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2025 , Vol. 53 >Issue 4: 117 - 124

DOI: https://doi.org/10.15983/j.cnki.jsnu.2024319

偏振光谱成像专题(主持人:任立勇)

叶顶间隙对高速微型离心泵空化特性的影响

  • 周洪 1 ,
  • 薛绒 , 1, 2, * ,
  • 牛奔 1 ,
  • 张蓓乐 1 ,
  • 林心怡 1 ,
  • 侯予 1, 2
展开
  • 1 西安交通大学 能源与动力工程学院,陕西 西安 710049
  • 2 深低温技术与装备教育部重点实验室,陕西 西安 710049
* 薛绒,女,副教授,硕士生导师,研究方向为高速无油离心泵(制冷剂、低温工质)。E-mail:

Copy editor: 李博

收稿日期: 2024-05-11

  网络出版日期: 2025-07-21

基金资助

国家自然科学基金(51976150)

收起

Effects of tip clearance on cavitation performance of high-speed micro centrifugal pumps

  • ZHOU Hong 1 ,
  • XUE Rong , 1, 2, * ,
  • NIU Ben 1 ,
  • ZHANG Beile 1 ,
  • LIN Xinyi 1 ,
  • HOU Yu 1, 2
Expand
  • 1 School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, Shaanxi, China
  • 2 MOE Key Laboratory of Cryogenic Technology and Equipment, Xi’an 710049, Shaanxi, China

Received date: 2024-05-11

  Online published: 2025-07-21

Fold

摘要

离心泵的空化现象会严重影响泵的水力性能,特别是采用较高转速的半开式叶轮高速微型泵,其叶顶间隙对叶轮空化性能的影响更加显著。针对此问题,以应用于机载装备热管理系统的高速微型半开式叶轮离心泵为研究对象,对其进全流场空化模拟。采用数值模拟和实验研究相结合的方法,探究了不同进口汽蚀余量、不同叶顶间隙比(0.05、0.08、0.11和0.14)时离心泵空化性能。结果发现:实验泵有效汽蚀余量随着流量的增加而增加;叶顶间隙每增大0.1 mm,即叶顶间隙比增大0.03时,泵的必需汽蚀余量降低0.10 m,导致泵的抗空化性能降低。叶顶间隙越小,叶顶泄漏流越小,发生泄漏涡的可能性降低,提高了泵的抗空化性能。研究结果为高速微型离心泵的设计和优化提供了理论依据。

关键词： 离心泵; 高速离心泵; 水泵; 叶顶间隙; 空化特性

本文引用格式

周洪 , 薛绒 , 牛奔 , 张蓓乐 , 林心怡 , 侯予 . 叶顶间隙对高速微型离心泵空化特性的影响[J]. 陕西师范大学学报(自然科学版), 2025 , 53(4) : 117 -124 . DOI: 10.15983/j.cnki.jsnu.2024319

Abstract

The cavitation phenomenon of centrifugal pumps will seriously affect the hydraulic performance of the pump, especially the use of higher speed semi-open impeller high-speed miniature pumps, the impact of its tip clearance on the cavitation performance of the impeller is more significant, and is the main problem faced by its current research and application. The high-speed miniature semi-open impeller centrifugal pump applied to the thermal management system of airborne equipments is taken as the research object, and its full-flow field cavitation simulation is carried out. Using a combination of numerical simulation and experimental study, the cavitation performance of the centrifugal pump is investigated under different inlet cavitation margins and different tip clearance ratios (0.05, 0.08, 0.11 and 0.14). The results show that: the effective cavitation margin of the experimental pump increases with the increase of flow rate; the necessary cavitation margin of the pump decreases by 0.10 m for every 0.1 mm increase in the tip clearance, when the tip clearance ratio is increased by 0.03, resulting in a decrease in the anti-cavitation performance of the pump. Under different tip clearance, the smaller the tip clearance is the smaller the tip leakage flow can be obtained,the possibility of leakage vortex is reduced, improving the anti-cavitation performance of the pump.

