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叶轮后密封环直径加大量对轴向力特性的影响

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  • 发布时间:2014-08-15
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I 663幔Key words:submersible pump;back sealing ring diameter of the impeller;dimensionless curves;axial force;numerical simulation;test井用潜水泵主要用于抽取地下水,通常采用泵在上 、电机在下的结构形式,用套筒联轴器联结泵与电机.由于潜水泵外径受井径的限制,其叶轮通常采用同向排列,叶轮的后盖板附设密封环并开平衡孔来平衡轴向力,潜水泵工作时产生的剩余轴向力由潜水电机石墨推力轴承承受.由于石墨推力轴承承受轴向力有限,所以减少轴向力既可提高潜水泵的使用寿命和效率,又有利于潜水泵向高扬程发展.国内外专家学者对叶轮轴向力计算进行了大量研究,据统计有十余种轴向力计算公式.高鸿俐等H 针对某泵用不同轴向力公式进行了计算,计算表明采用不同计算公式求得的结果相差很大,理论计算和实测结果相比较也有很大差异,施卫东等 J分析了轴向力计算公式存在的问题,指出对于任意选择的离心泵,应用这些公式分别求解其叶轮轴向力大小,计算结果相差很大.采用何种公式计算结果更准确,没有查到相关文献,并指出采用传统轴向力计算公式并不能准确计算离心泵轴向力,必须采用新方法。

近年来,科技工作者又提出了新的平衡轴向力结构.陆伟刚等 介绍了斜流式叶轮平衡轴向力原理及其在潜水泵自动平衡轴向力的设计方法;李琪飞等 介绍了加大叶轮后密封环直径可平衡轴向力的原理及试验结果.可见,轴向力计算及平衡法是泵研究的关键技术问题。

随着计算机技术的快速发展,利用计算机三维软件对水泵进行几何造型,并结合 CFD软件来分析其内部的流动规律,从而预测水泵性能并对泵进行结构优化设计已基本达到工程实用的程度 .文中以3OOQJ230-40/2型潜水泵为研究对象,在叶轮前后密封环直径相同条件下,即Ar 0的条件下,开展该泵全流道数值模拟及轴向力数值计算,在轴向力数值计算结果与实测结果对比分析的基础上,进-步开展△r 为2,4,6,8,10 Inm条件下的轴向力数值计算及分析,研究受井径限制的井用潜水泵加大后密封环直径轴向力的特性及平衡轴向力效果。

1 计算模型的建立1.1 实体模型文献[8]-[9]对不同级数的深井离心泵进行了数值模拟,结果表明:2级深井离心泵的数值模拟可以较为准确地预测整泵性能.300QJ230-40/2型潜水泵为现生产的成熟产品,其设计参数:流量 Q230 Il /h;扬程 H40 m;转速 /12 875 r/min;效率r/75%;级数为2。

该泵的几何参数:前密封环的直径 D 、长度 ,J、问隙b分别为 80 mm,18 mm,0.20 mm;后密封环的直径 D 、长度 、间隙 b 分别为 80 mm,18 mD'l,0.20 Ilm;平衡孔的直径 。、数量。分别为8 Inm,6。

为了开展 300QJ23O-40/2型潜水泵在不同后密封环直径下轴向力数值计算及分析,在后密封环直径与前密封环直径差 △r 分别为 0,2,4,6,8,10mm条件下,采用 Pro/E软件,分别对该潜水泵整体流道进行了三维实体建模.图1为Ar 0时的整体流道三维实体模型。

图 1 潜水泵实体模型Fig.1 Entity model of submersible pump1.2 计算模型针对 300QJ230-40/2型潜水泵全流道特点,并为方便网格分块划分,计算区域划分为潜水泵进 口段流体 、1级叶轮区域流体、1级导流器区域流体、过渡区域流体、2级叶轮区域流体 、2级导流器区域流体和出口延伸段流体.其 中,为防止主流区域的干扰流,泵的出口延伸段长度为 90 mm,使出流液体能够得到充分发展.所建立的计算域模型如图2所示。

