压水室结构对离心泵径向力影响的数值分析

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1螺旋形压水室是离心泵使用最广泛的压水室，在设计工况时沿叶轮周向静压分布和速度分布较均匀，理论上认为叶轮受到的径向力为0，但偏离设计工况时流出叶轮的流体液流角与蜗壳内液流角不-致，产生冲击并伴有能量损失，同时沿叶轮周向静压分布不同，从而导致叶轮产生径向力。

离心泵发生泵轴和密封环损坏等主要原因之- 是由于作用在叶轮上的径向力过大所致.目前对径向力的研究比较多，主要方法是试验方法和数值方法.Barrio等 、Solis等 、Gonzlez等 改变叶轮外径和隔舌芭角来改变叶轮与隔舌问隙，通过数值模拟和试验，研究离心泵隔舌处压力脉动特性和径向力特性，表明叶轮与隔舌间隙的变化对离心泵压力脉动和径向力特性的影响很大；杨敏等 通过数值模拟研究双蜗壳离心泵径向力表明叶轮所受径向力随着叶轮的旋转呈现不稳定性；Jos6 Gonzdlez等 J、B.P.M.van Esch 分别用试验和数值方法对单蜗壳离心泵不同叶轮外径进行稳态和瞬态径向力研究，并将 2种研究方法和结论进行对比分析，得出数值研究方法优于试验方法。

文中利用 Fluent数值分析软件对不同结构压水室匹配同-叶轮的离心泵进行定常和非定常数值分析，重点研究定常和非定常情况下不同工况不同结构压水室对离心泵径向力的影响。

1 离心泵的基本参数及数值模型离心泵基本参数：流量 Q1 200 m /h，扬程H18 nl，转速 n980 r/min.设计参数：叶轮外径D 376 mm，叶片数 Z：7，进口直径 D 294 llm，叶片出口宽度b 71 mm.3种模型离心泵采用三维软件 Pro/E对其进行三维建模，其计算模型如图 1所示.图中模型 1，2，3均使用上述叶轮且依次匹配单蜗壳、双蜗壳、径向导叶和单蜗壳.模型 1中单蜗壳是双蜗壳去掉隔板；模型3中导叶数为5个，采用径向导叶设计方法，导叶扩散段为双向扩散 j，其单蜗壳在双蜗壳的基础上去掉隔板且加大基圆直径，图2为导叶的基本尺寸.为减小蜗壳结构不同所造成的影响，保证模型 1和模型 3中蜗壳的断面形状、面积与模型2相同。

为使模拟更加逼近真实，对 3种模型离心泵进出口都延长 0.8 In.采用边界适应性强的非结构化四面体网格对汁算域进行网格划分，在叶片周围、蜗壳隔舌及隔板处进行 网格加密，网格数如表 1所示(a)模型1 (b)模型2 (c)模型3图1 计算模型Fig.1 Computation model图2 导叶的基本尺寸Fig.2 Basic sizes of difuser表 1 计算网格数Tab.1 Calculation mesh number湍流模型采用 SST -∞模型，稳态计算边界条件采用速度进口边界条件，出流(outflow)出口边界条件，壁面无滑移边界条件；在定常计算稳定后，非定常计算是以定常计算为初始条件，叶轮每转过2。为-时间步，其时间步长取0.000 340 136 1，1个周期迭代 180步，迭代3个周期 .在3种模型的叶轮出口外直径为370 mm圆周处设置 36个点，以隔舌位置为0。，每隔 10。设置 1个点，图 3为模型2压力测点示意图。

小流向力时径 ，97J1、/流 肇时径力的方向图3 模型2压力测点示意图Fig.3 Pressure diagram of model 2圆--暖番暖躅霉固田园圆 2 计算结果分析图4为3种模型离心泵外特性曲线.由图中扬程 -流量曲线可知，在流量小于 800 m。/h时模型 3扬程最高，模型 1扬程最低，随着流量增大，模型 3扬程曲线较陡，模 型 1扬程曲线较平缓；在流量800～1 200 11 /h时3种模型泵扬程基本接近，大于1 200 11 /h时扬程相差较大.由图中效率 -流量曲线可知，模型 1和模型 3最高效率点流量在设计工况点附近，模型2最高效率点流量大于模型 1和模型3，在 1 200 ITI /h附近.产生此现象主要原因是：压水室流道堵塞使最高效率点向小流量偏移.模型1和模型 2效率高效区较宽，模型 3效率高效区较窄.模型2模拟值与试验值比较可知，在小流量时数值模拟得到的扬程比试验值大；设计工况点附近两者比较接近；在整个流量范围内数值模拟效率和试验值误差在 2%以内，所以模型 2模拟值与试验值基本吻合，说明数值模拟能比较准确的预测此模型泵外特性，为进-步进行径向力分析提供了保证。

