轴流泵变转速性能试验及内部流场数值计算(机工学报初全稿).doc

轴流泵变转速性能试验及内部流场数值计算*沙毅 宋德玉 段福斌 喻彩丽 曹淼龙（浙江科技学院机械与汽车工程学院，杭州 310023）摘要：研制比转速550、转速2900 r/min型 QY90-4.4-1.5潜水轴流泵试验样机。通过型式及变转速外特性试验，得出轴流泵QH、QP和Q性能曲线变化规律；验证QH、QP曲线及各转速最优工况之间换算均不满足相似定律，泵综合特性曲线等效曲线与相似抛物线差别较大；采用CFD方法进行转速对流场影响数值计算，得到不同转速下最优工况叶片表面速度和静压分布，阐明外特性变化规律的内在原因；泵转速提高，叶片表面速度增大，内部流动基本符合圆柱层流面无关性假设；同时叶片所受升力增大，叶片背面所承受的负压强进一步降低，易发汽蚀的可能性增大，可以推测汽蚀是制约轴流泵高速化发展的主要因素之一。关键词：轴流泵 性能试验 变转速 计算流体动力学 汽蚀余量中图分类号：TH314 文献标识码：AExperiments and Numerical Simulation on Variable Speed Performance and Internal Flow of Axial Flow PumpSha Yi Song Deyu Duan Fubin Yu Caili Cao Miaolong(School of mechanicalAutomotive Engineering, Zhejiang University of Science and Technology, Hangzhou 310023,Zhejiang China)Abstract：The QY90-4.4-1.5submersible axial flow pump with specific speed 550 and rotate velocity 2900 r/min was developed. Through the experiment of type and the external characteristics of the variable rotational speed, performance curves such as QH、QP and Q were obtained. The conversion for QH、QP and the optimal condition among the variable rotational speed does not meet the proportion law of similar theory and the affect between similar parabola of general characteristics and efficiency contour is larger. The internal flow fields on effect of the variable rotational speed were numerically simulated by CFD and both velocity distribution and static pressure distribution of blade surface at the various pump rotational speed are obtained. By analyzing the test data, the relation between the external characteristic and the internal flow was discussed, also the investigation results proved that the speed around the blade surface were improved with the increasing of rotational speed and the internal flow of pump can satisfy the assumptions of cylindrical flows without interference. Meanwhile it was showed that lift on the blade increases, the negative pressure on the blade suction surface further reduces and where the cavitation be prone to take place.Keywords：Axial flow pump, Performance test, variable speed, CFD, NPSH 6引言泵发展趋势之一是高速化1。变频技术的发展和普及，还需发展变转速调节工况技术。目前我国大多轴流泵产品处于低转速范围运行2，且基本采用转桨式调节。受试验条件制约，本文完成同步转速2900 r/min、比转速550潜水轴流泵QY90-4.4-1.5设计和研制。从实验和数值计算（CFD）两方面展开转速对轴流泵性能及内部流场影响的研究，得出了一些有价值的观点。QY型为上泵式潜水泵，与立式轴流泵倒灌处于基本相同工作状态，故研究结果具有普遍性，只是未能进行汽蚀试验。* 浙江省自然科学基金资助项目（Y1110468）作者简介：沙毅，男，研究员，主要从事流体机械理论和设计研究。E-mail：1 泵水力设计本文采用圆弧薄翼型叶栅法进行叶轮水力设计3-5，设计和水力计算几何参数如表1和图1；采用流线法进行导叶水力设计6，结果如图2和表2。2 泵型式试验本文在测功机和水泵开式试验台，按照GB/T12785-2002（潜水电泵试验方法）完成泵额定转速n=2900 r/min型式试验。试验数据和性能曲线如表3和图3所示。