Key words： centrifugal pump; high-speed centrifugal pump; water pump; tip clearance; cavitation characteristics

离心泵广泛应用于液体增压领域[1-3]。随着技术的进步及需求的引领,离心泵逐渐向微型化和高速化发展。低比转速高速离心泵具有流量小、扬程高和结构紧凑等优点。然而,在高速泵运行过程中,泵入口极易发生空化,空化现象会导致泵或装置的过流部件表面出现空蚀破坏和剧烈运动[4-5],从而对离心泵造成不可逆的损伤,离心泵内的汽蚀破坏是造成离心泵故障的重要原因之一。当泵叶轮高速旋转时由于叶片的工作面和非工作面存在压差[5-7],流体从高压区泄漏到低压区并与主流进行相互作用,在叶轮带动下将形成泄漏涡,从而加剧空化现象[8-10]。而且微型高速泵从适应性和可靠性两方面考虑,一般采用半开式叶轮,由于泵出口宽度较小,其叶顶间隙与出口宽度的相对值增大。尤其对于流量小于1 m3/h的离心泵来说其泄漏流与主流的相互作用已经不容忽视,因此叶顶间隙对微型离心泵空化性能的影响更加显著[11-12]。
早期学者关于叶顶间隙对泵内空化性能影响的研究主要集中在混流泵和轴流泵。Ji等[13-14]采用计算流体力学(computational fluid dynamics, CFD)的熵产法分析了混流泵中叶顶间隙对通流部件的流场和能量损失的影响,表明叶尖泄漏流量的存在会加剧叶轮内的水力损失,但在一定程度上会抑制导叶的水力损失。施卫东等[15-16]比较了不同叶顶间隙对轴流泵空化性能的影响,研究得出模型泵的叶顶间隙与临界空化数呈现递增的关系。史广泰等[17-18]利用数值模拟分析不同叶高不同空化阶段的压力和空泡分布,得出叶顶间隙对轴流式混输泵叶轮湍流耗散率大于导叶内湍流耗散率,且叶顶间隙对泵的影响不是线性的,与其他运行工况共同决定。
近年来,随着离心泵(涡轮泵)的应用,学者们也开始关注高速离心泵中叶顶间隙对空化性能的影响。Xiang等[19]利用高速摄像机研究涡轮泵诱导轮在不同叶顶间隙条件下,通流部件的空化情况,发现当叶顶间隙较大时,空化现象严重,流道堵塞严重。文献[20-21]在单相和多相工况下模拟了不同叶顶间隙配置对涡轮泵性能的影响。发现较大的叶顶间隙会导致流体在叶顶区域形成涡流,增加了空化的风险。本团队开展了诱导轮参数对高速离心泵空化性能的研究工作[22],发现采用诱导轮可以提高进入叶轮前的流体静压、降低液氢泵临界空化数。
随着离心泵转速的提高和几何尺寸的下降,叶顶间隙作为一个重要的结构参数,对泵的空化性能影响越来越重要。研究叶顶间隙不仅可以为离心泵的设计和优化提供理论基础和技术基础,也有助于推动流体机械向高效、节能的方向发展。本文以高速微型半开式叶轮离心泵为研究对象,利用真空泵逐渐降低离心泵进口汽蚀余量(net positive suction head,NPSH),并对其进行全流场空化模拟,分析叶顶间隙对离心泵空化性能的影响。

1 高速微型泵结构和其数值模拟

1.1 物理模型和网格划分

本文所研究的高速离心泵结构如图1所示。
图1 高速微型泵结构图

1.诱导轮;2.叶轮;3.电机定子;4.电机转子;5.主轴;6.止推盘;7.轮端蜗壳盖;8.前径向轴承;9.电机壳;10.后径向轴承和止推盘座位;11.后盖板。

Fig.1 Structure of high-speed micro centrifugal pump

采用Solidworks软件对泵进行三维建模,模型入口段长度与实验模型保持一致,离心泵的全流道计算域包括进口流道、诱导轮、叶轮、蜗壳、出口加长段冷却电机的泄漏段和尾管段,如图2所示。工质为水,进口温度为40 ℃。
图2 高速微型泵全流道计算域模型

1.进口流道;2.诱导轮;3.叶轮;4.蜗壳;5.出口加长段;6.冷却电机泄漏段;7.尾管段。

Fig.2 Computational domain modeling of the full flow channel of a high-speed micropump

采用ANSYS ICEM和TurboGrid软件对微型高速离心泵全流道进行网格划分,整体计算网格如图2所示。因离心泵结构小,且几何形状复杂,叶片和蜗壳等区域有较大的扭曲,故采用适应能力较强的非结构性四面体网格进行流道网格划分,并在蜗壳入口位置进行局部网格加密。
为提高数值模拟的准确性,取用5组不同数量的全流场网格,通过扬程对比,对模型进行网格无关性验证,如表1所示,随着网格数目的逐渐增长,扬程变化范围较小(小于0.03%),且逐步趋于稳定。综合考虑后,采用第4组网格数据进行设计工况下的空化数值分析。
表1 网格无关性验证

