叶片进口边位置对双吸离心泵性能的影响分析

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双吸离心泵具有单机流量大、扬程高、结构简单等特点，是泵类产品中数量多，用途广泛的-种产品。由于双吸泵-般所配的功率较大，因此 ，实际应用中泵的效率指标显得尤为重要。而国内目前生产的双吸泵在实际运行时的效率较发达国家低 10%左右 J，为此，有必要对国产双吸泵进行研究和技术改造，以改善其水力性能。

基于上述情况，近年来，很多学者针对双吸泵的多种运行工况提出了诸如改变叶轮的轴面投收稿日期： 2012-02-17 修稿日期： 2012-09-05基金项目： 国家自然科学基金项目(51169010)影、重新设计叶型等方法，以提高单级双吸泵的效率 J，而叶片进口边情况对双吸泵效率的影响却鲜有报道。文献[10]通过数值模拟的方法分析了叶片进口边厚度减薄对降低离心泵空化余量的影响，认为进口减薄虽然可以提高扬程，但却令流动损失增大。文献[11]提出叶片的进口边形状对离心泵的性能影响很大，并且延长进 口边并不-定能改善其水力性能。上述研究分别从叶片进口边形状和厚度情况入手研究进口部分对离心泵性能的影响，而在叶片进口边位置对其能量性能的影响方面均没有详细的提及，基于此，本文将50 FLUID MACHINERY Vo1.41，No.1，2013对此展开研究分析。

2 试验泵及其叶轮形式本文针对国产的某型单级中开双吸泵，对该泵的内部流厨行数值模拟，结合传统-元流动模型设计方法对该泵进行设计检查并对其进行优化设计。该泵的最佳工况点的参数为：流量 Q151.09 L/s，扬程 H15.99m，转速 n1480r!min。叶轮尺寸为：D217mm，D2：280mm，b242.3×2mm，z6， 225。；蜗壳基 圆 D3276mm，b3140mm。

同时，为深入分析叶片进 口边位置对双吸泵性能的影响，在不改变叶轮出口直径和叶片数的条件下分别将叶片进口边 3次向后偏移，以此 3种不同进口边位置构造出3种双吸叶轮 A1、A2、A3，如图 1。A1、A2、A3叶轮的两叶片间有效流道的进出口面积比分别为 1.65、1.55和 1.41。

图 1 叶片进口边向后偏移示意图2是将叶片进口边后移后进口角沿着进口边从后盖板向前盖板方向变化的示意，A0为模型泵叶片的进口角变化情况。

图2 叶片进 口芭角变化示意从图中可以看出，与原型泵相比3种叶轮的叶片进口芭角变化幅度均有所减缓，但变化趋势不变。

3 -元理论与 CFD数值模拟分析3.1 计算方法为了找出该双吸离心泵性能偏差的原因，应用三维造型软件 Pro/E对该泵包含吸水室、叶轮和蜗壳在 内的内流敞模，应用前处 理软件GAMBIT对其进行网格划分 ，由于双吸离心泵的叶片形状比较复杂，且扭曲比较大，因此采用适用性强、对复杂边界模型特别有效的非结构化混合四面体网格。划分的网格单元数为吸水 室 379713个，叶 轮 5543169个，蜗 壳261318个。采用 CFD计算流体力学软件 Flu-ent对该双吸泵 内部的全流道流动进行数值模拟。选 用标准 K- 8紊流模 型，SIMPELC算法 ，在泵入 口处给定基于流量的均匀速度进 口条件 ，出口则选用 自由出流↑壁区的流动采用壁面函数法，固体边壁选取无滑移边界条件。

3.2 -元理论分析两叶片间流道面积的变化情况，尤其是两叶片间的有效进出口面积比，对性能有着重要的影响。文献[10]推荐 F进/F出1.0～1.3。

根据已建立的模型对相邻叶片间流道扩散情况的检查，发现两叶片间流道进出口的有效部分面积比偏大，F讲/F出1.70。流道扩散严重，在叶轮出口附近造成总压的降低，形成旋涡流动，使效率下降。

3.3 数值计算结果及分析图3-5分别为原叶轮设计工况下叶片背面、工作面的静压等值图，以及设计工况和大流量工况下叶片工作面和背面沿着叶展方向的静压分布曲线图。由图中可以看出，在设计工况和大流量工况时，无论是叶片压力面还是吸力面上的静压分布均不均匀。在设计工况下，进口附近叶片工作面上的压力低于叶片背面，流体在入口附近堵塞，而进入叶片的流体则被加速，在叶片中部由于流道扩散，压力降低，形成漩涡，造成能量损失。

