【摘要】目前国内设计制造的大流量双吸泵转速普遍较低
，无法满足市场的需求
。针对这一现状
，大耐泵业有限公司成功研制出高转速
、大流量
、高扬程的双吸泵
。该类型泵设计难度极大
，对制造和装配工艺要求较高
。本文基于三维设计和CFD技术
，详细介绍了设计及优化过程。样机经试验验证
，确认效率等关键参数达到国际领先水平
。
【关键词】 大流量 高转速 高扬程 双吸泵 数值模拟 效率 国际领先
一、前言
管线增压泵是一种水平中开
、单级双吸
、大流量、高转速的化工泵
，API610标准BB1型泵
。目前市场上该类型泵
，大部分采用四级或六级转速
。低转速泵设计难度低
，但泵头尺寸比较大
，制造成本高
。大耐泵业有限公司研制的该类型泵为二级转速
，在相同的流量下
，具有更高的单级扬程
。由于对泵效率的要求极其严苛
，必须达到国标A线标准
，使得该泵的水力设计成为难点中的难点
。
如今
，CFD技术已经广泛应用于水泵性能的预测
、水力部件的设计和优化
。本文基于数值模拟技术
，结合大耐泵业双吸泵设计制造的成熟经验
，对某规格的管线增压泵进行水力设计并提出优化方案
。经试验验证
，确认综合性能达到国际领先水平
。
二
、叶轮设计与性能预测
设计参数如下
流量Q
：3600 m3/h 扬程H
：230 m 转速r
：2990 rpm 必需汽蚀余量NPSHr：35m
1.叶轮设计
计算比转速
，并且比照已有成熟高效的水力模型
，决定通过相似换算的方法来设计叶轮
。
对通过相似换算得出的叶轮进行三维造型
，如图1所示
。之后使用网格生成软件ICEM 对叶轮三维模型进行网格划分
，如图2所示
。叶轮采用非结构四面体网格
，对叶片工作面、背面和叶片入口这样流动参数变化剧烈的位置进行网格加密
。自动生成网格
，自动或手动修改网格
，使网格整体质量达到0.4以上
，最终网格数量为602681
。将网格导入CFX-pre 软件
，设置叶轮入口面属性为inlet流速v=13.7m/s
，叶轮出口面属性为open
，转速n=2980rpm
，使用标准k-ε湍流模型
，单独模拟叶轮
，计算在100步内收敛
。
计算数据导入CFX-post软件中进行分析
。观察叶片与前后盖板压力分布情况
，叶轮流线
，如图3
、4
。可以确定叶轮整体性能良好
，压力均匀变化
，流线稳定无漩涡
。利用CFX-POST软件中自带Liquid Pump Performance模块
，得到叶轮效率为96.9%
。由于单独对叶轮进行模拟
，只观察流场和压力分布情况
，得到的扬程外特性并不准确
，在此忽略
。
三
、泵体水力设计与性能预测
1.压出室设计
基圆直径D3
参考模型泵体水力模型相似换算
，并由结构参数选取
基圆D3=1.1×D2=1.1×470=517 mm
，圆整后取520mm
。
压水室进口宽度
经相似换算后
，取涡室截面宽度b3=146mm
涡室各断面面积的计算
因该规格泵体需要配0.5 Q
、0.7 Q
、Q
、1.25 Q 四种规格转子
，故在相似换算的基础上
，适当放大了喉部截面的面积
，以适应大流量转子的性能要求
。根据D3
、b3及各断面面积就可以算得各断面径向尺寸
。由起始截面开始
，每45°取一个截面
，保证涡壳断面面积均匀变化
。泵体初步水力设计结束
。
2.泵体水力性能预测
为了验证泵体水力性能
，对泵体部件进行三维造型
。将已设计的叶轮与泵体部件配合后以*.stp格式输出
，导入ICEM软件中进行网格划分
，如图5
。进出口管道流体区域采用结构化网格
，叶轮
、涡壳
、半螺旋型吸入室采用非结构四面体网格
，并对涡壳隔舌处进行加密处理
，手动修改网格使网格整体质量达到0.4以上
。整体网格数量为2486227
，其中出水段为98400
，叶轮563092
，进口段141825
，涡壳917451
，吸入室417790
。
网格导入CFX-pre软件
，使用标准k-ε湍流模型
，进口边界按流量设置进口速度，出口边界设置为open
，目标压力设23atm
。每两个相邻模型体间设置交接面（interface）
，非旋转体与非旋转体间interface models设置为general connection
，frame change model设置为none，非旋转体与旋转体间interface models设置为general connection
，frame change model设置为frozen rotor
。该模型在0.6Q
，0.8Q 0.9Q
，1.0Q
，1.1Q
，1.2Q这6个流量点进行模拟计算
。计算2000步
，虽然计算不收敛但是进出口压力长时间稳定
，计算数据可以使用
。
计算数据导入CFX-post软件中进行分析
。使用Liquid pump performance模块得出外特性参数
，结果低于设计要求
，对涡壳内压力分布和流线进行分析
，如图6
。
流体在扩散管处产生了很大的漩涡
，从第Ⅵ断面开始
，压力分布没有均匀变化
。也就是说
，涡壳水力设计存在缺陷
，造成大量能量损失
，这是该水力设计效率偏低的直接原因
。
四
、泵体水力优化与预测
基于对流场的分析
，决定改变涡壳第Ⅳ断面以后的断面面积
，并且增大隔舌螺旋角
，以提高能量回收效率
。重新设计涡壳后
，用同样的方法对新方案进行模拟分析
，优化后的涡壳压力分布和流线情况如图7所示
。涡壳的压力分布明显变得均匀
，没有出现明显漩涡
，可见能量高效的由速度能转化为压能
，效率提高
。外特性参数与优化前对比
，如图8示
。优化方案已经达到设计要求
。
五
、性能试验及对比分析
经过全尺寸样机的试制及试验
，实测结果与理论计算的对比如下表
：
六
、结语
试验结果表明
，本文所述的设计和优化方法
，对大流量
、高扬程
、高转速双吸泵的设计有一定的指导作用
，并且得出以下几点结论
：
1. 额定点扬程比设计值高
。是因为设计时人为增大相似系数和放大喉部面积导致的
；
2. 以相似换算为基础的设计方法
，在一定范围内
，可以保证实型泵效率达到或超过模型泵的效率
，这需要依据实型泵的流量范围而定
。
3. CFD技术在对泵的水力设计有较大的促进作用
，但如何选择合适的湍流模型
，尚需要进一步摸索
。 |
