鄭旭,卜學兵,孫中國,席光

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

高速渦輪泵用于氧化劑與燃料的輸送與增壓,是運載火箭、導彈、空天飛機等多類航天器發(fā)動機的重要組件。口環(huán)密封由于結(jié)構(gòu)簡單、高可靠性,是高速渦輪泵內(nèi)常用的一種密封形式,口環(huán)間隙影響渦輪泵的容積損失、軸向力與軸系轉(zhuǎn)子動力學特性等,進而影響渦輪泵主流場狀態(tài)、水力性能與可靠性。然而,口環(huán)間隙尺寸相比于葉輪、蝸殼等主要過流部件非常小,造成其內(nèi)流試驗測量困難,同時也增加了數(shù)值計算網(wǎng)格設置、邊界層捕捉以及跨尺度模擬等研究難度。因此,采用數(shù)值模擬方法開展渦輪泵口環(huán)間隙泄漏特性研究,對精確研究渦輪泵的水力性能、內(nèi)部流動特性與動力特性有著重要的作用。

間隙流動是葉輪機械領域研究的熱點和難點,間隙流動不僅降低了泵的容積效率,造成能量損失,而且對泵內(nèi)流動狀態(tài)及泵運行穩(wěn)定性與可靠性產(chǎn)生一定的影響。Childs[1]對泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)的擾動流進行了理論分析,開發(fā)了一種計算與流體共振相關的特征值與特征向量的算法。Yang等[2]使用Fluent軟件對某雙蝸殼泵進行了考慮葉輪口環(huán)泄漏量與級間間隙泄漏量的數(shù)值計算,針對泵效率進行修正,結(jié)果表明考慮泵內(nèi)間隙的數(shù)值計算結(jié)果與運行試驗結(jié)果更加吻合。Li[3]對某低比轉(zhuǎn)速離心泵開展了試驗研究,分析口環(huán)間隙與油品黏度對泵性能的影響,發(fā)現(xiàn)口環(huán)間隙變化時,最高效率點對應的流量、揚程、軸功率、效率都發(fā)生明顯變化。Liu[4]等對離心泵進行了非定常數(shù)值模擬,針對一個葉片周期,研究了不同口環(huán)間隙對泵的流場、壓力分布與徑向力的影響。Wu等[5]對某離心泵進行了考慮前后泵腔與口環(huán)間隙的數(shù)值模擬,發(fā)現(xiàn)泵腔間隙內(nèi)速度與壓力分布呈現(xiàn)非軸對稱特性。DaqiqShirazi等[6]使用CFX軟件進行數(shù)值模擬,研究口環(huán)間隙泄漏流動對泵腔內(nèi)流場與泵效率的影響,發(fā)現(xiàn)口環(huán)間隙減小時,容積損失降低,但圓盤摩擦損失增大,因此總結(jié)口環(huán)間隙與泵效率間準確的相關性難度較大。同時,發(fā)現(xiàn)泵腔間隙中流體存在相反的邊界層分布,口環(huán)間隙會影響泵腔內(nèi)流體的速度k值。Zhang等[7]通過理論與試驗研究,建立了描述泵腔內(nèi)壓力徑向分布、口環(huán)間隙壓降效應與葉輪平衡孔泄漏特性的數(shù)學模型,并推薦用于低比轉(zhuǎn)速且?guī)в须p口環(huán)的離心泵。Yan[8]等針對水泵-渦輪模型進行數(shù)值模擬,研究了口環(huán)間隙寬度、密封形式、泵流量對泄漏量及泵內(nèi)損失的影響。Zheng等[9]通過數(shù)值模擬的方法研究了帶有口環(huán)間隙的離心泵壓力脈動特性,發(fā)現(xiàn)間隙區(qū)域壓力脈動主要受葉頻控制,越靠近葉輪出口,壓力脈動越劇烈。Yan等[10]采用McLaury磨損模型對某單級單吸離心泵進行全通道數(shù)值模擬,研究離心泵流面在不同口環(huán)間隙下的磨損規(guī)律,發(fā)現(xiàn)隨著口環(huán)間隙的增大,葉輪內(nèi)的最大磨損率先增大后減小,在口環(huán)間隙為0.15 mm時達到最大值。吳大轉(zhuǎn)等[11]研究了某高壓離心泵流量對口環(huán)間隙泄漏量與葉輪出入口損失的影響。徐立群等[12]對小流量二氧化碳離心葉輪進行了三維黏性CFD分析,對比是否考慮密封泄漏的計算結(jié)果發(fā)現(xiàn),設計工況下葉輪等熵效率下降了8.1%,表明密封泄漏流對小流量離心壓縮機進行精確的性能數(shù)值預測和流場研究有顯著影響。趙萬勇[13]等數(shù)值研究了低比轉(zhuǎn)速離心油泵葉輪口環(huán)間隙寬度對泵腔內(nèi)流體流動的壓力及速度分布的影響。牟介剛等[14]對不同口環(huán)間隙與口環(huán)結(jié)構(gòu)型式下的離心泵流場進行模擬,發(fā)現(xiàn)鋸齒形口環(huán)具有良好密封效果且有益于提升離心泵效率。楊從新等[15]以一臺轉(zhuǎn)速為38 500 r/min的離心泵為研究對象,研究前后口環(huán)間隙的匹配方案對高轉(zhuǎn)速離心泵性能的影響。賀曉希等[16]通過試驗與Numeca軟件數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,研究了葉頂間隙對離心壓縮機性能和流動的影響機理,發(fā)現(xiàn)隨著葉頂間隙增大,壓縮機穩(wěn)定運行工況范圍變窄,級效率與壓比下降。趙存生等[17]基于CFD分析了口環(huán)間隙對離心泵外特性、葉輪蓋板壓力分布和速度分布的影響,并與試驗數(shù)據(jù)對比驗證。