Tab.1 Grid independence validation

方案 网格数 扬程H/m
1 733 237 36.77
2 939 753 36.44
3 1 384 159 36.40
4 1 696 448 36.39
5 2 950 252 36.38

1.2 数值计算

本文基于SST k-ω湍流模型,对不同叶顶间隙下的流动规律进行数值模拟,其中k为湍动能,输运方程为
ρ ∂ k ∂ t+ρ ∂ ∂ x j(Ujk)=ρ ∂ ∂ x j μ + μ t σ k ∂ k ∂ x j+Pk-β'ρkω。
ω为湍流消耗率,满足方程
∂ ( ρ ω ) ∂ t+ ∂ ∂ x j(ρUjω)= ∂ ∂ x j μ + μ t σ ω ∂ ω ∂ x j+ α ω kPk-βρω2+2(1-F1)ρ 1 σ ω 2 ω· ∂ k ∂ x j ∂ ω ∂ x j。
式中:t为时间,单位s;ρ为工质密度,单位kg/m3;Uj为向量速度,单位m/s;Pk为湍流形成速率;μ为气体动力黏度,单位Pa·s;μt为湍流黏度,单位m2/s;β'为模型系数;F1为比例函数;σk和σω分别是湍动能k和湍流消耗率ω对应的普朗特数; σ ω 2为封闭常数。
空化模型采用基于Rayleigh-Plesset方程的Zwart-Gerber-Belamri空化模型。当P<Pvap时,方程为
Re=Fvap 3 α n u c ( 1 - α v a p ) ρ v a p R B 2 3 P v a p - P ρ l。
当P>Pvap时,方程为
Rc=Fcand 3 α v a p ρ v a p R B 2 3 P - P v a p ρ l。
式中:αvap为气相体积分子;Pvap为汽化压力,单位Pa;P为某点处的静压,单位Pa;ρl为工质密度,单位kg/m3;Re为水蒸气生成率;Rc为水蒸气凝结率;ρvap为水蒸气密度;蒸发系数Fvap=50;凝结系数Fcond=0.01;气核体积系数αnuc=5×10-4;空泡半径RB=10-6 m。
在数值模拟中,采用SST k-ω湍流模型对雷诺时均Navier-Stokes方程进行封闭,采用有限体积法对控制方程进行离散,利用全隐式耦合算法对离心泵内部全流场进行数值计算。设定进口边界为压力进口,设定出口边界为质量流量出口,固体壁面采用无滑移条件,湍流壁面使用标准壁面函数,动静交界面则采用Frozen Rotor模式进行处理。收敛精度设置为1.0×10-5。

2 实验方案

2.1 高速微型离心泵

实验泵的主要水力部件包括诱导轮、叶轮和蜗壳,其零件见图3。泵的具体设计参数见表2,叶轮和诱导轮主要参数见表3(叶轮采用半开式圆柱形叶片叶轮、诱导轮采用三叶片等螺距诱导轮)。图4是诱导轮和叶轮的结构图,s为叶顶间隙、b2为叶轮出口宽度,定义RTC=s/b2表示叶顶间隙相对值。
图3 高速微型泵零件图

1.诱导轮;2.叶轮;3.电机定子;4.电机转子;5.主轴;6.止推盘;7.轮端蜗壳盖;8.前径向轴承;9.电机壳;10.后径向轴承和止推盘座位;11.后盖板。

Fig.3 Parts of high-speed micro centrifugal pump

表2 高速微型离心泵设计参数

Tab.2 High-speed micro centrifugal pump design parameters

参数 设计值
流量Q/(m3·h-1) 0.98
扬程H/m 35
转速n/(r·min-1) 19 000
比转速ns 79.5
功率P/W 250
表3 高速微型离心泵诱导轮和叶轮参数

Tab.3 Parameters of tested impeller and inducer

诱导轮参数 数值 叶轮参数 设计值
叶片数/个 3 叶片数/个 6
进口直径/mm 18 出口直径/mm 29
轴向长度/mm 7 出口宽度/mm 3.6
入口角/(°) 12 入口角/(°) 17
包角/(°) 176.6 出口角/(°) 22
图4 高速微型泵诱导轮和叶轮结构图

