基于cfd计算的离心泵叶轮激励力分析

基于cfd计算的离心泵叶轮激励力分析

流激励力是离心振动的主要原因之一。离心分离叶片与旋转轴之间的轴承相连，不能像水流泵送动的罗套那样直接激发振动。为能研究流体激励叶轮诱发离心泵整个系统的振动,建立考虑流体激励力的离心泵转子-支承动力学系统是必要的。现有转子动力学不考虑流体激励实际过程,而将流体激励力简化为叶轮的附加质量,计算其它外激励作用下转子-支承系统响应作为系统振动最终结果。虽此方法相对于不考虑流体激励的转子-支承系统结果准确,但因计入附加质量,所得转子临界转速与真实转速有一定偏差;此外,离心泵实际工作中,同样流量不同转速时流体激励对叶轮激励力也不同,因此该简化方式存在较大不足。而若能得出叶轮所受空间三方向的流体力与力矩,将流体激励作为激励而非附加质量,则可通过建立转子动力学模型求出准确的系统响应。现有叶轮流体激励研究仅集中于叶轮-蜗壳二维模型的简化、二维模型中流体激励力作用下叶轮涡动分析、叶轮径向涡动等效刚度矩阵建立、通过漩涡理论与实验轴向力分析、基于CFD技术叶轮所受到径向力或轴向力数值模拟与实验[11,12,13,14,15,16]等,不能满足建立流体激励作用下各向异性转子动力学建模要求。此外,尚未有比较各向流体力、力矩以确定流体激励的主要方向、叶轮各表面对叶轮所受空间三方向上流体力与力矩贡献的研究。因此,本文尝试通过CFD技术对离心泵叶轮所受空间三方向流体力与力矩、流体激励主要方向、叶轮各表面对叶轮各向流体合力与合力矩贡献进行研究。1网格划分及计算工况以一单级单吸叶片扭曲的离心泵为研究对象,叶轮直径为172mm,额定工况下比转速为139,额定转速为2930r/min,额定流量为100t/h。用Por-E建立离心泵内各流体域模型共七个,包括离心泵进口流域、叶轮内流域、蜗壳内流域、平衡室流域、叶轮前盖板与蜗壳间隙流域(包括泄漏环处间隙)、叶轮后盖板与蜗壳间隙流域与蜗壳出口延长段流域。各流域网格划分均用ICEM完成,网格均为六面体,网格总数2409156,将各流域网格导入CFX中通过interface界面连接成整体,其中叶轮流域与蜗壳流域间采用rotor/statorinterface连接。计算工况为离心泵额定工况,进口边界条件采用离心泵进口处的实际静压3871Pa(亦即395mm水柱),出口边界条件为流量100t/h,其余边界为固壁无滑移条件,湍流模式选择SST模式,计算中对各控制方程进行二阶中心差分,收敛标准采用各参数平均残差值小于1E-5。计算叶轮转动1562°过程中流场变化情况。文献[17-18]认为:叶片转角为3°时离心泵瞬态流场较稳定。故本文以2°为一个时间步,并以叶轮转动360°共180个时间步流场数据进行研究。关于网格划分具体处理方法、离心泵安置方式、定常与非定常流场计算过程等,见文献。如图1(a)~图1(e)所示,分别为叶轮前盖板内外表面、叶轮后盖板内外表面与叶片表面上稳态分析中绝对压力分布图,图1(f)为蜗壳对称平面压力分布图。初始时刻叶尖叶轮轴心连线与穿过轴心蜗舌圆弧切线的夹角为14°,叶轮所处空间坐标系坐标原点位于叶轮轴线与蜗壳对称平面交点处,X,Y轴正方向见图1(f),Z正向从叶轮前盖板指向后盖板并正交于XY轴。2流量对叶片的激励2.1叶轮表面空间受力基于所得瞬态流场,对各表面流体受力进行积分得空间三方向流体合力与流体力对三坐标轴转矩,分别用FX,FY,FZ,TX,TY,TZ表示。图2分别为叶轮各表面空间受力FX与FY计算过程中最后360个时间步的变化情况、FZ与绕三坐标轴合力矩最后180个时间步的变化情况,各力与力矩统计参数如表1所示。从图2看出,除FX与FY以叶轮转动一周为一个周期外,其余合力与合力矩均呈现出以叶轮转动60°为一个周期波动。由表1看出,Y向所受流体力波动幅值最大,X向次之,Z向流体合力最大但幅值波动最小;绕空间三方向转矩波动幅值相差较小,绕Z轴转矩最大,绕X轴转矩也较大,绕Y轴转矩相对较小。2.2体表面流体力为更明确了解流体对叶轮激励力的组成,将叶轮各固体表面分为叶轮后外表面、后内表面、前内表面、前外表面与叶片表面五部分,分别计算各部分所受流体力,分析各部分受力对叶轮所受各向合力的贡献量。2.2.1叶轮x方向流体力图3(a)为叶轮转动一周各表面所受流体力在X向分力的变化情况。