文摘
为了分析叶轮的影响与不同槽宽度low-specific-speed离心泵的性能,基于一个单级泵的叶轮与21日的具体速度两个差距排水方案槽宽度为1.5毫米和6.0毫米,槽直径180毫米,搭接长度5毫米的设计。实验和数值模拟方法应用于比较稳定的性能,其中包括头部,效率,和内部流场分布,非定常压力脉动性能之间的新设计的泵和原来的泵。结果表明,缺口排水会导致一定程度的减少,但一个小槽宽度可以达到更高的效率。与此同时,一个合理的开缝方案可以减少压力脉动的发展,提供了经验和参考low-specific-speed离心泵的稳定运行。
1。介绍
Low-specific-speed离心泵通常用于低流量、高水头情况下(1,2]。与普通离心泵相比,其叶轮流量系数小、小叶片出口角,大叶轮外径、出口宽度小,会导致狭窄和长叶轮流道和加强叶轮中液体的扩散3- - - - - -5]。因此,复杂的流动结构,如二次流和分离流,发生6- - - - - -8),这不仅直接影响到泵的效率,但也有一个伟大的对压力脉动的影响性能(9- - - - - -11]。
近年来,在球迷和压缩机内部流场的稳定性一直是研究[12- - - - - -15),它可以显著提高叶片(通过设置合理的位置16- - - - - -18]。操作基于叶片离心泵叶轮机械力学与粉丝和压缩机,具有很多相似之处,主要区别是工作介质的物理性质差异(19,20.]。因此,许多研究人员试图应用这个槽在离心泵叶轮。元等。21)工作分析的内部流场的数值模拟与分流叶片的离心泵叶轮和获得分割对叶轮出口流动的稳定性有影响,发生流动分离,“jet-wake的结构。“Kergourlay et al。22)应用实验和数值方法研究与分流叶片离心泵的性能差异,没有分流叶片。没有分流叶片泵相比,外围速度和压力的分流叶片的叶轮更均匀;与此同时,头部和径向推力增加,压力波动减少。吉奥吉夫和Vlaev23)利用CFD方法比较不同叶片设计流场的影响,提出了开槽刀片可以保留的泵送能力比传统叶片功率要求低40%。李等人。24)成功地应用排水技术的差距six-blade low-specific-speed离心泵,和结果表明,排水系统能有效地提高叶轮的性能的差距,他们还发现,影响程度和区域差距的排水离心泵的性能表现出显著差异在不同low-specific-speed离心泵。朱和陈25)利用数值和实验研究比较不同叶轮的汽蚀性能之间的传统和差距,他们获得的差距叶轮的结构可以有效地抑制空化的一代特别是在大流量区。Zhang et al。26)采用数值方法来研究一个槽的影响在离心泵的汽蚀性能,发现槽可以抑制反向流,提高空化性能在低流量,而导致整个流量下降。
在这篇文章中,一个典型的比转速离心泵21日被选为研究槽宽度对性能的影响以及low-specific-speed离心泵的内部流场。在叶轮出口压力脉动、蜗舌和蜗壳水交叉位置监控,这些点的时域图比较。本研究为改善提供参考low-specific-speed离心泵的性能和稳定性。
2。几何和数值方法
2.1。几何形状和参数
为了研究槽宽度的影响的内部流场和压力脉动的离心泵性能,za20 - 250模型泵流量被选中问d= 10米3/ h(下标字符”d”表示设计条件),头Hd= 80,叶轮叶片数z= 3,叶轮出口直径D2= 259毫米,旋转速度n= 2900 rpm,和特定的速度n年代= 21。两个新槽方案如表所示1,差距排水图所示的位置1。
整个流流体域的三维建模包括叶轮水体、蜗壳水体,泵壳水的身体,身体前后间隙磨损环水。确保充分发展流动,进入水体的长度和出口水体是四倍的叶轮进口直径和蜗壳出口二步格诗,分别。图2显示了每个计算域模型。
2.2。网格独立性分析
通过使用结构化网格与软件ANSYS ICEM全流场,建立了五个不同的啮合方案数量减少数量的网格点的影响计算结果。头部和额定工况下离心泵的效率(1.0问d)工况作为网格独立测量,计算结果列在表中2。
表2表明,头部和效率将逐渐稳定,当网格数量的增加。当网格数量增加到430万,头的波动范围在0.3米,最大效率波动是0.19%。可以认为,当网格数量增加到430万,计算精度可以满足要求。因此,考虑到计算精度和计算资源的需求,4365848元素的网格方案最终被选中的后续分析原始模型(没有槽)。
为了获得一个更好的解决方案的流槽,不同的网格层设置在不同的槽宽度。考虑到计算机硬件的局限性,25层选择槽宽1.5毫米,和90层选择槽宽度为6.0毫米。在边界层网格却降低了从内到外,最后,y+两个叶片表面的宽度是0.5 <y+ < 3.8和< 0.2y+ < 3.5。图3显示了图每个计算域的网格和网格叶轮与槽的细节,没有槽,叶轮和蜗壳的舌头。
