韓 偉,任嘉樂,郝英劍,黨樹娟,李望旭,徐梓添,黃心愿

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,蘭州 730050;2.甘肅省流體機(jī)械與系統(tǒng)重點實驗室,蘭州 730050)

0 前言

目前在船舶推進(jìn)技術(shù)領(lǐng)域噴水推進(jìn)技術(shù)已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用,而螺旋混流式噴水推進(jìn)泵具有可在多種環(huán)境下使用、運(yùn)行高效、可操作性強(qiáng)以及揚(yáng)程范圍大等優(yōu)點,更是在船舶推進(jìn)領(lǐng)域得到了青睞[1]。但是螺旋混流式噴水推進(jìn)泵葉輪與泵體壁面之間存在著不可忽略的葉頂間隙,葉頂間隙一定程度上可以保護(hù)葉輪不與壁面相互摩擦,延長葉輪的壽命,但是葉頂間隙過大也會因為葉輪葉片工作面和背面的壓差而發(fā)生葉頂泄漏。葉頂間隙產(chǎn)生的葉頂泄漏流會破壞螺旋混流式噴水推進(jìn)泵的穩(wěn)定性,并且形成的泄漏渦還會加劇泵的空化,導(dǎo)致螺旋混流泵的外特性下降,如果運(yùn)用在船舶,極大可能會造成危險,因此,對螺旋混流泵葉頂間隙的研究非常重要[2]。

很多學(xué)者針對螺旋混流式噴水推進(jìn)泵葉頂間隙做了很多的研究。莫潤安[3]通過UG 對混流泵進(jìn)行三維重建,使用CFX 對不同葉頂間隙的混流泵在不同含氣率下的流場進(jìn)行了仿真,得到了一個較為合適的間隙最優(yōu)值,對混流泵的工程應(yīng)用做出了推動。彭云龍等[4]以噴水推進(jìn)泵作為研究對象,設(shè)計了四種葉頂間隙以研究葉頂間隙對噴水推進(jìn)泵性能的影響。結(jié)果發(fā)現(xiàn),噴水推進(jìn)泵在葉頂間隙逐漸增大的過程中,揚(yáng)程和效率一直減小。并且效率的變化量隨著流量的增大而增大,但是在葉頂間隙為0.7～1.6mm 之間時,效率的變化量一直保持在1%以內(nèi)。胡明華[5]將徑向間隙與葉輪直徑的比值定為相對徑向間隙δ,通過設(shè)計四種不同的相對徑向間隙研究噴水推進(jìn)泵的水力性能。結(jié)果發(fā)現(xiàn),隨著相對徑向間隙的增大,噴水推進(jìn)泵的性能在不斷下降,在小流量工況下噴水推進(jìn)泵揚(yáng)程和效率下降最快。

Lu 等[6]設(shè)計了一種比轉(zhuǎn)速接近于臨界比轉(zhuǎn)速的噴水推進(jìn)泵,通過選取四種葉頂間隙進(jìn)行外特性的研究。結(jié)果發(fā)現(xiàn),葉頂間隙在增大的過程中,揚(yáng)程和效率逐漸減小,在設(shè)計工況下,葉頂間隙對于揚(yáng)程和效率的影響較小,但是在小流量工況下,效率下降最快,達(dá)到了15%,而葉頂間隙的改變對于流量的影響較小。Han 等[7]定義了葉頂間隙系數(shù)δ用來研究葉頂間隙對于噴水推進(jìn)泵外特性的影響。研究發(fā)現(xiàn),在葉頂間隙系數(shù)為1 時,揚(yáng)程和效率均符合設(shè)計工況,但隨著葉頂間隙系數(shù)上升,噴水推進(jìn)泵效率下降并且效率差逐漸增大,但是推力隨著葉頂間隙系數(shù)的增大也在增大,并在葉頂間隙系數(shù)為4 時達(dá)到最大。Kim[8]為了測量葉頂間隙對于噴水推進(jìn)泵出口流量的影響,設(shè)計了兩個不同葉頂間隙的葉輪進(jìn)行實驗研究。通過測量噴管的出口流量、葉輪葉片的靜壓分布以及各種流速下的推力、扭矩和牽引力,發(fā)現(xiàn)間隙比越大,泵的效率下降越多,與設(shè)計效率相比最大下降了25%,在實際制造中,很難保持不同葉輪有相同的間隙比,因此設(shè)計時間隙比應(yīng)在0.7%～1.5%之間。

