李 俏, 寸瑞濤,馬朋速, 周憲林

(1.昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，云南 昆明 650500；2.云南昆明滇池旅游度假區(qū) 第七水質(zhì)凈化廠,云南 昆明 650228)

基于流固耦合理論的渣漿泵葉輪結(jié)構(gòu)分析

李 俏1, 寸瑞濤2,馬朋速2, 周憲林2

(1.昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，云南 昆明 650500；2.云南昆明滇池旅游度假區(qū) 第七水質(zhì)凈化廠,云南 昆明 650228)

為準(zhǔn)確得到渣漿泵葉輪的結(jié)構(gòu)性能，采用了Fluent軟件與多物理場(chǎng)協(xié)同仿真平臺(tái)ANSYS Workbench?；贔luent軟件，應(yīng)用N-S控制方程與RNGκ-ε模型對(duì)葉輪進(jìn)行了三維流動(dòng)計(jì)算，采用單向流固耦合技術(shù)對(duì)渣漿泵葉輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行了仿真計(jì)算，獲得了葉輪在不同工況下的等效應(yīng)力及變形情況。計(jì)算結(jié)果表明，葉輪的最大危險(xiǎn)區(qū)域?yàn)槿~片進(jìn)口與蓋板結(jié)合處，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象；葉輪變形的總位移隨半徑的增大不斷變大，并在葉輪邊緣達(dá)到最大值。計(jì)算結(jié)果為渣漿泵葉輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了數(shù)值依據(jù)。

渣漿泵；葉輪；流固耦合；Fluent；結(jié)構(gòu)分析；等效應(yīng)力；總變形

渣漿泵用于輸送含有含水污泥的兩相流體，其在處理污水行業(yè)中發(fā)揮了巨大的作用。渣漿泵具有可變量輸送、自吸能力強(qiáng)、可逆轉(zhuǎn)以及能輸送含固體顆粒的液體等特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用在輸送水、濕污泥和絮凝劑藥液方面。含水污泥中的硬質(zhì)固體顆粒會(huì)對(duì)渣漿泵的過(guò)流部件產(chǎn)生沖蝕磨損，導(dǎo)致泵的使用壽命縮短。由于葉輪是渣漿泵內(nèi)部的關(guān)鍵過(guò)流部件,因此提高葉輪設(shè)計(jì)的可靠性及其工作性能對(duì)我國(guó)污水處理的發(fā)展具有重要意義[1-2]。目前，對(duì)于離心泵葉輪強(qiáng)度的計(jì)算大多基于經(jīng)驗(yàn)和統(tǒng)計(jì)分析，一般采用近似方法[3-5]；而這些方法無(wú)法計(jì)算出葉輪上的具體應(yīng)力分布特征和最大應(yīng)力的發(fā)生位置。

為了準(zhǔn)確模擬渣漿泵的真實(shí)工作情況，采用有限元方法對(duì)葉輪進(jìn)行流場(chǎng)分析，得到其真實(shí)壓力，同時(shí)將通過(guò)Fluent軟件得到的壓力，利用有限元分析軟件ANSYS Workbench對(duì)葉輪進(jìn)行單向流固耦合分析，得到葉輪在不同工況下的應(yīng)力及變形情況。

1 渣漿泵葉輪幾何模型與網(wǎng)格劃分

本文選取150ZGB型渣漿泵為分析對(duì)象。渣漿泵葉輪的主要設(shè)計(jì)尺寸為：進(jìn)口直徑din=180 mm，出口直徑dout=630 mm，葉片數(shù)Z=5。葉輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)為：流量Q=450 m3/h，揚(yáng)程H=60 m，額定轉(zhuǎn)速n=980 r/min。

由于渣漿泵葉輪流道多由不規(guī)則的曲面組成，所以本文對(duì)主湍流區(qū)域網(wǎng)格采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，單元類型選用對(duì)模型自適應(yīng)好的四面體單元；湍流邊界層網(wǎng)格選用三棱柱單元，通過(guò)對(duì)已經(jīng)生成的三角形面單元拉伸得到。渣漿泵葉輪流道的計(jì)算模型及三維網(wǎng)格模型如圖1和圖2所示。

圖1 葉輪計(jì)算模型 圖2 葉輪流道網(wǎng)格模型

2 葉輪內(nèi)部流場(chǎng)計(jì)算

2.1 流場(chǎng)數(shù)值計(jì)算方法

本文采用N-S控制方程與RNGκ-ε模型對(duì)葉輪進(jìn)行了三維流動(dòng)計(jì)算。

連續(xù)方程和動(dòng)量方程[6]為：

(1)

(2)

標(biāo)準(zhǔn)模型κ-ε的湍動(dòng)能κ和耗散率ε方程為：

(3)

(4)

