离心泵压水室形式对微型电泵性能影响的数值模拟

1、离心泵压水室形式对微型电泵性能影响的数值模拟微型电泵是指输入功率小于 1.1kW的泵。它具有流量小、扬程 高、重量轻、结构简单、通用性强、使用方便等特点，广基金项目： 十一五 国家科技支撑项目(2008BAF34B15)；江苏省科技服务业计 划项目(BM2008375 )。泛应用于农业、石油、化工等领域。微型电泵大多属于低比转数 离心泵。由于叶片出口宽度较小，叶轮外径较大，轴面流道狭长，导 致圆盘损失和水力损失较大，因此泵的效率很低。压水室是泵的主要过流部件之一，其形式主要有螺旋形压水室、 环形压水室以及空间导叶。一般而言，螺旋形压水室符合流体出流的 流动规律，流动状态较理想，水泵能够获得较好

2、的水力性能，大多数 离心泵采用螺旋形压水室。环形压水室主要用于渣浆泵，因为这种结 构隔舌的间隙很大，不易造成杂质的堵塞，而且工艺方便；多级泵的 末级导叶也多采用环形压水室，因为这样结构对称，便于布置穿杠， 且使热变形均匀。微型电泵大部分都是使用螺旋形压水室， 但由于蜗壳的断面尺寸 较小，流道不能机械加工，造成其形状尺寸、表面光洁度等直接靠铸 造来保证，而且铸造难度高，流道表面的粗糙度较大，导致泵体中的 水力损失很大。对于微型电泵而言，泵体内的水力损失仅次于叶轮圆 盘摩擦损失，对泵的性能具有举足轻重的影响。目前许多学者在这方面展开了一系列的研究。刘在伦等1对蜗壳形状在高速部分流泵性能 的影响进行

3、了研究，指出采用矩形螺旋蜗壳能够提高关死点扬程，且同时提高泵的效率。郭鹏程等研究了不同断面形式的蜗壳对离心泵性 能的影响，发现矩形和圆形螺旋蜗壳在大流量工况下效率比马蹄形蜗 壳稍高，而在设计工况点，比马蹄形稍低一些。曾提到比转速低于 40时，由于环形压水室便于机械加工和打磨，泵效率可能高于不做 加工处理的螺旋形压水室。本文以此为思想，在螺旋形压水室的基础上，根据环形压水室的 设计理论以及机械加工的难易程度，设计了矩形断面的3种环形压水 室，并将这4种压水室与同一叶轮组合进行三维定常数值模拟，通过与传统螺旋形压水室的微型电泵性能预测的比较以及内部流动的分 析，为微型电泵性能优化提供了理1设计思路

4、本文选取浙江某企业生 产的XCm158型离心泵为研究对象进行数值模拟计算。相关参数为： 叶轮的进口直径 A= 38.5mm，出口直径D2=162mm,叶片数z=6，叶 片出口宽度2=2.2m m，叶片出口安放角择=26°蜗壳的基圆直径 A= 164mm,第8断面面积Ai= 102.5mm2，蜗室的进口宽度 63= 10.5mm; 泵的额定流量CL=4m3/h，额定扬程Hi二速n =29.将其定义为1号泵。XCm158微型电泵使用的是螺旋形压水室， 在此基础上将其改为 矩形断面的环形压水室，并保证两者第8断面面积相等。另外在此环 形压水室的基础上，再进行改进，主要遵循以下几个原则：基圆

5、直 径不变；压水室的进口宽度不变；扩散段出口直径及相对位置不 变。根据以上原则及环形压水室的设计理论，可得环形压水室的第8断面的面积102.5mm2.扩散段部分，出口尺寸采用标准公称直径 24mm,定义其为2号泵，该环形压水室第8断面的轴面高度为9.7mm, 在此模型基础上增加环形压水室断面的轴面高度，分别增加5、10mm 作为对比模型3号和4号泵。压水室主要几何尺寸如表1所示。模型号基圆直径A3/mm第8断面高度8/mm进口宽度第8断面 面积1号泵2号泵3号泵4号泵表1压水室的主要几何参数Tab. 2模 型建立及算法2.1模型的建立通过PRO/E进行实体建模，然后导入 ICEM对模型进行网格

6、划分。建模时，为了避免进口旋涡区对流场及 流量的影Pfi，在叶轮进口段加一进口管，其长度为进口直径的3倍； 考虑到出口边界条件对蜗壳出口流场以及收敛性的影响，在蜗壳出口段加一出口管，其长度为出口直径的5倍。进出口管采用结构化六面 体网格；而叶轮和蜗壳流道形状复杂，采用非结构四面体自适应贴体 网格。2.2数值计算方法数值模拟计算使用 ANSYSCFX12.0求解雷诺时 均方程，其中的雷诺应力项采用标准e湍流方程模型求解并封闭方程 组。在ANSYSCFX12.0中，采用有限体积法对方程组进行离散，离 散过程中的对流项采用高分辨率格、设计点工况和大流量工况（1.4倍的工况）分析两种泵在不同工况下的静