雖然現(xiàn)在很多學(xué)者在對葉頂間隙進(jìn)行研究,但是研究內(nèi)容主要側(cè)重在由葉頂間隙所引起的螺旋混流式噴水推進(jìn)泵的空化以及壓力脈動方面,對于混流泵的外特性方面卻沒有較多的涉及。本文通過引入葉頂間隙系數(shù)這一概念,使用Ansys 對不同工況下的混流泵進(jìn)行仿真,著重分析葉頂間隙對于混流泵外特性的影響,為葉頂間隙的深入研究以及工程應(yīng)用提供參考。

1 螺旋混流泵數(shù)值模擬

1.1 螺旋混流泵葉頂間隙設(shè)計方案

根據(jù)現(xiàn)有的研究發(fā)現(xiàn),葉頂間隙處發(fā)生的能量損失與葉輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)緊密相關(guān)[9],其中,葉片厚度是葉頂間隙發(fā)生泄漏流的一個重要原因,因此,本文針對葉片厚度與葉頂間隙之間的聯(lián)系,定義了一個葉頂間隙系數(shù)τ,此系數(shù)表示葉頂間隙大小與葉片厚度的比值。而根據(jù)趙偉國[10]對葉頂間隙的研究,葉輪葉頂間隙取值為葉輪外徑的1%,且大于0.1mm 時葉頂間隙對螺旋混流泵的影響較小,本文在此范圍內(nèi)設(shè)計了6 種不同的葉頂間隙方案分析葉頂間隙對螺旋混流泵外特性的影響,見表1。式(1)為葉頂間隙系數(shù)的數(shù)學(xué)表達(dá)式。

表1 螺旋混流泵葉頂間隙設(shè)計方案

式中,τ代表葉頂間隙系數(shù);γ代表葉頂間隙,mm;δ代表葉片厚度,mm。

1.2 幾何模型建立

本文使用比轉(zhuǎn)速為ns=277 的螺旋混流式噴水推進(jìn)泵作為動力元件進(jìn)行研究,其基本設(shè)計參數(shù)為流量Q=0.00383m3/s,揚(yáng)程H=1.303m,效率η=80%。采用Creo Parametric 對研究的螺旋混流泵進(jìn)行三維建模,計算域三維建模示意圖如圖1所示,本文所研究的螺旋混流泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。

圖1 螺旋混流泵計算域三維模型圖

表2 螺旋混流泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.3 網(wǎng)格劃分

本文所研究的葉輪、導(dǎo)葉以及噴管模型形狀較為復(fù)雜,曲面較多,使用ICEM 軟件進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格計算較為合適,進(jìn)口段和出口段形狀簡單但尺寸較大,需要網(wǎng)格數(shù)量較少,使用ICEM 軟件進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格計算較為合適。為提高葉輪域網(wǎng)格精度以及滿足對葉頂間隙區(qū)域的精確模擬,本文對葉頂間隙區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,并給定更小的加密尺寸。如圖2為螺旋混流泵整體網(wǎng)格劃分,圖3 為螺旋混流泵葉頂間隙網(wǎng)格劃分。

圖2 螺旋混流泵整體網(wǎng)格劃分

圖3 螺旋混流泵葉頂間隙網(wǎng)格劃分

1.4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

本文在研究過程中為最大限度的保證計算結(jié)果的準(zhǔn)確性同時節(jié)省計算資源,使用同一種網(wǎng)格劃分方法設(shè)計了5 套不同網(wǎng)格數(shù)量的模型進(jìn)行定常數(shù)值模擬,在保證所設(shè)計的5 套網(wǎng)格模型整體網(wǎng)格質(zhì)量都在0.3及以上的基礎(chǔ)上,以揚(yáng)程和效率作為評判標(biāo)準(zhǔn)。如表3所示,可以看到,隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加,揚(yáng)程和效率出現(xiàn)短暫的上升,之后雖然網(wǎng)格數(shù)量在增加,但是揚(yáng)程和效率波動較小,網(wǎng)格為方案三時網(wǎng)格數(shù)量相對較少并且計算結(jié)果受網(wǎng)格數(shù)量的影響較小,既能夠滿足仿真計算所需要的網(wǎng)格數(shù)量,又能較好的節(jié)省計算資源,因此,本文選擇方案三作為模型計算方案。

