混流式主泵模型泵内部流场压力脉动特性研究

本资料包含pdf文件1个，下载需要1积分

转动的叶轮、叶片与静止的导叶间的相对运动，偏离最优工况时吸水室水流运动，局部空化及二次流等因素，都可能导致混流泵内的压力随时间不断地快速变化，即出现压力脉动。压力脉动的最大危害是使泵振动加剧，同时还可引发进- 步的局部空化，甚至在某些情况下引起共振。

国内外学者对压力脉动进行了相关的研究，获得了-定的研究成果，但对于混流式主泵内压力脉动情况的相关研究较少。主泵工作在高温、高压和高辐射的环境下，其安全运行至关重要，因此有必要对主泵内部流场的压力脉动特性进行深入研究。

本研究以国内某核电厂反应堆冷却剂泵 (简称主泵模型泵 )为原型，根据相似换算法设计模型泵，基于双向流.固热耦合技术预测叶轮进出口、导叶中间和导叶出口等截面的压力脉动，探讨混流泵全流道内压力脉动产生的主要决定因素，为研究主泵内部的压力脉动及内部流动情况提供理论依据。

2 模型基本参数及计算区域2.1 基本参数根据相似换算El 1确定主泵模型泵的设计参数：流量为 1178 m。/h；扬程为 10.2 m；转速为1450 r/min，比转速为530。模型泵的叶轮型式为混流式叶轮形式，叶轮、导叶叶片数组合型式为：51l。

2.2 计算区域模型泵分为4个计算区域：进口锥管、叶轮流道、导叶流道、球壳流道。模型泵的装配图以及监测点设置见图 1。

图1 模型泵的装配图以及监测点设置Fig.1 Assembly ofModel Pump and Locionof Monitoring Points3 分析方法与监测点设置3.1 流固热耦合分析方法采用弱耦合分IX121，针对主泵的不同运行工况，在考虑叶片变形和流场之间相互影响的状霎 。 川 然科学豁c 51 09094 基金项目：江苏高校优势学科建设工程项目(苏财教2Ol18号)；国冢目料罕墨笠L王春林等：混流式主泵模型泵内部流场压力脉动特性研究 49与温度场的计算，采用 ANSYS-Workbench进行结构惩温度场的计算，应用MFX.ANSYS/CFX作为耦合平台，把流场中的压力和温度计算结果和结构场中的位移计算结果进行交换，进行耦合计算；流体域采用大涡模拟 (LES)模型，利用有限体积法对瞬时控制方程进行离散，在空间上采用QUICK格式即对流运动的二次迎风插值”；在时间上采用二阶全隐式格式，动量方程采用中心差分格式，压力和速度的耦合求解采用适用于瞬态问题的压力的隐式算子分割法 (PISO)算法3.4 边界条件及时间步长旋转叶轮与静止导叶之间的耦合采用滑移网格模型；进口边界条件采用速度进口条件；出口边界条件选用自由出流；固壁采用壁面无滑移条件；在近壁区采用标准壁面函数法。为确定流体和固体之间的传热条件，需要在固体域上设定- 个初始温度，液体域内以高温冷却剂为热源进行对流换热决定温度分布，通过固.液耦合面进行热量的迭代交换。主泵叶轮材料为奥氏体铁素体双相不锈钢，设定材料的导热系数随温度按线性规律变化5。在流.固热耦合系统，流体和固体的交接面上应保持速度、应力和热力分布的连续条件。

对于耦合时间步长，本文利用瞬态动力计算综合时间步长的方法，设置时间步长为 1.15×10-S，每步长叶轮旋转 1。，其旋转-周为360步，为了清晰的揭示其运行稳定时的非稳定特性，设置总时间为0.1656 S，即主泵模型泵旋转4圈。为了缩短计算时间，本文采用定常计算的结果作为流.固热耦合计算的初始条件，进行流-固热耦合瞬态计算oJ。

