若干因素对导叶式混流泵水力性能的影响

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Effects of some factors on hydraulic performanceof mixed-flow pump with guide vanesChang Shuping，Wang Yongsheng，Su Yongsheng(Colege of Naval Architecture and Marine Power，Naval University of Engineering，Wuhan，Hubei 430033，China)Abstract：In order to improve hydraulic performance of a mixed-flow pump with guide vanes，effects ofseveral factors such as tip clearance，number of blades，blade angle and blade thickness on the per-formance were explored numerically.The SST turbulence model and SIMPLEC algorithm in the AnsysCFX 12.0 software were used to simulate the internal flow fields of the pump by means of multi-blockstructured meshes.The results showed that the head，shaft-power and eficiency are declined with in-creasing tip clearance.The head and power show gradually less increase with increasing number ofblades and too many blades or too few blades are al unfavorable to pump eficiency.The changes inboth head and power caused from a variable blade stagger angle become dominated with increased flowrate，suggesting the best eficiency point location and the shape of the eficiency curve are adjustableby altering the angle.The best eficiency point is moved to a high flow rate and the slightly increasedpeak eficiency is observed with decreasing maximum blade thickness.Under the premise of meetingmanufacturing process and installation requirements，those factors optimally chosen can improve hy-draulic performance of a mixed-flow pump with guide vanes。

Key words：mixed-flow pump；tip clearance；blade angle；blade number；thickness收稿日期：2012-04-05基金项目：国家 自然科学基金资助项目(51009142)作者简介：常书平(1984-)，男，河北冀州人，博士研究生(changshuji###yahoo.coin.en)，主要从事叶轮机械水力设计与数值分析研究t Tk(1955-)，男，浙江富阳人，教授 ，博士生导师(yongshengwang666###126.eom)，主要从事叶轮机械水力设计与数值分析研究I 647 l 混流泵兼具离心泵和轴流泵的优点，被广泛应用于农田灌溉、防洪排涝、污水处理和电站冷却等领域.混流泵的开发与离心泵和轴流泵相比仍有较大差距 ，掌握叶顶间隙、叶片数、叶片芭角和叶片厚度等因素对混流泵水力性能的影响规律有利于提高设计水平.混流泵开发试验周期长、耗费大，不能完全满足实际生产的需要.随着计算流体动力学(computational fluid dynamics，CFD)的发展和计算机性能的提高，数值模拟被越来越多地应用于水力机械的开发、设计与优化过程中，并表现出了较好的适用性 。

文中基于 Ansys CFX 12.0软件，通过求解雷诺时均(RANS)方程建立导叶式混流泵数值模型，可便捷地改变与水力性能相关的各因素参数，并根据计算结果分析各因素对导叶式混流泵水力性能的影响。

1 数值模型1.1 计算对象与网格划分导叶式混流泵原型的设计参数分别为流量 Q0.57 m /s，扬程 H34.7 11，转速 凡2 330 r/min，比转数 n 449.主要结构参数分别为叶轮进口直径D 266 mm，导叶出口直径D 156 mm，泵段最大直径 D 334 mm，叶轮叶片数 z4，导叶叶片数Z ，7.将整个泵段分为进流区、叶轮区、导叶区和出流区并分别几何建模 ，中间通过交界面连接，如图 1所示。

图 1 计算区域Fig.1 Calculation domains各区域均采用六面体结构化网格进行离散，叶轮和导叶基于TurboGrid软件进行网格划分.由于叶栅通道具有周期性，则叶轮和导叶的网格又需针对单通道进行划分，再经过旋转复制即可得到全通道网格，如图2所示.叶轮和导叶分别采用 J型和H型拓扑结构，叶片附近采用 O型网格进行加密，叶顶间隙采用数层独立的H型网格.进流区和出流区基于 ICEM软件进行网格划分，近壁面第 1层网格厚度设为 0.2 mm。

图 2 计算 l碉格Fig.2 Caleulational mesh分析了网格数量对计算结果的影响，图3为导叶式混流泵原型在设计流量工况时泵扬程的网格无关性曲线，最终采用的网格数 N1.82 X 10。.计算得到壁面函数 Y 14～60，满足湍流模型对壁面流动模拟的要求。

图 3 不同网格数时扬程计算值Fig.3 Calculated pump head for diferent meshes1.2 控制方程与湍流模型基于 Ansys CFX 12.0软件，采用工程上应用最广泛的雷诺时均法对导叶式混流泵内不可压缩流厨行数值模拟.将 Navier-Stokes方程引入 Bou-ssinesq假设，得到控制方程 为： 0 . f 1)d ，啊 Ox 。 Oxj 式中：p为流体密度； ， ，(i， 1，2，3)分别表示 ，Y和 坐标；u ，，分别表示绝对速度分量；p 为包括了湍动能和旋转产生的压力； 为有效黏性系数，它等于分子黏性系数 和紊动黏性系数 之和.由式(1)和(2)组成的控制方程组采用 k- 和 k-to相结合的SST湍流模型封闭.该模型在近壁面区域调用 -∞模型模拟，收敛性好，而在湍流充分发展区域调用 - 模型模拟，计算效率高。

1.3 边界条件与求解方法采用基于节点控制的有限体积法离散控制方程，通过 SIMPLEC算法实现速度压力的耦合求解，各残差精度设为 1×10～.旋转域与静止域之间采用多参考系模型(MFR)处理，叶轮内的流场采用旋转坐标系计算，其他区域采用固定坐标系计算。

