所示為葉輪轉速5000 r/min工況下寬窄流道葉輪流量壓差曲線對比圖,從圖中可以看出,寬流道葉輪和窄流道葉輪在流量小于125 L/min時,壓差值隨著流量的增加基本處于平穩狀態,在流量大于125 L/min時,壓差值隨著流量的增加逐漸下降。當流量小于250 L/min時,寬流道葉輪的壓差值略小于窄流道葉輪,當流量大于250 L/min時,寬流道葉輪的壓差值大于窄流道葉輪,說明寬流道葉輪在大流量工況下的適用性更強。

圖11 寬窄流道葉輪流量壓差曲線對比圖

圖12為葉輪轉速5000 r/min工況下寬窄流道泵頭效率曲線對比圖,從圖中可以明顯看出,隨著流量的增加,寬流道泵頭水力效率最高可達59.4%,窄流道泵頭水力效率最高為40.9%,且寬流道泵頭水力效率隨著流量的增加一直高于窄流道葉輪。當流量小于125 L/min時,寬流道泵頭水力效率的提升量為1.6%～12.1%;當流量大于125 L/min時,寬流道泵頭水力效率的提升量為14.0%～25.2%。由此可見,在流量-壓差曲線基本一致的情況下,在大流量工況下采用寬流道泵頭,效率提升更為明顯。窄流道泵頭由于窄流道效應致使其水力效率較低,從數值上驗證了窄流道效應對磁懸浮泵水力效率的影響。

圖12 寬窄流道葉輪效率曲線對比圖

3.3 寬窄流道磁懸浮泵的軸向力對比分析

1) 葉輪轉子被動軸向磁阻力仿真計算

磁懸浮泵葉輪轉子軸向的平衡主要是磁懸浮泵電磁驅動部分產生的被動軸向磁阻力Fz和泵頭部分液壓軸向推力Fh之間的平衡。圖13為葉輪轉子相對于定子在軸向上移動不同位移時定子對轉子產生的被動軸向磁阻力。本研究仿真模型中設定葉輪轉子的軸向位移為dz=6.7 mm,根據圖13中的擬合公式,得到葉輪轉子在該位移時的被動軸向磁阻力為112.49 N。

圖13 葉輪轉子被動軸向磁阻力仿真圖

2) 葉輪液壓軸向力仿真分析

圖14為葉輪轉速5000 r/min工況下,寬窄流道葉輪液壓軸向力Fh隨流量的變化曲線。可以看出,葉輪轉子所受的液壓軸向力隨流量的增加而呈下降趨勢,這是由于液壓軸向合力主要與葉輪轉子上頂面和下底面所受的壓力有關,從圖11流量-壓差曲線可知,隨著流量的增加,葉輪出口的壓差值呈下降趨勢,這與液壓軸向合力的變化趨勢相一致。從圖14還可以看出,寬流道葉輪和窄流道葉輪所受的軸向液壓合力基本一致,兩者之間的差值較小,當流量小于75 L/min及大于250 L/min時,寬流道葉輪所受的軸向液壓力略大于窄流道葉輪;當流量為75～250 L/min時,寬流道葉輪所受的軸向液壓力略小于窄流道葉輪。

圖14 葉輪轉子液壓軸向力仿真圖

當葉輪轉子軸向位置處于某個位置時,葉輪所受的液壓軸向力并不是越小越好,需要與葉輪轉子所受的被動軸向磁阻力相平衡使轉子軸向穩定運轉。圖15所示為葉輪轉子在達到平衡時所受軸向被動磁阻力與液壓軸向力的差值轉換成的可軸向移動的位移圖。可以看出,在150 L/min時,葉輪轉子可移動位移最小,寬流道葉輪轉子和窄流道葉輪轉子在dz為6.7 mm的基礎上僅需移動-0.21 mm和0.12 mm即可達到平衡。在大流量工況下,轉子所需移動的位移逐漸變大,最大可向下移動6 mm;在小流量工況下,轉子所需移動的位移也逐漸變大,最大可向上移動1.8 mm。寬流道葉輪轉子與窄流道葉輪轉子可軸向移動距離相差不大。

圖15 葉輪轉子平衡可移動位移

3.4 寬窄流道磁懸浮泵的徑向力對比分析

圖16為葉輪轉速5000 r/min工況下,寬窄流道葉輪一個周期內液壓徑向力的瞬態受力圖,從圖中可以看出,一個周期內葉輪轉子的徑向受力大小并不均勻。在徑向上,磁懸浮泵葉輪轉子上半部分葉輪葉片受到的液壓徑向力與下半部分包裹永磁體磁鋼徑向側壁面受到的液壓徑向力方向不一定一致,疊加后呈現了徑向力大小不均勻的分布。同時還可以看出,采用螺旋形蝸殼的寬流道葉輪的液壓徑向力要小于采用環形蝸殼的窄流道葉輪的液壓徑向力。

圖16 葉輪轉子液壓徑向力仿真圖

4 結論

(1) 通過仿真闡述了窄流道葉輪流體的入口沖擊損失、摩擦損失、容積損失及軸向旋渦能量損失等窄流道效應是磁懸浮泵泵頭水力效率過低的主要原因;

(2) 本研究設計了一種大功率磁懸浮泵的寬流道葉輪,并對寬流道葉輪及窄流道葉輪進行水力效率對比分析。結果表明,在流量-壓差曲線基本一致的情況下,在大流量工況下采用寬流道泵頭,效率提升更為明顯,提升量為14.0%～25.2%;

(3) 本研究對寬窄流道葉輪的液壓軸向力及液壓徑向力進行對比分析,結果表明在流量-壓差曲線基本一致的情況下,寬流道葉輪和窄流道葉輪所受的軸向液壓合力基本一致,兩者之間差值較小;采用螺旋形蝸殼的寬流道葉輪的液壓徑向力要小于采用環形蝸殼的窄流道葉輪的液壓徑向力。