2.2 邊界條件設(shè)置

1)流動(dòng)進(jìn)口邊界條件。液相：選取速度進(jìn)口；固相：顆粒和液體具有相同的入口速度。

2)流動(dòng)出口邊界條件。液相：選取壓力出口，且設(shè)置出口邊界的靜壓及根據(jù)葉輪幾何模型的大小設(shè)置湍動(dòng)能κ和湍動(dòng)耗散率ε；固相：在葉輪出口處終止顆粒軌道計(jì)算，即計(jì)算模型范圍包括葉輪外流場(chǎng)。

3)壁面邊界條件。液相：采用邊界無(wú)滑移、無(wú)穿透壁面邊界條件，并設(shè)置旋轉(zhuǎn)單參考模型，可以使在靜止坐標(biāo)系中描述為非穩(wěn)定的流場(chǎng)轉(zhuǎn)化為在旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下來(lái)描述的穩(wěn)定流場(chǎng)，使得邊界條件簡(jiǎn)化，計(jì)算處理容易。由于在近壁面處，流動(dòng)為未充分發(fā)展的湍流，使用壁面函數(shù)法[7]來(lái)求解這個(gè)區(qū)域內(nèi)的流動(dòng)。固相：顆粒與壁面發(fā)生彈性碰撞，碰撞前后的速度大小不變，只是方向發(fā)生變化。

2.3 流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果分析

圖3 不同流量下流場(chǎng)中截面靜壓云圖

分別對(duì)離心泵在流量為Q1(300 m3/h)、Q2(350 m3/h)、Q3(450 m3/h)和Q4(540 m3/h)時(shí)的流場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，使葉輪的受力及變形情況能全面分析，通過(guò)對(duì)三維全流場(chǎng)的計(jì)算，得到不同工況下流場(chǎng)的分布情況。選取小流量Q1、Q2，設(shè)計(jì)流量Q3和大流量Q4工況下流場(chǎng)的靜壓(單位為Pa)進(jìn)行比較分析，如圖3所示。 從圖中可知：1)從整體上看，葉輪流道內(nèi)靜壓從進(jìn)口到出口逐漸增加，在葉輪出口達(dá)到最大，壓力隨著葉片的半徑增大而增大；2)在相同半徑上，葉片壓力面壓力大于葉片吸力面壓力，且壓差隨流量的增大不斷增加；3)葉輪內(nèi)的壓力呈不對(duì)稱分布，特別是在葉輪邊緣處，這與蝸殼的不對(duì)稱形狀有關(guān)。

3 渣漿泵葉輪結(jié)構(gòu)分析

3.1 葉輪有限元模型及計(jì)算方法

利用ANSYS 13.0軟件多物理場(chǎng)無(wú)縫對(duì)接仿真功能，即ANSYS Workbench軟件仿真平臺(tái)，把利用Fluent軟件計(jì)算得到的葉輪表面上的壓強(qiáng)，轉(zhuǎn)化為壓力載荷施加在葉輪上，對(duì)渣漿泵葉輪進(jìn)行流固耦合分析。所選葉輪的材料為0Crl8Ni9。

3.2 流固耦合結(jié)果分析

3.2.1 設(shè)計(jì)工況下的葉輪強(qiáng)度分析

為探究葉片離心力和流體壓力2種載荷對(duì)葉輪產(chǎn)生的影響，在設(shè)計(jì)工況下，僅考慮轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力載荷作用(同時(shí)考慮離心力和流體壓力作用2種情況)下，分別計(jì)算葉輪等效應(yīng)力和變形量，得到葉輪等效應(yīng)力和變形量的分布情況。加載流體載荷前、后葉輪等效應(yīng)力和變形量分布如圖4和圖5所示，圖中max表示該處的等效應(yīng)力或變形量為最大，應(yīng)力單位為MPa，變形量單位為mm。

圖4 加載流體壓力載荷前、后葉輪等效應(yīng)力分布云圖

圖5 加載流體壓力載荷前、后葉輪總變形量分布云圖

由圖4與圖5可知，葉輪在只受到離心力及離心力和流體壓力共同作用時(shí)最大等效應(yīng)力均出現(xiàn)在葉片進(jìn)口與蓋板交接處，最大變形量也都位于葉輪蓋板邊緣某處，且與只受到離心力相比，流體壓力載荷對(duì)葉輪的最大等效應(yīng)力及變形量的影響顯著。

3.2.2 不同流量工況下計(jì)算結(jié)果分析

4種工況下葉輪等效應(yīng)力與總變形量分布如圖6和圖7所示，圖中max表示該處的等效應(yīng)力或變形量為最大，應(yīng)力單位為MPa，變形量單位為mm。從整體上看，葉輪在各工況下的應(yīng)力分布及變形情況與在設(shè)計(jì)工況下相似。

