高级检索

  • ISSN 1006-3080
  • CN 31-1691/TQ
引用本文:
Citation:

泵腔和口环对微型超低比转速离心泵模拟误差的影响

    作者简介: 周 进(1993-),男,江苏南通人,硕士生,主要研究方向:泵的数值模拟与性能优化。E-mail:1242648354@qq.com;
    通讯作者: 周邵萍, shpzhou@ecust.edu.cn
  • 中图分类号: TH3

Effects of Pump Chamber and Wear Ring on Simulation Error of Miniature Super-low Specific Speed Centrifugal Pump

    Corresponding author: Shao-ping ZHOU, shpzhou@ecust.edu.cn
  • CLC number: TH3

  • 摘要: 为研究泵腔和口环对微型超低比转速离心泵模拟误差的影响,采用Fluent软件对全流场模型和非全流场模型分别进行数值模拟,在对比实验结果的基础上分析误差原因。结果表明:全流场模型的模拟误差比非全流场模型低11.6%;全流场模型能够预测扬程曲线的“驼峰”现象、叶轮出口的“射流-尾流”现象和蜗壳内部的非对称流动;非全流场模型无法模拟圆盘摩擦损失,导致较大的功率和效率模拟误差;非全流场模型无法模拟口环泄漏,使得叶轮通流量的模拟值低于实际值,导致较大的内流分布模拟误差。
  • 图 1  泵体结构

    Figure 1.  The pump structure

    图 2  非全流场模型

    Figure 2.  The non-whole flow field model

    图 3  全流场模型

    Figure 3.  The whole flow field model

    图 4  非全流场模型网格

    Figure 4.  The Grids of non-whole flow field model

    图 5  全流场模型网格

    Figure 5.  The Grids of whole flow field model

    图 6  实验样机

    Figure 6.  The experimental prototype

    图 7  实验台原理图

    Figure 7.  The schematic diagram of experiment rig

    图 8  微型泵专用实验台

    Figure 8.  The miniature pump special test rig

    图 9  扬程曲线

    Figure 9.  Head curves

    图 10  扬程模拟误差

    Figure 10.  Simulation error of head

    图 11  功率曲线

    Figure 11.  Power curves

    图 12  效率曲线

    Figure 12.  Efficiency curves

    图 13  叶轮通流量与口环泄漏量

    Figure 13.  Fluxes through impeller and leakage from wear ring

    图 14  中间截面的静压分布

    Figure 14.  Static pressure on middle section

    图 15  中间截面的动压分布

    Figure 15.  Dynamic pressure on middle section

    图 16  中间截面的相对速度分布

    Figure 16.  Relative velocity on middle section

    图 17  叶轮流道内相对速度分布

    Figure 17.  Relative velocity in impeller passage

    图 18  轴向截面的静压分布和速度分布

    Figure 18.  Static Pressure distribution and velocity distribution in axial section

    表 1  主要结构参数

    Table 1.  The main structure parameters

    D1/mmD2/mmD3/mmDj/mmDs/mmDd/mmb1/mmb2/mmb2/mmS8/mm2φ0φβ1β2zσ/mml/mmA/mm2d/mmdh/mm
    17.180821920101.53.541620160243550.23.25131014
    下载: 导出CSV

    表 2  网格无关性验证(非全流场)

    Table 2.  Grid independence validation (non-whole)

    No.Grid numbersH/mRelative error/%
    12.1×1068.05/
    22.8×1068.020.37
    33.1×1068.010.12
    下载: 导出CSV

    表 3  网格无关性验证(全流场)

    Table 3.  Grid independence validation (whole)

    No.Grid numbersH/mRelative error/%
    13.0×1068.93/
    23.7×1068.920.11
    34.4×1068.900.22
    下载: 导出CSV

