高抗汽蚀离心泵的 仿真优化设计

作者:刘航泊 王辉 程蕾 杨军虎 发布时间:2020-07-17
对离心泵进行仿真优化设计分析——离心泵作为化工行业的重要设备,在其运行过程中发生汽蚀, 叶轮会受到破坏,严重影响其性能。针对用户无法提供过高 NPSHa 的难点,通过改变叶轮进口 直径、叶片进口边位置、叶轮盖板曲率半径及加诱导轮等参数进行优化设计,研发出高抗汽蚀性 能的单级双吸离心泵。通过数值仿真模拟进行了设计验证,离心泵性能满足各项设计要求。

随着科学技术的发展,离 心泵的应用领域不断扩 大,已广泛应用于航空 航天、核电站、城市供水、石油化 工和船舶等国民经济的各个领域。 然而,汽蚀问题一直是离心泵领域 的重大难题之一,汽蚀的发生会引 起离心泵性能的下降、过流部件破 坏、振动和噪声等一系列问题,不 仅限制了离心泵的高效运行范围和 小型化的实现,还影响了离心泵的 安全稳定和可靠运行。本文以某氨 基酸制造公司 MET 项目锆材循环 泵为研究对象,围绕离心泵的抗 汽蚀优化设计进行研究,并借助 Pumplinx 仿真模拟软件对该泵的水 力设计进行仿真分析。

设计难点 

根据现场使用条件的要求, 该循环泵参数见表 1,输送介质为 水(58 %)、碳铵(4 %)及有机 物(38%)的混合液。 按 SH / T 3139 和 SH / T 3140 规定,卧式泵在额定点的必须汽 蚀余量 NPSHr 应至少比装置汽蚀 余量 NPSHa 小 0.6 m。依据该规 定,满足汽蚀性能的临界汽蚀余量 NPSH 为 1.8 m。何希杰根据 GB / T 13006-91 规定的临界汽蚀余量指标 曲线,通过回顾分析法,得到双吸 泵临界汽蚀余量的计算公式:

式(1)中 ns 为离心泵比转速。根 据式(1)计算得到该泵的临界汽 蚀余量 NPSH 为 3.73 m,而实际 设计过程要求临界汽蚀余量 NPSH 为 1.8 m,较国标推荐值更小。用 户要求将该泵设计为双吸泵,双 吸泵汽蚀比转速计算公式为: 根据式(2)计算得到该泵的 汽蚀比转速 C 为 1 663.25。

C 值 的大致范围如下: 抗 汽 蚀 性 能 高 的 泵 C=1 000~1 600 ; 兼 顾 效 率 与 抗 汽 蚀 性 能 的 泵 C=800~1 000 ; 抗汽蚀性能不做要求主要考 虑提高效率的泵 C=600~800 。 

C 值越大,离心泵抗汽蚀性 能越好,因此,该泵设计要求的 抗汽蚀性能很高,因用户无法提 供更高的装置汽蚀余量 NPSHa, 必须通过叶轮水力优化来降低泵 的必需汽蚀余量 NPSHr。

叶轮优化设计 

汽蚀理论 

在离心泵汽蚀问题的研究中,“饱和蒸汽压力假说”已成为默认 的离心泵汽蚀机理,即:当液体在 流动过程中的局部压力低于工作 温度下液体汽化压力,液体就会 发生汽化,产生大量气泡。同时, 原溶解于液体中的部分气体也会 因压力的下降而逸出,这些气泡 随液体继续运动至高压区,气泡 受压溃灭,对过流部件产生一定 的破坏作用。这种从气泡形成、 生长至溃灭及对材料产生破坏等 一系列过程称为汽蚀。通过离心 泵叶轮的优化设计,使液体流至 叶轮进口压力最低处时,仍具有 高于工作温度下液体汽化压力的 富裕能量。

离心泵优化方案 

泵必需汽蚀余量: 

式中:V 0 —叶片进口稍前的绝对速 度;W0 —叶片进口稍前的相对速 度;λ—叶片进口压降系数; 提高泵本身的抗汽蚀性能, 必须通过减小V 0、W0、λ 来实现, 优化过程即通过叶轮水力参数的 特殊设计以达到减小V 0、W0、λ 的目的。本次设计要求采用双吸叶轮, 但汽蚀性能依旧难以满足,故在 优化叶轮水力的前提下增设诱导 轮,诱导轮本身具有较好的抗汽 蚀性能,其次诱导轮产生的扬程 减小泵的必需汽蚀余量,提高泵 的抗汽蚀性能。 在 出 厂 试 验 中, 最 常 用 的标准是由美国水力标准协会 (Hydraulic Institute Standards) 指定的,即以扬程下降 3 % 时的 装置汽蚀余量为当前流量点的泵汽蚀余量。本次设计过程按此标 准,通过监测扬程的下降量来确 定泵汽蚀余量,则:

式中:P in—叶轮进口压力; P v —介质汽化压力 V in—叶轮进口流速 采 用 三 维 软 件 对 双 吸 泵 水 体进行三维造型,包括半螺旋形 吸水室、转子部分及压水室,模 型如图 1 所示。对该水体进行网 格 划 分, 采 用 PumpLinx 软 件 内置的基于二叉树算法的笛卡尔 网格技术 ( 也称为 CAB 算法 ) 划 分网格,并对各个交互面进行网 格加密,最终划分网格单元数为 2 782 141, 节 点 数 为 984 124, 如图 2 所示。设置入口面属性 inlet,压力 0.101325 MPa ;出口 面属性 outlet,流量 0.194 m3/s ; 叶轮及诱导轮为旋转部件 rotor ; 转速 1 450 r/min。本文采用标准 的 κ-ε 模型及 PumpLinx 内置全 空化模型进行计算,并对速度首 先采用一阶格式,待收敛后,将 其换为二阶迎风模式,以提高计 算的稳定性。根据分析结果,残 差值设置为 1e-4,满足收敛要求。 

批注 2020-07-17 164741

原始设计方案 

对原始设计叶轮进行建模分 析,以 30 ℃水为工作介质,其 汽 化 压 力 Pv = 3 610 MPa, 进 口 流 速 V in = Q/A = 2.75 m/s, 设 N P S H r = N P S H a = 1.8 m, 计 算 得 出 此 时 进 口 压 力 P in = 17 469 MPa, 以 进 口 为 常 压为起始点,逐步降低进口压力, 监测扬程的下降量,确定泵汽蚀余 量,模拟结果如表 2 所示,当进 口压力为 0.06 MPa 是,扬程下降 3.3 %,NPSHa = 6.1 m, 泵 发 生 严重汽蚀,无法满足要求。

优化方案 

优化目标即为降低叶轮进口 流速,提高介质在叶轮进口处压 力,本次采用以下几种措施进行 优化设计

(1)加大吸入室进口直径 

适当的增大吸入室进口直径, 以减小叶轮进口绝对速度。在减 小绝对速度的同时,增大了圆周 分速度,进而导致相对速度加大。 在流量恒定的情况下,叶轮进口 处的液流的绝对速度和相对速度 都是吸入管径的函数。因此,对于 提高泵的抗汽蚀性能,叶轮进口 直径存在一个最佳值。当叶轮直 径的取值超过最佳值之后,随着 进口直径的增大,在进口部分易 形成停滞区和漩涡,反而使泵的抗 汽蚀性能逐渐恶化。

(2)加大叶轮盖板半径

液体在流经泵吸入口至叶轮 进口处时,由于流道收缩,液流 流速增加,从而产生一定的压力 损失。同时,由于在此过程中流 体流动的方向由轴向变为径向, 因转弯处流场不均匀也会产生一 部分压力损失。可见叶轮前盖板 曲率半径的大小直接影响着压力 损失的大小,进而影响着离心泵 的汽蚀特性。适当减小前盖板的 曲率,即增大前盖板半径,可减 小转弯处离心泵的影响,使流速 均匀。

(3)减小叶片进口厚度

叶片的排挤作用使得进口处 流速增加而产生压力损失。选择较 小的叶片进口厚度,可以减少叶片 对液流的冲击,增大叶片进口处的 过流面积,减小叶片的排挤,从而 降低叶片进口的绝对速度和相对速 度,提高泵的抗汽蚀性能。 受铸 造工艺的影响,低比转速、较小流 量的泵,叶片入口往往较厚。可以 手动打磨进口叶片工作面,能增加 叶片进口角,增加叶片间的开口面 积,V m1 减小,W1 减小,从而提高 泵的抗汽蚀性能。

批注 2020-07-17 164840

(4)增大叶片进口角

a. 适当增大叶片进口角,有 效减小叶片的弯曲,增大叶片的 进口过流面积,减小V1 和W1,提 高泵抗汽蚀性能。 b. 采用正冲角,安放角大于 液流角,液流在叶片背面脱流, 背面是叶片间的低压侧,脱流引 起的漩涡不易向高压侧扩散,对 汽蚀的影响较小。 c. 当工作流量偏离设计流量 在大流量区运行时,叶片进口液 流角增大,此时可以减小由此导 致的液流角与安放角不一致在叶 片进口处产生冲击损失,同时可 以避免泵在大流量运转时出现负冲角。通 过 以 上 措 施 优 化 后 模 拟 结果如表 3 所示,当进口压力 P in = 0.02 MPa 时,泵 汽蚀余量 为 1.7 m, 扬 程 仅 下 降 2.2 %, NPSHa- NPSHr = 0.7 m,满足工 况要求。 表 3 优化方案模拟结果 注:V 1—叶轮进口绝对速度 V m1—叶轮进口绝对速度的轴 向分速度U 1—叶轮进口圆周速度 W1—叶轮进口相对速度 α1—叶轮进口绝对液流角 β1—叶轮进口相对液流角

批注 2020-07-17 164759

结论

通过上述分析可知,离心泵 汽蚀是一个复杂多变的过程,叶 轮水力设计对离心泵性能起决定 性作用,加大叶轮进口直径及叶 轮盖板曲率半径、减小叶片进口 厚度以及增大叶片进口角有助于 提高离心泵抗汽蚀性能。此外吸 入性能对其抗汽蚀性能 也有所影响,适当加大 吸入室进口直径也可以 降低叶轮进口流速,以 达到进口升压的目的。 依据目前离心泵汽蚀理 论,提高离心泵抗汽蚀 性能的措施就是尽可能 降低叶轮进口产生的压 降,但同时也会导致离心泵效率有所降低。


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