多级副叶轮密封的性能分析与应用.doc

多级副叶轮密封的性能分析与应用一排灌机械工程霸_隧JournalofDrainageandIrrigationMachineryEngineeringi薹一doi:10.3969/j.issn.16748530.2012.01.004多级副叶轮密封的性能分析与应用吴大转,杨帅,孙幼波,王乐勤,闵卫彬(1.浙江大学kr.PL械研究所,浙江杭州310027;2.亚星泵业毒4造有限公司江苏靖江214531)摘要:为了分析低功耗的副叶轮密封结构并将其应用在立式自吸泵上,采用CFD数值模拟方法对副叶轮功耗和封压能力的主要影响因素进行了分析.建立了基于叶片形式,叶片数量,阻旋片,径向间距以及平衡出口位置的多种数值模型,采用RNGk湍流模式行定常数值模拟进行水力性能预测.预测分析的结果表明,采用后弯型叶片和提高叶片的个数可以增大副叶轮4.9%的封压能力,但是消耗功率增大40%,致使封压功率比降低;阻旋片的存在,可以消除叶轮背侧液体旋转,增大副叶轮5.7%的封压能力,但其宽度对副叶轮封压能力的提高影响不大;叶轮与壁之间的径向距离越小,副叶轮封压效果越好;平衡出口的存在可提高副叶轮3.5%的封压能力,但平衡出口的位置对副叶轮的封压效果具有较大影响.提出了两级副叶轮密封结构,分析了其功率消耗和封压性能.分析和工程应用的结果表明,采用后弯形叶片并配合阻旋片的多级副叶轮密封结构具有良好的密封性能,且功耗为单级结构功耗的55%左右.关键词:副叶轮;数值模拟;阻旋片;流体动力密封;自吸泵中图分类号:$277.9;TH317文献标志码:A文章编号:16748530(2012)01001505Multistageauxiliary-impellerperformanceanalysisanditsapplicationWuDazhuan,YangShuai,SunYoubo,WangLeqin,MinWeibin(1.InstituteofChemicalMachineryEngineering,ZhejiangUniversity,Hangzhou,Zhejiang310027,China;2.YaxingPumpManufaeturingCo.Ltd.,Jingjiang,Jiangsu214531,China)Abstract:Inordertoanalyzethestructureoflowpowerconsumptionauxiliaryimpellerandapplyittoselfprimingpumps,themainfactorsaffectingpowerconsumptionandsealingpressureabilitywereanalyzedbyusingCFDnumericalsimulation.Avarietyofnumericalmodelswereestablishedbasedonbladetype,numberofblades,antirotationguidevanes,radialclearanceandbalanceoutletlocations.Thek一turbulencemodelwasadoptedforsteadyflowsimulationinpredictinghydraulicperformance.Theobtainedresultsshowedthat4.9%moresealingpressurecouldbeachievedwhenafterwardbentbladeswereusedandthenumberofbladeswasincreased.However,40%morepowerconsumptionwasgeneratedduringthesameprocessandthereforethesealingpressurepowerratiowasdecreased.Theantirotatingvanescaneliminatetheliquidrotationandimprovethesealingability5.7%higher.Thechangeofvaneswidthhaslittleeffectonfurtherenhancingtheabilityofsealingpressure.Withthedecreaseoftheradialclearancebetweenimpellerandwall,sealingabilityperformsmuchbetter.Thepresenceofbalanceoutletcanimprovethesealingeffect3.5%better.However.thelocationofbalanceoutlethasagreaterimpactontheabilityofsealingpressure.Inthesametime,twostageauxiliaryimpellerwasputforwardandwasanalyzedaboutpowerconsumptionandsealingability.Analysisandengineeringapplicationresultsshowedthatthemulti?-stageauxiliaryimpellerwithafterward-bentblades收稿日期:20110929基金项目:国家科技支撑计划项目(2011BAF09B05)作者简介:吴大转(1977一),男,浙江杭州人,副教授,硕士生导师(.en),主要从事流体机械研究杨帅(1986一),男,浙江杭州人,硕士研究牛(),主要从事流体机械研究.l16andfixedbladeshasabettersealingperformanceandthepowerconsumptioncouldbereducedto55%ofasinglestagestructure.Keywords:auxiliaryimpeller;numericalsimulation;antirotationguidevane;fluiddynamicseals;self-primingpump副叶轮动力密封是一种无接触的旋转式密封结构,义称流体动力密封.副叶轮密封可以克服填料密封和机械密封的某些不足,尤其适合于其他密封难以胜任的场合,例如高速,高温及具有强烈腐蚀性或者含有悬浮同体颗粒等的介质,并且具有结构简单,密封可靠,使用寿命长,点液不漏等优点,因而广泛用于冶金,石油,化T,食品,制药等工业中.副叶轮密封已经有了相对成熟的设计方法,并且已经在多种类型的泵上得到应用.Ran,严敬等对副叶轮密封的设计计算和结构设计进行综合研究和理论分析,提出了正确进行副叶轮设计和计算的理论和方法,推动了副叶轮密封技术的实际应用.NazmulZaman对污水泵填料密封,机械密封和副叶轮动力密封的寿命周期成本进行了分析,并得副叶轮动力密封的寿命周期成本最低的结论.乔玉兰等特别对于立式无密封白吸泵,提出实现无密封结构的思路,即采用副叶轮密封代替填料或机械密封,大大提高了密封的可靠性.但是,由于副叶轮密封结构依靠叶轮内部旋转的液体做功实现密封,其轴功率消耗较大,致使泵的效率降低J,所以副叶轮设计中考虑密封能力的同时应充分兼顾消耗的功率.同时,在基本密封原理的基础上,为满足不同应用需求而采取特殊结构形式也是设计重点.文中以用于立式白吸泵的副叶轮密封为对象,以降低密封能耗和提高结构可靠性为目的,基于CFD数值模拟方法对多级副叶轮密封关键结构和参数对性能的影响进行分析,并根据结果设计多级副叶轮密封结构用于立式自吸泵产品,以便在密封可靠的前提下明显降低泵功耗.1副叶轮结构及密封原理流体机械内流场的流动结构直接影响其性能j,因此,研究含副叶轮在内的内流场,已成为提高带副叶轮密封的离心泵性能的关键途径之一.副叶轮密封装置通常由背叶片,副叶轮,密封腔及密封腔内侧的阻旋片等组成,常见的副叶轮多采用半开式结构.在如图1所示的立式自吸泵中,轴封采用如图2所示的副叶轮密封,密封装置主要由副叶轮,密封腔和旋片组成.其巾,图2a是常用的自吸泵副叶轮密封,图2b为设计的新型自吸泵两级副叶轮密封结构.图1立式自吸泵结构Fig.1Verticalself-primingpumpstructure(a)常用副叶轮(b)新型两级副叶轮2FI吸泵副叶轮密封结构Fig.2Auxiliaryimpellerstructureinself-primingJump当泵工作时,来自叶轮出口处的高压液体经密封腔进入副叶轮流道内,同时由于副叶轮的旋转作用,使流道内的液体形成一个具有一定厚度的液体环.如果以P表示液体环产生的离心压力,在泵运行时,它将与副叶轮周围介质压力P;相平衡.有关研究结果表明,只要液体环的厚度变化是在副叶轮流道内进行的,上述平衡状态就不会被破坏,介质就不会泄漏.副叶轮的这种平衡能力叫做白平衡能力mJ.立式自吸泵基于这种密封原理实现了旋转轴的可靠密封,可满足高温,含杂质液体的输送需求.2数值模拟方法对于立式自吸泵副叶轮,通过UG(Unigraphics17NX)建立维模型,模型包括副叶轮流道,间隙以及阻旋片流道和间隙”.