计算域进口采用均匀的速度进口边界条件；计算域出[1I采用自由出流边界条件，出口压力设为环境压力；叶轮的轮毂和叶片设为相对于叶轮旋转域的静止尢滑移壁面，其他壁面设为绝对静止无滑移壁面。

2 结果分析2.1 叶顶间隙导叶式混流泵工作时由于叶轮轴偏心、叶轮受力变形等都会造成叶顶间隙的变化.保持泵壳形状不变，通过改变叶轮叶片外径建立了 5种叶顶问隙(S0，0.2，0.4，0.6，0.8 film)的数值模型.计算所得的性能曲线如图4所示，可以看出，随着叶顶间隙的增大，泵的扬程、功率和效率都逐渐减小.这是因为叶顶处压力面与吸力面的压差会导致叶顶间隙处形成泄漏流，当泄漏流从间隙流出后会与通道内主流发牛卷吸而形成间隙泄漏涡，由此会导致泵做功减少 、损失增大。

s0mms0 2mms0.4mms0 6mms0 8mmm m 2 mm4m m6mm8 n1m图4 不同叶顶间隙时的性能对比Fig.4 Comparison of performance at diftrent tip clearances2.2 叶轮叶片数分别计算了叶轮叶片数z2，3，4，5，6时导叶式混流泵的性能，如图5所示.可以看出：扬程和功率都随叶片数的增大而增大，而增大的幅值随叶片数增大却逐渐减小；不同叶片数时泵最高效率点的流量差别不大；Z4，5，6时的 H-Q曲线在大流量时趋于-点，这是由于大流量时泵内流动趋于单翼型绕流的缘故 ；叶片过多或过少对效率都不利，这是因为叶片过少会导致泵内流动紊乱，而叶片过多则会导致排挤系数变大和摩擦损失增大，该泵叶轮叶片数为4片时效率性能最佳。

m S )(a) Q- Z2- - Z3- ～ Z-4- Z-5· - - - - Z6- Z2～ - 3- - - - Z4- Z5- - - - - Z6阿5 不同叶片数时的性能埘比ng.5 Comparison of pedbrinance for different nnmbers of blade2.3 叶轮叶片芭角将导叶式混流泵原型叶轮叶片的芭角 0记为0。；旋转叶轮叶片时，若使冲角增大则记芭角为正，若使冲角减小则记芭角为负.对叶片芭角为4。，2。，0。，-2。和 -4。的5种情况下泵性能进行比较，如图6所示.可以看出：随着叶片芭角的增大，扬程、功率都逐渐增大；同-流量时，扬程和功率随叶片芭角增大而增大的幅值逐渐减小；在设计流量工况，芭角为 -4。时与芭角 -20时m m m mm m m m mH 2 4 6 8 O 0 O O O - -2 3 4 5 6 二 -I 649] 扬程、功率差别较大分别为5.4 HI和29.1 kW，而安放角为 2。时与芭角为 4。时扬程、功率差别较小分别为2.2 m和 17.8 kW；芭角越小扬程和功率曲线越陡，芭角越大则扬程和功率曲线越平坦；不同叶片芭角的扬程、功率的差别随流量增大而逐渐增大 ；芭角越大则大流量 饿 时的泵效率越高，芭角越小则小流量工况时的泵效率越高，这说明通过调整叶片芭角可以实现泵最高效工作点的偏移并改变泵高效工作区的范围。

- - 目-4oO图 6 小同叶片角时的性能对比Fig.6 Comparison of performance at diferent blade angles2.4 叶片厚度5种不同叶片厚度时导叶式混流泵的性能计算结果如图7所示，图中 h15-tl1表示叶根最大厚度为 15 mil、叶稍最大厚度为 11 lim，其余意义相同。

叮以看出，同-流量工况，扬程和功率都随叶片厚度减溥而增大，增大的幅值逐渐减小.这是因为叶片厚度减薄，则叶片排挤系数变孝过流面积增大，在相同流量下，轴向流速减孝水流的液流角变小，相当于水流冲角变大.叶片厚度减薄，最高效率值升高，并且高效区往大流量工况偏移，对提高大流量工况下的效率非常有利.当然，并不是叶片厚度越薄越好，还要满足强度要求和生产丁艺要求。

- - h1 5 tl- - h13 t9- hl1 t7- h9 t5- h7 t3in s)fb1P Qh15 tlh13-t9h1l-t7h9 t5h7 t3- h15 tl1- - hl3 t9- - h11 t7. . . - h9 t5- - h7 t3图7 小I司叶片厚度时的性能对比Fig.7 Comparison of performance at dift)rent blade thickness3 结 论1)导叶式混流泵的效率随叶顶间隙的增大而下降.在制造与安装工艺许可的前提下，应严格控制叶顶间隙的尺寸。

2)叶轮n十片数变化时，最高效率点的流量变化不大.叶片过多或过少对泵效率都不利。

3)扬程 、功率随叶片芭角的增大而增大，但增大的幅值逐渐减小，通过叶片芭角的调整叮以实现泵最高效工作点的偏移并改变泵高效工作区的范围。

4)在叶片强度满足要求的前提下，减小叶片厚度对提高设汁流量和大流量工况的效率有利。