模拟分析管道泵内部流场的数值
广一泵业模拟分析管道泵内部流场的数值
一、管道泵内部流场的数值模拟
1.计算模型
管道泵模型选用Pro/E软件建造，其流动区域包括进水室、叶轮和蜗壳三个部分，为了使流动在泵的进出口充分发展并消除蜗壳出口处的回流，在泵进出口各延伸出一段管路，整个模型如图1所示。模型建造完成后以*.stp格式输出，然后导入ICEM CFD软件中进行网格划分，网格采用非结构化四面体网格，对叶片、隔舌等流动参数变化剧烈的地方进行了网格局部加密，最终生成了质量较高的网格，改型前泵的网格单元为1555194，其中叶轮为648400，蜗壳为328641，进水段为76887，进水室为258310，出水段为242956。改型后泵的网格单元为1538295，其中叶轮为642441，蜗壳为333553，进水段为76432，进水室为249093，出水段为236776。
2.控制方程和湍流模型
Fluent提供的几种湍流模型中标准k——ε模型是最完整的湍流模型，它适用范围广，并具有经济、合理的精度，因此在本文模拟管道泵输送清水介质时选用标准k——ε湍流模型。
由连续性方程、雷诺方程和对应于标准k——ε湍流模型的k方程和ε即可构成封闭的控制方程组。
3.边界条件
进口边界条件设为速度进口，给定进口速度；出口边界条件设为出流条件；近壁区采用壁面函数处理。进出口延长段、进水室及蜗壳部分流体相对静止，叶轮流道部分流体旋转，这样动静结合面处生成两个重合面，设置区域边界时将其分别设为interior面，使得计算流场时能够顺利完成动静交界面间的数据传递。
4.模拟结果分析
原型泵不同流量下蜗壳内压力分布如图2所示，进水室内压力分布如图3所示。由图2可以看出，由于隔舌和叶片出口边间距很小，叶轮运转时隔舌受到强烈的水流冲击使隔舌附近压力梯度较大，蜗壳喉部面积过小，产生了较大的旋涡区，同时也加重了扩散损失；由图3可以看出，由于进水流道弯角处圆角较小，使液流对壁面产生了很强的冲击，这是进水流道噪声产生的直接原因，同时冲击形成了较大的旋涡区，破坏了叶轮进口的流动状况，加大了泵的水力损失。
二、管道泵的结构优化
基于以上分析，应对弯肘形进水流道和蜗壳同时进行优化改型以提高泵的性能。对蜗壳，可以适当增加隔舌角以加大喉部面积，减少扩散损失，提高水力性能。同时也可降低叶轮与隔舌之间流动区域的压力脉动，降低隔舌处的噪声。但过大的间隙则会出现旋转的液流环，使泵的效率下降。过小则会在隔舌处发生汽蚀，并产生噪声和振动，实际中应根据经验适当调整其大小；对弯肘进水流道，可通过增大弯角处圆角的办法，减小液流对壁面的冲击，降低噪声，减小局部损失和冲击损失。
结合以往经验，可对隔舌向前磨除一小块，以增大喉部面积，并加大隔舌和叶片出口边间距（见图4a）；对于弯肘形进水流道，我们通过在弯角处填充材料加大圆角的方法（见图4b），改善进水流道出口也即叶轮进口处的流动状况。
优化后管道泵的内部流场如图5所示，隔舌处的压力明显降低，喉部的旋涡区也有所减小，流态得到了改善；优化后进水室压力分布如图6所示，在进水流道，弯角附近的高压区有所减小，但不明显，这主要是由于尺寸原因，靠近出口的圆角无法进一步加大，在其附近由于局部损失引起的旋涡区大小变化不大，所以进水室内流体的整体压力分布也变化不大。而通过测量优化前后泵的噪声参数发现，泵的噪声主要为进水室内液流对壁面的冲击噪声，优化后泵在设计点附近噪声明显减小，这说明优化后流体对进水室后壁面的冲击减小，泵的噪声性能得到了改善。
优化前后的管道泵外特性参数如图7所示，由表可见，在设计工况下，优化后泵的扬程达到了设计要求，且效率有所提高，实现了优化目标。
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