虽然副叶轮在实际运转过程中液体环并不占满整个流道,但为了采用CFD对副叶轮的性能进行分析,假设液体占满整个流道,因此,计算结果为副叶轮的极限密封能力.由于副叶轮流道间隙形状结构比较复杂,故采用四面体网格进行划分,如图3所示.流场计算过程为定常计算,设定进口条件为速度进口,人口流速为0;出口条件为压力出口,参考原白吸泵性能参数,压力统一设定为0.6MPa.旋转区域的处理采用多重参考坐标系,叶轮区域为旋转区域,阻旋区以及各问隙区域为静止区域.湍流模型采用RNG一湍流模型,壁面为无滑移壁面,采用标准壁面函数.图3两级副叶轮流道与网格Fig.3Passageandnleshintwostageauxilialyimpeller以扭矩为计算结果分析模型的网格无关性,对网格数量分别为2934768,2573946和2274396等3种情况进行计算,得到副叶轮的输入扭矩分别107.铷为29.16,28.97和27.53,最大值和最小值相差0.65%.最终采用2573946的网格数量进行计算,所有其他模型的计算均以该尺度进行.3副叶轮性能模拟结果与分析3.1叶片类型和个数的影响副叶轮常用的叶片形状有径向直叶片和后弯叶片两种.叶片的形状对副叶轮的密封能力和功耗具有一定的影响.以封压功率比(P/)来定义副叶轮密封能力的优劣.所分析模型的参数:叶片外径D,=460mill,内径D=130mm,转速n=1480r/min,副叶轮出口压力P=0.6MPa,叶轮叶片与壁轴向间隙=1rain,叶轮背侧与阻旋片的轴向间距6=2iIlm,叶轮与壁径向问距AR=10mm;叶轮叶片宽b=14mm,厚t=8illm,个数为;阻旋片宽b.=15mm,厚t.=8mm,叶片数=10个,功率为P,口封压能力用压头表示.模拟结果见表1;3种叶形下叶片压力分布见图4.表1叶片影响模拟结果Tab.1Simulationresultsonblades模型叶片类型个P/kWH/m(P/H)/(kW?nl.)A后弯型106.2462.169.96B后弯型126.0662.2710.27C径向型104.3259.3012.14(a)后弯型10个叶片(b)后弯型12个叶片(c)径向型1O个叶片图4叶片乐力分布Fig.4Bladepressuredistrilmtion由分析结果可知,采用后弯型叶片和提高叶片的个数可以提高封压能力,但消耗功率增大,致使封压功率比并不大.后弯型叶片包角增大,叶片变长,当量扩散角变小,叶轮对水流的约束增强,叶轮内脱流的可能性减小,这样增加了封压能力.而叶片数量的增加,使轮内液体与间隙内液体问旋涡交换作用相对于叶片工作面的推压力减小,增大了液体转速从而使封压值增大.由于后弯型副叶轮不如径向型副叶轮的封压功率比高,副叶轮设计时可采用径向型,而且径向型副叶轮制作简单.3.2阻旋片的影响阻旋片的作用是消除液体的旋转.在无阻旋片时,副叶轮背侧的液体大约以o)/2的角速度旋转,压力呈抛物线规律分布.如果有阻旋片,则可防止液体旋转,仅背侧下部的压力就与副叶轮外径处的压力相近,从而提高了副叶轮的封堵压力l1.所分析模型的参数:叶片外径D,=460Hlnl,内径D1=130mm;转速n=1480r/min;出口压力l18lP=0.6MPa;叶轮叶片与壁轴向间隙8=1mlTl,叶轮背侧与阻旋片的轴向间距8=2mm,叶轮与壁径向间距AR=2mlTl;叶轮叶片为后弯型,宽度b=14nllTl,厚t=8mm,z=10个;阻旋片为径向型,厚t.=8iYlm,=10个,宽用b表示,封压能力用压头表示.模拟结果见表2.表2阻旋片影响模拟结果Tab.2Simulationresultsonfixedblades模型bo/mmP/kWH/m(P/n)/(kW?nl)分析结果可知,带阻旋片的副叶轮具有较高的封压能力,而封压功率比相差不大;阻旋片的宽度对封压能力的影响不大.所以,在泵轴向距离有限制时,可以减小阻旋片的宽度以降低泵轴向长度.3.3平衡出口位置的影响平衡出口是指无阻旋片类型的副叶轮背侧外壳外缘位置增加的额外出口.由于平衡出口与轴侧出口的压力平衡,从而减小了副叶轮背侧密封腔内液体由于叶轮带动旋转而引起的径向压力降,达到提高封压能力的目的.但出口的位置不能随便确定,如果位置不好,反而会破坏原有自平衡的液体环,使得密封腔内的流体流动变得紊乱,造成不必要的能量损失.