表3 螺旋混流泵整體網(wǎng)格無關(guān)性檢驗

1.5 軸流泵數(shù)值計算方法

螺旋混流泵內(nèi)部流動屬于比較復(fù)雜的湍流流動,在計算時選用雷諾平均化Navier-Stokes 方程(Reynolds-Averaged Navier-Stokes,RANS)對螺旋混流泵內(nèi)部流動進(jìn)行計算較為合適,湍流模型選用SSTk-ω模型,其不僅考慮了流場中的湍流剪切應(yīng)力,而且SSTk-ω模型為一個混合模型,在近壁區(qū)使用k-ω模型進(jìn)行求解,可以對充分發(fā)展的湍流流場進(jìn)行準(zhǔn)確計算,而在遠(yuǎn)離壁面的區(qū)域選取了k-ω模型求解,充分發(fā)揮了kω模型在自由剪切層中的計算優(yōu)勢。同時,SSTk-ω模型對渦粘系數(shù)進(jìn)行了修正,使得SSTk-ω模型在計算中擁有更高的計算精度和可信度[10-13]。式(2)～式(4)為SSTk-ω模型的控制方程式[14]:

式中,x為變量;k為湍動能;ω為耗散率;ρ為流體密度;ui、uj為速度分量;t為時間;Г、Гk、Гω分別為速度u、湍流動能k和耗散率ω的有效擴(kuò)散項;Gk、Gω分別為k、ω的產(chǎn)生項;Yk、Yω分別為k、ω的發(fā)散項;Dω為正交擴(kuò)散項;Si、Sk、Sω分別為各自輸運(yùn)方程的自定義源項。

本文選用Ansys CFX 商業(yè)軟件對設(shè)計方案進(jìn)行數(shù)值計算,采用壓力進(jìn)口,相對壓力為1 個大氣壓,流量出口,出口流量為3.83kg/s。設(shè)置葉輪葉片和輪轂為旋轉(zhuǎn)壁面,其他壁面為無滑移壁面。將進(jìn)口段出口與葉輪進(jìn)口、葉輪出口與導(dǎo)葉進(jìn)口之間的交界面設(shè)置動靜交界面,導(dǎo)葉出口與噴管進(jìn)口、噴管出口與出口段進(jìn)口之間的交界面設(shè)置為靜靜交界面,類型均選擇為凍結(jié)轉(zhuǎn)子(Frozen Rotor)。

2 結(jié)果分析

2.1 外特性分析

本文通過定義葉頂間隙系數(shù)τ設(shè)計了6 種不同的葉頂間隙方案,并對其在0.4Q0～1.2Q0工況下進(jìn)行了仿真計算,得到了不同的揚(yáng)程系數(shù)及效率曲線。

為了更好地表征混流泵外特性變化,對揚(yáng)程做無量綱化處理,引入揚(yáng)程系數(shù)φ,對應(yīng)的表達(dá)式為:

式中,g為當(dāng)?shù)刂亓铀俣?m/s2;H為揚(yáng)程,m;u2為葉輪出口圓周速度,m/s。

由揚(yáng)程系數(shù)曲線圖4 可知:不同工況下?lián)P程系數(shù)隨葉頂間隙系數(shù)變化趨勢均相同,在同一工況下,葉頂間隙系數(shù)越大,揚(yáng)程越小?？梢钥吹?隨著進(jìn)口流量的增大,同一葉頂間隙系數(shù)下螺旋混流泵揚(yáng)程下降速度較快,當(dāng)1.2Q0工況時,葉頂間隙系數(shù)τ=0.625時揚(yáng)程系數(shù)曲線截距僅為2.2,說明葉頂間隙在進(jìn)口流量較大時所產(chǎn)生的泄漏流更多,造成的動壓水頭差和水力損失更大,在設(shè)計時要注意葉頂間隙對螺旋混流泵水力性能的影響。