    表 4  扬程实验值

    Table 4.  Experiment values of head

    No.Flow rate/(m−3·h−1)Head/m
    10.2179.16
    20.2799.28
    30.3449.25
    40.4228.88
    50.4518.79
    60.4828.61
    70.5238.22
    80.5767.75
    90.6127.36
    100.6916.61
    下载: 导出CSV
  • [1] 蔡翔, 周邵萍, 胡良波. 双吸离心泵隔舌区域压力脉动特性及改进[J]. 华东理工大学学报(自然科学版), 2015, 41(4): 563-568. doi: 10.3969/j.issn.1006-3080.2015.04.021
    [2] 顾延东, 袁寿其, 裴吉, 等. 泵叶轮出口宽度对蜗壳内压力脉动强度的影响[J]. 哈尔滨工程大学学报, 2017, 36(7): 1023-1030.
    [3] 张金凤, 梁赟, 袁建平, 等. 离心泵进口回流流场及其控制方法的数值模拟[J]. 江苏大学学报(自然科学版), 2012, 33(4): 402-407.
    [4] 袁寿其, 何有世, 袁建平, 等. 带分流叶片的离心泵叶轮内部流场的PIV测量与数值模拟[J]. 机械工程学报, 2006, 42(5): 60-53. doi: 10.3321/j.issn:0577-6686.2006.05.012
    [5] 林刚, 袁建平, 司乔瑞, 等. 叶轮几何参数对离心泵进口回流特性的影响[J]. 排灌机械工程学报, 2017, 35(2): 106-112. doi: 10.3969/j.issn.1674-8530.15.0290
    [6] 袁寿其, 梁赟, 袁建平, 等. 离心泵进口回流流场特性的数值模拟及试验[J]. 排灌机械工程学报, 2011, 29(6): 461-465. doi: 10.3969/j.issn.1674-8530.2011.06.001
    [7] 张翔, 王洋, 徐小敏, 等. 低比转数离心泵叶轮内能量装换特性[J]. 农业机械学报, 2011, 42(7): 75-81.
    [8] 董亮, 刘厚林, 谈高明, 等. 离心泵全流场与非全流场数值计算[J]. 排灌机械工程学报, 2012, 30(3): 274-278. doi: 10.3969/j.issn.1674-8530.2012.03.006
    [9] 吴阳. 离心泵前泵腔内液体流动特性的研究[D]. 杭州: 浙江理工大学, 2017.
    [10] 李晓俊, 袁寿其, 潘中永, 等. 基于结构化网格的离心泵全流场数值模拟[J]. 农业机械学报, 2013, 44(7): 50-54. doi: 10.6041/j.issn.1000-1298.2013.07.010
    [11] 史佩琦, 崔宝玲, 陈洁达, 等. 低比转速离心泵内部流场数值模拟[J]. 浙江理工大学学报, 2012, 29(4): 575-579.
    [12] 牟介刚, 代东顺, 谷云庆, 等. 叶轮口环结构对离心泵性能及流场的影响[J]. 中南大学学报(自然科学版), 2017, 48(6): 1522-1529. doi: 10.11817/j.issn.1672-7207.2017.06.015
    [13] 杨从新, 钱晨. 低比转速离心泵圆盘损失的计算[J]. 兰州理工大学学报, 2012, 38(3): 56-60. doi: 10.3969/j.issn.1673-5196.2012.03.014
    [14] 王福军. 计算流体动力学分析[M]. 北京: 清华大学出版社, 2004.
    [15] J. O. HINZE, Turbulence. McGraw-Hill, New York, 1975.
    [16] 周水清, 孔繁余, 王志强, 等. 基于结构化网格的低比转数离心泵性能数值模拟[J]. 农业机械学报, 2011, 42(7): 66-69.
    [17] 刘厚林, 刘明明, 董亮, 等. 网格类型对离心泵计算精度的影响[J]. 华中科技大学学报(自然科学版), 2013, 41(10): 64-67+73.
  • [1] 罗安王汉奎王建文 . 基于小冲杆试验数据的力学性能的数值模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180609002
    [2] 潘傲谢明辉夏建业庄英萍 . 基于均龄理论模拟搅拌式反应器的混合时间. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180716001
    [3] 李岁王元华 . 油田水套加热炉高温空气燃烧瞬态模拟及最小换向时间. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180723008
    [4] 胡志梁于新海赖焕新 . 拟塑性流体在六直叶搅拌器中的模拟与比较. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180517006
    [5] 许叶龙刘迎圆惠虎於晔鸿 . 固液混合过程的数值模拟及实验研究. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180709001
    [6] 胡贵华隆建杜文莉 . 考虑汽化影响的乙烯裂解炉对流段数值模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180913002
    [7] 蔡冬莹王跃林段先建胡丹李玉冰胡彦杰 . 预混合高速射流燃烧器内温度场的数值模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20190221004
    [8] 于苗钱锋胡贵华隆建李天越 . 工业级MIP提升管反应器气固两相流动特性的数值模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180913003
    [9] 张圆飞闫宇强宗原曹发海 . 以鲍尔环为内构件的鼓泡塔反应器的流体力学性能. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180427001
    [10] 杨天骄王佳毅宋恭华 . 氮杂双环[3.3.1]壬烷芳基噻二唑类化合物合成及其对线虫的抑制活性研究. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.2018061400
    [11] 刘波宗孟静子刘志红吴唯 . 环氧化三元乙丙橡胶对PBT/GF复合材料非等温结晶动力学的影响. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20190116004
    [12] 高天阳虞慧群范贵生 . 基于模拟退火遗传算法的云资源调度方法. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180416001
    [13] 罗雪莉郎美东 . 聚合物前药载药性能的计算机模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20190514001
    [14] 张丹杨敏博冯霄 . 循环流化床甲醇制芳烃分离工艺的模拟与改进. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.20180911004
    [15] 王俊黄秀辉崔国民 . 碘硫循环制氢中HI浓缩精馏的模拟. 华东理工大学学报(自然科学版), doi: 10.14135/j.cnki.1006-3080.
  • 加载中
图(18)表(4)
计量
  • 文章访问数:  2000
  • HTML全文浏览量:  792
  • PDF下载量:  1
  • 被引次数: 0
出版历程
  • 收稿日期:  2018-12-09
  • 网络出版日期:  2019-11-18

