大流量高扬程管线泵的流场模拟和优化设计_1

1、大流量高扬程管线泵的流场模拟和优化设计许金鹏1邱海斌2曲鹏1曹璞钰3李阳41 大耐泵业有限公司1166202 沈阳广播电视大学1100033 江苏大学流体机械工程技术研究中心2120134 烟台阳光泵业有限公司264100目前国内设计制造的大流量双吸泵转速普遍较低，无法满足市场的需求。针对这一现状，大耐泵业有限公司成功研制出高转速、大流量、高扬程的双吸泵。该类型泵设计难度极大，对制造和装配工艺要求较高。本文基于三维设计和CFD 技术，详细介绍了设计及优化过程。样机经试验验证，确认效率等关键参数达到国际领先水平。大流量；高转速；高扬程； 双吸泵；数值模拟； 效率；国际领先一、前言管线增压泵是一种

2、水平中开、单级双吸、大流量、高转速的化工泵， API610 标准 BB1 型泵。目前市场上该类型泵，大部分采用四级或六级转速。低转速泵设计难度低，但泵头尺寸比较大，制造成本高。大耐泵业有限公司研制的该类型泵为二级转速，在相同的流量下，具有更高的单级扬程。由于对泵效率的要求极其严苛，必须达到国标A 线标准，使得该泵的水力设计成为难点中的难点。如今， CFD技术已经广泛应用于水泵性能的预测、水力部件的设计和优化。本文基于数值模拟技术，结合大耐泵业双吸泵设计制造的成熟经验，对某规格的管线增压泵进行水力设计并提出优化方案。经试验验证，确认综合性能达到国际领先水平。二、叶轮设计与性能预测设计参数如下流量

3、 Q： 3600 m3/h 扬程 H： 230 m 转速 r ：2990 rpm 必需汽蚀余量 NPSHr： 35m1 叶轮设计计算比转速，并且比照已有成熟高效的水力模型，决定通过相似换算的方法来设计叶轮。对通过相似换算得出的叶轮进行三维造型，如图1 所示。之后使用网格生成软件ICEM 对叶轮三维模型进行网格划分，如图2 所示。叶轮采用非结构四面体网格，对叶片工作面、背面和叶片入口这样流动参数变化剧烈的位置进行网格加密。自动生成网格，自动或手动修改网格，使网格整体质量达到0.4以上，最终网格数量为602681。将网格导入CFX-pre软件，设置叶轮入口面属性为inlet流速v=13.7m/s，

4、叶轮出口面属性为open，转速 n=2980rpm，使用标准 k- 湍流模型，单独模拟叶轮，计算在100 步内收敛。计算数据导入CFX-post软件中进行分析。观察叶片与前后盖板压力分布情况，叶轮流线，如图3、4。可以确定叶轮整体性能良好，压力均匀变化， 流线稳定无漩涡。 利用 CFX-POST软件中自带Liquid Pump Performance模块，得到叶轮效率为 96.9%。由于单独对叶轮进行模拟，只观察流场和压力分布情况，得到的扬程外特性并不准确，在此忽略。三、泵体水力设计与性能预测1 压出室设计1）基圆直径D3参考模型泵体水力模型相似换算，并由结构参数选取基圆 D3=1.1 

5、15;D2=1.1× 470=517mm，圆整后取520mm。2）压水室进口宽度经相似换算后，取涡室截面宽度b3=146mm3）涡室各断面面积的计算因该规格泵体需要配0.5Q 、0.7Q、Q、1.25 Q 四种规格转子，故在相似换算的基础上，适当放大了喉部截面的面积，以适应大流量转子的性能要求。根据D3、 b3 及各断面面积就可以算得各断面径向尺寸。由起始截面开始，每 45°取一个截面，保证涡壳断面面积均匀变化。泵体初步水力设计结束。2 泵体水力性能预测为了验证泵体水力性能，对泵体部件进行三维造型。将已设计的叶轮与泵体部件配合后以*.stp格式输出，导入 ICEM软件中进行

6、网格划分，如图5。进出口管道流体区域采用结构化网格，叶轮、涡壳、半螺旋型吸入室采用非结构四面体网格，并对涡壳隔舌处进行加密处理，手动修改网格使网格整体质量达到 0.4 以上。整体网格数量为 2486227，其中出水段为 98400，叶轮 563092，进口段 141825，涡壳 917451，吸入室 417790。网格导入 CFX-pre 软件，使用标准k- 湍流模型， 进口边界按流量设置进口速度，出口边界设置为open，目标压力设23atm。每两个相邻模型体间设置交接面（interface），非旋转体与非旋转体间interface models设置为generalconnection， fr

7、ame change model设置为none，非旋转体与旋转体间interfacemodels设置为generalconnection，frame change model 设置为frozenrotor。该模型在0.6Q ，0.8Q 0.9Q，1.0Q，1.1Q，1.2Q 这 6 个流量点进行模拟计算。计算 2000 步，虽然计算不收敛但是进出口压力长时间稳定，计算数据可以使用。计算数据导入CFX-post 软件中进行分析。使用Liquidpumpperformance模块得出外特性参数，结果低于设计要求，对涡壳内压力分布和流线进行分析，如图6。流体在扩散管处产生了很大的漩涡，从第断面开始，

8、压力分布没有均匀变化。 也就是说， 涡壳水力设计存在缺陷，造成大量能量损失，这是该水力设计效率偏低的直接原因。四、泵体水力优化与预测基于对流场的分析，决定改变涡壳第断面以后的断面面积，并且增大隔舌螺旋角，以提高能量回收效率。重新设计涡壳后，用同样的方法对新方案进行模拟分析，优化后的涡壳压力分布和流线情况如图 7 所示。涡壳的压力分布明显变得均匀，没有出现明显漩涡，可见能量高效的由速度能转化为压能，效率提高。外特性参数与优化前对比，如图 8 示。优化方案已经达到设计要求。五、性能试验及对比分析经过全尺寸样机的试制及试验，实测结果与理论计算的对比如下表：六、结语试验结果表明，本文所述的设计和优化方法，对大流量、高扬程、高转速双吸泵的设计有一定的指导作用，并且得出以下几点结论：一、额定点扬程比设计值高。是因为设