目前針對泵葉輪口環(huán)間隙流動的試驗及數(shù)值研究,多以常溫下的水為介質(zhì),數(shù)值模擬一般不考慮泵內(nèi)溫度場與熱力學效應。航天領域常用低溫液氧作為工作介質(zhì),運行溫度通常接近其沸點。液氧比熱容較小,流動時溫度易發(fā)生變化,并且飽和蒸汽壓隨溫度變化梯度較大,介質(zhì)熱力學效應明顯。高轉(zhuǎn)速渦輪泵內(nèi)熱力學效應可能會對口環(huán)間隙內(nèi)流場、泄漏特性與空化產(chǎn)生較大影響,因此考慮熱力學效應對精確掌握口環(huán)間隙內(nèi)的流動特征有重要意義。

本文以某液氧泵為研究對象,建立了包括葉輪口環(huán)間隙、誘導輪、離心葉輪、蝸殼的全尺寸整體分析模型,對泵整體劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。首先將精確數(shù)值模擬結(jié)果與經(jīng)驗公式結(jié)果進行對比分析,評價了各經(jīng)驗公式,在等溫條件模擬下,計算液氧工質(zhì)下泵的水力性能與口環(huán)間隙泄漏特性并與水介質(zhì)下的模擬結(jié)果比較分析,計算不同溫度液氧但物性恒定時泵的泄漏量變化規(guī)律。最后,研究熱力學效應對泵的水力性能、口環(huán)間隙泄漏特性與空化特性的影響,進行內(nèi)部流場分析,加深對口環(huán)間隙流動的認識。綜上,本文在考慮熱力學效應下針對包含泵腔與密封間隙流的液氧泵模型進行全尺寸整場數(shù)值研究,對指導經(jīng)驗公式的準確使用以及泵的設計與優(yōu)化提供技術支撐。

1 計算模型與方法

1.1 計算域模型與網(wǎng)格劃分

某渦輪液氧泵設計參數(shù)流量Q、轉(zhuǎn)速n、揚程H、效率η、功率P、比轉(zhuǎn)數(shù)ns見表1,流體域模型如圖1所示,液氧泵流道包括進出口管道、誘導輪、離心葉輪、蝸殼、前后泵腔及前后密封流道。

圖1 液氧泵模型

表1 液氧渦輪泵設計參數(shù)

據(jù)設計結(jié)果,前口環(huán)間隙直徑Dm=50.7 mm,長度l=7.5 mm,單邊徑向間隙δ=0.3 mm,葉輪口環(huán)間隙區(qū)域模型如圖2所示。相關研究表明,葉輪前蓋板口環(huán)間隙與葉輪后口環(huán)間隙對泵內(nèi)流場的影響程度不同,葉輪前蓋板口環(huán)間隙對泵性能影響較大[18-19],因此本文主要研究葉輪前蓋板口環(huán)間隙對渦輪泵性能的影響。