表1 轴流泵设计和叶轮水力几何参数Table.1 The axial flow pump hydraulic and geometric parameters of impeller 设计参数叶轮水力几何参数流量Q/m3h-190比转速ns550.9圆柱截面R23.2 R27.2 R31.8 R38.2 R44.6 R48.7扬程H/m4.4叶轮外径D2/mm104弦长 l/mm51.60 51.62 53.63 58.62 64.70 64.23转速n/rmin-1 2900轮毂直径dh/mm4660翼型曲率角/25.62 21.18 17.79 11.18 7.60 9.29泵效率/%80相对栅距t/l0.560.95翼型骨线曲率半径r/mm59.7 71.4 87.8 151.2 244.8 198.9配套功率Pgr/kw1.5叶片数Z /片5翼型安放角/64.08 47.91 37.82 28.53 23.00 21.00NPSHr/m6轮与室壁间隙f/mm0.25翼型最大厚度ymax /mm5.16 4.60 4.02 3.15 2.32 1.74 图1 叶轮叶片水力木模图 Fig.1 Wooden patterns hydraulic structure of blade 图2导叶叶片水力木模图 Fig.2 Wooden patterns hydraulic structure of guide vane 表2 轴流泵导叶水力几何参数Table.2 The axial flow pump hydraulic and geometric parameters of guider导叶水力几何参数导叶高H/mm45.8圆柱截面R29.0 R 33.7 R39.2 R44.1 R48.6 R51.0叶片数Z /片6翼型骨线安放角/42.30 46.25 50.20 53.20 55.60 56.70与叶轮间距/mm10翼型骨线曲率半径r/mm49.5 52.5 55.9 59.0 61.8 63.2翼型最大厚度/mm2.4弦高h/mm37.0 36.6 36.2 35.8 35.4 35.33 泵变转速性能试验根据试验目的变转速试验选取5个不同转速工况，n=2600、2700、2800、2900、3000 r/min。图4为泵变转速性能曲线；图5为泵综合特性曲线；表4为变转速泵最优工况性能参数；图6为泵效率与比转速的关系曲线。经分析可知:（1）泵QH和QP曲线大致趋势相同，随转速提高曲线递增。但变化规律已不符合相似定律，各转速最优工况点之间也不符合相似理论比例定律，它们之间已不是相似工况，即泵内运动和动力条件已不相似；(2)随着转速增加，Q曲线最优工况点向大流量偏移，转速越低，比转速愈大，泵效率峰值越大；（3）泵综合特性曲线高效区相对狭窄，等效曲线与相似抛物线差别较大（4）根据叶片泵基本方程式 gHt=uvu ,当流量相同时，随着转速的增加，圆周速度u增大，vu增加，因此扬程升高。另一方面，根据轴流泵叶栅能量基本方程式及轴流泵进出口三角形知，转速增加，叶栅轴面速度vm不变，无穷远来流的相对速度w增加，w与圆周方向的夹角减小，冲角增大，叶栅内翼型升力系数Cy增加，泵扬程升高，轴功率也随之增大。(5)转速增加，泵内部流动圆周速度等增大，沿程与局部损失增大，泵效率下降，比转速愈小，泵效率变化幅度不大7-8。表3 泵性能试验数据Table.3 Experimental performance data of pumpQ/m3h-1n/rmin-1H/mPa/kw/%gr/%97.5429003.701.22 80.8954.6091.5329004.361.32 82.1456.5283.2929005.041.45 78.9955.9376.1829005.441.5274.1953.4263.3429005.471.4863.7445.3855.1329005.041.4054.1037.9254.8429005.201.41 55.0938.7347.8129005.021.39 46.9732.9741.4529005.121.3841.7629.2330.2729005.301.51 28.9020.7526.4229005.491.6124.5517.7520.5629005.831.70 19.2113.9810.5829006.731.959.957.237.19290004.760.0029007.832.140.000.00图3 泵型式试验曲线Fig.3 Axial flow pump model experiment curves(a)流量-扬程曲线(b) 流量-轴功率曲线(c) 流量-泵效率曲线图4 轴流泵变转速性能曲线Fig 4 Variable speed performance curves of pump图5 轴流泵综合特性曲线Fig 5 Integration Characteristics Curves of pump表4 泵最优工况性能参数Table.4 Pump performances of optimal conditions n/rmin-1Q/m3h-1H/mPa/kw/%)ns260086.732.990.8285.64647.8270087.863.360.9683.76620.4280091.233.751.1183.46603.7290091.534.361.3282.14559.4300091.724.781.5378.13540.7图6 泵效率与比转速的关系Fig 6 The relationship between and ns4 泵变转速内部流场数值计算4.1数值计算方法本文采用商用CFD软件ANSYS CFX进行数值模拟。