多级潜水泵瞬态运行数值模拟

多级潜水泵瞬态运行数值模拟

多层潜水泵广泛应用于市政、采矿和农业排水。叶片-叶片链的典型配置属于相对常见的动态子结构。由于水电水位的频繁变化和农村供电电压的不稳定性，多层潜水泵通常操作不确定的状态，这对泵的运行稳定性有更高的要求。一般来说，叶片-横杆之间的扰动干扰是影响水泵性能和防止泵阀误差的重要因素。20世纪90年代,美国FFPI公司根据多年的研究,得出空化及动静叶片干涉等因素引起的压力脉动是导致离心泵振动并出现运行失效的重要原因［1］.叶轮出口到导叶进口是耦合流场强干涉的起源处,存在着叶轮叶片和导叶叶片相对运动所产生的非定常时序干涉,以及由叶轮叶片尾迹和流体冲击导叶进口边所形成的尾迹干涉［2－3］.叶轮/导叶的耦合干涉特性会引起泵内部的压力脉动,对泵的振动特性和稳定性也有较大的影响［4－5］.对于泵内部产生的压力脉动,研究人员采用不同的方法进行了深入的研究,但目前大多数研究主要集中于蜗壳式离心泵［6－8］、轴流泵［9－11］、斜流泵［12－13］和泵透平［14］等,而对于多级潜水泵内部压力脉动特性的研究相对较少,尤其前后级间作用特征的相关文献鲜见报道［15］.文中以125QJ10-36/4型多级潜水泵模型为研究对象,采用滑移网格技术,对两级泵内的不同位置处的压力脉动进行非定常数值模拟,分析叶轮和导叶间动静干涉引起的压力脉动特征,同时比较两级压力脉动特征的差异.1计算值的方法1.1主要过流部件几何参数125QJ10-36/4型多级潜水泵的主要性能参数为流量Q=10m3/h,单级扬程H=9m,转速n=2850r/min,效率η=60%.主要过流部件的几何参数分别为叶轮进口直径Dj=45mm,出口直径D2=98mm,出口宽度b2=8mm,叶片出口角β2=21.8°,包角ue788=120°,叶片数Z=7,轮毂直径dh=26mm;导叶进口直径D3=105mm,出口直径D4=30mm,叶片进口角α3=28°,叶片数Z=6.叶轮采用圆柱叶片,导叶为无正导叶的新型紧凑结构,进口呈弯扭状,能在具有较高导水性能的同时减小泵轴向长度,减小体积,达到节能节材的目的.单级叶轮和导叶模型如图1所示.1.2流场计算及边界条件计算模型如图2所示,首先采用Gambit软件对计算域划分四面体非结构网格,共划分1687493个单元.然后在Fluent中进行流场计算,将进口段向前延伸2倍叶轮进口直径,设置进口端面来流速度均匀.将出口段向后延伸至2倍叶轮外径处,出口端面流动满足充分发展状态,边界条件设置为自由出流形式.采用标准k-ε湍流模型,SIMPLEC算法,二阶迎风格式,设置收敛精度为1.0×10－5.设置无滑移固壁面边界条件,对近壁面的湍流流动按标准壁面函数处理.1.3非定常计算模型采用滑移网格模型对叶轮与导叶的动静干涉进行瞬态数值模拟,将叶轮区域设置为Fluent提供的滑移网格坐标系,导叶区域设置为静止坐标系.文中取额定工况点进行研究,以三维定常湍流的计算结果作为非定常计算的初始流场进行三维非定常湍流计算,叶轮每转1°设为1个时间步长,计算得时间步长Δt=58.4795μs.对于本计算模型,经过1440个时间步长,即叶轮旋转4圈后,压力满足周期性要求,并定义此时刻为t=0,选之后的1圈为非定常分析区间,共布置了20个监测点,其位置如图3所示.2计算结果和分析2.1多级潜水泵的外特性为了验证数值计算结果的正确性,制造了一台125QJ10-36/4型井泵样机,并在福建省机械科学研究院的水泵试验台上进行了测试,图4为模拟和测试的泵扬程及效率曲线对比.由图4可以看出,数值计算得到的泵扬程和效率曲线变化趋势与试验结果吻合较好,相对误差在10%以内,验证了文中所采用的网格类型、湍流模型等能够较准确地预测多级潜水泵的外特性.2.2压力脉动验算由于泵内叶轮和导叶的非定常时序性相互干涉,会引起泵内压力随时间快速变化,即产生压力脉动.