所分析模型的参数:叶片外径D,=460mlTl,内径D=130mm;转速n=1480r/min;口压力P=0.6MPa;叶轮叶片与壁轴向间隙8=1iTlm,叶轮背侧与阻旋片的轴向问距8.,=17mill,叶轮与壁径向间距=2mm;叶轮叶片为后弯型,宽b=14mm,厚t=8mm,z=10个,无阻旋片.结果见表3;平衡口位置如图5所示.(a)模型D:无平衡出口(b)模型I:四周4个(c)模型J:底层外侧4个(d)模型K:底层中间4个图5平衡出口位置示意图Fig.5Balanceoutletlocations表3平衡出口位置的影响Tab.3Simulationresultsonbalanceoutletlocation分析可知,平衡出口的存在提高了副叶轮的封压能力,但是平衡口的位置对轴功率消耗和封压能力也有影响.在四周时,功耗比较大,主要原因是开口位置使得径向间隙密封腔的液体流动紊乱,造成过多不必要的能量损失.3.4径向间距的影响副叶轮轴向间隙对封压能力的研究结果已经很成熟,已经用于副叶轮压头的计算公式中.但是,径向间隙对封压能力也会产生影响,间隙过小会造成摩擦加剧;间隙过大则会使环形流道液体的平均速度降低,甚至可能会形成旋涡交换作用,使功耗增大.所分析模型的参数:叶片外径D=460mm,内径D.=130mm;转速n:1480r/min;出口压力P=0.6MPa;叶轮叶片与壁轴向间隙8=1mm,叶轮背侧与阻旋片的轴向间距8:21Tim;叶轮叶片为后弯型,b=14mm,t=8nllTl,=10个;阻旋片径向型,b,=15mm,t.=8mm,z.=10个.模拟结果见表4表4径向间距影响模拟结果Tab.4Simulationresultsonradicalclearance分析结果可知,叶轮与壁之间的径向距离越小,副叶轮封压效果越好.径向间距应该根据所设计的副叶轮外径,以及考虑叶轮制造过程中叶轮和轴的不同轴度,使用过程中的磨损以及安装是否方便等因素进行确定.i19i3.5级数的影响由于副叶轮消耗的功率跟叶轮外径的5次方成正比,对于要求具有较高封压能力的副叶轮而言,如果使用单级叶轮,则外径过大,消耗的功率明显增大,造成泵的整体效率偏低.由于立式自吸泵气液分离室有较大的安装空间,冈此考虑采用两级副叶轮用于立式自吸泵,由此达到可以降低副叶轮的外径,降低功率消耗的目的,可以明显提高泵的整体效率.所分析模型的参数:转速n=1480r/min;叶轮叶片与壁轴向问隙6=1mm,背侧与阻旋片的轴向间距6=2mill,叶轮与壁的径向间距=4mm;叶轮叶片为后弯型,宽b=10mm,厚t=8illm,z=10个;阻旋片为径向型,b=5mm,厚t=8mm,=10个.模拟结果见表5.表5级数影响模拟结果Tab.5SimulationresultsOilstage-number模型QRST级数单级两级单级两级H,m76.678.65O.952.30.6052017.2O0.603809.130.454307.1O0.453204.00模拟结果对比可知,同样的设计要求下,两级副叶轮可以达到的封压能力更高,而且消耗的功率为单级副叶轮消耗功率的55%左右.故对于较高扬程泵的副叶轮,可以通过设计为两级结构,以达到性能需求,降低功率消耗.两级副叶轮在轴向尺寸上比单级副叶轮大,使得设计的泵结构轴向长度较长.由于固定叶片的宽度对于叶轮封压能力影响不很大,可以在设计时,通过减小固定叶片的宽度,使得泵轴向方向长度增加不大.4多级副叶轮的应用根据上述分析结果以及参考专利资料,开发了两级副叶轮结构,其示意图见图6.冈6两级副叶轮在自吸泵上应JLfJFig.6Applicationoftwostageauxiliaryimpellerinself-primingpump该副叶轮的封压要求为P=0.4MPa;转速n=1480r/min;外径D=310mm;叶轮叶片为后弯型,宽b=10mm,厚t=8mm,z=10个;阻旋片采用径向型叶片,宽b=5mm,厚t=8mm,=10个;轴向间隙=2mm,径向间隙尺=4mm.该叶轮用于新型高效立式自吸泵,该自吸泵流量为1600m/h,扬程为40m,转速为1480r/min,电动机功率为280kW,用于输送含杂质的循环水.根据试验台的对比测试结果,估算副叶轮的功耗降低约3kW,并且密封平稳可靠,泵的总效率得到明显提高.5结论提出一种用于立式自吸泵的多级副叶轮密封结构,通过CFD模拟对副叶轮的结构及性能进行了研究,并将两级副叶轮结构在新型高效立式自吸泵上进行了T程应用.对于高扬程的立式自吸泵,在采用多级副叶轮基础上,可配合后弯形叶片与合理利用阻旋片提高封压能力,通过减小阻旋片的宽度来控制副叶轮密封结构的轴向距离.