(a)葉輪區(qū)域

采用ICEM軟件對誘導輪、離心葉輪、蝸殼、泵腔及口環(huán)間隙等全流道劃分六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,誘導輪、離心葉輪的計算網(wǎng)格如圖3所示,誘導輪流域存在單邊0.25 mm的葉頂間隙?？诃h(huán)間隙計算網(wǎng)格如圖4所示,口環(huán)間隙徑向分布30層網(wǎng)格,并且保證壁面處網(wǎng)格高度滿足Y+值要求。

(a)誘導輪與離心葉輪

圖4 口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格

網(wǎng)格無關性驗證結(jié)果如圖5所示,其中H為液氧泵揚程,QF為前泵腔泄漏流量,QB為后泵腔泄漏流量。為使數(shù)值模擬捕捉到更多的流動細節(jié),數(shù)值模擬采用1 650萬網(wǎng)格數(shù),網(wǎng)格最小質(zhì)量為0.4。

圖5 網(wǎng)格無關性驗證曲線

1.2 數(shù)值計算方法與邊界條件

采用ANSYS-CFX進行定常數(shù)值模擬,選用SSTk-ω湍流模型和High Resolution高階算法,計算能量方程選用Total Energy模型。采用多參考坐標系方法描述內(nèi)部流動,誘導輪、離心葉輪、前泵腔-口環(huán)間隙流道、后泵腔-迷宮密封間隙流道區(qū)域采用旋轉(zhuǎn)坐標系,并將物理模型中靜止的面包括誘導輪輪蓋面、口環(huán)間隙泵殼面、迷宮間隙泵殼面設置為反轉(zhuǎn)速度,使其絕對速度為0,蝸殼、進出口延長段區(qū)域采用靜止坐標系,動靜交界面采用Frozen Rotor模型。邊界條件包括總溫總壓入口、流量出口和無滑移固壁邊界,采用自動壁面函數(shù)求解近壁區(qū)的湍流流動。

2 口環(huán)間隙泄漏量對比分析

口環(huán)間隙泄漏的體積流量qv取決于密封間隙的通道截面積、密封結(jié)構(gòu)(如徑向間隙值、軸向長度、邊緣的尖銳程度等)和壓差。截取口環(huán)間隙處的圓環(huán)截面,計算其間隙泄漏量qv,將數(shù)值模擬結(jié)果與經(jīng)驗公式結(jié)果進行對比,如表2所示。

表2 口環(huán)間隙泄漏量計算經(jīng)驗公式

以水為介質(zhì),轉(zhuǎn)速為16 000 r/min,在泵體積流量為8至24 m3/h等5個運行工況(40%～120%)下,數(shù)值計算與經(jīng)驗公式結(jié)果對比如圖6所示,其中q為口環(huán)間隙泄漏流量。泄漏量隨泵流量增加總體呈下降趨勢,由于葉輪出口至前泵腔、口環(huán)間隙流道內(nèi)存在復雜湍流脈動,計算結(jié)果與經(jīng)驗公式都未呈現(xiàn)單調(diào)下降趨勢。整體來看80%～120%流量工況下,經(jīng)驗公式與精確計算結(jié)果更加接近,小流量工況的結(jié)果差距是由于泵內(nèi)流場復雜,損失預測困難所致。

圖6 數(shù)值計算與經(jīng)驗公式泄漏量對比結(jié)果

額定流量及其附近工況時,前蘇聯(lián)的Б.B.奧夫相尼科夫公式預測較為準確,偏流量工況時各經(jīng)驗公式與精確計算結(jié)果偏差均較大,使用時須適當修正。

3 數(shù)值計算結(jié)果分析

3.1 等溫條件下口環(huán)間隙流動分析

當工質(zhì)為低溫液氧時,物性參數(shù)[23]如表3所示。在相同體積流量工況下,獲得液氧與水介質(zhì)的泵性能曲線如圖7所示,兩者性能曲線趨勢基本相似,揚程-流量曲線均未出現(xiàn)駝峰,在小流量工況出現(xiàn)細微差別,推測是小流量工況流動不穩(wěn)定所致。液氧介質(zhì)下的泵效率整體較水介質(zhì)高約4%,主要由黏度差別產(chǎn)生。

表3 液氧物性參數(shù)

圖7 泵性能曲線對比

口環(huán)間隙泄漏量如圖8所示,在計算工況內(nèi),液氧泄漏量多于水,相同泵出口體積流量時,液氧泄漏損失更大。由于液氧泵揚程大于水泵揚程,液氧泵葉輪進出口壓差和口環(huán)間隙流道進出口壓差均較大,故液氧泵的泄漏流量更大。液氧的黏度較低,口環(huán)間隙流道內(nèi)沿程損失較小,但泄漏損失較大。