圖4 不同葉頂間隙系數(shù)下?lián)P程系數(shù)曲線

通過擬合發(fā)現(xiàn),不同工況下的揚(yáng)程系數(shù)擬合曲線趨勢均相同,式(6)為擬合得到的近似方程:

式中:φ為揚(yáng)程系數(shù);Q為設(shè)計流量;Q0為實際進(jìn)口流量;τ為葉頂間隙系數(shù)。

對效率η進(jìn)行分析時,由效率曲線圖5 可知:不同工況下,效率隨葉頂間隙系數(shù)的增加均呈線性下降趨勢。當(dāng)0.4Q0工況時,不同葉頂間隙系數(shù)方案所得到的效率均為最低,在進(jìn)口流量由0.4Q0逐漸向0.6Q0增加時,隨著進(jìn)口流量向設(shè)計流量靠近,同一葉頂間隙系數(shù)下螺旋混流泵效率也在逐漸增大。繼續(xù)增加進(jìn)口流量,不同葉頂間隙系數(shù)方案所得到的效率增加量開始減小,并穩(wěn)定在設(shè)計效率附近。另外,可以發(fā)現(xiàn)在1.0Q0工況下,葉頂間隙系數(shù)為τ=0.08時,相較于設(shè)計效率,效率增加了2%,說明適當(dāng)?shù)娜~頂間隙可以保證葉輪和泵殼的同心度,從而增加效率。當(dāng)進(jìn)口流量為1.0Q0～1.2Q0時,不同葉頂間隙系數(shù)下的效率曲線趨于一致,并且隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,效率快速下降,說明此時葉頂間隙對螺旋混流泵的影響較大,這是由于葉頂間隙泄漏流逐漸增多,所產(chǎn)生的泄漏渦對葉輪流道的影響范圍也逐漸變大,從而對流道中主流的干涉作用增強(qiáng),流動損失增大,導(dǎo)致了流道內(nèi)螺旋混流泵效率下降較快。

圖5 不同葉頂間隙系數(shù)下效率曲線

通過擬合發(fā)現(xiàn),不同工況下的效率擬合曲線趨勢均相同,式(7)為擬合得到的近似方程:

式中:η為效率;τ為葉頂間隙系數(shù)。

2.2 葉頂間隙對軸向推力的影響研究

本文為了研究葉頂間隙對螺旋混流泵推進(jìn)效率的影響,通過設(shè)計的6 種不同葉頂間隙系數(shù)方案進(jìn)行仿真計算,得到了螺旋混流泵軸向推力的擬合曲線。

螺旋混流泵的軸向推力主要是由葉輪葉片工作面和背面工作時的壓差所形成的動反力,葉頂間隙處流體加給葉輪流道流場的力和葉輪后蓋板所受到的力一起組成的。圖6 為不同葉頂間隙系數(shù)方案計算得到的螺旋混流泵軸向推力變化曲線以及擬合曲線圖,可以看到,軸向推力隨著葉頂間隙系數(shù)的增加呈下降趨勢,并且葉頂間隙系數(shù)增大到0.625 時,軸向推力下降速率減緩。式(8)為擬合得到的葉頂間隙系數(shù)τ關(guān)于軸向推力F的數(shù)學(xué)模型,可以看到當(dāng)葉頂間隙系數(shù)τ逐漸增大時,葉頂間隙也在逐漸增大,葉頂間隙處泄漏量逐漸增多,泄漏渦影響范圍逐漸擴(kuò)大到葉輪流道當(dāng)中,螺旋混流泵的水力損失增多,導(dǎo)致葉輪提供的軸向推力緩慢減小。