2.3。湍流模型和边界条件的设置
媒介在整个计算域是不可压缩的水,和有限体积法离散控制方程在计算域。标准的kω湍流模型和简单的算法,用于压力和速度的耦合计算,选择数值计算。采用稳态计算的结果作为初始值不稳定的加速计算收敛。时间步长设置为0.00017241秒,相当于叶轮旋转3度。总计算时间是0.16551724秒,比赛8旋转周期。为了保证计算的准确性,收敛精度解算器的设置为0.0001;当残差降至不到10−4,计算收敛,然后,计算终止。边界条件的设置如下:(1)入口边界条件设置压力入口,和值是1 atm。(2)固体墙设置为中性墙与0.025毫米壁粗糙度。(3)旋转叶轮的计算域,其余的都是静态的。动静的冻结转子模型应用接口。(4)质量流量出口用于控制不同的流动条件。
3所示。实验验证
3.1。试验装置
试验装置是根据设计要求建立离心泵的测试。系统主要包括三相异步电动机、DN20电磁流量计,在进口和出口管道闸阀,压力表在进口和出口管道、离心泵和一个封闭的水箱。设备的启动和停止由电子控制单元,控制和测试数据的采集和存储是由计算机完成。CY200数字压力传感器,使用单片机系统芯片(SOC)处理和存储压力信号应用于实时测量的压力波动。测量的范围是0∼2 MPa,精度±0.1% FS,最大采样频率为1000赫兹。485 - 20信号收集器用于接收多个压力传感器的压力脉动信号同时在不同流动条件下,发送给计算机采集软件进行数据存储和进一步处理。考虑到蜗壳结构的不对称性,监视点W1∼将沿圆周方向,日元在叶轮出口,G1在蜗舌,和O1群泵出口,被安排检测流场中的压力脉动,W1, W3, W4, W5统一安排在90°。限制泵结构和传感器的大小、压力传感器只安装在W2, W3, W5,将和O1,和其他点的压力脉动,压力传感器无法安装,通过数值计算的方法。测试设备的物理图如图4。
(一)
(b)
3.2。实验结果和数值结果的比较
数值计算和实验结果的原始模型泵(没有槽)性能比较图5。它可以发现性能一致的数值模拟与试验结果。头从两种方法获得误差在2.5%,效率1.0误差在1%以下问d的工作状态。头的最大误差和效率出现在1.4问d最大的错误是4.7%和3.1%,分别。一般来说,性能预测的数值模拟结果与实验结果有很好的一致性。
压力系数Cp介绍了定义在函数1,作为测量压力脉动强度指标。 在哪里p是一段时间的压力监测,Pa;是一段时间内的平均压力在监视点,Pa;ρ代表介质的密度,公斤/米3;和u叶轮出口的圆周速度,m / s。
图6显示了比较原始的模型泵压力波动之间的实验结果和数值结果监视点O1,将W5, W3和W2低于1.0问d的工作状态。从时域分布压力脉动的性能,可以看出,波峰和波谷的数量从数值和实验结果与叶片数量是相同的周期。压力脉动的振幅从测试结果基本上是一样的,从数值计算结果在监视点O1和将;监控点W2, W3和W5,测试结果和数值计算结果波动的振幅;此外,当地的压力脉动的变化没有捕捉到在某个时刻。这一现象的原因主要是由于有限的条件,包括低采样频率和采样间隔的使用压力传感器;因此,它未能在采样间隔捕捉压力波动的变化。也有一些试验结果和数值模拟结果之间的差异,这可能主要是由于流场测试中模拟比这要复杂得多。与流场的数值模拟相比,实际的流场测试中不可避免地受到一些因素的影响,如摆动轴系统的振动单元,流的耦合组件和电动机的电磁系统的影响。这些因素会影响压力脉动的结果。 But, in general, the numerical results are coincident with the experimental results. In conclusion, the numerical calculation method used in this paper is relatively accurate in predicting the pump performance and pressure pulsation characteristic of the selected low-specific-speed centrifugal pump model. The numerical calculation method can be used to analyze the influence of gap drainage impeller on the transient characteristics of low specific speed centrifugal pump.