泵腔和口环对微型超低比转速离心泵模拟误差的影响

    作者简介:周 进(1993-),男,江苏南通人,硕士生,主要研究方向:泵的数值模拟与性能优化。E-mail:1242648354@qq.com
    通讯作者: 周邵萍, shpzhou@ecust.edu.cn
  • 华东理工大学承压系统与安全教育部重点实验室,上海 200237

摘要: 为研究泵腔和口环对微型超低比转速离心泵模拟误差的影响,采用Fluent软件对全流场模型和非全流场模型分别进行数值模拟,在对比实验结果的基础上分析误差原因。结果表明:全流场模型的模拟误差比非全流场模型低11.6%;全流场模型能够预测扬程曲线的“驼峰”现象、叶轮出口的“射流-尾流”现象和蜗壳内部的非对称流动;非全流场模型无法模拟圆盘摩擦损失,导致较大的功率和效率模拟误差;非全流场模型无法模拟口环泄漏,使得叶轮通流量的模拟值低于实际值,导致较大的内流分布模拟误差。

English Abstract

  • 随着计算流体动力学的发展,基于数值模拟的性能预测和内流分析逐渐成为泵设计和优化的重要手段[1-3]。研究表明精度较高的模拟流场能够准确反映真实流场[4]。离心泵结构间隙较多、内流分布复杂,计算区域的选择对计算精度和效率具有重要影响。目前,大部分的离心泵数值模拟均只考虑叶轮和蜗壳的水力参数,而忽略泵腔和口环等结构间隙[5-7]。这种非全流场模型的计算区域较为简单,计算效率较高。但是,董亮等的研究[8]表明包含泵腔和口环的全流场模型能够预测蜗壳内的非对称流动,计算精度比非全流场模型高1%。吴阳的研究[9]表明前泵腔对离心泵的扬程有明显的影响。李晓俊等的研究[10]表明口环泄漏会改变叶轮的实际通流量。史佩琦等的研究[11]表明对于低比转速离心泵,非全流场模型在小流量工况区会高估扬程,从而无法预测扬程曲线的“驼峰”现象。牟介刚等的研究[12]表明口环对泵腔内压力分布和水力效率有明显的影响。综上所述,泵腔和口环对性能曲线和内流分布的模拟结果有重要影响。尽管诸多学者围绕泵腔和口环对模拟误差的影响开展了研究,但尚无定论。在实际模拟时,计算区域的选择往往取决于泵的类型、研究目的和精度要求等。

    对于微型超低比转速离心泵,结构尺寸较小,泵腔和口环相对于叶轮和蜗壳不能忽略;在小流量工况区,口环泄漏量与工况流量基本相当;泵腔内的圆盘摩擦损失在总损失中占比过半[13];叶轮流道扩散度大,逆压梯度大,泵腔对叶轮出口流动的影响不能忽略。本文以某微型超低比转速离心泵为研究对象,通过对比全流场模型和非全流场模型的模拟结果,分析泵腔和口环对模拟误差的影响。