Fig.4 Structure of high-speed micro centrifugal pump

2.2 实验装置

高速微型离心泵空化特性实验在闭式系统上进行,系统由储气罐、储液罐、截止阀、控制台、涡轮流量计、压力传感器、压差传感器、真空泵等组成,如图5所示。微型离心泵的扬程由压差传感器采集离心泵进出口压差换算取得,压差传感器的量程为0~1 MPa,测量精度为±0.5%;流量由安装于微型离心泵出口的涡轮流量计测得,涡轮流量计量程为0.6~6 m3/h,测量精度为±0.5%;真空泵与储气罐相连,用于在空化实验中调节泵的入口条件;储气罐容积为0.005 m3,耐压2.15 MPa。
图5 闭式实验系统流程图

1.减压阀;2.球阀;3.储气罐;4.真空泵;5.储水罐;6.可视段;7.模型泵;8.高速摄像机;9.高亮闪光灯;10.截止阀;11.三通球阀;12.涡轮流量计;13.过滤器;14.电脑;15.数据采集仪。

Fig.5 Flow chart of closed test loop facility

离心泵闭式实验系统如图6所示,水在离心泵的驱动下在系统水路管道内循环流动,系统冷却方式为外置风机强迫对流换热。其中,离心泵采用液体自润滑轴承,转速通过电位器结合变频器控制,同时流量由泵后直角截止阀调控;储水罐连接气罐、中间采用透明管以便于观察水罐的液位,保证储水罐在连续运行时保持高水位,有利于维持系统的稳定,减小变工况条件下系统的波动;在泵前加装气压罐,安全阀和真空泵,以便调控和保证入口压力条件的稳定性;泵由1 500 W、48 V直流电源驱动。
图6 闭式实验系统

注:网络版为彩图。

Fig.6 Closed-loop test facility

本实验采用逐渐降低进口汽蚀余量(net positive suction head,NPSH)的方法,探究不同叶顶间隙下不同阶段高速微型泵的空化情况。

3 结果分析

3.1 不同叶顶间隙下空化性能分析

图7通过数值模拟对4种不同叶顶间隙比(0.05、0.08、0.11、0.14)下离心泵空化特性进行对比分析。改变离心泵的入口有效汽蚀余量(NPSHa),当其扬程系数降低到0.97时,离心泵进入恶劣空化阶段,此时的入口汽蚀余量为临界汽蚀余量[23]。从图7中可以看出实验泵的叶顶间隙与扬程呈递减关系,与临界汽蚀余量呈递增关系。图中数值模拟预测的叶顶间隙比0.05、0.08、0.11和0.14对应的泵必需汽蚀余量(NPSHr)分别为0.22、0.2、0.43和0.51 m,叶顶间隙每增大0.1 mm,即叶顶间隙比增大0.03时,泵的必需汽蚀余量降低0.10 m。当汽蚀余量大于临界汽蚀余量时,不同间隙下泵的扬程基本不变,且小间隙下的扬程明显高于大间隙;在恶劣工况下,不同间隙下泵模拟扬程急剧下降,且随着叶顶间隙的增大,扬程降低趋于平缓。
图7 不同叶顶间隙比下泵空化特性对比

注:网络版为彩图。

Fig.7 Comparison of pump cavitation characteristics with different tip-clearance Ratios

当叶顶间隙比为0.08和0.11时,将数值模拟结果和实验空化特性曲线进行对比(如图8所示)。从图8中可知,模拟值与实验值基本一致,验证了数值模拟的可靠性;RTC=0.08和0.11时,模拟断裂空化点分别为0.36 m、0.48 m;RTC=0.08和0.11时,实验断裂空化点分别为1.08 m、1.13 m;低叶顶间隙比时,泵的抗空化特性和水力性能都会更好。
图8 不同叶顶间隙比下泵空化特性模拟和实验对比

注:网络版为彩图。

Fig.8 Comparison of numerical and experimental cavitation characteristics with different tip-clearance ratios

通过高速摄像机捕捉到管道空化情况,如图9所示。管道空化使泵进口工质变为气液混合流,导致泵内流动更复杂,更易发生空化。从而导致图8中,在不同间隙比下实验的断裂空化点均比模拟高。
图9 管道空化图