(一)
(b)
(c)
(d)
(e)
4所示。结果和分析
4.1。槽宽度对泵性能的影响
表3显示了原始的泵的性能模型,模型1和模型2为0.6问d,1.0问d和1.4问d,分别。表3显示的三个模型,在流速0.6问d,1.0问d和1.4问d,头从高到低排列如下:最初的模型,模型1、模型2和模型2是低于约5米的原始模型在每个工作状态。效率由高到低的顺序是模型2,模型1,原始模型和最大效率改进率是3.9%。槽直径180 mm时,离心泵的减少,和下行趋势加剧槽宽度的增加,和排水叶轮的效率差距高于原来的模型。
它也可以发现,离心泵的最优操作点不出现在1.0问d。因为没有具体设计方法low-specific-speed离心泵,离心泵的传统设计方法仍然是使用。根据离心泵的设计方法,流量越大,效率越高,比转速越大,效率越高。low-specific-speed因此,离心泵设计基于最大流量设计方法,该方法的核心组件是放大给定的设计流程和具体的速度,所以放大泵的效率曲线将覆盖原来的要求在一定的流量范围内,在额定流量和效率条件也得到了改进。这导致流量的最优操作点通常是大于额定操作点。
4.2。槽宽度流场分布的影响
为了探索槽叶轮之间的性能差异和传统叶轮与不同的参数,每个模型的内部流场进行了分析和比较。叶轮内的流动因为蜗壳的影响是不对称的。为了方便后续分析,舌头的位置附近的流动通道被标记为通道1,和逆时针方向的流动通道被标记为渠道2和3。
图7显示速度和流线分布的原始模型,模型1和模型2在不同流动条件下。为0.6问d的重要的流动分离和涡叶片压力面和通道1的叶轮出口发生在原始模型。的力量在叶片压力面流动分离模型1是略高于原始模型,和旋涡叶轮出口通道1的显著减少。的挤压影响抵消叶片引起流动分离,和积累的尾巴液体加剧流动分离的发展,但与此同时,差距有一定的流量,降低了液体在叶轮出口堵塞,削弱了叶轮出口的漩涡。在叶轮叶片的后缘涡模型2消失的空气槽宽度;这是因为增强流量进一步降低叶轮出口液体的堵塞,然后漩涡消失了。同时,液体的流动方向变化时,流经差距。墙附近地区的主流不再完全沿切线方向流动的刀片,差距有一个向下的角度,这增强了主流的流动分离抑制叶片压力面和压制流动分离的发展27]。
(一)
(b)
(c)
为1.0问d的液体流动方向,模型1和模型2的叶轮出口通道1显然是不同于原来的模型。在原始模型中,液体流向的后缘叶片不切线刀片但指向蜗壳,表明液体扩散太快在通道和更多的分离;偏移量增加叶片壁面的约束能力液体区域的抵消叶片,然后液体流动无关地沿着叶片。然而,由于挤压的抵消叶片在模型1中,也发现,叶片的压力面流动分离是增强与原模型相比。槽宽度的增加在模型2中,低速区通道1的面积叶轮出口逐渐减少,然后在叶轮出口改善,流动和流动分离叶片表面压力降低。这表明叶片后缘的的差距可以提高叶轮出口流动状态;然而,流动分离的积累会导致流体的尾巴由于挤压抵消叶片,这加剧了叶片的压力面流动分离,在一定程度上(28]。这一现象与间隙宽度的增加提高。
为1.4问d,叶轮流道的内部流动规律比0.6问d和1.0问d。尽管流动分离叶片表面的压力仍然存在,其强度下降明显与低流量相比。模型1中流道的流动分离强度高于原始模型。主流的抑制流动分离是增强随着流量的增加;因此,流动展览比在低流量更稳定。流能力的差距模型2提高当槽宽度增加,削弱了堵塞现象,提高液体流出。与此同时,很多主流流入邻近渠道差距,产生射流,从而增加缺口附近的流速。大射流与主流速度差异导致的影响和提高在液体混合产生的能量损失。
图8显示了压力分布的中间部分叶轮在原始模型中,模型1和模型2不同流速下。它可以发现,模型1的压力分布类似于原始模型,但高压区域通道1的叶轮出口减少。叶轮出口压力与槽宽度的增加,减少,在叶轮通道1的低压区对蜗壳出口发展。与槽宽度的增加,模型2中的叶轮出口的压力进一步降低,因为槽宽度的增加会导致大量的高压液体流入相邻信道通过缺口,削弱了对叶轮性能的影响。高压液体穿过缺口吸力面和与低压混合液体,这加剧了液体的能量损失。模型2的叶轮出口压力明显低于原来的模型,模型1,这表明,叶轮提高能力将大大降低,如果一个巨大的差距设置为叶片的后缘。
(一)
(b)
(c)
4.3。槽宽度对压力脉动的影响特征
图9显示了原始压力波动的时域特征模型,模型1和模型2叶轮监视点0.6日元问d,1.0问d和1.4问d,分别。它说明了模型1和模型2的波谷振幅大于原来的模型,和强大的波形失真发生在模式1下0.6的峰值位置问d;模型2的压力脉动振幅大于原来的模型在1.0问d和1.4问d,压力脉动振幅与槽宽度的增加进一步上升。
