叶轮口环间隙对井用潜水泵性能的影响

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井泵是抽取地下水的主要设备，在农村 、上厂、矿山、f1来水公司、地质勘探、铁路 、地热开发和油田等地或领域都有广泛的应用.井用潜水泵的叶轮口环问隙对泵的性能具有再要影响，口环问隙的大小直接影响泵效率的高低 .装在泵体上的静止fI环与叶轮盖板上的旋转 口环之 间留有径 向问隙 ，这-间隙的存在不仅产乍了容积损失，还改变了泵内部的流动结构，从而影响井用潜水泵的整机性能.但是环间隙尺寸较小，流动复杂，研究较为 难，并 H.由于片用潜水泵足在有限的空间里工作，用试验方法扶取密封口环的流动特性对设备要求高、费用大，F1无法住产品设计阶段获得可靠性分析的数据，因此，用试验的方法获取密封 口环流动特性具有-·定难度 、。 。

Baskharone等 采用有限元分析方法埘多级泵内部间隙泄漏流动及其影响进行了数值模拟，并与现有的lIl 轮泄漏分析模型进行对比分析.李文广等 通过分别改变离心油泵叶轮前后口环间隙值埘其进行水力性能i式验研究，jt研究不同黏度下口环n1J隙对忡能影响的情况.赵伟国等 采用基于CFD的数值汁算方法，对不同密封rI环间隙的离心泵进行性能分析，M时分析比较了离心泵的外特性ItlI线乖IJ人J部流翅构.下洋等 则从12I环问隙泄漏容 损失和圆l盘摩擦损失的关系来探讨rI环间隙义、f效率的影响.吴大转等 通过试验和数值计算束分析比较 后u环的泄漏量对性能的影响。

义巾对外用潜水采200QJ80-22原型机的试验结果 t 数值模拟结果进行比较分析，并且对 5个不环问隙进行数值模拟， 每个方案分 7个]二兄r 进 数值计算，分析不同环问隙对井用潜水泵外特 和内部流场的影响，在J二程实践上为井朋潜水 口 乖fI问隙结构没汁提供借鉴.由于后口环的jI漏量埘泵悱能的影响小大，导叶是空间导叶，级问泄漏对人J流惩外特性影响较小，冈此，鉴于数值计算和网格划分的方便，小次计算只考虑前 口环t-漏。

物理模型与数值计算方法1.1 物理模型义tl所用物理模型是 200QJ80-22.额定流量为80[1 /h，额定扬稃为22 Il，额定转速为 2 850 r/rain，叶轮外 为 l24 mTn，叶轮进 口直径为79 mm，级数为2级，出J芭角为25。，叶片数为6片，叶轮lj环处直径为89.7 Inl1rl1环间隙流动主要是间隙的进出口仔住压差而产生流动，此流动成为 差流；义因为在 用潜水泵中，叶轮做旋转运动，并n液体存存 -定的黏性，凶此口环问隙流巾除 J，有 差流外还会形成-个 怙J方向的剪切流.考虑口环问隙的井用潜水泵内部流动是复杂的二维黏性紊流流动，应用 CED软件对整泵内部流厨行数值计算并分析内部流动机理已成为主流方法 。

1.2 造型与数值模拟方法图 1为模型泵二维和三维 .通过 Pro/E软件平台埘进口段、叶轮、空间导叶、出rI段、口环间隙等进行三维造型，进口段、叶轮、空间导叶、出门段等采用四面体的非结构化网格.而口环间隙水体的间隙值太小，用非结构化网格很难划分，并为 r提高关键研究部分的数值计算准确度，采用六 体的结构化网格。

1 两级外泵二维和 维装Fig.1 2 D gild 3 D assembly dt awing 0f a two-stagesulmersible wel pump基于 Fluent软什，整个计算 域分为旋转和静止 2个部分，旋转部分为首级和次级叶轮，剩下的域部件水体为静止部分，不同的子区域之间通过交界而进行连接.采用多参考坐标系模型对旋转部分和静止部分进行耦合.设整个流道内部流场为三维不可压稳态黏性湍流场，用标准 - 舣方程湍流模型来封闭. 力 -速度耦合采用半隐式 SIMPLER算法.首级叶轮进 口没为无旋流动，进rJ截面中心处压力设为参考压力点，其卡目对压力为 0；出口流动设为自由出流.假设固壁面为尤滑移，IJ壁面上各l 653旧-向速度均为 0.近壁面的湍流流动按标准壁面函数法处理.设定收敛精度为 10～，转速为2 850 r/min。

2 数值计算与试验结果分析比较整泵性能的好坏与叶轮 口环间隙的大小有密切关系，其影响主要表现在外特性上，因此对整泵的外特性分析十分重要.本次以200QJ80-22原型泵 口环间隙 b为 0.5 mm进行试验，并与数值计算进行分析比较。