    • 本文以某微型超低比转速离心泵为研究对象,其主要性能参数为:设计流量为0.36 m3/h,设计扬程为9 m,设计转速为2 950 r/min,比转速为21。该微型超低比转速离心泵的泵体结构和主要结构参数分别如图1表1所示。

      图  1  泵体结构

      Figure 1.  The pump structure

      D1/mmD2/mmD3/mmDj/mmDs/mmDd/mmb1/mmb2/mmb2/mmS8/mm2φ0φβ1β2zσ/mml/mmA/mm2d/mmdh/mm
      17.180821920101.53.541620160243550.23.25131014

      表 1  主要结构参数

      Table 1.  The main structure parameters

    • 为简化计算区域和提高计算效率,非全流场模型的计算区域只考虑叶轮和蜗壳的水力参数,包括进口管道、叶轮流道、蜗壳流道和出口管道,忽略泵腔和口环等结构间隙,如图2所示。在非全流场模型的基础上,全流场模型的计算区域还考虑了吸入室、口环和泵腔,如图3所示。其中,泵腔与蜗壳流道相通,前泵腔通过口环与吸入室相通。

      图  2  非全流场模型

      Figure 2.  The non-whole flow field model

      图  3  全流场模型

      Figure 3.  The whole flow field model

    • 泵内流动为不可压缩湍流流动,介质为常温清水,不计重力的影响。控制方程[14]分为连续方程和动量方程。

      连续方程:

      动量方程:

      根据Boussinesq涡黏假定[15],Reynolds应力可由平均速度梯度表示:

      求解上述控制方程的关键,在于引入合适的湍流模型求解湍动黏度μt。本文采用SST kω湍流模型,SST kω湍流模型在标准kε湍流模型的基础上,用比耗散率ω代替湍动耗散率ε,提高近壁区的求解精度,避免湍流输运作用被高估的问题。SST kω湍流模型能在逆压梯度条件下,预测叶轮内部流动分离的位置和分流区的尺度。

    • 本文基于Fluent稳态求解器,采用多参考系方法模拟叶轮的旋转运动,即将叶轮流道设置为旋转区域,其余流道设置为静止区域。在近壁区,SST kω湍流模型能够根据第一层网格的y+值,自动选择壁面函数方法或低雷诺数模型。转子壁面设置为相对于旋转参考系静止的无滑移壁面,其余壁面均设置为绝对静止的无滑移壁面。进口边界条件设置为压力进口,出口边界条件设置为质量流量出口。

      本文采用SIMPLE算法,压力松弛因子设置为0.2,速度松弛因子设置为0.1。对流项采用二阶迎风格式,扩散项采用中心差分格式。

    • 泵内湍流流动复杂,为提高求解精度,全流场模型和非全流场模型均采用结构网格[16-17],并对隔舌、近壁区、泵腔和口环等位置的网格进行加密处理。非全流场模型和全流场模型的结构网格分别如图4图5所示。

      图  4  非全流场模型网格

      Figure 4.  The Grids of non-whole flow field model

      图  5  全流场模型网格

      Figure 5.  The Grids of whole flow field model

      为进行网格无关性验证,本文考察不同网格数量对扬程模拟值的影响。非全流场模型和全流场模型的扬程模拟值随网格数量的变化分别如表2表3所示。从表2表3知:随着网格数量的增加,扬程的相对变化值均小于0.5%,满足网格无关性要求。在后续的分析计算中,非全流场模型和全流场模型的网格数量应分别保持在2.1×106和3.0×106左右。

      No.Grid numbersH/mRelative error/%
      12.1×1068.05/
      22.8×1068.020.37
      33.1×1068.010.12

      表 2  网格无关性验证(非全流场)

      Table 2.  Grid independence validation (non-whole)

      No.Grid numbersH/mRelative error/%
      13.0×1068.93/
      23.7×1068.920.11
      34.4×1068.900.22

      表 3  网格无关性验证(全流场)

      Table 3.  Grid independence validation (whole)

    • 为验证数值模拟结果的准确性,本文在微型泵专用实验台上对该离心泵实验样机进行了性能实验。为提高过流部件的尺寸精度和表面精度,叶轮和蜗壳的制造均采用基于低黏度液态树脂基复合材料的激光光固化快速成型技术(SLA),该离心泵实验样机如图6所示。