3.5 监测点的设置压力脉动监测点的设置如图 1所示，在叶轮进口、出口、导叶中间、导叶出口以及球壳流道内0(0为旋转坐标系的坐标变量)每相隔90。

布置监测点。为监测流.固热耦合作用下主泵模型泵叶轮叶片附近压力脉动情况，在叶轮流道内叶片中部的工作面和背面沿叶高方向各建立 3个监测点。本文对部分重点监测点进行分析说明。

4 结果分析4.1 主泵叶轮进口截面的压力脉动特性Pll为模型泵叶轮进白截面 (进El锥管与叶轮的交界面)压力脉动监测点，由图3可见，在- 个旋转周期内 (转速 1450 r/min，-个旋转周期大约O.041 s)出现5对波峰与波谷，说明叶片对水流的扰动在其进入叶轮之前就已存在，但在同-截面不同位置处对叶片影响各不相同。

图4为P1 1的压力脉动频域图，图4中幅值最大处对应的频率为 121.1 Hz(以下简称主要频率)约为叶轮转频 (24.2 Hz)的5倍，与叶片通过监测点的频率 (以下简称叶片通过频率)相-致，说明叶轮进口处的水流压力脉动主要由叶轮转动频率决定。通过对比叶轮进口截面不同监测点压力脉动时域图和频域图可以发现：压力脉动幅值由进口管中心位置向管壁方向有增大趋势，但增幅很小，周期性波动逐渐增强，压力脉动受叶轮的影响逐渐变大。

图3 P11压力脉动时域图Fig.3 Chart for Pressure Pulsation Time DomainofPoint P1l频率/Hz图4 Pll压力脉动频域图Fig.4 Chart for Pressure Pulsation FrequencyDomain ofPoint P1 14.2 主泵叶轮出口截面处的压力脉动特性P29为模型泵叶轮出口截面压力脉动监测点。从图5可以看出，P29点叶轮水流压力的脉。

动周期性明显，在-个旋转周期 (约从 0.041～0.082 S)内波动强于叶轮进口截面的P11点；其主要原因是：P29处于 O。的截面，由轮毂向轮缘方向靠近，在空间位置上表现为逐渐靠近导3 2 O Bd 墨50 核 动 力 工 程 V01.34.NO.4.2013l图5 P29点压力脉动时域图Fig.5 Chart for Pressure Pulsation Time DomainofPoint P29叶，压力脉动因而受导叶影响逐渐变大。从图 6可以看出，叶轮出口处主要频率 (266-3 Hz)为叶轮转频的ll倍，但倍数不是叶片数的整数倍，叶轮出口其余各监测点 P18P28、P30P32也表现为类似的规律，在此不--列出；其原因可能是在叶轮出口处，即导叶进口处，各监测点位置逐渐靠近导叶，导叶和叶轮交界处的动静干涉也逐渐增强，导叶制约水压力的周期性脉动，压力脉动情况主要由转动叶轮和导叶共同决定。

4.3 泵导叶中间截面对水流压力的影响P33为导叶中间截面的压力脉动监测点，由图7可以看出，导叶流道中水流压力在-个旋转频g/Hz图6 P29点压力脉动频域图Fig.6 Chart for Pressure Pulsation FrequencyDomain ofPoint P29t图7 P33压力脉动时域图Fig.7 Pressure Pulsation Time Domain ChartofPoint P33周期(约从 0.041 0.082 S)内出现 5次振荡，即存在5对波峰与波谷。图8可见主要频率 (121.1Hz)对应的脉动幅值较大，约为叶轮出口处P29点压力脉动幅值的4倍，且图8中压力脉动峰值都出现在叶片转频的整数倍处 (121.1、242.1、363.2 Hz)，同时其倍数亦是叶轮叶片的整数倍，分析其原因：流体经过导叶的降速增压作用后，压力升高，导叶和叶轮交界处的动静干涉的相互影响已经不存在，旋转叶轮对导叶流道中压力脉动占主导作用，与叶轮进口处和叶轮出口处的压力脉动情况相比，叶片旋转频率对压力脉动的影响反而加强。