圖6 不同流量工況下葉輪等效應(yīng)力分布云圖

圖7 不同流量工況下葉輪總變形量分布云圖

從圖6和圖7可知，葉輪的受力分布不均，在蓋板外緣與葉片交接處和葉片進(jìn)口與蓋板結(jié)合處都存在應(yīng)力集中，且集中應(yīng)力的最大值即為相應(yīng)工況下的最大應(yīng)力值，這是由于2個(gè)交接處沒(méi)有采用平滑過(guò)渡以及葉片根部所受的流體壓力較大而造成的，是葉輪最危險(xiǎn)及最容易破壞的部位[8]。葉輪的最大等效應(yīng)力在流量為Q1、Q2、Q3和Q4時(shí)分別為60.562、60.183、70.701和77.789 MPa，隨流量的增大先減小再增大。葉輪的變形隨半徑的增大而增大，葉輪變形的總位移量從輪轂處到葉輪外邊緣逐漸增大，并且在葉輪邊緣某處達(dá)到最大值，由于輪轂處的剛度較大，此處的應(yīng)力和變形量在各工況下都很小。

4 結(jié)語(yǔ)

1)基于N-S控制方程與RNGκ-ε模型，對(duì)渣漿泵葉輪進(jìn)行了三維流動(dòng)計(jì)算，得到不同工況條件(流量)下的葉輪內(nèi)部固液兩相湍流場(chǎng)中的壓強(qiáng)分布。由于沒(méi)有考慮到顆粒相之間的相互作用，與渣漿泵內(nèi)實(shí)際的固液兩相流動(dòng)狀況不可避免地有差距，可以為后續(xù)試驗(yàn)研究提供一定的參考。

2)渣漿泵葉輪受力分布不均，在葉片蓋板外緣與葉片交接處和進(jìn)口與蓋板結(jié)合處都存在應(yīng)力集中，且應(yīng)力集中的最大值即為相應(yīng)工況下的最大應(yīng)力值，在進(jìn)行葉輪結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)對(duì)此著重考慮。

3)采用單向流固耦合方法對(duì)渣漿泵葉輪進(jìn)行了結(jié)構(gòu)靜力學(xué)仿真，分析獲得的數(shù)據(jù)對(duì)渣漿泵葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了理論參考，從而對(duì)提高渣漿泵的工作性能及污水處理效率有重大意義。

[1] 賴喜德．葉片式流體機(jī)械的數(shù)字化設(shè)計(jì)與制造[M]．成都：四川大學(xué)出版社，2007.

[2] 王洋，王洪玉，張翔，等．基于流固耦合理論的離心泵沖壓焊接葉輪強(qiáng)度分析[J]．農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2011，27(3)：131-137.

[3] 李要鋒，劉傳紹，趙波，等．離心泵工程陶瓷葉輪可行性的理論分析[J]．河南理工大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2006，25(4)：313-317.

[4] 馬新華，桑建國(guó)，李娟，等．工程塑料泵葉輪強(qiáng)度計(jì)算[J]．排灌機(jī)械，2007，25(2)：23-25.

[5] 孔繁余，劉建瑞，施衛(wèi)東，等．高速磁力泵軸向力平衡計(jì)算[J]．農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2005，2l(7)：69-72.

[6] 王福軍．計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析：CFD軟件原理與應(yīng)用[M]．北京：清華大學(xué)出版社，2004.

[7] 唐學(xué)林，余欣，任松長(zhǎng)，等．固-液兩相流體動(dòng)力學(xué)及其在水力機(jī)械中的應(yīng)用[M]．鄭州：黃河水利出版社，2006.

[8] 劉軍．大流量離心壓縮機(jī)首級(jí)葉輪強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)研究[D]．大連：大連理工大學(xué)，2009.

責(zé)任編輯馬彤

StructureAnalysisofSlurryPumpImpellerbasedonFluid-structureInteractionTheorem

LI Qiao1，CUN Ruitao2，MA Pengsu2，ZHOU Xianlin2

(1.Kunming University of Science and Technology Kunming, Kunming 650500,China；2.The Seventh Water Purification, Yunnan Kunming Dianchi Lake Tourist Resort, Kunming 650228,China)

To obtain the precise structural strength performance of the impeller of slurry pump in operation, the Fluent software and the multi-physical fields simulation platform-ANSYS Workbench were adopted. Three dimensional flow was simulated by the impeller basis of Fluent, N-S equations and RNGκ-εmodel. The equivalent stress and deformation of slurry pump impeller at different operation conditions were obtained through the numerical simulation of impeller structure which was carried out by the one-way fluid-structure interaction technique. The calculation showed that the most dangerous zone of the impeller designed was the connecting position between the inlet of impeller and cover plate when the stress was concentrated. The total displacement of the distortion increased constantly as the radius increasing and it reached the maximum value at the edge of the impeller. The results could be used to provide numerical basis for structural optimal design of slurry pump impeller.

slurry pump，impeller，fluid-structure interaction technique (FSI)，F(xiàn)luent，structure analysis，equivalent stress，total deformation

TH 311

：A

李俏(1990-)，女，碩士研究生，主要從事數(shù)字化設(shè)計(jì)與制造等方面的研究。

2014-11-13