多级副叶轮用于高扬程自吸泵并取得了较好密封效果.对于中低扬程泵,应用流体动力密封,选用单级副叶轮和多级副叶轮的分界点可以进行进一步的探究.研究结果和应用记录对指导立式自吸泵副叶轮的设计及结构优化具有指导意义.参考文献(References)酹_薹一一一一一一一一一懈一她一一一一一一一一一一锻龇一嘴一一一一一一一一一一一一一一jj234rrlstartuptransientofverticalaxialflowpumpstationJ.JournalofHydroelectricEngineering,2007,26(1):119122,128.(inChinese)4TakitaS,AraiK,EtoF,eta1.Simulationofaxialflowpumpstartuptorquecharacteristicsbyfluidtransienta一856nalysisprogram(TRAP)J.EbaraEngineeringReview,2009(225):1823.于永海,韦超杰.大型立式轴流泵站快速闸门上分流拍门面积的确定J.南水北调与水利科技,2010,8(3):68.YuYonghai,WeiCaojie.DeterminationoftheareaofflapvalveinrapiddropgateoflargeverticalaxialflowpumpingstationJ.SouthtoNorthWaterTransferandWaterScience&Technology,2010,8(3):68.(inChinese)马新华,李浩,施卫东,等.闭式试验台水泵装置模型试验过渡过程J.排灌机械1二程,2011,29(5):392396.MaXinhua,LiHao,ShiWeidong,eta1.TransitionprocessofpumpdevicemodeltestinclosedtestbedJ.JournalofDrainageandIrrigationMachineryEngineering,2011,29(5):392396.(inChinese)7郑源,刘君,周大庆,等.大型轴流泵装置模型试验的压力脉动J.排灌机械工程,2010,28(1):5155.91011ZhengYuan,LiuJun,ZhouDaqing,eta1.PressurepulsationofmodeltestinlargesizeaxialflowpumpJ.JournalofDrainageandhrigationMachineryEngineering,2010,28(1):5155.(inChinese)葛强,陈松山,汪桂钦,等.灯泡式贯流泵站机组起动过渡过程仿真计算J.中国电机T程,2006,26(5):159163.GeQiang,ChenSongshan,WangGuiqin,eta1.ThesimulationduringstartuptransitionofbulbtypetubularpumpingstationJ.ProceedingsoftheCSEE,2006,26(5):159163.(inChinese)高东升,王德顺,杨瑞,等.同步电动机调频起动过程分析J.大电机技术,2010(1):2326.GaoDongsheng,WangDeshun,YangRui,eta1.TheanalysisofequencyregulationstartingprocessofsynchronousmotorJ.LargeElectricMachineandHydraulicTurbine,2010(1):2326.(inChinese)Binwu.大功率变频器及交流传动M.=_民,等,译.北京:机械工业出版社,2008.李慈祥.变频调速灯泡贯流泵过渡过程研究D.扬州:扬州大学能源与动力工程学院,2011.(责任编辑张文涛),1.1ll,ll,mllll,lll,l,l,l,m,l,ll,l,l(上接第l9页)5678j910NazmulZaman.DynamicsealslowerlifecostsofwastewaterpumpsJ.SealingTechnology,2004(8):1112.乔玉兰,王者文,施勇.副叶轮密封及其在自吸泵中的设计应用J.通用机械,2010(2):9698.QiaoYulan,WangZhewen,ShiYong.AuxiliaPyimpellersealingandapplicationinself-primingpumpJ.Ge