图2 计算域模型Fig.2 Calculation domain1.3 网格划分及数值模拟采用 GAMBIT软件对计算域作网格划分.针对各计算域的结构特点,并结合网格划分的要求,选用适应性强的混合网格 :泵的进出口流道、过渡流道形状规则,采用六面体单元网格;泵的叶轮、导流器、密封环nJ隙、平衡孔等处形状不规则,采用四面体单元网格.图 3为计算域网格的划分情况,划分的网格单元总数约为 1.4×10。,其中叶轮网格约1.9×10 ,导流器约4.9×l0 ,所有网格扭曲率均小于 0.86。

3 计算网格模型 ig.3 Computation grid根据计算模型的特点,边界条件设置:泵进 口为尢旋流动的速度进口,速度值 由各工况下的流量计算;泉 fj面的流动假设为充分发展状态,设为由出流((mtflow);叶片表丽、导流器等固壁面采用同壁无滑移似没,并用标准壁面函数法埘近壁面的流动进行处理;潜水泵各计算区域问的耦合面定义为 Interface。

泵的丁作介质为清水,选用多重参考坐标系模(MRF)来进行定常不可压流场的计算,其中叶轮内流体为旋转坐标系,转速为 2 875 r/rain,泵其余部分为静止不动的区域.选取标准 - 湍流模型,模型系数采用默认伉 .潜水泵内部腔体结构较为复杂,特别是密封环间隙、平衡孑L等处的局部流动会刈叶轮主流造成较大的影响.因此,为保证数值计算解不发牛震荡,差分格式中,压力项采用标准格式,动量方程 、湍动能 与耗散率输运方程的离散均采川 -阶迎风格式,与实测结果比较表明,陔数值模拟的结果可以准确地预测轴向力.压力和速度的耦合采用 SIMPLE算法.求解过程中各松弛因子采用默认值,没定收敛精度为 l0~。

2 Arm0时轴向力数值计算与验证为准确数值计算潜水泵轴向力,首先开展了泵全流道数值模拟及性能预测,模拟得到的潜水泵扬稗 、效率 与流量的关系曲线如图4所示.然后进行 r轴向力数值汁算.轴向力数值计算时选取的受力面包括:叶轮前盖板外表面、叶轮叶片表面以及叶轮后盖板外表面.利用 Fluent软件的 Force Re-port工具,可以求出潜水泵在不同工况运行时的轴向力.当 Ar 0时,轴向力 与扬程的关系曲线如图5所示,其中实测轴向力不包括潜水泵转动部件重量。

4 扬程、效率 j流量的关系曲线图5 Ar 0时轴向 J与扬程关系曲线Fig.5 Curves of axial force VerSUS hea(1 at Ar 0从 4-5可以看出,在泵的工作区域内,即流鞋范围为0.SQ ~1.2Q (相应扬程在 46~36 Il1)时,性能和轴向力的模拟结果与实测结果较为--致,轴向力随着水泵扬程 的增大而增大.在小于0.SQ 工况时,随着流量的减小,扬程的模拟值 j实测值偏离得越来越大,轴向力的模拟值也越来越偏离实测值。

为了验证潜水泵性能及轴向力数值模拟结果的准确性,采用了生产厂的300QJ230-40/2 潜水泵性能和轴向力的试验数据.潜水泵性能测试在扦式台 进行,压力采用标准压力表(0.4级)测量,流量采用涡轮流量计(0.5级)测量.因潜水泵与潜水电机直联,且潜入水中丁作,潜水电机输入功率采用电测法测量.潜水电机为专用试验电机,其效率与输入电功率关系曲线已知,从而可求出泵输入功率.转速采用感应线圈法测量,检流计精度为0.5级.轴向力采用机械法测试,其装置如图 6所示.用特制联轴器将泵与电机联结,特制联轴器町在电机轴上自由移动,调节螺母可使泵转子部件悬空.磅秤精度为 1级.测试前在磅秤上加砝码使杠杆处于平衡状态.当泵工作时,其轴向力使杠杆失去 r平衡,通过在磅秤加砝码使杠杆恢复平衡状态,从磅秤 上可直接读出轴向力值。