4.4 泵球壳中隔舌对压力脉动的影响P67为泵球壳隔舌处压力脉动监测点，从图9可以看出隔舌处的压力脉动与球壳流道内其他压力监测点的压力脉动相比，压力脉动的平均值变小且脉动没有周期性。从图 1O可以看出，压力脉动幅值较低，且振动以低频振动为主。 其原因是：冷却剂经导叶流出后在球壳内做周向运动，经过球壳隔舌处，该监测点距离出口位置最近，受旋转叶轮的影响最校皇馨频率/Hz图8 P33点压力脉动频域图Fig.8 Chart for Pressure Pu lsation FrequencyDomainofPointP33tfs图9 P67压力脉动时域图Fig.9 Chart for Pressure Pulsation Time DomainOfPoint P67王春林等：混流式主泵模型泵内部流场压力脉动特性研究200l60I20藿 8O40O0 200 400 600 800 l000频率/Hz图 10 P67点压力脉动频域图Fig.10 Chart for Pressure Pulsation Frequency DomainofPointP674.5 主泵变流量下压力脉动对比为了研究主泵变流量下压力脉动与流量的关系，对3种不同工况(流量分别为0.8Q、1.OQ和 1.2Q；O为设计工况流量)下4个具有代表陛的监测点 (叶轮进 口截面 P5点、叶轮出口截面P23点、导叶中间截面P37点以及导叶出口截面P49点)作了压力脉动幅值的对比分析，见表 1。

P5为叶轮进口处压力脉动监测点，在设计流量即 1.OQ下压力脉动幅值最小，1.2Q工况下压力脉动幅值最大，最大幅值约为设计工况的 2倍，其主要频率等于 121.1Hz，约为叶轮转动频率的5倍，与叶片通过频率相-致，叶轮进口处的压力脉动主要由叶轮转动频率决定，同时由表 1可知叶轮进口处截面压力脉动情况小流量工况 (0.8Q)优于大流量工况 (1.2 Q)。

表 1 部分测点的压力脉动幅值Table l Amplitude OfPressure Fluctuation压力脉冲幅值 a 监测点0.80 1.00 1.20P5 407.5 260.0 5l1.7P23 829.2 360.6 566.3P37 2122.3 3665.6 4971.4P49 603.9 328.2 760.3P23为叶轮出口处压力脉动监测点，由于靠近导叶，各工况的压力脉动的主要频率都为266.3Hz，为叶轮转动频率的 11倍，但脉动压力幅值明显不同，其中设计工况 1.OQ的频率幅值最小，压力脉动情况在大流量工况下优于小流量工况。

导叶中间截面监测点P37在流量变化时，与叶轮进出口截面的压力脉动幅值相比，其幅值明显变大。

P49为导叶出口处压力脉动监测点。此监测点处，流体流出导叶，逐渐远离叶轮，流体受叶轮的影响变校在不同流量的工况下，设计工况1.0Q的压力脉动的幅值最小，而O.8Q与 1.2Q工况压力脉动的幅值较大，说明在导叶出口偏离设计工况下压力脉动情况恶化。

5 结 论(1)基于流-固热耦合分析方法，在考虑叶片变形和流场之间相互影响的状态下，同时与温度愁合进行主泵模型泵的流固热耦合数值模拟，完整清晰地显示流道内压力脉动的详细变化规律。

(2)整个泵段，叶轮叶片通过频率对压力脉动起主导作用。全流道中的最大压力脉动发生在导叶中间截面处，约为叶轮出口处压力脉动的 4倍，叶片旋转频率对压力脉动的影响反而加强，且旋转叶轮对导叶流道中压力脉动占主导作用。

(3)对3个不同工况下4个具有代表性的监测点作了压力脉动幅值的对比分析♂果表明，偏离设计工况，叶轮进口处和导叶出口处的压力脉动明显增大，模型泵运行变得不稳定。因此，主泵应尽量避免在偏离设计工况较远的工况下运行。