由此可知,叶轮所受X方向流体力主要为叶片所受流体力在X向的分力。叶轮转动一周,所受X向流体合力曲线与叶片所受X向流体合力曲线基本相同,而其余各面所受X向流体力相对较小,尤其后盖板内、外表面贡献基本可忽略。2.2.2叶轮转动过程中y向流体力的特点图3(b)为叶轮转动一周各表面所受流体力在Y向分力的变化情况。从图中看出,叶轮转动过程中Y向流体力主要为叶片表面、前盖板外表与后盖板外表面。与X向流体合力类似,叶片Y向流体力与叶轮Y向流体合力波形非常相似,后盖板内、外表面与前盖板内表面的贡献很小。另外,前盖板外表面Y向流体力以叶轮转动60°为一周期。2.2.3表面压力差值图3(c)为叶轮转动一周叶轮各表面Z向流体力变化情况。从图中看出,叶轮Z向流体力主要为前、后盖板外表面压力差值。前、后盖板内表面Z向流体力幅值相近,方向相反,与其他表面相比,前盖板外表面Z向流体力最大,叶片所受流体力贡献相对较小;各表面Z向流体力均为周期明显的谐波,各波峰处曲线变化较迟缓,波谷处曲线变化迅速,也更易分辨。2.2.4表面流体力图4(a)为叶轮转动一周各表面力引起对X轴转矩的变化情况。叶轮X轴转矩主要为前盖板外表面流体力引起的X轴转矩。从图中可知,各表面流体力引起X轴转矩总和波形与前盖板外表面波形基本一致,叶片与后盖板外表面流体力诱发的绕X轴转矩幅平均值很小;虽以360°为周期的前、后盖板内表面转矩幅值变化较大,但二者大小相近,方向相反,且波形相位相同,因此叠加后幅值较小;前盖板外表面流体力X轴转矩与各表面转矩总和均以叶轮每转动60°为一个周期。2.2.5叶轮y轴偏转的主要来源图4(b)为叶轮转动一周叶轮各表面力引起对Y轴转矩的变化情况。从图中可看出,绕Y轴转矩的变化过程与绕X轴转矩的变化过程较类似。叶轮前盖板外表面绕Y轴转矩仍为叶轮绕Y轴转矩的主要来源;前、后盖板内表面流体作用力绕Y轴转矩变化较明显,大小相近方向相反,因此不是叶轮Y轴转矩的主要来源;叶片与后盖板外表面流体力绕Y轴转矩较小,尤其后盖板外表面所共享的Y轴转矩基本趋于0。对比图4(b)与图4(a)中前盖板外表面绕X轴转矩可知,叶轮前盖板外表面上流体力分布不均匀度较大,也可从图1(a)中看出。2.2.6叶轮转动周期对z轴扭矩的影响预估计算中知,由流体力诱发的绕叶轮Z轴转矩主要来源于各叶片合力,由于叶轮前、后盖板内、外表面上流体压力与Z轴正交,由各表面与流体之间粘滞力诱发的绕Z轴转矩很小,故产生绕Z轴的转矩值近似为0,因此在研究计算叶轮各表面流体力诱发绕Z轴转矩时,应以各叶片流体力所诱发的Z轴转矩为对象。图4(c)为叶轮转动一周叶片各表面力引起对Z轴转矩的变化情况。从图中可看出,各叶片所产生的绕Z轴转矩变化过程非常相似,变化过程以叶轮转动一周为一个周期;图中表现为叶轮转动360°过程中各叶片Z轴转矩均明显出现两个波谷与两个波峰;且各叶片所产生的转矩叠加后结果即为叶轮所受流体力Z轴转矩。该转矩以叶轮每转动60°为一个周期。3试验结果分析如上分析,除FX与FY以叶轮转动一圈为一个周期外,其余各力与力矩均以相邻两叶片通过蜗舌时间为一个周期,与理论上叶轮轴对称性,X,Y向流体力波动特征形式相同,只有90°相位差的不同。因此,为验证所得结果的正确性,本文首先改变出口边界条件为86t/h,计算叶轮转动10圈流场,结果证明FX,FY的变化过程与流量100t/h相同。本文还通过试验测试离心泵与电机之间转轴的振动位移进一步验证,因试验条件限制,用流量为86t/h工况进行。采用转轴振动位移为验证参数是因为流体力作用于叶轮后产生的径向力会引起转轴径向振动,因此可从振动位移波形研判径向流体力变化过程。将两个灵敏度为8V/mm振动位移传感器分别安装于X,Y向,数据采集系统为LMS。先将离心泵运行5min以上,试验台架如图5(a)所示。电机模型采用电磁联轴器与电机相接以避免电机转轴与离心泵转轴径向力传递。从图5看出,转轴X,Y向振动位移波形与图2中FX,FY很相似,证明计算结果是正确的。4叶轮受力与绕坐标轴合合力的关系由数值分析与试验验证结果得结论如下:(1)叶轮各表面流体力空间三向合力与绕三个正交坐标轴的合力矩均周期波动,其中两个相互垂直的叶轮径向流体合力均以叶轮转动一周为一个周期,其余