圖6 不同葉頂間隙系數(shù)下的軸向推力變化

式中,F為軸向推力,N;τ為葉頂間隙系數(shù)。

2.3 葉頂間隙對螺旋混流泵水力損失的影響研究

本文在對螺旋混流泵葉頂間隙的研究過程中,通過對葉頂間隙處泄漏流以及刮削率的分析,得到了葉頂間隙對螺旋混流泵水力損失的影響規(guī)律。

螺旋混流泵在工作時液流從葉輪中得到能量,這些能量使得液流從葉輪流道流入葉輪葉頂間隙中,但是液流在葉頂間隙中流動會造成螺旋混流泵的容積損失增加,為了研究葉頂間隙中泄漏流的發(fā)展,本文將葉輪間隙出口流量記為q,葉輪進(jìn)口流量記為Q,定義泄漏量占比為q/Q,用來研究不同葉頂間隙系數(shù)下泄漏量的變化情況。圖7 為不同葉頂間隙系數(shù)泄漏量占比曲線以及擬合曲線圖,可以發(fā)現(xiàn),隨著葉頂間隙系數(shù)τ逐漸增大葉頂間隙泄漏量占比也隨之增大,但是增速逐漸減小,當(dāng)葉頂間隙系數(shù)τ為0.625 時,泄漏量占比逐漸平緩,說明隨著葉頂間隙的增大,葉頂處泄漏量也逐漸增大,但是泄漏量在達(dá)到最大后逐漸趨于穩(wěn)定。式(9)為擬合得到的泄漏量占比q/Q關(guān)于葉頂間隙系數(shù)τ的數(shù)學(xué)模型,說明葉頂間隙系數(shù)增大時,葉頂間隙泄漏量占比逐漸增大,葉頂間隙處泄漏量逐漸增大,泄漏渦對葉輪流道的影響增強(qiáng),隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,泄漏量占比增長速度逐漸放緩,葉頂間隙對葉輪外特性的影響逐漸減小。

圖7 不同葉頂間隙系數(shù)下泄漏量占比曲線

根據(jù)邵衛(wèi)衛(wèi)[15]對半開式葉輪葉頂間隙的研究發(fā)現(xiàn),葉輪輪緣處葉片對輪蓋的刮削作用以及葉片葉頂載荷是葉頂間隙產(chǎn)生泄漏流的主要原因,本文通過定義葉頂間隙系數(shù)對螺旋混流泵葉頂間隙設(shè)計了五種不同的方案,對刮削泄漏在不同葉頂間隙系數(shù)下對螺旋混流泵外特性的影響進(jìn)行了研究。根據(jù)葉片速度與動壓力之間的轉(zhuǎn)化關(guān)系,本文定義了輪蓋處刮削壓頭及刮削率的計算公式為:

式中:P為輪蓋處刮削壓頭;βL為葉片輪緣安放角;u為輪緣處圓周速度;R為刮削率;Pp為壓力面靜壓值;Ps為吸力面靜壓值。

本文定義刮削率R并規(guī)定,當(dāng)刮削率R值遠(yuǎn)大于1 時,葉頂泄漏流主要受到輪蓋刮削壓頭作用,當(dāng)刮削率遠(yuǎn)小于1 時,葉頂泄漏流主要受到葉片載荷作用,當(dāng)刮削率R值處于1 附近時,刮削壓頭和葉片載荷對葉頂泄漏流的影響近乎相同。由圖8 可知:螺旋混流泵葉輪刮削率在葉片展翼0～0.2 的位置呈現(xiàn)下降趨勢,其中在0.2 位置處皆趨近于1,葉頂泄漏流由葉片載荷作用逐漸轉(zhuǎn)為葉片載荷和刮削壓頭共同作用,并且隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,在同一位置上的刮削率減小速度越快,說明葉頂間隙越大,葉片壓力載荷和輪蓋刮削壓頭對葉輪的影響越大,對間隙泄漏流的促進(jìn)作用越強(qiáng),泄漏量也隨之增大,使得螺旋混流泵效率下降。在展翼0.2～0.9 的位置,刮削率先增大后減小,但是均遠(yuǎn)大于1,說明沿流動方向輪蓋刮削作用逐漸增強(qiáng),在0.5 展翼位置處,葉頂間隙系數(shù)為τ=0.08 時刮削率最大,根據(jù)泄漏量曲線可得,隨著葉頂間隙的減小,泄漏流也逐漸減小,說明刮削壓頭對葉輪葉頂間隙的促進(jìn)作用比壓力載荷小。