图2为原泵200QJ80-22口环问隙为0.5 Hln时试验结果与数值模拟结果的对比图，其中 ，日，P为试验值，叼 ，H ，P 为模拟值.由图可看出，小流量工况差别较小，而其他工况点差别较大，但是数值计算结果与试验结果吻合，趋势-致，图中的数值计算结果高于试验结果，主要是数值计算没有考虑轴承等处的机械损失.另外，后口环和级问间隙的泄漏造成极少量的容积损失，使扬程和效率的数值计算值高于试验值，总体而言，数值计算结果与试验结果的对比表明了数值计算的准确性和可行性。

图 2 试验与数值模拟对比(b0.50 mm)Fig.2 Comparison between simulation results andexperimental ones f 60.50 mm)图3为设计工况下不同间隙值 b对外特性的影响，从图中可以看出，泵的效率随着间隙值的增大而减小，当间隙值达到 1.O0 Film时，减小幅度更明显，总效率从最高点的 77.2%减小为 68.7%，减小了将近 10%.扬程也因间隙的增大而明显减小，在1.00 mm的间隙时减为23.5 13.而少量的泄漏量对功率影响不大，基本在 7.4～7.6 kW 的范围内.图巾功率呈现先增大再减小的变化趋势，可能是因为随着间隙的增大 ，泄漏量增大，导致扭矩增大，轴功率增大，而扬程减小不明显，使得轴功率有较小的下降.此时泄漏量对轴功率的影响占主要地位；随着间隙增大到-定值后，扬程明显减小，扬程的减小对轴功率的影响大于泄漏流量对轴功率的影响，同时计算也存在-定误差，所以轴功率有上升波动趋势。

2826 目24228 0至锄6 O图 3 设计工况 F外特性变化曲线Fig.3 External characteristic curve under designed condition图4为不同问隙下泵的效率、扬程曲线对比.从图可以看出，间隙值越小，泵的效率和扬程越大，而随着间隙值的增大，各个工况下的扬程和效率都在以-定的趋势减小，间隙达到0.70 film左右时减小不是很明显，但是当间隙达到 1.O0 IllI1时，泵的扬程和效率在对应的工况下减熊明显。

0 20 40 6O 80 1O0 120Q/(11 h。 )(b) Q图4 不同问隙下泵的效率 、扬程曲线对比Fig.4 Comparison of head and efficiency withdiferent clearances3 内部流场分析口环间隙的变化会影响泵内部流动，因此，为了讨论不同间隙内部流场的变化，取面 0(通过轴线的截面)作为研究对象，由于数值计算工况点有35个，文中仅分析设计工况点处的流场情况。

图5，6为第-和第二口环间隙处的流线图，由图可看出，0.20 llm的间隙时前盖板腔体内水流在做旋转运动，叶轮出口处靠近前盖板腔体区域也有- 定的回流，这都会产生水力损失，但是对叶轮进口过流面积基本没有产生影响.第二级叶轮问隙也是如此.随着间隙的增大，前盖板腔体和叶轮出口g 章∞ 如 如 m 0 9 7 5 30I 655 l 从图7，8中可以看出，不同间隙值间隙处及进出口处压力的变化.间隙值越大，问隙中的压力梯度越明显，腔内的低压区向导叶方向扩散；而在间隙的出口(与进口相接处)压力随着间隙的增大而向外扩散，不仅容积损失严重，而且影响泵内部流场的均匀分布.这与设计工况下扬程随间隙变化曲线是-致的.这说明，在叮加工的范围内，间隙值越小越好，因为越小的间隙可以减少水力损失，增大水力效率，从而提高泵的效率。

4 结 论1)对原型泵的间隙值分别取0.20，0.35，0.50，0.70，1.00 mm这 5个不同口环间隙，每个间隙模型取流量 为 0.2Q，0.4Q，o.6Q，0.8Q，1.0Q，1.2Q，1.4Q等 7个工况点进行数值计算，从结果对比图中可以看出，模拟值与试验结果-致.数值计算没有考虑机械损失和容积损失，因此试验值略低于数值模拟值。

2)整泵的效率和扬程都随着 口环间隙的增大而减小，而功率随间隙的变化不明显。

3)问隙值越大，间隙中的压力梯度越不明显，腔内的低压区向导叶方向扩散，并且前腔内袖隙时形成回流，但是对性能影响不大，并且可以平衡- 部分轴向力的作用.在问隙的出口(与进 口相接处)压力随着间隙的增大而向外扩散.随着口环间隙的逐渐增大，叶轮前腔内的回流逐渐消失，但经过L]环间隙的泄漏量增多，对叶轮的人 口冲击加大，对叶轮进 口通过性能有-定的阻碍作用.大的泄漏量使得前泵腔内的压力减小，前泵腔水体对叶轮前盖板压力减小.从而叶轮产生的轴向力增大，使整泵运行发生-定程度的振动，在很大程度上影响了泵的性能和稳定性.因此，在可加工铸造的范围内尽量控制间隙值在2.00 nlHl左右，这样泵的效率和扬程较高，内部流动较稳定。