；2 ≤ -模型1( .Q模拟曲线) 2～ 模型3(q-Q模拟曲线)～ 模型2( -Q试验曲线)～ 模型1(H-Q模拟曲线)- 模型2( Q模拟曲线)～ 模型3( .Q模拟曲线)～ 模型2( Q试验曲线)图4 离心泵外特性曲线Fig.4 Performance curves2.1 径向力定常分析为全面分析不同结构压水室对径向力影响，分别对 0.6Q，0.7Q，0.8Q，0.9Q，1.OQ，1.2Q，1.4Q，1.6Q共 8个工况进行数值分析。

图5为 3种模型在不同工况下径向力的大型方向，其中径向力的方 向按图3坐标系表示.由图5a可知，模型2和 3随着流量的变化径向力曲线比较平坦，模型 1随着流量的变化径向力梯度变化较大；模型 1径向力在整个流量范围内远大于模型 2和模型3；在工况为 0.6Q至 1.OQ时模型 2径向力大于模型 3，流量大于 1.OQ时模型2径向力的大小与模型3较接近.模型 3在设计工况时径向力达到最小值，模型 1和模型2在偏离设计工况(1.2Q)时径向力达到最小值，这与理论上离心泵叶轮所受径向力绝对值在设计工况附近最小相吻合.由图5b可知，模型 1随着流量增加径向力方向矢量变化较大，模型3基本不变，在工况为 0.6Q至 1.OQ和 1.2Q至1.6Q时模型2径向力矢量方向0变化较小，而在工况为 1.OQ至 1.2Q时径向力方向变化很大.流量小于设计流量时，压水室流体速度不断减小，导致其压力从隔舌开始不断增加；流量大于设计流量时，压水室流体速度不断增加，导致其压力从隔舌开始不断地减小，因此模型 1和2径向力方向随着流量的增加由隔舌附近向出口移动。

32028024Og-.200160120804O0Q/Q(a)径向力的大小Q/Q(b)径向力矢量方向图 5 不同工况径向力大型方向Fig.5 Diferent radial force magnitude and directions图6为0.6Q，1.OQ，1.4Q工况下叶轮出口处监测点静压分布.由图可知，在 0.6Q工况时模型 1静压随着 0的增加而增大，在设计工况(1.OQ)下随着0的增加，压力变化比较平缓，在 1.4Q工况时静压力随着 0的增加而减小；模型1在0.6Q，1.OQ，1.4Q工况时静压力变化曲线呈现 7个小波峰，模型 2在0.6Q，1.OQ，1.4Q工况时出现近似 2个周期性变化；模型3静压力曲线呈现较大的波峰.产生以上现象的主要原因是：模型 1静压力分布受叶轮与蜗壳动静干涉作用影响较大，模型2和模型 3静压力分布不仅受叶轮的干涉作用影响，而且受压水室结构的对称性影响。

2.2 径向力非定常分析图7为0.6Q，1.OQ，1.4Q不同时刻径向力矢量图，以 1个叶片为计算对象，使其转过 56。，每 8。取 1次径向力所得 3种模型瞬态径向力矢量图.由图可知，在各个流量时模型 1的瞬态径向力矢量远离坐标原点，模型2和模型3都在坐标原点附近，说明模型 1所受到的径向力很大，远大于模型2和模型3，4 结 论1)单蜗壳离心泵扬程随流量变化较平缓，效率高效区较大；导叶式离心泵扬程随流量增加大幅下降，效率高效区较窄。

2)单蜗壳离心泵的径向力远大于双蜗壳离心泵和导叶式离心泵；单蜗壳离心泵和双蜗壳离心泵径向力方向随着流量的增加从隔舌向蜗壳出口移动且最卸向力在 1.2Q工况附近；导叶式离心泵径向力方向随着流量的变化基本不变，最卸向力在设计工况点附近；单蜗壳离心泵叶轮出口静压分布受叶轮与蜗壳动静干涉影响较大，双蜗壳离心泵和导叶式离心泵叶轮出口静压分布受叶轮干涉影响和压水室结构对称的影响。

3)单蜗壳离心泵径向力平衡效果较差，其瞬态径向力波动远大于其他 2种模型，导叶式离心泵在不同流量下径 向力变化较小，波动平缓，有较好的径向力平衡效果。