圖8 不同葉頂間隙系數(shù)下刮削率變化曲線

根據(jù)上文對葉輪葉頂間隙處泄漏量以及刮削率的分析可知,葉輪對輪蓋的刮削作用是葉頂間隙處泄漏量增大的關(guān)鍵因素,并且隨著葉頂間隙的增大,刮削壓頭和葉片載荷共同作用于葉頂間隙,泄漏量隨之增大,泄漏渦大量產(chǎn)生,水力損失增大,但是當(dāng)葉頂間隙系數(shù)τ為0.625 時,沿葉片展翼方向刮削率逐漸減小,此時主要為葉片載荷作用造成泄漏量增大,最終導(dǎo)致水力損失變大。

2.4 葉輪葉頂間隙流場分析

葉頂間隙處產(chǎn)生的泄漏渦是造成螺旋混流泵推進(jìn)效率和揚(yáng)程下降的主要因素,本文通過對葉片輪緣處的流動結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析,觀察葉頂間隙改變時泄漏渦對螺旋混流泵外特性的影響規(guī)律。圖9 為不同工況下不同葉頂間隙系數(shù)螺旋混流泵葉頂間隙壓力流線分布情況,由圖可知:在工況為0.4Q0～0.6Q0時,葉輪進(jìn)口流線較為紊亂,并在進(jìn)口處形成葉頂間隙渦1,隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,葉頂泄漏渦1 和葉頂泄漏渦2 逐漸融合,面積變大,葉頂泄漏渦3 衍生出次級渦,并沿著葉頂間隙流入主流道,對葉輪流道的堵塞作用增強(qiáng)。當(dāng)工況為0.8Q0～1.0Q0時,處于葉頂間隙進(jìn)口處的泄漏渦1 范圍明顯增大,并且在大流量工況下葉片壓力面和吸力面均出現(xiàn)了泄漏渦1,隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,葉頂區(qū)域泄漏渦范圍變大,在葉頂間隙系數(shù)為τ=0.08～0.25 時,葉頂泄漏渦2 衍生出新的次級渦,并且影響范圍逐漸由葉輪進(jìn)入導(dǎo)葉,加劇了對流道的堵塞,在葉頂間隙系數(shù)τ=0.375～0.625 時,處于葉頂間隙的泄漏渦大量流入到主流道中,并且導(dǎo)葉進(jìn)口處也形成了新的次級渦,對葉輪出口流道造成了一定的影響,泄漏量逐漸增大,造成螺旋混流泵揚(yáng)程、效率下降。

圖9 葉頂區(qū)域壓力流線分布

當(dāng)葉頂間隙系數(shù)相同、工況不同時,大流量工況相較于小流量工況下高壓區(qū)域更多,影響范圍更大,進(jìn)口流態(tài)更加紊亂,并且在大流量工況下泄漏流與主流相互卷吸,導(dǎo)致葉輪葉頂間隙內(nèi)泄漏渦更多,對螺旋混流泵外特性的影響更大。說明在小流量工況及較小的葉頂間隙下,泄漏渦對螺旋混流泵揚(yáng)程、效率的影響較小,而大流量工況下更要減小葉頂間隙以用來減小卷吸作用,降低葉輪流道內(nèi)的耗散,使螺旋混流泵達(dá)到高效。