/ / ::杆秤图6 轴向力测试装置Fig.6 Test device of axial force measurement3 Arm≠0时轴向力的数值计算为了研究后密封环加大量对潜水泵轴向力特性影响规律和平衡轴向力的效果,在叶轮前密封环直径、平衡孔直径及数量不变的前提下,在叶轮后密封环加大量 △r 为2,4,6,8,10 mm时,分别对该潜水泵全流道进行数值模拟及轴向力数值计算,从而得到叶轮后密封环在不同加大量下的轴向力与扬程关系模拟曲线,如图7所示。

30 40 5O 6OHm图7 轴向力与扬程关系模拟曲线Fig.7 Simulation curves of axial force versus head从图7中可以看出,当 △r ≠0时的各条曲线均在 Ar 0曲线的下方.在叶轮前密封环直径、平衡孔直径及数量不变条件下,当后密封环直径加大量△r-定时,轴向力随着扬程的增大而增大;当泵扬程恒定时,后密封环加大量△r 增大,轴向力明显地减小。

4 轴向力系数与比面积的关系泵的扬程、密封环所在直径、密封环间隙、平衡孔直径及数量都能影响泵腔和平衡腔内液体压力,即影响液体作用在叶轮上盖板力.为了便于相似泵轴向力的预测及评估,引入描述平衡腔结构的无因次特征参数比面积 和轴向力无因次特征参数 。

比面积 是叶轮平衡孔总面积与其后密封环问隙面积的比值.在这种开平衡孔的双密封环叶轮中,从后泵腔进口到平衡孔出口与叶轮后盖板和后泵腔构成的整体流道内,叶轮后密封环、平衡孔可看成节流栅栏.比面积 实质上反映了后泵腔进口到平衡孔出口与叶轮后盖板和后泵腔构成的整体流道的扩散或收缩程度.其表达式为2a 0 2。。 南 , (1)式中:D :D 2Ar 。

轴向力系数 F是单级泵在某-工况工作时的轴向力 F 与相应工况下扬程 H 的比值,实质上反应了具有开平衡孔的双密封环叶轮泵单位扬程的轴向力,其表达式为~ F F . (2)对 2级潜水泵,H,:H,F,: F. 将后密封环加大量 △r 为0,2,4,6,8,10 mil1分别代人式(1)中,可求得对应的比面积 为 6.00,5.71,5.45,5.22,5.00,4.80.在图7中,任取某-扬程可查出在不同△r 时的轴向力值 ,并将所取扬程与其在不同 △r时对应的轴向力值分别代人式(2)中,可绘制出单级泵工作时轴向力系数与比面积关系的无 因次曲线,如图8所示。

图8 单级泵轴向力系数与比面积无因次关系曲线Fig.8 Dimensionless curves of axial force coefficient versusspecifc area ratio on single-stage pump从图 8中可以看出,各条曲线近似为-条斜直线,随着泵扬程降低,直线平行下移.当泵扬程-定时,轴向力系数 F随比面积 △r 增大而增大.当比面积-定时,轴向力系数 F随泵扬程 增大而增大.具体而言,单级泵在设计扬程为20 m工作时,当Ar 0时, 6,轴向力系数 F为 0。32,轴向力 F为0.635 kN;当Ar 10 mm时, 4.8,轴向力系数 F为0.12,轴向力 F 为0.243 kN,轴向力减小量为 0.392 kN.计算表明:在保持叶轮前密封环直径、平衡孔直径及数量不变的条件下,通过加大后密封环直径可以有效地减小轴向力。

5 结 论1)在 Ar 0时,对 300QJ230-40/2潜水泵进行了全流道数值模拟及性能预测和轴向力数值计算 ,并 实测结果进行 了对 比分析.在 0.8Q ~1.2Q (财应扬程在46~36 HI)的工作区域,泵的性能和轴向力数值计算结果与实测结果基本吻合。

2)任 Ar ≠0时,对该潜水泵进行了全流道数值模拟和轴向力数值计算.计算结果表明,在叶轮前密封环育 与平衡孔直径及数量不变条件下 ,当泉扬程恒定H,J.后密封环加大量 Ar 增加,轴向力明减少.这对叶轮同向排列的井用潜水泵,尤其是超深井潜水泵。提高其使用寿命都有极其重要的现实:卷义。

3)文中还引入了比面积和轴向力系数概念,给出了单级泵工作叫.喳扬程下的轴向力系数与比面积关系无因次曲线,试图提供相似泵轴向力的预测及评估 法。

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