      图  6  实验样机

      Figure 6.  The experimental prototype

      本文所使用的实验台主要由数据处理软件、进出口压力传感器、转速转矩传感器、电磁流量计、进口手动球阀、出口电动球阀、稳压水箱和实验样机等组成,其原理图和实物图分别如图7图8所示。其中,压力传感器采用美控MIk-300G型传感器,进口的量程为−0.1~0.1 Mpa,出口的量程为0~0.2 Mpa,精度等级均为0.5级;转速转矩传感器采用金科贝PSV-05V型传感器,量程为0~0.5 N·m,精度等级为0.5级;电磁流量计采用美控MIK-DN10-DSL型传感器,精度等级为0.5级。

      图  7  实验台原理图

      Figure 7.  The schematic diagram of experiment rig

      图  8  微型泵专用实验台

      Figure 8.  The miniature pump special test rig

    • 本文通过调节电动球阀的开度,测得10组扬程实验值,如表4所示。其中,为消除随机误差,每个阀门开度均取4次值,并取平均数。同时,由于扬程属于间接测量变量,根据扬程的计算公式及误差传递公式,扬程实验值的相对误差为±1%。

      No.Flow rate/(m−3·h−1)Head/m
      10.2179.16
      20.2799.28
      30.3449.25
      40.4228.88
      50.4518.79
      60.4828.61
      70.5238.22
      80.5767.75
      90.6127.36
      100.6916.61

      表 4  扬程实验值

      Table 4.  Experiment values of head

    • 图9为扬程的模拟曲线和实验曲线的对比图。非全流场模型的扬程模拟值在全工况区均低于实验值。全流场模型的扬程模拟值在小流量工况区低于实验值,在大流量工况区高于实验值,在0.44 m3/h时与实验值基本一致。在小流量工况区,全流场模型能够预测扬程曲线的“驼峰”现象,即当流量小于0.288 m3/h时,扬程曲线会出现正斜率段。对于超低比转速离心泵,正斜率段的位置直接影响泵的稳定运行工况的范围。非全流场模型的模拟结果无法反映扬程的这一特性。

      图  9  扬程曲线

      Figure 9.  Head curves

      图10为扬程模拟误差随工况流量的变化趋势图。全流场模型的扬程模拟误差在全工况区均低于非全流场模型。前者随着流量的增大,先上升后下降再上升,在0.44 m3/h时接近于零,平均误差约为3.5%;后者随着流量的增大,从6.2%增大到22.1%,平均误差约为15.1%。全流场模型的模拟误差比非全流场模型低11.6%。由此可见,对于微型超低比转速离心泵,泵腔和口环对模拟误差的影响较大。

      图  10  扬程模拟误差

      Figure 10.  Simulation error of head

      为分析非全流场模型模拟误差较大的原因,后文将分析泵腔对功率和效率模拟误差的影响、口环泄漏对叶轮通流量模拟误差的影响以及泵腔和口环对内流分布模拟精度的影响。

    • 在全流场模型和非全流场模型中,功率和效率分别按式(4)和式(5)计算[10]

      非全流场模型不考虑泵腔,在计算功率和效率时忽略泵腔中的圆盘摩擦损失。在全工况区,非全流场模型的功率模拟值均小于全流场模型,而效率模拟值均大于全流场模型,如图11图12所示。以0.36 m3/h工况为例,非全流场模型预测的功率和效率分别为15 W和53%,而全流场模型预测的功率和效率分别为28 W和31%,两者相差较大。由于圆盘摩擦损失不影响叶片功率[13],根据式(5),在非全流场模型中,功率均为叶片功率,而在全流场模型中,功率包括叶片功率和圆盘摩擦损失消耗的功率。以0.36 m3/h工况为例,圆盘摩擦损失消耗的功率为叶片功率的0.87倍,在总功率中占比46%。