(一)
(b)
(c)
图10显示了压力波动的时域特征的原始模型,模型1和模型2在蜗壳监视点W1, W3, W4, W5 0.6问d,1.0问d和1.4问d分别。在0.6问d,如图10 ()∼10 (d)附近,一个强大的波形失真发生在W1舌头和逐渐消失的时候传播下游沿蜗壳通道。模型1和原始模型的压力波动波形是相似的W1,振幅也没有显著差异,而模型2的压力波动幅度显著增加,与原始模型。波形失真的原始模型,模型1和2在W3迅速减少,除了一个小和本地波形失真,发生在谷底。W4和W5,压力脉动波形畸变的模型1和模型2是改善,但脉动幅度略高于原来的模型。
(一)
(b)
(c)
(d)
(e)
(f)
(g)
(h)
(我)
(j)
(k)
(左)
在1.0问d,如图10 (e)∼10 (h),波形畸变模型1的压力脉动逐渐减少传播从W1 W5,然后逐步发展成为一个稳定的周期变化。最后,在W5压力波动的振幅明显下降。在模型2中,脉冲信号波形失真的产生更强烈的减少比模型1的过程中传播到下游通道;与此同时,脉冲振幅振荡出现在W4槽,但振幅明显降低。在1.4问d,如图10(我)∼10(左)没有显著差异,模型2和原始模型之间的压力脉动W1和W3;模型2的压力波动幅度高于原来的模型,但压力波动显示严重衰减传播到下游渠道,和W5的压力波动幅度远远低于原来的模型。总之,当槽直径180毫米,压力波动幅度增加上游的蜗壳通道和减少迅速传播到下游的渠道。压力波动振幅的下游蜗壳通道远远低于原来的模型,和槽宽度的增加,波动幅度的降低更明显。
图11显示了压力波动的时域特征的原始模型,模型1和模型2的舌头监视点G1在0.6问d,1.0问d和1.4问d,分别。它说明了压力波动的强度在舌头显著强于内部的叶轮和蜗壳,压力波动幅度是随着流量的增加减少。在0.6问d相比,模型1的脉动振幅降低原有的模式,但有一定的波形畸变;模型2的脉冲幅度接近原来的模型;此外,波形失真就消失了。在1.0问d模型1和模型2的脉冲幅度大于原来的模型,但是波形失真槽就消失了。在1.4问d,模型1的脉冲幅度高于原来的,和压力波动的振幅模型2与原始模型相比大幅下降。总之,当槽直径180毫米,宽度小,压力脉动振幅的舌头在一定程度上增加,但当地的波形失真降低。在1.4问d间隙宽度时,脉动振幅明显下降很大。
(一)
(b)
(c)
5。结论
本文数值计算和实验的方法已经应用于研究泵性能的差异,内部流场,和三个泵的压力脉动特性模型,其中包括原始模型,模型1和1.5毫米,模型2和6.0毫米直径的槽宽度180毫米。槽宽度的影响在low-specific-speed离心的稳定和不稳定特性分析,主要结论如下:(1)数值计算的初始模型和效率与实验结果吻合较好。头的最大误差和效率之间的数值和实验为1.4问d,错误分别是4.7%和3.1%。(2)排水叶轮的差距有很大影响low-specific-speed离心泵的负责人和槽会造成一定程度的减少。减少头部与槽宽度的增加上升;同时,可以实现更高的效率与小槽宽度。与原模型相比,最大效率改进率是3.9%,落差是每个工况下约5米。合理的槽方案可以提高泵的性能。(3)差距排水降低叶轮出口流出的堵塞,改变主流流动的方向上的差距,加强主流抑制流动分离;然而,过小间隙宽度会产生严重的拥挤效应,导致增加了流动分离。此外,压降的差距是泵头的减少的主要原因,和过度的间隙宽度会提高缺口的压力降。(4)大流量下的压力脉动可以大大削弱了排水的差距;此外,扰动在叶轮出口压力脉动可以提高叶轮出口和蜗壳流道的上游,但干扰明显削弱了传播蜗壳流道的压力脉动。在下游压力波动强度大大降低蜗壳通道和戏剧性的6.0毫米槽宽度。合理的槽方案可以削弱开发low-specific-speed离心泵的压力脉动,改善其不稳定的特点,提高泵的操作稳定性。
数据可用性
使用的数据来支持本研究的结果包括在本文中。
的利益冲突
作者宣称没有利益冲突。
确认
这项工作得到了国家重点研究和开发项目(批准号2017 yfc0806300),中国国家自然科学基金(批准号52079058和52079058),优秀青年学者江苏省自然科学基金(批准号BK20190101)、中国博士后科学基金(批准号2020 m681520),江苏计划项目博士后研究基金(批准号2020 z031)。