2.5 葉輪內(nèi)渦量分布

本文對工況為1.0Q0下不同葉頂間隙系數(shù)在葉輪進(jìn)口截面、中間截面和出口截面的渦量分布進(jìn)行分析,圖10 為工況1.0Q0下不同葉頂間隙系數(shù)渦量分布,由圖可知:隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,各個截面的高渦量區(qū)域在逐漸增多,由于葉輪在工作時做強(qiáng)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動,在葉輪進(jìn)口處極易產(chǎn)生漩渦結(jié)構(gòu),葉頂泄漏流沿葉頂間隙流入主流道并與葉輪主流相互混摻,對葉輪進(jìn)口流場產(chǎn)生影響,由進(jìn)口截面的渦量分布可以看到,進(jìn)口處主要分布為低渦量區(qū)域,隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,葉頂間隙增大,葉頂間隙處逐漸產(chǎn)生高渦量區(qū)域,并且隨著葉頂間隙系數(shù)的增加而增多,說明葉頂間隙越大,葉頂處泄漏流產(chǎn)生的越多,進(jìn)入主流道的泄漏渦越多,對主流道的影響逐漸增大。由葉輪的中間截面可以看到,葉輪流道中出現(xiàn)大量的高渦量區(qū)域,葉頂間隙處的高渦量區(qū)域幾乎消失,說明葉頂間隙處的泄漏流大量向葉輪流道內(nèi)流動,并且流道內(nèi)存在有大量的中渦量區(qū)域,主要集中在葉輪葉片吸力面?zhèn)?說明隨著葉頂間隙系數(shù)的增大,葉輪流道內(nèi)產(chǎn)生了大量的分離渦,流動結(jié)構(gòu)更加復(fù)雜,流道內(nèi)的堵塞現(xiàn)象加劇,造成了大量的能量損失,嚴(yán)重影響了螺旋混流泵的推進(jìn)效率。由出口截面可以看到,葉輪流道內(nèi)高渦量區(qū)域相比于中間截面大量減少,高渦量區(qū)域主要集中在葉頂間隙處,并且隨著葉頂間隙系數(shù)的增加,高渦量區(qū)域的增速也逐漸減緩,說明在出口處葉輪將機(jī)械能大量轉(zhuǎn)化為流體的動能,葉頂泄漏渦和流道中的通道渦在動能的作用下逐漸融合,最終使得出口截面處高渦量區(qū)域減小,但是葉頂間隙越大,葉頂泄漏渦和流道中通道渦的融合就不徹底,泄漏渦對螺旋混流泵推進(jìn)效率的影響就越大。

圖10 工況1.0Q0 下不同葉頂間隙系數(shù)渦量分布

3 結(jié)論

(1)本文根據(jù)葉頂間隙與葉輪結(jié)構(gòu)之間的關(guān)系,通過選定合理的葉片厚度,引入了一個新的無量綱參數(shù)——葉頂間隙系數(shù)(τ),制定了6 種葉頂間隙方案,通過對6 種方案的仿真分析發(fā)現(xiàn):螺旋混流泵的揚(yáng)程和效率均隨著葉頂間隙的增大而減小,其中方案中葉頂間隙系數(shù)為0.08,葉頂間隙為0.16mm 時揚(yáng)程和效率最優(yōu),說明葉頂間隙對于外特性的影響較大,在設(shè)計時應(yīng)該盡量減小葉頂間隙。

(2)本文通過對軸向推力、葉頂間隙泄漏量、葉輪室刮削率關(guān)于葉頂間隙系數(shù)的數(shù)學(xué)模型擬合發(fā)現(xiàn),在小流量工況下葉頂間隙對螺旋混流泵推進(jìn)效率和揚(yáng)程的影響較小,而在大流量工況下,主流由于葉頂間隙處泄漏流的影響能量耗散嚴(yán)重,推進(jìn)效率和揚(yáng)程下降嚴(yán)重,并且當(dāng)葉頂間隙持續(xù)增大時,葉頂間隙處泄漏流對葉輪流道的堵塞作用顯著增強(qiáng),而對葉輪葉頂間隙處泄漏量的分析發(fā)現(xiàn),較小的葉頂間隙可以有效地抑制葉輪間隙區(qū)域處以及葉片中部的回流,能夠提高葉輪的過流能力。

(3)通過對葉輪進(jìn)口、葉輪中間以及葉輪出口處的渦量分析,發(fā)現(xiàn)葉輪高渦量區(qū)均集中在葉輪輪緣處,說明葉頂間隙處所產(chǎn)生的泄漏渦對葉輪流道的能量影響較大,而葉頂間隙的增加也導(dǎo)致葉輪的高渦量區(qū)逐漸增大。葉輪輪轂處也存在大量的中渦量區(qū),形成了葉片附著渦,對混流泵揚(yáng)程和效率影響較大。

4 致謝

本研究受到國家自然科學(xué)基金項目:螺旋混流式噴水推進(jìn)泵對稱矢量推進(jìn)流體動力學(xué)響應(yīng)(51669012),甘肅省水利廳“景泰川電力灌溉工程大型梯級泵站改造關(guān)鍵技術(shù)研究”,甘肅省教育廳優(yōu)秀研究生“創(chuàng)新之星” 項目(2022CXZX-442)的支持。