圖8 泄漏量曲線對比

由于液氧與水密度不同,采用靜壓頭參量H=P/ρg考察壓力分布情況,額定工況下兩者的靜壓頭如圖9所示。液氧泵葉輪進出口壓頭差明顯高于水泵,而泵腔入口壓頭近似等于葉輪出口壓頭,口環(huán)間隙出口壓力高于離心葉輪入口壓力,因此液氧泵口環(huán)間隙的泄漏量更大。

(a)水 (b)液氧

額定工況下的湍動能如圖10所示。液氧泵泵腔-口環(huán)間隙流道中湍動能小于水泵中相應位置,葉輪流道內(nèi)、葉輪出口、口環(huán)間隙流道出口流體湍動能較水泵大,是液氧泵內(nèi)流體靜壓頭較高與泄漏流量較大所致。液氧泵泵腔-口環(huán)間隙流道進出口流動不穩(wěn)定程度高于水泵,口環(huán)間隙泄漏流造成的泄漏損失與沖擊耗散損失更大。

(a)水 (b)液氧

液氧的物性參數(shù)隨溫度變化,從而影響間隙泄漏特性。口環(huán)間隙流動復雜,泄漏損失特性無法與物性參數(shù)線性關聯(lián)。選擇90 K、95 K、100 K三種溫度進行數(shù)值模擬研究,具體物性參數(shù)[23]如表4所示。

表4 不同溫度液氧物性參數(shù)表

在等溫條件模擬下,90 K、95 K、100 K液氧泵口環(huán)間隙泄漏量隨泵流量變化如圖11所示。泵內(nèi)液氧介質(zhì)溫度不同時,泄漏量變化較小,且各溫度下泄漏量隨泵流量的變化趨勢保持一致,額定工況時高溫液氧會產(chǎn)生較大的泄漏損失。

圖11 不同溫度下泄漏量曲線

3.2 考慮熱力學效應下口環(huán)間隙流動分析

在高轉(zhuǎn)速、強剪切、多漩渦、高雷諾數(shù)等特征下,液氧泵內(nèi)流實際存在溫升,若流道內(nèi)當?shù)匾貉鯄毫Φ陀跍厣螽數(shù)仫柡驼羝麎簳r,會發(fā)生空化和氣蝕,將對間隙泄漏特性產(chǎn)生顯著影響。選擇進口溫度90K液氧進行數(shù)值模擬,使用Total Energy總能模型求解能量方程,使用Zwart-Gerber-Belamri空化模型,并與等溫條件下的理想情況模擬結(jié)果對比分析。

數(shù)值模擬中利用CFX-CEL函數(shù)表示密度、黏度、比熱容、熱導率、當?shù)販囟蕊柡驼羝麎旱戎饕镄詤?shù)隨溫度的變化,物性參數(shù)與溫度的關系利用標準液氧物性參數(shù)[23]采用三次線性公式進行擬合

ρ=2 150-23.81T+0.208 2T2-7.59×10-4T3

(1)

μ=0.002 27-4.79×10-5T+3.61×10-7T2-

9.394×10-10T3

(2)

Cp=-6 269+243.92T-2.504T2+0.008 65T3

(3)

λ=0.28-0.001 4T-4.45×10-7T2+

1.31×10-9T3

(4)

pc=-4.419 3+0.167 5T-0.002 16T2+

9.488×10-6T3

(5)

式中:T為流體當?shù)販囟?ρ為流體密度;μ為流體動力黏度;Cp為流體比定壓熱容;λ為流體熱導率;pc為流體當?shù)販囟蕊柡驼羝麎?。公?1)～(5)的適用范圍為70～150 K,滿足模擬溫度條件。

為分析泵腔-口環(huán)間隙泄漏流道內(nèi)的溫度場變化,沿流向在泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)設置8個監(jiān)測面,如圖12所示,監(jiān)測面1～3在泵腔內(nèi),監(jiān)測面4～8沿口環(huán)間隙流道入口至出口布置。

圖12 口環(huán)間隙內(nèi)監(jiān)測點位置

圖13為不同流量工況下口環(huán)間隙內(nèi)溫度分布。流量工況對泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)溫度場影響較大,泵流量工況越小,泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)溫度越高,80%～120%流量工況下泵腔-口環(huán)間隙流道溫度比較接近,計算結(jié)果中不同流量工況下流道內(nèi)溫升范圍為1～3 K。不同流量工況下,流道內(nèi)溫度變化趨勢相似,由泵腔尾端至口環(huán)間隙進口段溫度緩慢減小,口環(huán)間隙流道內(nèi)溫度先減小再增加,存在一個低溫極值點。