在大流量工况下，被堵塞的流体造成人口面积减小，根据伯努利方程，进入叶轮的流体被加速，同时静压下降。

52 FLUID MACHINERY Vo1.41，No.1，2013即在此处进入叶轮的流体被加速，静压降低，液体堵塞在叶片进口边附近，造成了较大的能量损失。

从 4种叶轮内流场变化的对比来看，几种方案均存在不同面积大小的死水区，叶轮 A0死水区分布最广，流道内死水区面积最大，主要分布在叶轮进口附近；叶轮A2死水区面积最小，相应的其叶轮内的水力损失也最校从静压曲线和相对速度等值图上可以观察到在叶片工作面和背面表面均存在从后盖板指向前盖板的二次流动现象，这种二次流动从叶片进口靠近后盖板开始-直延伸到叶片中部，这种现象在非设计工况下最为突出，在叶片弯曲部分最为明显，这是由流线曲率产生的离心力和叶轮旋转产生的哥氏力共同作用的结果。A0、A1和 A3在各流量工况下在叶片工作面上始终能观察到较为明显的二次流现象，A2在小流量工况下可观察到二次流现象，而在设计流量工况和大流量工况下二次流现象微不可见。以上的分析表明，A2流动状态最好，加压相对均匀，叶片进口虽有低压区但低压区面积较小，压力值最大，抗汽蚀性能最好。

图8为设计工况下3种方案在叶轮出口处的相对速度分布曲线。

商0器280 310角度 (。 )图8 设计工况下 3种方案出口处相对速度分布从图中可以清晰地观察到，从叶片吸力面至流道中部存在明显的低速尾流区。小流量工况下低速尾流区占据叶轮出口圆周30%左右，主要分布在叶片吸力面和前后盖板相交的区域内，而在叶片压力面侧则存在高速射流区，高速射流区主要集中在叶片压力面和前盖板相交的区域内，尾流区和射流区形成了过大的相对速度梯度，因此在此流量工况下叶轮出口处的射流 -尾迹流动结构也是最强的，流动损失最大；随着流量的增大，低速区相对速度值增大，尾流区面积缩小甚至消失，高速射流区随流量的增大向后盖板侧偏移。

不同的离心泵方案叶轮出口处的射流 -尾迹流动结构也不尽相同，A2叶轮出口处低速尾流区相对速度值最大且相对速度梯度最小，即射流 -尾迹流动结构最弱，在设计流量工况下几乎没有明显的射流 -尾迹流动结构；A3叶轮出口处相对速度梯度最大，因此其叶轮出口处的射流 -尾迹流动结构也是最强的，叶轮内流动损失也是最大的。

图9为以A0叶轮和 A2叶轮由数值计算得到的数据做出的泵外特性性能曲线。从图中可以看出，A2泵在大流量 189L/s时的计算扬程为17.86m，计算水力效率为 78.13%。与 A0泵相比，计算扬程提高了1.79m，计算水力效率提高了5.8%。同时，A2泵不但效率有所提高，高效区也明显变宽，水力性能较差的情况得到了改善。

g4 结论流量 (L/s)图9 A0和A2叶轮模型泵性能曲线斛颖(1)叶片移动前后，双吸离心泵相邻叶片间的有效进出口面积比分别为 1.70、1.65、1.55和1.41〖虑扬程原因，不能继续后移使该比值降至推荐值以内，流道扩散情况依然严重；(2)原型泵的叶轮已经进行了较大的后移，但是计算效率并未达到国外相关产品的效率值。

在不改变蜗壳的情况下，仅改变叶轮，并不能很大幅度的提高泵的效率。要同时达到效率和扬程的双重提高，应该重新设计叶轮和泵体；(3)在推荐值 1-1.3以外时，叶片间有效进出口面积的比值并非越小，泵的能量性能越好；(4)利用数值模拟对流厨行分析，结合传统的-元理论对性能达不到设计要求的泵进行设计检查，可以有效并经济的实现泵的优化。

(下转第34页)34 FLUID MACHINERY Vo1.41，No.1，2013(上接第52页)