      图  11  功率曲线

      Figure 11.  Power curves

      图  12  效率曲线

      Figure 12.  Efficiency curves

      为进一步分析两个模型的效率模拟曲线的区别,需要对非全流场模型的效率进行修正。本文用全流场模型的功率模拟值代替非全流场模型的功率模拟值,得到非全流场模型的修正效率曲线,如图12所示。在对非全流场模型进行修正后,非全流场模型的效率模拟值均小于全流场模型效率模拟值,两者的差值随着流量的增加而增大;在大流量工况区,非全流场模型的效率曲线出现明显的下降趋势。以0.504 m3/h工况为例,非全流场模型的修正效率为31%,而全流场模型的效率为37%,两者相差6%。原因如下:虽然圆盘摩擦损失会增大功率消耗并降低效率,但是该部分能量不会完全耗散。泵腔中的部分流体在离心力作用下进入蜗壳,该部分流体的动能经蜗壳扩压作用转变为静压能,即部分圆盘摩擦损失在被蜗壳回收后可以提高扬程和效率。

      由此可见,与全流场模型的模拟结果相比,非全流场模型的功率和效率的模拟误差较大。此外,非全流场模型无法模拟圆盘摩擦损失被蜗壳回收的过程,这导致其扬程模拟值较实际值偏小。

    • 在压差作用下,从叶轮流出的部分流体通过口环泄漏进吸入室,并跟随吸入室中的主流再次进入叶轮,因而叶轮通流量大于工况流量。本文将口环泄漏量、叶轮通流量与对应工况流量的比值分别定义为口环泄漏量相对系数和叶轮通流量相对系数,如图13所示。以0.36 m3/h工况为例,口环泄漏量为0.201 m3/h,叶轮通流量为0.561 m3/h,叶轮通流量为工况流量的1.6倍,而非全流场模型忽略口环泄漏,叶轮通流量为工况流量。随着工况流量的增加,口环泄漏量基本趋于0.3倍的工况流量,叶轮通流量基本趋于1.3倍的工况流量。

      图  13  叶轮通流量与口环泄漏量

      Figure 13.  Fluxes through impeller and leakage from wear ring

      由此可见,对于微型超低比转速离心泵,由于叶轮出口和进口之间的压差较大,口环泄漏量较大,叶轮通流量远大于工况流量。非全流场模型忽略口环,无法模拟口环泄漏量对叶轮通流量的影响,模拟的叶轮通流量远小于实际的叶轮通流量,这导致了较大的模拟误差。

    • 为进一步分析非全流场模型的误差原因,本文以0.44 m3/h工况为例,分析泵腔和口环对内流分布模拟误差的影响。

      图14图15分别为中间截面的静压分布和动压分布。全流场模型的叶轮进口负压区明显大于非全流场模型;非全流场模型在叶尖位置出现明显的高压区;在隔舌位置,全流场模型预测的静压值约为70 kPa,而非全流场模型预测的静压值约为60 kPa,两者相差较大。在全流场模型中,叶片压力面出口位置出现局部动压较高的区域,而在非全流场模型中,该动压较高的区域占据整个叶轮出口。与全流场模型的内流分布相比,非全流场模型预测的静压和动压分布出现了较大的误差。

      图  14  中间截面的静压分布

      Figure 14.  Static pressure on middle section

      图  15  中间截面的动压分布

      Figure 15.  Dynamic pressure on middle section

      图16图17分别为叶轮中间截面的相对速度分布和叶轮流道内相对速度分布。在全流场模型中,由于轴向旋涡,在叶轮进口位置,叶片压力面上出现低速区,叶片吸力面上出现高速区;在叶轮出口位置,沿圆周方向从叶片压力面到吸力面,相对速度逐渐减小,形成明显的“射流−尾流”流动结构,如图16(b)所示。图17(b)可以清晰地反映叶轮流道内的流动由进口的势流流动转变为出口的“射流−尾流”的过程。在叶轮出口位置,低速区集中在叶片吸力面上,高速区集中在叶片压力面上,低速区和高速区之间存在较大范围的剪切区,这符合真实流场的分布特征。但是,在非全流场模型中,由于叶轮通流量小于实际值,叶片压力面上的低速区范围明显大于全流场模型,并在低速区内产生了边界层分离,如图16(a)所示。此外,由于忽略泵腔,在非全流场模型的叶轮出口位置出现了明显的混合区。蜗壳内的高速环流堵住了叶轮出口,干扰了叶轮的正常出流,这导致非全流场模型无法反映叶轮出口的“射流−尾流”现象,如17(a)所示。