Fig.9 Pipe cavitation diagram

图10为不同叶顶间隙比下间隙内流线的分布情况。从图中可以看出,泄漏流诱导轮入口流速比较大[24],这是由于叶轮内部存在的压力梯度,即高压区的流体倾向于流向低压区;随着叶顶间隙的增加,泄漏流的熵值和流速都在增加。泄漏流会影响叶轮流场,其逆流回到叶轮入口处与主流相互作用将引起泄漏涡,这是引起空化的主要原因。因此,叶顶间隙越大,泄漏回流至上游的范围更广、泄漏涡越多、叶轮能量损失越大、叶轮空化也会更加严重。
图10 不同叶顶间隙比下间隙流线分布图

注:网络版为彩图。

Fig.10 Distribution of leakage flow lines with different tip clearance ratios

图11为装置汽蚀余量为0.616 m时,不同叶顶间隙比下叶轮空泡体积分布。从图中可知,空泡聚集在诱导轮以及叶轮入口处,且随着叶顶间隙的增大,原本已经有空泡的流道,空泡体积分数增大,没有空泡的流道也有逐渐被空泡占据的趋势。空泡体积分数的增大会引起入口流道的堵塞,改变诱导轮和叶轮内的流场,从而影响泵整体流动特性。
图11 叶轮流道内空泡体积分布图

注:网络版为彩图。

Fig.11 Distribution of cavities in the impeller flow passage

3.2 不同叶顶间隙下性能实验

进一步在闭式实验台上对高速微型离心泵进行额定转速、不同流量下的空化特性实验。考虑到实际装配与运行,选取RTC=0.08和0.11两种条件,得到了实验泵扬程随汽蚀余量的变化曲线,如图12所示,其中有效汽蚀余量NPSHa(公式中用{V}_{NPSHa}表示)的表达式为
{V}_{NPSHa}= P c ρ g+hg-hc- P v ρ g,
hc= v s 2 2 g= 8 Q 2 g π 2 D S 4。
式中:Pc为换算到泵汽蚀基准面上的进口绝对压力,单位Pa;Pv为工质在工作温度下的饱和压力,单位Pa;hg为水位高度,单位m;hc为水力损失,单位m;ρ为工质密度,单位kg/m3;g为重力加速度,单位m/s2;vs为泵入口工质流速,单位m/s;Q为工质入口体积流量,单位m3/s;DS为泵入口直径,单位m。
从图12可知:在不同的流量下,随着有效汽蚀余量的减小,扬程先保持稳定后平缓下降,当到达临界汽蚀余量后,即有效汽蚀余量NPSHa等于必需汽蚀余量NPSHr后,实验泵扬程急剧下降;流量与扬程和临界汽蚀余量都呈递减关系,流量越小时泵的抗空化性能越好。对比图12a和图12b可知,叶顶间隙越小时,泵的扬程越高;随着流量的改变,叶顶间隙比为0.08时临界汽蚀余量变化更小。这是由于叶顶间隙越小,叶顶泄漏流就会越小,与主流作用产生泄漏涡的可能性降低,对实验泵的空化特性影响也会更小,所以叶顶间隙比为0.08时,不同工况下临界汽蚀余量会更接近。
图12 不同流量下实验泵空化特性图

注:网络版为彩图。

Fig.12 Experimental cavitation characteristics of pump at different flow rates

根据实验结果,可以得出较小的叶顶间隙比有助于提高泵的抗空化性能。在入口压力较低的情况下,较小的叶顶间隙能够更好地减轻空化程度。然而,在实际应用中,还需要综合考虑其他因素,并根据具体情况选择最适合的叶顶间隙大小。

4 结论

本文结合数值模拟和实验研究的方法,探究不同进口汽蚀余量、不同叶顶间隙比下(0.05、0.08、0.11和0.14)下离心泵空化特性,比较叶顶间隙的大小对高速微型离心泵空化性能的影响,得到如下结论:
1)同一叶顶间隙比下,有效汽蚀余量随着流量的增加而增加;不同叶顶间隙下,叶顶间隙越小,叶顶泄漏流小,发生泄漏涡的可能性降低,提高了泵的抗空化性能。
2)叶顶间隙比越小,泵的抗空化性能越好;叶顶间隙比越大,叶轮流道内泄漏流线熵值越大,空泡体积分数越大,导致叶轮更易空化。
3)扬程随叶顶间隙比的增加呈递减趋势,临界汽蚀余量呈递增关系。在恶劣工况下,不同间隙下泵模拟扬程急剧下降。
4)随着叶顶间隙的减小,实验泵的临界汽蚀余量也越小,因此较小的叶顶间隙有助于提高泵的抗空化性能。在入口压力较低的情况下,较小的叶顶间隙能够更好地减轻空化程度。

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