圖13 口環(huán)間隙流道溫度分布

圖14為考慮熱力學效應與等溫條件模擬時泵的性能曲線。是否考慮熱力學效應對泵揚程與效率計算結(jié)果影響較小,原因為主流道溫升較小,對液氧物性與流場影響較小,而溫升大小與泵內(nèi)結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)速、入口液氧溫度等相關?？紤]熱力學效應下泵的揚程與效率均略高于等溫條件下,是溫升后液氧密度及黏度減小,造成流場特征變化和流量工況點微移所致。

圖14 泵性能曲線對比

圖15為考慮熱力學效應與等溫條件模擬下泵泄漏特性結(jié)果,其中qI為各流量工況下等溫條件時口環(huán)間隙泄漏流量。由于泵腔-間隙流道內(nèi)溫升較大,熱力學效應對泵泄漏特性產(chǎn)生明顯影響?？紤]熱力學效應時泄漏量與等溫條件模擬下泄漏量的差距隨泵流量工況點增大而減小,在120%流量工況點下,泄漏量幾乎相等。這與圖13泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)溫度分布規(guī)律吻合,小流量工況下泵腔-口環(huán)間隙流道內(nèi)溫升較大,熱力學效應對泄漏量的影響較大。在不同工況點下,考慮熱力學效應模擬時的泄漏量小于等溫條件模擬時的泄漏量,數(shù)值模擬結(jié)果趨勢相同,說明泄漏特性變化趨勢與物性參數(shù)相關度小。

(a)泄漏量

圖16為液氧泵內(nèi)流場溫度分布,泵內(nèi)流場的溫度由泵入口至泵出口沿流動方向整體是升高的。葉輪內(nèi)溫度場是不均勻的,葉片吸力面溫度大于壓力面,葉輪與蝸殼的動靜干涉增大了流動的不穩(wěn)定性,造成了蝸舌區(qū)域的局部大溫升。泵腔口環(huán)間隙內(nèi)邊界層的溫度高于主流區(qū),泵殼側(cè)的溫度大于輪蓋側(cè),口環(huán)間隙內(nèi)的高溫流體流入離心葉輪入口位置,在口環(huán)間隙出口區(qū)域形成局部高溫。對比流線圖17可知,高溫區(qū)域為渦系集中區(qū)域,認為漩渦流動與黏性剪切流動是流體升溫的主要原因。泵內(nèi)高溫區(qū)一般為漩渦與壁面摩擦接觸的區(qū)域,高速轉(zhuǎn)動的漩渦遇到壁面時,黏性力產(chǎn)生更大的能量耗散,流體溫度升高。

(a)泵軸截面

圖17為口環(huán)間隙內(nèi)流線分布,口環(huán)間隙內(nèi)的高速流體流動至葉輪入口時遇到低速流體,發(fā)生碰撞沖擊、逆向摻混、同化作用過程[24]?？诃h(huán)間隙流道出口的大尺度復雜漩渦嚴重影響離心葉輪的進口流場,改變流體的流動進口角,增大流動損失?？诃h(huán)間隙內(nèi)的漩渦造成了流體的能量耗散,起到了強化流阻密封的作用。流道內(nèi)存在多組對渦,如渦1、2(見圖17(a)),對渦相互碰撞、摩擦、沖擊,亦增大了能量耗散,造成流體溫升。

(a)考慮熱力學效應

為更加清楚的分析口環(huán)間隙流道內(nèi)的渦系分布與渦量強弱,應用Q準則分析流場內(nèi)渦量分布

(6)

圖18為口環(huán)間隙流道內(nèi)的渦量分布,口環(huán)間隙內(nèi)的渦系主要分布于倒角、圓角等角區(qū)。計算考慮熱力學效應時,口環(huán)間隙流道入口及出口處渦量分布大于等溫條件下相同位置渦量?？紤]熱力學效應時口環(huán)間隙流道進出口流場渦量更大導致了流道內(nèi)流動更紊亂,增大了流體流動的阻力,減小了泄漏流量,與泄漏量數(shù)值模擬結(jié)果相符合。