      图  16  中间截面的相对速度分布

      Figure 16.  Relative velocity on middle section

      图  17  叶轮流道内相对速度分布

      Figure 17.  Relative velocity in impeller passage

      图18为泵体轴向截面的静压分布和速度分布。在全流场模型中,由于口环泄漏,前泵腔的平均静压低于后泵腔,蜗壳内的静压分布呈现非对称性,如图17(b)所示。在蜗壳的第4断面(4th-section)和第8断面(8th-section)中,速度分布和二次流分布也呈现非对称性,如图18(d)所示。在蜗壳的第8断面中,蜗壳内的非对称流动引起的叶轮出口的回流旋涡也是非对称分布的。但是,非全流场模型无法反映泵内的非对称流动特性,如图18(a)(b)所示。在全流场模型中,叶轮内的速度沿径向呈抛物线状分布,但在非全流场模型中,叶轮内的速度沿径向呈层状分布,如图18(c)(d)所示。在全流场模型中,叶轮进口位置存在两股流体混合而产生的旋涡,一股是来自吸入室的低速流体,另一股是来自口环间隙的高速流体,这导致其叶轮进口的负压区大于非全流场模型,如图18(b)所示。

      图  18  轴向截面的静压分布和速度分布

      Figure 18.  Static Pressure distribution and velocity distribution in axial section

      根据图18(d)可得:在蜗壳的第4断面,从叶轮流出的流体,在二次流作用下泄漏进泵腔,这有助于减轻蜗壳内部的流动堵塞;而在蜗壳的第8断面,泵腔间隙中随叶轮盖板旋转的部分流体流进蜗壳,使蜗壳回收部分圆盘摩擦损失。非全流场模型无法反映蜗壳和泵腔之间的质量和能量交换。

      综上所示,由于忽略泵腔和口环,非全流场模型无法准确预测内流分布,进而导致其性能曲线的模拟误差较大。

    • 本文以某微型超低比转速离心泵为研究对象,采用Fluent软件对全流场和非全流场模型分别进行数值模拟,在对比实验结果的基础上,分析泵腔和口环间隙对该类型泵模拟误差的影响,结论如下:

      (1)全流场模型的扬程模拟误差低于非全流场模型,前者的平均模拟误差为3.5%,后者的平均预测误差为15.1%。此外,由于忽略泵腔和口环,非全流场模型无法预测扬程曲线的“驼峰”现象和叶轮出口的“射流-尾流”现象。

      (2)圆盘摩擦损失消耗的功率在总功率中占比近半。非全流场模型忽略泵腔,无法模拟圆盘摩擦损失,导致其功率和效率的模拟误差较大。蜗壳可以从泵腔中回收部分圆盘摩擦损失以提高效率和扬程。非全流场模型无法模拟圆盘摩擦损失被蜗壳回收的过程,导致其效率曲线在大流量工况区发生突降,进而使得扬程模拟值在大流量工况区出现较大的误差。

      (3)口环泄漏量较大,因而叶轮通流量远大于工况流量。非全流场模型不考虑口环泄漏,导致其叶轮通流量等于工况流量,远小于实际值。这导致非全流场模型在叶片压力面上的低速区范围明显大于全流场模型,并在低速区内产生了边界层分离。此外,由于口环泄漏,蜗壳的内流分布呈现非对称性,而非全流场模型无法反映这一流动特性。

    • D1——叶片进口直径,mm

      D2——叶片出口直径,即叶轮出口直径,mm

      D3——涡室基圆直径,mm

      Dj——叶轮进口直径,mm

      Ds——泵吸入口径,mm

      Dd——泵排出口径,mm

      b1——叶片出口宽度,mm

      b2——叶轮出口宽度,mm

      b3——涡室进口宽度,mm

      S8——涡室第8断面面积,mm2

      φ0——涡室隔舌安放角,角度制

      φ——叶片包角,角度制

      β1——叶片进口安放角,角度制

      β2——叶片出口安放角,角度制

      z——叶片数

      σ——口环间隙,mm

      l——口环长度,mm

      A——口环过流面积,mm2

      d——泵轴直径,mm

      dh——轮毂直径,mm

      P——轴功率,W

      M——作用在转子壁面上的阻力力矩,N·m

      ω——叶轮旋转角速度,弧度制

      η——效率

      ρ——介质密度,kg/m3

      Q——工况流量,m3/s

      H——扬程,m

(18)  表(4) 参考文献 (17) 相关文章 (15)

目录

    /

    返回文章