Pro/E对轴流泵进行三维造型9-10；采用ICEM Tetra工具，对进口区、叶轮区、导叶区分别划分四面体网格，再通过网格拼接技术进行联接；湍流中的物理量具有统计学特征，用一个平均值和一个脉动值表示，将平均值和脉动值表示的瞬时值代到粘性流动的基本方程中然后平均化，得到湍流中平均运动的连续方程、动量方程和能量方程；求解方法采用基于有限元的有限体积法将控制方程在空间上进行离散，对流项采用CFX中的高分辨率格式(High resolution)，其他项采用中心差分格式，利用全隐式多网格耦合求解技术进行计算。进出口边界条件均为充分发展的湍流，且在进口截面上均匀分布，出口边界类型为Outlet，给定出口质量流率（mass flow rate）。壁面边界条件选择Scalable Wall Function对近壁区进行处理，计算中忽略表面粗糙度对流场的影响。当转速变化时，轴流泵外特性变化较大，根据变转速性能试验结果，对转速为2600、2700、2800和3000 r/min四个转速下最优工况点（参数如表4）进行数值模拟，并与额定转速2900r/min下最优工况点数值模拟结果进行对比分析，得到轴流泵变转速流场特性。采用CFX-post对变转速流场数值模拟结果进行处理，导出不同转速下最优工况点数值模拟可视化云图，得到叶轮叶片表面压力分布和速度分布。由于转速降低，叶轮内部流场变化趋势基本相同，所以本文重点对低转速工况n=2700r/min，设计转速工况n=2900r/min和高转速工况n=3000r/min进行流场可视化分析，图7至图10分别为叶片表面静压等值线和相对速度矢量图。 (a) n= 2700r/min (b) n= 2900r/min (c) n= 3000r/min图7 叶片工作面静压分布Fig 7 Static pressure distribution of blade pressure surface (a) n= 2700r/min (b) n= 2900r/min (c) n= 3000r/min图8 叶背面静压分布Fig 8 Static pressure distribution of blade suction surface (a) n= 2700r/min (b) n= 2900r/min (c) n= 3000r/min图9 叶片工作面速度分布Fig 9 Velocity distribution of blade pressure surface (a) n= 2700r/min (b) n= 2900r/min (c) n= 3000r/min 图10 叶片背面速度分布Fig 10 Velocity distribution of blade suction surface4.2数值计算结果分析经分析可见:（1）叶片工作面压力等值线从轮毂到轮缘基本上沿圆周方向分布，约与径向垂直；压力主要沿半径方向逐渐增加，到叶片出口边靠近轮缘区域压力达到最大，而在叶片长度方向，压力梯度较小；在叶片进口边压力梯度大，靠近轮缘处压力较高，这说明进口区域附近存在液流撞击。可考虑在水力设计时，适当减小叶片进口安放角，以保证在最优工况点为无撞击入流。（2）叶片背面等值线沿径向分布，总体上平行于叶片进口边和出口边，约与以叶轮旋转轴为中心线的圆柱面垂直；从进口到出口，叶片背面压力逐渐增大；在进口边附近，压力梯度较大，有一个明显的低压区，这是最容易发生汽蚀的区域。（3）整体上看，叶片表面压力等值线连续平滑，工作面压力分布与背面压力分布完全不同。在相应位置处，工作面上的压力明显大于背面的压力，从叶片进口到出口，除了叶轮头部区域外，压力逐渐增大，但工作面的压强增加平缓，背面上的压强增加较快，工作面与背面的压差逐渐减小。（4）不同转速工况下，叶片表面的压力变化规律基本一致。叶片工作面相对静压随着转速的增大而升高。（5）无论转速降低还是升高，在叶片背面均存在低压区域，但不同转速工况，低压区域形状和范围不同：设计转速工况下，叶片中下部存在几个小的分散低压区域，最低压力达5.208104Pa，而在非设计转速工况下，低压区面积迅速增大，这也从一定程度上表明，当泵运行在非设计转速工况时，水泵汽蚀性能变差11-12。（6）整体上看，转速提高，叶片工作面压力略有提高，背面压力有一定幅度降低（真空度提高），其中转速3000r/min下局部最低压力达6.29104Pa，由此可以推断，汽蚀问题是制约轴流泵向高速化发展的主要因素之一。同时，工作面与背面压差增大，即叶片所受升力增大，导致泵扬程提高。（7）额定转速下，从叶轮进口到出口，速度等值线基本沿流线方向分布。从轮毂到轮缘，叶片工作面和背面的相对速度均逐渐增大，叶片背面进口边一侧轮缘处速度最大；在叶片相应位置处，背面的速度明显大于工作面，背面的速度梯度也要大于工作面。（8）不同转速下，叶片表面的速度分布具有相同的变化趋势，随着转速的增加，叶片表面相对速度均增大。主要特点是，背面速度从进口到出口逐渐减小，从轮毂到轮缘逐渐增大，这主要原因一是出口速度周向分量vu2大于进口vu1，根据速度三角形，进口相对速度w1则大于出口w2；二是轮缘处流面翼型较长，轮缘处翼型对水流做功较多，负荷相对较大。（8）各转速最优工况叶片表面速度基本沿所在圆周的切线方向，没有明显的径向速度矢量，基本符合轴流泵流面圆柱层无关性假设。5 结论（1）轴流泵流量、扬程和轴功率性能曲线及各最优工况点之间随转速变化均不符合相似定律。转速增加，扬程等曲线提高，泵效率下降。泵综合特性曲线高效区相对狭窄，等效曲线与相似抛物线差别较大。（2）转速提高，叶片工作面压力略有增大，背面压力有一定幅度降低，叶片所受升力增大，抗汽蚀性能降低，汽蚀是制约轴流泵高速化的主要因素之一。（3）转速增加，叶片表面相对速度增大。各转速最优工况没有明显的径向速度矢量，基本符合圆柱层流面无关性假设。参 考 文 献1 沙毅，闻建龙. 泵与风机M. 合肥:中国科学技术大学出版社，2005.2 何希杰, 张勇. 轴流泵的现状与发展J. 水泵技术, 1998(6): 29-33. 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