7、压云图。将两种泵的静压进行对比，由可知：在 0.6 （工况下，1号泵和3 号泵出口静压基本相同，3号泵的环形压水室与叶轮内的静压变化较 均匀，而1号泵的螺旋形压水室在靠近隔舌处压力梯度较大，同时叶轮在靠近隔舌叶片压力面出口处有明显的高压区，这是由于1号泵在 小流量下流动不均匀，速度矢量方向混乱，产生回流造成的。在I.OQi 工况下，环形压水室内的静压分布呈现先增大后减小再增大，原因可能为环形结构的压水室隔舌和叶轮间的间隙过大， 不可避免的会出现 一不同工况点下两种泵的静压云图些回流现象， 在隔舌处部分流体重 新进入压水室。但正是由于回流起分流作用，使压水室出口断面的流 速大大降低，实现泵出口动

8、能向压能的转换，这一结果和螺旋形压水 室是不同的。在1.4(3,工况下，两者的出口静压有明显差异，环形压水室的 出口静压明显高于螺旋形压水室。 原因可能是在流量越大时，压水室 的沿程摩擦损失占的比重越大，环形压水室内壁光滑的优势越突出。 另外，两个泵出口静压的差异与扬程曲线的差异具有致性。综合可知螺旋形压水室的压力及速度仅在泵的最高效率点均匀分布，在泵偏工况运行时，压力和速度分布都不均匀。而环形压水室怡好相反，泵的压力及速度分布在关死点时分布均 匀，旦产生流量，这种平衡被破坏。在最高效率点环形压水室水力损 失大于螺旋形压水室。而在微型电泵中，由于环形压水室流道表面可 机械加工，能够获得更好的水

9、力性能，超过了环形压水室带来的不稳 定压力分布对泵的性能的影响。4径向力分析泵在运行时会受到流体沿叶轮径向的径向力，而径 向力会使泵轴受到交变应力的作用产生定向挠度，其大小直接影响泵 轴工作的稳定性；另外，径向力的作用会使轴封间隙变得不均匀，而轴封间隙过大是导致某些泵泄露的主要原因。 因此在设计泵时需要对 径向力作适当的考虑。为数值模拟预测的 1号泵和3号泵的径向力。两种泵的径向力分布由可以看出 1号泵的径向力随着流量的增 加先减小然后增大，在设计工况点附近达到最小值，但并不为0,其原因是由于泵体的非对称结构导致泵叶轮各流道内的流量、流速及叶轮出口压力分布出现非对称性；而 3号泵其径向力在小流

10、量时最小， 随着流量的增加而增加。这两种压水室的径向力分布规律与相符。另外，从小流量到泵的额定流量附近，3号泵的径向力小于1号 泵；在大流量区域，3号泵的径向力略大于1号泵。这样，相较于1 号泵，采用环形压水室的3号泵可在全流量范围内安全稳定地运行。5试验验证将1号泵与3号泵按回转动力泵水力性（下转第 88 页）离心泵叶轮内部湍流动能及耗散率分析叶道星王洋将与相比较， 可以看出湍流耗散率与湍流动能分布有十分相似的规律：在不同工况下，湍流耗散率随着半径的增加先增加，达到一个极大值后开始减小， 接着在在一个极小值后又开始一直增加直到叶轮出口（除。6 （工况下），在只二60mm的区域里湍流耗散率达到

11、最大值； 设计工况下，湍 流耗散率整体上是最小，除只=55mm到只=65mm区域外，湍流耗散 率都在400m2/s3以下；。6Qd工况下，出现了与其他工况下截然相反 的湍流耗散率分布，中间小两端大，而其他工况时中间大两端小的分 布，同时可以看出在只=65mm到只二85mm区间，湍流耗散率增长非 常迅速，原因可能是在小流量工况下，这个区域中，叶轮流道内产生 了轴向漩涡，造成湍流耗散率的急剧增加；。工况下，虽然湍流耗散 率高于设计工况下，但是可以看出还是远远低于 0.6（工况；整体上, 设计工况下，湍流耗散率最小，大流量下，湍流耗散能量率略高于设 计工况，小流量下，湍流耗散率最大。4结语本文采用e双方程湍流模型，进行了实验验证，分析了由 数值计算与实验所测得 XST标准离心泵扬程、效率、轴功率等数据 之