为了分析压力脉动情况,采用压力脉动系数［1］衡量压力脉动的大小,即式中:p为监测点所在位置的静压;p珋为叶轮1个旋转周期内的平均压力;ρ为流体密度;u为叶轮出口的圆周速度.2.2.1压力脉动情况分析图5为首级叶轮流道内叶片进口、叶轮出口、导叶进口、导叶内各监测点的时域图.首级流道内各监测点P1,P2,…,P10的压力脉动系数幅值依次为0.06176,0.12383,0.04871,0.04037,0.03535,0.03074,0.02909,0.01565,0.01784,0.01857.由图5可以看出:压力脉动呈现周期性,都具有7个波峰与波谷,这与叶轮叶片数相等;监测点P1,P2的压力脉动系数幅值高于监测点P3,P4,P5,说明叶轮叶片进口处存在较大的脉动;在叶轮出口处,出现波峰时间,出现波动幅值时间,说明压力脉动信号来自叶轮出口处,在向导叶传递的过程中逐渐衰减;在导叶进口监测点P6出现了2次波峰,说明导叶进口压力很不稳定,这是由于转动的叶轮对静止的导叶产生了轴频倍频脉动,即叶轮叶片与导叶叶片的动静耦合是产生压力脉动的原因;在导叶内部,由于叶轮的影响逐渐减小,导叶内的压力脉动情况相对导叶进口也逐渐减小,其压力脉动系数幅值小于导叶进口处的压力脉动系数幅值.为了进一步分析叶轮和导叶的压力脉动情况,采用频谱分析法,通过快速傅里叶变换(FFT)得到各监测点的频域图,如图6所示.可以看出:各监测点的脉动信号的主频均为332.5Hz,是转频47.5Hz的7倍,正好与叶频332.5Hz相一致,这说明叶轮内的压力脉动主要由叶轮叶片通过频率决定;对于导叶而言,导叶进口各监测点的脉动信号的主频仍为332.5Hz,并出现次主频47.5Hz,但是图6d中导叶内各监测点的脉动信号的主频为47.5Hz,次主频为332.5Hz,这说明在流体进入导叶后,随着导叶逐渐将流体的速度能转化为压力能,静压逐渐增加,首级叶轮的叶频对压力脉动逐渐削弱,次级叶轮的叶频和转频的影响逐渐凸显出来.2.2.2叶频对压力脉动的影响图7,8分别为次级流道各监测点的时域图和频域图,次级流道内各监测点P11,P12,…,P20的压力脉动系数幅值依次为0.06478,0.10796,0.05587,0.05521,0.05032,0.04274,0.03767,0.02652,0.02959,0.02983.由图7,8可以看出:和首级流道一样,各监测点的压力脉动呈周期性变化,叶轮内的压力脉动主要由叶频决定,叶轮内的脉动频率从叶轮进口开始逐渐增强,到叶轮出口达到极大值,而导叶中则是从导叶进口到导叶出口逐渐减小;首级叶轮和导叶各监测点的压力脉动系数幅值小于次级流道各监测点,说明次级流道不仅由于自身动静干涉的影响,同时受到前方首级流道动静干涉的影响,信号产生了叠加.次级流道导叶内仍存在2个波峰,压力脉动并未完全消除;导叶进口各监测点P16,P17压力脉动信号的主频为47.5Hz(见图8c),这与首级流道导叶进口的监测点P6,P7的主频332.5Hz不同,其原因可能是P16,P17主要受次级叶轮的叶频影响,但也受到首级流道的影响;两级导叶内的压力脉动情况不同,其原因可能是两级导叶不同的出流条件造成的,首级导叶的出口即次级叶轮的进口,为有旋流动,而次级导叶的出口即泵出口,为自由出流;压力脉动最剧烈的地方是在叶轮出口处,各监测点的主频几乎都为332.5Hz,即叶频.3潜水泵压力脉动特性1)叶轮出口到导叶进口压力脉动系数幅值较大,并且叶轮内的脉动频率从叶轮进口逐渐增强,而导叶内则与之相反,说明在叶轮出口与导叶进口的交接处,动静干涉作用对压力脉动影响较大.因此在泵水力设计中,叶片出口安放角,叶轮出口的流场应予以重视.2)多级潜水泵