(a)考慮熱力學效應

圖19～22為泵內(nèi)空化狀態(tài)與口環(huán)間隙內(nèi)空化模擬結(jié)果,渦輪泵內(nèi)空化主要分為兩部分,分別位于誘導輪葉片前緣與口環(huán)間隙內(nèi)部。

(a)考慮熱力學效應 (b)等溫條件

誘導輪前緣局部壓力低于臨界空化壓力,產(chǎn)生局部空化。由圖20可知,考慮熱力學效應模擬時口環(huán)間隙內(nèi)空化體積與氣體高體積分數(shù)區(qū)域均高于等溫條件模擬下。由圖22可知,口環(huán)間隙內(nèi)發(fā)生空化主要原因是流道內(nèi)存在低壓區(qū)域,考慮熱力學效應時流道內(nèi)低壓區(qū)增大?？诃h(huán)間隙內(nèi)低壓區(qū)增大主要為溫度引起液氧物性變化導致的,且溫度升高導致飽和蒸汽壓力升高從而加強了空化,空化加強程度與渦輪泵轉(zhuǎn)速、口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)、壁面粗糙度等有關。由圖21可以看出,口環(huán)間隙內(nèi)空化會影響局部區(qū)域溫度場變化,由于汽化潛熱,空化核心區(qū)域會發(fā)生溫降效應,且空化區(qū)域邊緣的高溫為空化氣泡云團與液體渦旋不斷摩擦導致的,高溫出現(xiàn)在口環(huán)間隙出口側(cè)?？诃h(huán)間隙流道內(nèi)空化區(qū)域并未沿圓周均布或軸對稱分布,主要分布在口環(huán)間隙流道內(nèi)蝸舌一側(cè),與葉輪與蝸殼動靜干涉相關。

(a)考慮熱力學效應 (b)等溫條件

(a)考慮熱力學效應 (b)等溫條件

(a)考慮熱力學效應 (b)等溫條件

口環(huán)間隙流道內(nèi)發(fā)生空化,會導致口環(huán)間隙內(nèi)流場流動急劇紊亂及不穩(wěn)定,形成的空泡團也會阻礙泄漏流動,導致泄漏流量的減小。口環(huán)間隙流道內(nèi)發(fā)生空化也會對泵產(chǎn)生消極的影響,造成葉輪蓋板外側(cè)汽蝕,以及引發(fā)壓力脈動導致泵振動增強,并且影響軸向力平衡?？诃h(huán)間隙流道內(nèi)空化程度與泵轉(zhuǎn)速、泵腔-口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)、液氧入口溫度等條件相關,通過改變口環(huán)間隙結(jié)構(gòu)降低口環(huán)間隙內(nèi)的空化程度對渦輪泵的安全、高效、平穩(wěn)運行是有益的。

4 結(jié) 論

為研究考慮熱力學效應對渦輪氧泵葉輪口環(huán)間隙流動與泄漏特性的影響,本文建立了包含口環(huán)間隙、誘導輪、離心葉輪、蝸殼的全尺寸整體分析模型,基于CFX的High Resolution高階算法,進行液氧泵內(nèi)流場數(shù)值模擬,分析了液氧泵的內(nèi)流場流動結(jié)構(gòu),得到泵在等溫條件與考慮熱力學效應下的水力性能、口環(huán)泄漏特性與空化特性,具體結(jié)論如下。

(1)在額定工況點附近,Б.B.奧夫相尼科夫公式預測口環(huán)間隙泄漏特性較關醒凡公式和Gulich公式更加準確。在偏流量工況時,經(jīng)驗公式之間及與精確計算結(jié)果間偏差較大,預測精度明顯下降。

(2)在等溫條件模擬下,液氧介質(zhì)泵效率較同體積流量水介質(zhì)高4%;口環(huán)泄漏量大于水介質(zhì)且差值與流量工況相關。溫度對口環(huán)間隙泄漏量影響較小,額定工況時高溫液氧會產(chǎn)生較大的泄漏損失。

(3)考慮熱力學效應時,研究發(fā)現(xiàn)泵內(nèi)流體沿流道逐漸升溫,泵腔-口環(huán)間隙內(nèi)的溫升隨流量減小而增大,120%～40%工況下溫升約1～3 K?？紤]熱力學效應,泵的揚程與效率較等溫條件下均略有升高,口環(huán)間隙進出口渦量增大、泄漏量明顯減小,泄漏量減小數(shù)值與流量工況成反比,最大減小量接近3%。此外,口環(huán)間隙內(nèi)空化加劇,影響渦輪氧泵的水力性能與穩(wěn)定性。